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DH71型离心式空压机运行节能技术理论及试验研究


四川大学 硕士学位论文 DH-71型离心式空压机运行节能技术理论及试验研究 姓名:李桂兰 申请学位级别:硕士 专业:化工过程机械 指导教师:邹正文 20050510

四川大学硕+学位论文+摘要

DH.71型离心式空压机 运行节能技术理论及试验研究
化工过程机械专业

研究生李桂兰

导教师邹正文教授

本文针对攀钢氧气厂国产6000m3/h制氧机用DH-71型离心式空压机气量 小、能耗高的问题,全面总结了离心式压缩机的经典理论:叶轮理论、气动热 力学理论、三元流动理论和喘振理论,并从课题研究的目标出发,采用系统分 析法对该型空压机进行了科学的分析研究。首先,通过测绘现场空压机结构布 置图,根据测试的原始数据,建立了压缩机装置系统的数学模型,求解出管网 阻力随流量变化的p。一Q方程,并作出管网阻力曲线图,诊断其运行工作点与 设计点的偏离程度。由于管网特性曲线平坦,说明管网设计安装合理,应从压 缩机本身研究其运行节能的技术措施。通过进一步研究空压机装置系统的能量 传递和损失原理,得到了整台压缩机装置的总效率T1:的表达式,该方程为空压 机装置系统节能降耗和提高排气量指明了方向。 本文应用上述原理对系统进行理论分析,结合现场压缩机装置的运行情况, 找出了空压机能耗高、气量小的主要原因。根据理论分析的原因,研究设计出 切实可行的提高排气量、降低功耗的具体技术方案。鉴于企业对投资成本的考 虑,优选了其中5项节能技术措施进行试验:降低吸入系统阻力,截断末级冷 却器,提高浊温和开大导叶阀,降低机体温度及叶轮流道盖板打磨试验等。试 验证明,设计的技术方案紧密结合生产实际,易于操作,投资少,见效快,实 施后效果良好,机组运转平稳正常,产量大大提高。本论文首次提出采用液体 抛光叶轮流道、振动砂带研抛轮盘等技术,节能效果显著,可在国内同行业同 类型压缩机上推广应用。 关键词:离心式压缩机 空压机 运行 节能 理论 试验研究

四JIl大学硕士学位论文?Abstract

The Theoretical and Experimental Research Saving Technology of

on

Operation Energy

Type

DH一7 l Centrifugal Air Compressor

Chemical Process Machinery

Graduate student Li Guilan

Tutor Zou Zhengwen

As for the low discharge flow,high-energy consumption problem of DH一71 centrifugal air compressor in Oxygen Plant,Panzhihua Steel and Ltd.,the classical theories of centrifugal compressor have thoroughly in this paper,such as:impeller flow

Vanadium

Co.

been summarized

theory,gas

dynamics

and

thermodynamics theory,three-dimensional

theory and vibration theory.

Furthermore,this air compressor has been analyzed and studied scientifically by
system

analyzing method,according

to the goal of this

project.First

of all,the site

compressor structure assignment figure is surveyed and mapped.The mathematical model of the compressor device system is set up wim the original data measured.

Then
flow

the pipeline character

curve

is drawn according to the pipeline
eveil

resistance

VS.

pe—Q

equation.Since the

pipeline character

curve

shows that the

pipeline design

and

installation is correct.we should smdy the operation energy

saving technology measure from the compressor itsel:f.Further studying the energy

transfer and

loss theory of the compressor device

system

derives the total
US

efficiency qz equation of the compressor

device.The

equation provides

the

direction of saving compressor energy consumption and enhancing the discharge flow. This paper finds out the main
reasons

of

hi曲-energy

consumptiOil and low

discharge flow problem by applying the theory referred above and integrating the theory with the site operation condition ofthe compressoL

The feasible technology



四川大学硕士学位论文?Abstracl

scheme to upgrade the discharge flow and cut down the energy consumption is put forward in this consideration
on

paper

on

the

basis of the reasons,As for the

enterprise’S
are

the investment,only five items of these technology measures

tested:reducing the inlet resistance,cutting off the end cooler,raising the oil temperature

and

turning up the inlet guide varies,lowering the machine

body

temperature and polishing the surface of the

impeller.This technology scheme is

turned out to be easy to operate,need less investment

and time,and integrates
is good

the

production reality closely.The experimental problem is solved

result

and

the original

efficiently.The

machine works steadily and normally,and the

oxygen output is greatly

improved.The liquid polishing

technology
save

and the

vibration emery belt abrading

technology,which

can

efficiently

the energy

consumption.are firstly put forward in this paper.It applied to the
salrle

Can

be

popularized and

type compressor ofthe same internal field.

Key words:Centrifugal compressor,Air theory,Experimental Research

compressor,Operation,Energy

Saving,

HI

四川大学硕士学位论文?第1章总论

第1章总论 1.1概述
压缩机是把原动机的机械能转变为气体能量的~种机械【l】。它消耗能量以 输送各种气体工质,参与到各种不同而重要的工艺流程中去【2J。 压缩机是国民经济各个部门中的重要通用机械,用途十分广泛,几乎遍及 石油、化工、冶金、动力、国防、制冷、制药、食品、机械等各大工业领域。

在化学工业,压缩机被称为生产流程中的“心脏”;在冶金工业,需要压缩空气
和氧气提高压力;随着石油工业的发展,压缩机又成为油田集气、输气、轻烃 气回收的关键设备;在国防系统,现代化武器也离不开压缩空气:两对于生物 工程门类的开发及食品制造业等,则急需压缩机来提供洁净的压缩空气等口】。 按照压缩气体的方式不同,压缩机通常分为两类:容积式压缩机和透平式 压缩机。容积式压缩机是利用活塞、柱塞或各种形状的转子等元件在密闭的气 缸内对气体进行挤压,使气体压力提高并排出的机械。它根据挤压元件的运动 方式又分为往复运动式和回转运动式。透平式压缩机是一种叶片式旋转机械, 它利用叶片与气体的相互作用,提高气体的压力和动能,并利用相继的通流元 件使气流减速,将动能转变为压力的提高。它根据气体主要运动方向可分为离 心式、轴流式和混流式14]。 离心式压缩机是透平压缩机的一种,具有排气量大,效率高,结构简单, 体积小,气体不受油污染以及正常工况下运转平稳,压缩气流无脉动等特点。 它是利用高速回转的叶轮对气体做功,使气体在离心力场中压力得到提高,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为静压能,而
使气体压力进一步提高。早期,由于这种压缩机只适用于低、中压力、大流量 的场合,而不为人们所注意。随着气体动力学研究的进展,离心式压缩机的效 率不断得到提高;新材料的问世,轴承、密封技术及机械加工技术的进步,解 决了离心式压缩机向高压力、宽流量范围发展过程中的一系列问题,使离心式 压缩机的应用范围大为拓展,以致在很多场合可取代往复活塞式压缩机¨JI“。 1900年法国拉托厂首先制造了第一台高炉鼓风用离心式压缩机,6年后, 瑞士的布朗鲍威尔开始生产拉托型压缩机,从此在欧洲和美国便出现了离-tL,式

四川大学硕士学位论文?第l章总论

压缩机的生产热潮。离心式压缩机在航空发动机上的应用经历了一些曲折。应 该说第一台航空喷气式发动机采用的是离心式压缩机,但随着航空事业的飞速 发展,对发动机的功率需求猛烈增长,采用轴流式压缩机更合适,因而在20世 纪50年代中期以后,航空用离心式压缩机的发展几乎停滞不前。一直到了60 年代中期先进的军用直升机需要装备小的燃气轮机,才又刺激离心式压缩机的 进一步发展。此时,还由于离心式压缩机制造工艺的新进展和空气动力学研究 的成就,大大扩大了离心式压缩机的应用范围。离心式压缩机已成功地应用到 汽车、直升机用燃气轮机、柴油机的增压器、空调、化工、石油等领域,并在 许多领域中和容积式压缩机展开了竞争,取得了很好的成绩。起先离心式压缩 机只是在低中压方面在大型企业中取代活塞式压缩机,发展到今天,在高压领 域内和在大型企业中已取代了活塞式压缩机。随着高压离心式压缩机的有关关 键技术(如高压密封、小流量叶轮的制作和防喘措施等方面)的进展,世界许 多厂家已能生产出排气压力达(280~340)x105Pa或更高的高压离心式压缩机, 1972年依了得厂为压缩多种工艺气体制造的压缩机其排气压力高达
687×10 5Pa。从进气流量看,离心式压缩机在80-6000m3/rnin(N)'范[]内得到广

泛应用【4】。目前世界上离心压缩机的最大排气压力可达700×105Pa,最大进气量 可达6000m3/min以上,一般离心压缩机的转速为5000≤”≤20000r/minl7Ja 我国在20世纪50年代开始制造离心压缩机,从七十年代初开始又以石油 化工厂、大型化肥厂为主,引进了一系列高性能的中、高压力的离心式压缩机, 取得了丰富的使用经验,弗在对引进技术进行消化、吸收的基础上大大增强了 自己的研究、设计和制造能力。从仿制阶段再到自行设计制造,虽仅穿越了半 个世纪的时空隧道,却已成为国民经济重大技术装备的源头之一18J。但由于离 心式压缩机内部气体流动复杂,设计、研究时必须作诸多近似,导致用传统的 一元流、二元流方法设计的离心式压缩机存在效率较低,容量不大,能耗高等 缺陷【91。据统计,在一个大型化工厂中,全年为压缩机配套的电动机功率常达 上万千瓦;在冶金工业和机械制造行业中,冶炼用的氧气压缩机和空气压缩机 动力站所消耗的电能,几乎占全厂电能消耗的30%以上……Il…。近年来,由于 环境保护越来越受到人们的重视,压缩机的使用和研究也以节能为首要目标, 减少C02的间接排放,减缓全球气候变暖,并为世界经济的可持续发展做出贡 献。目前,在所有可利用的能源形式中,电能属于高品位的能源,节电比其他

四川大学硕士学位论文?第1章总论

节能方式具有更大的经济效益。随着离,11,式压缩枫在石油、化工、冶金等部门 中应用日趋广泛,企业为了提高经济效益,必须走技术革新、挖潜增效的途径 来降低生产成本。因为压缩机是机械工业部十二类重点节能产品之一,是工厂 的耗电大户。所以对离心式压缩机进行技术改造,推广使用先进的节能技术和 装置是其主要措施之~。

1.2离心空压机工艺装置介绍
离-Ii,压缩机是大型钢铁企业制氧装置空气分离系统的主要设备。攀钢氧气 厂现有DH一71型离心式空压机机组4台,三开一备制,均为沈阳鼓风机厂70 年代产品。沈阳鼓风机厂是我国专业化的离心压缩机生产厂家,早期,沈阳鼓 风机厂从意大利新比隆引进了MCL水平剖分型、BCL筒型和PCL输气管线用 三种系列压缩机技术,后来又从日本引进了DH系列压缩机【4】。DH.71型压缩机

采用T4100.4/1430型电动机配齿轮增速箱驱动,为3套国产6000m3/h空分装置 提供一定压力的原料空气,长期以来为保证供应公司炼钢炼铁的氧氮氩等气体
的需要起着相当重要的作用。

图卜1离心空压机装置工艺流程图

四川大学硕士学位论文-第1章总论

离心空压机的工艺流程如图卜1所示。吸风塔将to=30 6C、po=86725Pa(绝) 的大气吸入以后,送入袋式过滤器以滤清其中所含的灰尘以及其他杂质,过滤 后的空气通过直径为≯1250nun的管道送入带中间冷却器的离心空压机,此时空 气压力pj=85758Pa(绝)、温度tj=3l℃,进幸亍压缩提高压力后变为pe_O.48MPa (表)、t。=36。C,为了防止油和水分进入贮气罐和管网带来不良影响,压缩空气 需经过空冷塔充分冷却,之后进入油水分离器分离其中所含的油分和水分,使 压缩空气得到初步净化,最后进入空分塔,利用空气中氧气和氮气的沸点不同 通过精馏中的蒸发冷凝进行空气分离…J。

1.3离心空压机性能介绍
1,3.1离心空压机性能参数

DH.71型离心式空压机采用T4100.411430型三相同步电动机配齿轮增速箱
驱动,功率因数0.9,定子6000V452A,转子47V392A。其设计性能参数如下。 离心压缩机参数:
型号
D}l_71

压缩会质

空气
55% ≯1208mm ≯500mm

相对湿度m
进气口径 出气口径 供气量Q-N 进气量Q“ 进气压力PJl 排气压力P。

40000m3/h(标准状态下) 905.3m3/rain(进气状态下) 0.0867I#MPaA(压缩机进口法兰处) O.53MPaG(末端冷却器后)
30℃

进气温度tiI
多变效率 主轴转速n 叶轮转速

72%
1430rlmin

低压侧nr9464.3rlmin 高压侧nh=l 1691.2r/min

气体冷却器耗水量

380m3/h 30℃

冷却水温

四J11大学硕士学位论文-第1章总论

电动机参数: 型号 功率 频率 极数 转速 电机冷却水耗水量
T4l 00.4/1430 4100kw 50Hz

4极 1500r/min(同步转速)
58m’/h

1.3.2离心空压机性能曲线 由制造厂的使用说明书可知,离心空压机的设计性能曲线如图1-2所示。
n√%)
一8 O -7 o ~6 0 -5 O -4 0 -3 0 -7 0 【×1 O5P.C) —— 。2 0


Pe

、 ,h

/R \
-2 o -1 O 5 ——一0 3 -5口 4 1 6 0

.N‘ ’l-】







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2 5

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4 5

4 g

Q一1

03

N一,h

圈1-2 I)H-71离心式空压机特性曲线

1.4离心空压机结构特点
该压缩机为H型、低压、大流量、四级离心式空气压缩机。DH?71型空压 机结构如图1.3所示。每台机组由四级叶轮组成,分别安装在两根轴的端部,
均由装在主轴上的大齿轮驱动装在叶轮转子轴中部的小齿轮增至高速,这样便

四川大学硕士学位论文?第1章总论

可以得到两种不同的转 速,高压级叶轮转速较 高,使各级性能参数较 为合理,从而可以获得 较高的压力比。叶轮装 在每根轴的端部,其朝 向相反,这样可使机器 的轴向力大部分自行平 衡,机器运转平稳,振 动很小。 气体经每级叶轮吸
图卜3 DH_71型离心式空气压缩机

入压缩后,进入导叶扩 压器和蜗壳,扩压收集

气体至出口,然后进入级间水冷却器,气体经冷却后温度为tei=400 C,再进入下 级叶轮进口,这样依级次对气体进行四级连续增压压缩达到排气压力。由于该 机各级冷却器都设置在机体的下部,使整机结构紧凑。又由于每级排气后都进 行冷却,使之接近于等温压缩,应该说效率较高。其转子外形如图1—4所示。

图1-4 H型离心式压缩机转子



四川大学硕士学位论文?第1章总论

1。5离心压缩机国内外研究进展
1.5.1离心压缩机理论及内部流动计算回顾与现状 著名数学家列奥拉德?欧拉(Leonrardo Euler,1707~1783)是第一位试图从 理论上阐明透平机械气体流动机理的学者112]。他在一些假设条件下推得了著名 的Euler涡轮方程式
hm=“2cu2~“lc"l

该方程解决了流体与涡轮能量转换的问题,建立了透平机械理论能量头h。 与叶轮进出口流体运动参数c。之间的定量关系。因此,Euler涡轮方程是离心压 缩机的基本方程。 虽然叶片式机械中的真实流动都是三维空间中的流动,但为了简化,早期 的研究把流体在叶道中的流动看作是微团沿着叶轮流道中心线的运动。根据这 一假设,建立了叶片式机械的一元(维)流动理论,亦称微元流束理论。 Euler理论和一元理论虽引进了一些假设,存在一定的局限性,但到目前为 止,以经验数据修正了的Euler理论和一元理论仍然是计算叶片式机械叶轮和导 叶的基础。 弗伦茨?普拉西尔(1857-1929)于1903年从速度势的概念出发,提出了轴对 称流动理论。1906年,H.洛伦茨根据流体工作场的概念提出了叶片式机械二元

(维)流动理论。二元理论认为,叶(转)轮内轴面速度Cm沿着过流断面是不均匀的,
即轴面气流为二元流动。 虽二元理论较一元理论更为科学,更接近真实流动状况,但二元理论实际 应用并不多。 我国著名气体动力学专家吴仲华教授曾对叶轮机械内三元(维)流动的理 论和计算作出过历史性的奠基工作【l 31。1952年,吴仲华提出了用准三元方法求 解三元流动的理论,即著名的叶轮机械两类相对流面(sl流面和s2流面)的普遍 理论,把一个复杂的三元流动问题分解成两类二元流动问题来求解,使数学处 理和数值计算大为简化。近30年来,这一理论不但被国内外公认是一种适用性 非常普遍的理论丽被广泛应用,同时,以此为基础发展了各种二元流动的分析 方法。现在,由两个或三个二元流动的解析和相互迭代计算,从而确定时轮中

空间流场的三元流动的解析计算方法,有了相当大的发展;并在研制性能优异
的新叶轮、改善流道中流动状态方面,都发挥了相当大的作用。

四川大学硕士学位论文?第1章总论

叶轮机械内部流动的研究主要有二个方面,一是流场测试,二是数值模拟。 由于旋转叶轮内部流场测试较困难以及计算机技术的迅速发展,叶轮内部流动 数值模拟的研究相当活跃。一般来说,离心叶轮内的流动是三维的湍流运动。 叶轮的旋转和表面曲率效应以及随之而来的哥氏力和离心力,使叶轮内的流动 极其复杂,并常伴有流动分离、二次流和尾迹流等[14]。 目前,旋转叶轮内部流动计算方法大致可分为三类}】5I:

①三元无粘性流或势流预测方法。即假定整个流场是无粘性的或有势的。
此法已基本成熟和完善。

⑦分区计算法。即把整个流场划分成不同的区域分别作粘性流或无粘性流
处理。其经典的研究方法是边界层理论。

③离心叶轮通道的完全粘性解方法。它把N—s方程在整个流场中作为统一
的出发方程进行求解,并以有效粘性系数代替粘性系数来考虑湍流运动。 由于真实流体具有粘性,因此叶轮机械内部流动计算最终是要求出完全粘 性的N.S方程解。近年来,随着计算机技术和计算流体动力学的迅速发展,越 来越多的科学家和技术人员正致力于这一领域的研究,新的计算方法不断问世。

1.5.2内部流场测试概况 以前,由于旋转叶轮中的实验很难做,人们未能很好了解离心压缩机叶轮 内的真实流动情况,因而只能用一元理论这一概念进行设计,并用滑移修正系

数来考虑真实流体的粘性效应。为了进一步提高离心压缩机的性能,首先需要
了解叶轮内的实际流动状况。近几十年来,随着速度与压力探针、热线风速仪 和激光测速仪等的应用,叶轮内流动的真实情况逐步为人们所认识。 Acosta和Bowerman用旋转压力计测量了离心叶轮内的静压分布和相对速 度分布以及相对能量损失。Howard和Kittmer[”】的实验表明,没有正确的二次 流谱模型,就不能很好地进行叶轮中的三元流动预测。Murakami和Kikuyama

及Asakura用探针和油膜法研究了离心叶轮内的速度和压力分布。
这些测试结果都证实,由于流体粘性的存在,离心叶轮内部的流动并不像 一元理论所假定的那样流动是均匀的,而是基本上由相对速度较小、旋转滞止 总压较小的尾迹区和近似无粘性的射流区所组成,尾迹区在叶轮出口处的前盖 板表面和叶片负压面附近,叶轮中的损失和熵增集中在尾迹区,这就为进一步

四川大学硕士学位论文?第1章总论

提高离心压缩机的性能指出了方向。 近年来,国内也有不少有关离心压缩机内流动测量的报道。应该说,在测 试技术和方法上,已基本赶上了国外步伐,如流动显示、探针、图像消转仪、 油膜法、高速摄影和激光测速等已应用于离心压缩机内流场的测试。但与国外 相比,其测试设备和测试的深度与广度方面仍有一定的差距。离心压缩机叶轮

内部流动的测量不仅需要一定的技术,而且要花费大量的财力和物力,但这无
疑是提高离心压缩机性能的最可靠的依据。

1.5.3三元流动发展动态 三元流动是透平机械气动热力学的专门问题。最初是航空上为了提高飞机 性能,对压缩机的设计不断提出新的技术要求和性能指标,从而使压缩机的第 一级由亚音速过渡到超音速。流线的曲率和斜率对气流参数的影响就特别突出, 要设计这样的叶轮机械就必须突破“沿圆柱表面”流动的束缚,把流线的曲率 和斜率考虑进去,同时还要考虑熵和功沿径向的变化。因此,迫切需要建立新 的流动模型,把二元流发展到三元流f9]。

此外,现代工业对扩大流量、节省能耗的要求越来越高,希望离心压缩机
能进一步增大流量、提高效率,并尽可能地提高单级压力比,具有较宽的变工 况范围。由于流量增大,叶轮出口的相对宽度b2/D2将超过0.065达到0.1甚至 更大,致使叶轮中的气流参数原来的不均匀性更加显著。这样再按一元流动假 设进行叶片只弯不扭的常规叶轮设计己不适用,而必须按三元流动理论设计出 叶片既弯又扭的三元叶轮,才能适应气流参数(如速度、压力等)在叶道各个 空间点的不同,并使其既能满足大流量、高的级压力比,又具有高的效率和较 宽的变工况范围。因此应用三元流动理论设计三元叶轮是十分必要的【7】。

显然按三元流动理论所设计制造出的三元叶轮比常规叶轮更加符合叶道中
的实际流动情况,其级的多变效率n D0l可达80%~86%,其变工况的工作范围也 较宽,因而在离心压缩机产品中已被推广应用。甚至在流量不太大,叶轮不太 宽(b2fD2=0 05,--0.065)的情况下也被采用了。对于现有叶轮,可通过三元流动 设计将其改造为三元叶轮,可明显改善叶轮性能。资料表明,采用三元流动设 计的新叶轮可比原叶轮的效率提高3%~10%(视原机设计性能和叶轮结构不同, 其提高值不同)。由于石油化工、冶金等行业的压缩机都已相继进入改造期,因


四川大学硕士学位论文?第1章总论

此这种改造意义很大,它大大提高了装置的生产能力及经济效益,就单机改造 而言,其节能效果也是非常明显的。 通过对离心式压缩机叶轮三元流场的计算分析,可得到叶轮内某位置的气 动热力参数。对所得参数加以分析和研究,可确定设计叶轮的性能,以达到提 高叶轮气动效率、增加负荷、提高设计精确性和缩短周期的目的。 国内三元流动计算在可压缩流体叶轮机械中研究得比较充分,已应用于工 程实际。离心压缩机内部的实际流动极复杂,通常它是一个非定常、有黏性、 三元湍流流动,有时还具有多相性,出现跨声速和超声速流动,流动中可能出 现激波,会出现各种涡系等。动叶旋转,它与静叶相互作用,各种涡系、激波 的非定常性等都说明其内部流动的非定常性是固有的,它直接影响损失的产生、 扩散运输。长期以来,对离心压缩机械内流动非定常性的试验研究和数值计算 很困难,因而深入研究不够。随着近代激光与微电子新技术的发展,对复杂非

定常流的动态细微结构进行了详细测量,为深入试验研究提供了手段,激发起 对这方面的研究热潮,应该会使研究更加深化,取得重大成果。随着当代计算 机技术和数值计算方法的进步,有可能对复杂流动进行数值模拟计算,直接求
解三元黏性流动方面,近十几年来己先后开发出不少CFD(计算流体动力学) 的商用软件,如PHOENICS、CFX、Star-CD、NREC、NUMECA等,利用它们

可以比较方便地进行离心压缩机械内部流动的数值模拟计算分析、进行数值试
验,探求流动规律,为设计参数优化和试验方案选择提供了科学依据。应当看 到,在当前测试和计算方法中仍然有很大的不足和困难。如在计算中尚无法在 湍流尺度的网格尺寸内求解瞬态三维N—s方程全模拟,对计算机要求稍低的大 涡模拟正在深入研究,当前应用最广泛的还是从雷诺时均方程出发的模拟,这 就要用到这样或那样的湍流模型。在数值解法上大多采用压力修正Simple算法 及其改进算法即表示成速度.压力的原始变量法。计算中由于受到所采用湍流模 型的限制,特别是由于转折点尚难精确预估,因而对叶型损失的估算会带来较

大误差,而用不同的模型计算结果也不尽相同,计算模拟结果与实际结果尚有
一定距离,有待进一步探索出可靠的湍流模型;又如,计算分析软件对复杂结

构的完全、真实、准确几何建模能力尚待进一步提高;特别是优化设计尚较多
地依赖设计者对CFD和流动规律的深刻理解程度和设计经验等14】。

四川大学硕士学位论文?第1章总论

1.5.4离心压缩机行业发展趋势 压缩机作为一种通用机械,为了适应用户的需要和激烈的市场竞争,研究 与开发一直在广泛而深刻地进行着。压缩机研究总的来讲,都是围绕下列方向 进行的:①根据生产发展需要开发新产品;②不断提高已有机器的经济性与可 靠性;③应用新工艺与新材料;④降低制造成本;⑤降低噪声【17】。 在离心压缩机的使用上,没有~个国家可以和美国相比。从产量来看,多 数离心式压缩机都来自开利、McQuay、特灵和约克四家公司。在欧洲和东亚, 占市场主导地位的基本上都是美国的大制造商【l引。我国是全球为数不多的最重 要的压缩机市场之一。近些年来,我国压缩机行业得到了较快的发展,目前已 基本能自行设计、生产各类压缩机,并已形成了压缩机标准体系。国外的一些

知名压缩机厂家纷纷以独资或者合资的方式进入我国市场,目前已有日本
Hitachi、Daskin、National、Tecumsech、Matsushita公司以及美国的Copelan、 Trane、Sundyne等公司陆续投入了批量生产【19】。

随着国民经济的加速发展和科学技术的突飞猛进,离心压缩机也随之得到
不断的发展与完善。目前离心压缩机的发展趋势简述如下u 6】:

①创造新的机型。 ②离心压缩机内部流动规律的研究与应用。在离心压缩机的通流部件中进
行空间三维流动、粘性湍流、可压缩流、两相多相流和非牛顿流体的流场数值

分析计算以及改进空间流道几何形状的设计等。
③高速转予动力学的研究与应用。高速转予的平衡、高速转子的弯曲振动 和扭转振动、高速转子的支承与抑振、高速转子的轴端密封和高速转子的使用 寿命预估等。

④新型制造工艺技术的发展。多维数控机床加工叶轮、叶片等零部件、复
杂零件的精密浇铸和模锻、特殊焊接工艺和电火花加工等。

⑤离心压缩机的自动控制。为使离心压缩机安全运行、调控到最佳运行工
况或按产品生产过程需要改变运行工况等,均需要不断完善自动控制系统。

⑥离心压缩机的故障诊断。为使离心压缩机安全运行,变定期停机大修为
预防性维修,采用在线监测实时故障诊断系统,遇到紧急情况及时报警、监控

或联锁停机。目前故障诊断系统正向人工智能专家诊断系统和神经网络诊断系
统方向发展。

四川大学硕士学位论文?第1章总论

⑦实现国产化和参与国际市场竞争。许多大型的复杂的离心压缩机均已由 从国外引进过渡到实现国产化,并随着一些大型工程装备的出El,向国外销售, 参与了国际市场的竞争。

1.6本课题研究的目的意义、技术路线和主要内容
1.6.1本课题研究的目的意义

DH型离心压缩机组是大型工业企业如钢铁、石油化工等生产所急需的大型
关键动力设备。本课题就是针对攀钢氧气厂一车间DH一71型离心式空压机运行 中存在的问题而提出来的。由于受到当时设计和制造水平的限制,且运行时间 较长,该型压缩机存在气量不足和能耗偏大的缺陷,严重制约着企业的经济效 益。通过现场观测可知,压缩机实际排气量Q=37000m3/h,排气压力p。f0.48MPa (表),机组效率为50%左右,说明该压缩机装置实际运行状态的效率仍较低, 存在较大的能量损失,从而导致整个国产空分制氧机能耗高,经济性差。由于

机组配带功率为ND:4100kw,能耗较高,在整个制氧工艺中,空压机耗电占70%
以上,因此提高空压机运行效率,对改善制氧工艺的经济性意义十分重大。为 了解决这个多年来困扰着用户的顽症,本论文预计对该机的结构进行全面认真 的分析后,制定出合理的改造方案,对在攀枝花新钢钒股份有限公司氧气厂运 转的该型空气压缩机实施技术改造。

1.6.2本课题研究的技术路线 本课题研究的节能初步技术路线为:

①改进管网系统以降低系统阻力,从而减小功耗,提高排气量。 ②改进压缩机叶轮和蜗壳等流道,以降低流动阻力损失,从而减小功耗,
提高排气量。

⑨增大冷却水量以降低压缩机的吸排气温度,采用增压降温进气技术等,
从而降低压缩机的功率消耗。

④调整优化压缩机装置运行参数,使DH,71空压机在设计工况下运行。
达到目标:实施技术方案后,预期应能优化压缩机装置运行参数,使空压 机气量由37000m3/h增加到40000m3/h,压力满足空分塔正常操作的压力,效率 提高2%,空气单位电耗下降2%。改造后的装置及其系统实现可靠、稳定的长

四川大学硕士学位论文?第1章总论

期运行,并不与相关系统发生矛盾。

1.6.3本课题研究的主要内容 本课题研究的主要内容拟定为:

①研究压缩机与管网联合运行的工作点。对压缩机装置系统进行现场测绘
及计算,建立管网系统数学模型,求解压缩机与管网系统联合运行的工作点, 分析工作点的合理性。 ②研究找出压缩机装置系统能耗高、气量小的原因,提出空压机运行节能 技术方案。 ③分析各技术方案的理论节能效果,经过优选,进行具体的节能技术方案的试 验研究。

四川大学硕士学位论文-第2章离心压缩机基本理论

第2章离心压缩机基本理论 2.1离心压缩机的叶轮理论
叶轮是离心式压缩机的关键部件,它直接影响到压缩机的性能。离心叶轮 内部的气体流动是非常复杂的。由于流道形状、哥氏力和粘性力的影响,叶轮 内的气体流动具有以下特点:①气流参数沿轴向、周向和径向都是变化的,即

气流呈三元流动性质;②实际气体都有粘性,而在内部流场中考虑粘性是很难 的;③叶轮内的气体流动存在二次流现象和边界层分离,它们必然对主流区产
生干扰,使流动更为复杂;④实际气体流动都是非定常的。而在数学上计算非

定常是困难的;⑤实际气体都是可压缩的。
由此可见,叶轮内的气体流动是非常复杂的粘性、三元、可压缩、非定常 流动。一般计算求解时,往往假定气体为理想气体。对离心压缩机叶轮以及整 个流道中气体的流动,假设条件是:第一,是稳定流动,流道中任意点的气流 参数不随时间而变化;第二,流道任一截面上(指与气流速度相垂直的截面) 的气流参数相同,可用一平均值表示。这样就可把压缩机内的气体流动当作一 元流动来处理,即气体的参数只与流道长度有关。然后在此基础上对粘性流体 进行修正。

2.1.1离心压缩机的工作原理 如图2-1所示,在叶轮流道内任 意半径r处,取出厚度西的气体质点, 其密度为P,叶轮宽度为b,对应的 圆心角为dp,则其质量为 dm=pdsdrb=prdqxtrb。当该质点随 叶轮以角速度u旋转时,则产生离心 力dC为
dC=dmro 2=pdebc02,2咖


此离心力dC应被径向压力差所平

图2—1叶轮工作原理

14

四川大学硕士学位论文?第2章离心压缩机基本理论

衡,即们:brdqxtp,于是咖:害呈:p∞2rdr。
UrQ国

设气体密度不变,且叶轮内缘和外缘的半径各为_和t 则得其相应的压力差为

两边同时积分

e勿=10092r肋=圭舢2(彳一‘2)
由此可得叶轮内任意半径r处气体质点所具有的压力D为

(2.1)

P=Pl+去胛2(,2—1“、
一r。J P:P2一昙pro:(-,r2√)’



旺之’

一:

由此可知,气体压力的增加与气体的密度p、叶轮半径r2、叶轮转速r-02成

正比。如果叶轮产生的压力P:等于叶轮外部的压力P:,叶轮外围出口即使不封
闭,气体也不会从叶轮流出。如果P:<P:,表明叶轮尽管在不停地转动,叶轮

内的气体不仅不能流出,叶轮外部的气体反而会倒流入叶轮,这是应该避免的。 如果p:>p:,叶轮就能将气体不断送入排出管㈣。
2.1.2气体在叶轮中的运动分析 离心压缩机工作时,叶轮内的气体,一方面随着气体高速旋转作圆周运动, 另一方面又在转动着的叶轮中从内向外的运动,因此气体在叶轮中的运动是一 种复杂运动,如图2-2所示。气体在叶轮中的绝对速度i是气流相对于叶轮叶片

的速度谛和气体的圆周速度云(与叶轮的圆周速度西相等,U=棚州60)两种速
度的合成。即
#=i+谛

(2.3)

这三种速度之间的关系可用速度三角形表示。叶轮中最有实际意义的是叶道进 出口处的速度,下面讨论叶道进、出口的速度三角形。 设气体以速度五进入叶轮叶道,方向角为口,,见图2—2(a),气体迸入叶道 入口时,由于叶轮有圆周速度瓦,所以气体对转动叶轮叶片的相对速度为

羁=蟊一玩,曩的大小和方向可由进口速度三角形计算得出。见图2—2(b),%为
叶道进口气体绝对速度与牵连速度的正方向的夹角,届为叶道进口气体相对速

度与牵连速度的反方向的夹角。从理论上讲,叶道入口处叶片的安装角以。应设
计得与入口气流角屈相等,这样气流与叶片才不至于产生冲击入流而增加冲击

四川大学硕士学位论文?第2章离心压缩机基本理论

损失。

如果叶轮叶道很窄,则气体进入叶道后将沿着叶片流动,且在叶轮出口处, 以相对速度茹,沿叶片出1:3的切线方向流出叶道,见图2-2(c)。但与此同时还有玩 的作用,所以离开叶轮的气体速度将是己=访,+玩,C一2为叶轮出1:3的气流合成 速度,也是绝对速度,其方向角为口,,相对速度的方向角为反。在无穷多叶片 的叶轮中,气流角∥:和叶轮出口的叶片安装角∥。:是一致的,但与叶轮入口不

同的是,出口是几:决定了卢:角口¨。图中还表明绝对速度的径向分速为c,,周
向分速为c.,即

c,=詈,





c5i—E





幺一E

(2—4)

Cu=CCOSG',C”1=C1

COS口l,C”2=c2 COS口2

式中Q一当地的气体容积流量;F一当地的通流截面积。

‘鼻)

‘扫l

图2-2叶轮进、出I:1速度三角形

2.1.3欧拉涡轮方程及其分析 欧拉涡轮方程是透平机械的一个最基本的方程,它解决了流体与涡轮能量 转换的问题。 2.1.3.1理想叶轮的欧拉方程 理想叶轮的三个假设:①叶片数z寸c。,叶片厚度S专0;②流动是稳定

流动,并呈轴对称:③理想气体,动力粘度∥一0,运动粘度v=∈斗0,气体

16

四川大学i页士学位论文?第2章离心压缩机基本理论

粘滞力f=At妥斗0,故流动摩擦损失Eh。--)0。 U
由动量矩定理:系统内流体对某一固定转轴的动量矩对时间的变化率等于 作用于该系统上的诸乡}力对同一轴线的合力矩,即

竺=M


(2-5)

式中£一流体对0轴的动量矩;M一诸外力对0轴的合力矩。
根据式(2—5)推导可得理想叶轮对单位质量气体所作的功,即叶轮的理论 功为L№=U2C”2。一tlIom。

根据能量守恒与转换定律,叶轮对气体所作的功将转变成气体能量的增加,
故对于单位质量气体来说,经过回转的叶轮后理论上能量的增加矗。就是
,l舳=三∞=U2C。2。~UtC。l田 (2?6)

式中^。~理论能量头,J/kg。
式(2。6)就是著名的欧拉涡轮方程式。它对透平机械,不论是原动机或工

作机,是径流式或轴流式均适用。它既是离心压缩机、离心泵与风机、轴流泵 与风机、汽轮机等叶轮机械的基本方程式,又是这类机械结构设计和性能分析
的理论依据。根据式(2.5)可推导得理想叶轮欧拉涡轮方程第一表达式,即

h,h。=//2Cm一%c。m

<2-6)

由叶轮进、出口速度三角形和余弦定理,可得欧拉涡轮方程第二表达式

+盆二奠 2
当叶轮进口无预旋时,即c。a 0,可得欧拉涡轮方程第三表达式为

(2—7)

h№=u2cm=/'/2(“2一cmctgfl2。)
欧拉涡轮方程式可以用速度矩表示,即得欧拉涡轮方程第四表达式

(2—8)
(2—9)

h№=(-o(r2cm一‘cm)

2.1.3.2欧拉涡轮方程的讨论 首先应明确基本方程式的实质是能量平衡方程,它确立了叶轮的外特性理
论能量头矗。与叶轮进出口处气流运动参数之间的关系。

①基本方程的各种表达形式是理想叶轮输送理想气体的假设条件下推导出
来的,所以其能量头是理想叶轮的理论能量头‰。。对于实际叶轮输送实际气体 的实际能量头总是小于理论值的,即hth<厅。。

四川大学硕士学位论文?第2章离心压缩机基本理论

②理论能量头A,。只与叶轮进、出口的流体速度“及c。有关,而与流体的性 质无关。因此离,Ii,压缩机的理论能量头办。是由压缩机叶轮形状和尺寸、工作转 速n和流量Q所决定的。所以同一台离心压缩机在相同的转速和流量下运转, 无论输送什么气体,叶轮所传给气体的理论能量头是相同的。但由于各种气体 密度不同,压缩机出口的压力还是不同的。同时所需的外加功率也是不同的。 ③方程式把气体在叶轮中的运动速度与叶轮所作的功联系起来,从而给我 们指出了提高离心压缩机理论能量头的途径。由欧拉涡轮方程第三表达式可知: a,提高转速13f。若D2、,02、Q一定,I'1f,‰。1; b.增大叶轮直径D2。若n、及、Q一定,u2=nD2rd60,D2t,u2t,k。t: c.增大叶片安放角殷。。若D2、rl、Q一定,岛。f,d鼍反。l,%。f; d.降低压缩机的流量Q。若D2、n、及一定,Q l,c。{,%。f


④欧拉涡轮方程第二表达式表明理论能量头^。是由静能量头和动能量头
二部分组成。式(2—7)中第~项是气体在回转叶轮中从进口到出口由于离心惯

性力引起的静压能的增量;第二项是流体在叶轮叶道中由于流道逐渐变宽,略
带扩散而降速导致静压能的增加;第三项是流体经过叶轮后绝对速度的增加导 致动能的增量。前两项之和是气体流经叶轮后总的有效能量即静压能增加的部 分。第三项是动能的增量。 ⑤基本方程式可用速度矩表示。即欧拉涡轮方程第四表达式

‰。=oD(r2c。一,1c。),其物理意义为单位质量的动量矩,在叶轮中由于叶片
对气体施加了外力矩使速度矩增加,cu2。r2>Cul。rl。如果无叶片,外力矩M=0,

则。。rz=Cul。rl=c。r=常数。h。。=O,说明无外力矩作用于气体上,气体的速 度矩保持不变,称为速度矩保持定理或守恒定理。此定理在研究气体在压缩机
的转能部件中的流动常常要用到。

2.1.4实际叶轮中气体的运动微分方程 应用运动微分方程式,可求得气体在实际叶轮中相对速度的分布规律。 在叶轮流道中取一气体质点,如图2-3所示,其质量为dm=pdndsb。其中

dn为质点沿流线法线方向的宽度;ds为质点沿流线方向的长度;b为叶轮宽度。
设叶轮以角速度u旋转,气体质点在流道内以相对速度W运动,如图2-3所示, 取相对运动坐标,即作用在此气体质点上的力,可分解成垂直于流线的法线方

四川大学硕士学位论文?第2章离心压缩机基本理论

运动时,在叶轮半径方向有一离心 力to)2d加,该离心力在流线法线方
图2—3叶轮流道中质点的受力情况

向的分量为r(O 2咖z.cosfl。③由于气体质点以相对速度w在运动着的流道内转 动,所以在流线法线方向上产生哥氏力2cowdm,其方向指向流道的曲率中心。 上述三种力在流线法线方向的合力,将产生沿n方向的压力变化。于是有

望On砌抽=d簧R"矿cosp乞删]姗a


。L





由上式得法线方向的压力梯度为

焉邓l可竹矿∞印一2洲J 笔2d鼍竹矿cos∥≈洲j
量r(D 力将使气体质点产生加速度。按牛顿运动定律,其运动方程式为
Sin

旺。1∞ Q。∞

同理,可得沿流线方向力的平衡方程式。在这个方向上作用有离心力的分

2dm.sm∥及流动方向的压力变化所引起的压力差害砌幽6。这两个力的合
pdndsb甜=pdndsbr6)2

p—O西P

d.dsb

在定常流动时有

dw鼬ds
dt as dl


0s



sin触=dr

故,owdw=∥∞2dr一咖 或pwdw—prc02dr+ap=0 于是,在p=常数时,积分上式得

芝十旦一兰二:L:常数
2 P 2

(2—11)

四川I大学硕士学位论文?第2章离心压缩机基本理论

上式是相对旋转运动的伯努利方程式。

由于不计摩擦损失,相邻流线的L相等,111有.芸=0,于是对式(2.11)
在n方向进行微分后得

丝:w塑+土至一“丝;o

an口On
a”

由上式得0塑nPn=pon愕on—w娑On]
\ an




因“塑con=bt罢,并将u=r(o和dn=三D惫S代入上式得 襄=/<ro)2 cos∥一wd锄w)


将上式与式(2+10)比较得

一Ow:2∞一兰 咖 也
式(2.12)是对后弯式叶片分析推证的结果。 对于前弯式叶片可得 对于径向式叶片可得

(2.12)

一0w:2∞+旦 On R‘ 坐:2∞
On

(2.13)

(2—14)

式(2.12)、(2.13)、(2.14)即是有限叶片叶轮中理想气体相对运动的微分 方程式。它表示在两叶片间任~断面上相对速度在流线法线方向的变化。因此, 它是研究流道内流体速度分布规律的基础【22J∞J。 我们设流道内所有流线的曲率半径都相等,并等于Rk。这个假设对于叶片 数越多,流道宽度越小的叶轮,就越与实际情况相接近。当n=0时,设流道中 间流线上的相对速度为Ⅵk,对微分方程式(2-12)、(2-13)、(2-14)进行积分 求解,可得微分方程的解分别为: 后弯式叶片的解 前弯式叶片的解 径向式叶片的解

一咐一毒)+2晰

(2.15)

一蚶h耖2搠
W=Wm+20n

(2.16)

(2.17)

四川大学硕士学位论文?第2章离心压缩机基本理论

2.1.5气体进入叶轮前的预旋 前面的分析,我们都认为气体进入叶轮前的运动是平稳地从轴向转为径 向,不存在预旋。但事实上,气体进入叶轮前是带着一定的旋转进入叶轮的, 这一点已经由很多实验得到证实。这种预先的旋转称之为先期旋绕或预旋。 预旋的原因,根据目前的资料尚未有一个统一的看法。通常认为,如果在 气体运动的路径上存在有固体,则在这一固体之前与之后的气体都要受到扰乱, 因而其速度场亦改变。离心式压缩机的叶轮中,气体在遇到叶轮叶片之前一定 距离处就已受到扰乱而改变其速度场。由于受到叶轮旋转效应的影响,速度场 的改变就表现为气体的先期旋绕或预旋。先期旋绕的方向就是叶轮旋转的方向, 因而使气体并不以∞=900的方向进入叶轮。 叶片进口安放角∥..的选择原则必须避免在任何情况下气体进入叶片时产 生冲击。故卢。角应选择得较由进口速度三角形所得到的气流角届稍大,其中

不仅要考虑到叶轮叶道进口处的收缩,而且还应考虑到气体在进入叶轮前的先
期旋绕的影响。一般常把叶片进口角芦。取得较气流角崩大3~50,差值

△卢=卢。.一鼠称为冲角,△卢>0称为正冲角,卵<0称为负冲角。正冲角使气
流在叶片背面发生冲击并形成旋涡区,负冲角使气流在叶片工作面发生冲击并 形成旋涡区,此二者都会造成能量损失,消耗一部分叶轮的功率。

2。2离心压缩机的气动热力学理论
要解决怎样分析和计算气体在离心压缩机级中是如何得到能量,能量如何 转化,能量有什么损失,气体在级中的状态变化以及级的压缩功率和效率等问 题,需用热力学及气体动力学的一些基本理论,统称为气动热力学问题。

2.2.1几个概念:音速、马赫数、微弱波、激波及波阻损失
音速:从物理学中知道,某一声源在弹性介质中振动时,将使弹性介质产 生~种有规则的压缩与稀疏交替组成的微弱扰动,向空间传播,其传播的速度 就称为音速。由此看来,音速的实质就是微小压力扰动的传播速度,所以可以 把它看作是机械波(例如压力波等)传播的速度问题。这里所谓的“扰动”就 是流场中由于某种原因引起各参数(如压力、温度或密度等)的改变,就称为 流场受到扰动。参数的值改变很小就称为弱扰动。扰动传播的前锋称为扰动波

四川大学硕士学位论文?第2章离心压缩机基本理论

或音波。由物理学可知音速的表达式为
肠=

n=.f半
V印

(2—18)

此式表示音速为流体的压力变化与此时的密度变化之比的平方根。实践证明,

音波的传播过程是个绝热等熵过程,对其过程方程式p/p‘=常数取对数,再进
行微分,可得气体的音速计算式为

盘2Ik万P=厨
微小扰动波相对于所在流体而言的传播速度。 比,就是马赫数M的定义。 M:三

(2-19)

由式(2—19)可看出,音速的大小与传播介质的性质和温度有关,音速a是 马赫数:气流的速度c与当地音速(即所在地气体介质温度下的音速)a之

(2,20)

所以马赫数首先是判别气流是属于亚音速、音速还是超音速流动的判别数。
当M<1,即为亚音速;M=1,为音速;M>1为超音速流动。 在绝能流动中,马赫数的大小与当地的气体参数有密切关系。马赫数愈大 之处,该处的温度、压力及密度就愈低。

马赫数也是表征气体的“可压缩性”的一个准数。这里的“可压缩性”是 指气体在绝能流动中密度变化的程度。通常把M≤0.3的气流近似地当作密度P
不变的“不可压缩流体”对待。而M数大的气流,其可压缩性便不可忽视,这 就是高速气流与低速气流的本质区别。 微弱波:类似音波那样的只能引起气体密度发生微小变化的压力扰动称为

微弱扰动或弱扰动。弱扰动波在流动气流中的传播根据气流速度是亚音速、音
速或超音速的不同,将有不同的传播速度和扩展的范围,它们之间存在着质的 区别,这是气动力学中的重要概念。这些扰动波都是微弱波,波面内外的速度 场、压力场和温度场仍是连续的。马赫线内外的各种气体参数也是连续的,只 有微量的变化。 激波及波阻损失:激波也称为冲波,它是一种强扰动波,与弱扰动波比较 有质的差别。在激波波面的两侧气体的参数(p、P、T及速度c)有个突跃的 变化,气体通过激波面将遇到很大阻力;激波的传播速度相对于所在的气体介

四门I大学硕士学位论文?第2章离心压缩机基本理论

质来说已经不是音速而是大于波前气体中的音速了。激波的形成有很多原因, 概括地说,激波就是由许多压缩波“叠合”而成。激波面与气流的速度方向相 垂直的激波称为正激波,另外有斜激波和曲面激波之分。 超音速气体在透平压缩机中遇到扰动源也同样会产生激波。但因流道形状 及气体流动状态都较复杂,故透平压缩机内的激波的形状和位置往往难以预料。 气体通过激波是个熵增过程,有能量损失,这种损失就称为波阻损失。理 论和实验都证明,通过正激波的波阻损失最大,斜激波损失较小,斜激波的尖 角愈尖,波阻损失愈小。在设计透平式压缩机时,流体的马赫数应该受到限制, 以避免激波以及波阻损失在流道内产生,这就是消除波阻损失的原则。

2.2.2压缩机中的功耗及功率分析

2.2.2.1压缩机级的功耗及功率分析
由欧拉涡轮方程可得理想叶轮传给单位质量气体的理论耗功‰。为
hth∞=gi2C。2。一“Ic”№,J/kg 2 2l

一般情况无预旋入流,则气k“o,有 hth。=1/2c。2。=“2@2一Cr2。octgl?』2),J/kg 对实际叶轮h,h=U2C。2一"l。∥J/kg 可得实际叶轮传给单位质量气体的理论耗功h。为 h,h=t/2C。2=“202一Cr2ctgfl2),J/kg 具体计算时,可按下式计算 hth=t/2C。2=材2(cn。一Ac。2)=“2(“2一Cr2ctgfl』2一二“2 siⅡ以2)


2 22 2 23

;(

2 24

} 2 5 ^)

式中ul、u2一叶轮叶片进出口处气流的圆周速度,耐s; c。1。Cu2。一理想叶轮叶片进出口处气流的圆周分速度,m/s;

cul、Cu厂实际叶轮叶片进出口处气流的圆周分速度,111/s;
c。2=。山一气流的径向分速度,m/s,Ct2按下式计算 Q2 蜴 一 一一
。“zrD2b2r2
( 2 26 )

,rD2b:2k,2

BAl、pA2一叶片进出E1处的安放角; z一叶轮叶片数; Q。、Q2一压缩机进口处、叶轮出12处的气流容积流量,m3/s;

四川大学硕士学位论文?第2章离心压缩机基本理论

k,2一叶轮出口处气体的比容比,k,a=Qi/Q2; b1、b2~叶轮叶片进出口处的轴面流道宽,123:

Tl、tr叶轮进出口处叶片阻塞系数;t2按下式计算 堡 1一

—a'D2b2-—zS”2b2:塑[垡』墅色!
z'D2b2
n'D2

棚12 sin几2

(2—27)

s小s2一叶片出口处的圆周厚度和真实厚度,m。
由此可知,要计算叶轮的理论耗功必须知道叶轮的几何参数和气流的运动 参数。

前面所述的叶轮理论功h是实际叶轮对流过它的气体所作的功。实际上压
缩机级中除了这部分叶轮对气体所作的功hm之外,级内还存在着气体的泄漏损

失hf、轮阻损失lldf,这些都将增加级的功耗。此外,对于理论耗功k中还包
括实际气体流过实际流道的沿程摩擦和局部阻力产生的流动损失hhyd。 回顾通用伯努利方程

一‘嵋=fjv印+g(z2一zI)+i1(c22一C12)+叶

(2—28)

式中一w。为外界对系统所作的功;fj啦为增压功:g(z:一2。)是位能增量,对
于气体流动可忽略不计;妻(c:2一C12)是动能增量;Ⅵ是流动损失。式(2-28)
变为

一Ⅵ=f12v审+;(c22一Ct2)+Ⅵ
之间,可得级的总耗功k。为

(2-29)

将式(2.29)应用于离心压缩机内任意两截面间,如级的进口a与出口b

‰=r呻+丢(岛2--Ca2)+‰=J:啦+专瓴2一乞2)+‰+啊+b
=h,^+hf+h珂=hc。。+hd+^州+岛+~
(2?30)

由图2-4可知,输入压缩机 级的总能量即总耗功,扣除各种 损失h1。。以及级的动能增量后, 剩余的才是压缩气体的有效能量 头llelr或称为压缩能量头1lc。。,即 单位质量气体的压缩功(J/kg)。
图2—4级的功耗分配图

四川大学硕士学位论文?第2章离心压缩机基本理论

下面分别讨论之。

(1)级的气体压缩功向。。=f v咖
气体压缩功计算式与压缩机级内的压缩过程特征、始终点状态参数、气体 种类等有关,也有等温、等熵或多变压缩过程之分。其表达式为 等温压缩功 巩=月疋InP--Lb
P。

(2—31)

绝热压缩功 多变压缩功

小告聊(台_。k-i l】 ‰2当聊(斧-。I】

(2.32)

(2,33)

讨论分析:离心压缩机的压缩过程除了一种特殊的等温型压缩机较接近等 温过程以外,一般均为多变过程,故1lc。m=llo小而且由于机内存在流动损失、 轮阻损失及泄漏损失,这些损失都将转化为热能存在于气流中,所以其压缩过 程多变指数m一般都大于等熵指数k。当然整个级的热力过程中m也不可能是 个定值,通常只能取级(或段)的平均值来进行热力计算。 从功耗计算式中还可知:在设计离心压缩机时,若要求的压力比相同,被 压缩气体的气体常数R愈大,即气体分子量小,则压缩功h。。I愈大,这就要求

压缩机级提供的有效压缩能量头也更大,在气量一定时必须加大叶轮的直径和
转速;反之,当压缩重气体时,达到同样压力比所需的叶轮直径或转速就可以 小一些。从另一方面看,如果压缩机已定,转速不变,那么压缩重气体得到的 压力比较高,压缩轻气体得到的压力比就较低。 (2)级的气体动能增量hd


级的气体动能增量hd按右式计算hd==i(气2一c。2)


(2—34)

(3)级的流动损失耗功hhyd 压缩机中的流动损失是指实际气体流过实际流道的沿程摩擦损失Zhf,。局 部阻力损失∑hM、边界层分离损失、二次涡流损失、尾迹损失以及变工况下的冲 击损失∑llc等功耗。 (4)级的泄漏损失耗功m 凡有间隙的相对运动部位就有泄漏。压缩机级中一种是叶轮轮盖密封处的 泄漏,不但降低了叶轮的有效排气量,而且也多耗功。为了保证一定的有效排

四川I大学硕士学位论文?第2章离心压缩机基本理论

气量,则必须加大叶轮几何尺寸以弥补这部分泄漏量造成的损失气量,显然要 多消耗功。另一种是级间泄漏,对叶轮排气量无影响,但仍要多消耗功。 (5)级的轮阻损失耗功lldf 叶轮的周围充满着气体,当叶轮旋转时需克服叶轮两侧表面及叶轮外缘与 气体之间的摩擦损失,这就是轮阻损失。 设叶轮出口有效气体质量流量为G(k∥s),泄漏回叶轮入口的气体质量流量 为G/(kg/s),轮阻损失耗功为hdt(J/kg),损失功率为Ndf(W),那么叶轮对lkg气 体的总耗功为

‰=h,h+啊+b

2‰+百Gt‰+篑‰
(2-35)

=h。+届-‰+以?‰=(1+届+几)%
式中D广内泄漏损失系数或称漏气系数,pFGt/G=ht/hth;
pd厂一轮阻损失系数,pdf=Ndf/(o?hm)=Ndl,Nm=hdlChtll。

一般在计算h:。时总是预先选取p?和pdf,待叶轮和密封结构设计出来后进行 验算。通常按下列范围选取: 压缩机型叶轮 Dr卜pd尸O.03 注意pdf≥p,

闭式径向叶片叶轮Dr卜Ddf=O.016 水泵型叶轮 (6)级的功率分析 Dr卜Ddf=0.045

叶轮是离心压缩机唯一做功的部件, 所以级的总功率也就是叶轮的总功率
Nt0I


N。,=G-囊。=G?h,h+G?ht+G?h甜 =G?hm十G?p e?h惭七G-p督?h,h=(1+pt+p封、G?hm
=N^+N!+N《=N蛾t+N d+N唧十Nt+N帮

乜一3曲

式中G一叶轮排出的有效气体的质量流量,kg/s,考虑到压缩机的外泄漏影响, 设计时,G一般应比有效气量放大1% ̄3%;

hth一时轮的理论能量头或叶片功,J/kg,可按欧拉方程计算。
叶轮的总功率N。。也就是压缩机级的内功率,它包括了叶轮传给有效气量 的理论功率N。=G?h。;NtII又包括压缩气体的功率即气体的压力能增量 N一=G?h。。、动能增量Nd=G?hd、沿程流动损失N。yd=G?hhyd:补偿气体

四川大学硕士学位论文?第2章离心压缩机基本理论

内泄漏的功率Nr=G?p,?hlh;以及克服轮阻损失耗功率Ndf=G-p df'h。。其中轮 阻损失看起来象是机械损失,实际上因为这项损失产生的热量耗散于机内的气 体中,所以离心压缩机的轮阻损失被计入内功耗中。如果选定压缩机的多变效 率n poI,又已知压缩机的进气量G=Qj,”j_Qj pj=Qjpj/RTj,由公式(2—49)求出 m,由公式(2—33)求出h。。,,于是可以求出压缩机级的总耗功h。和内功率N。。

h。z石hpat=吉只0(s吉-1)=击RL(占石-1)


(2-37)

N矿Gh,o,“吉CRT』(s研n1)_高明肛‰L1)(2-38)








2.2.2压缩机整机的功耗及功率分析
如上所述,压缩机级的内功率为N州,多级离心压缩机总的内功率应为各

级内功率之和,即

∑Ⅳf。,=∑N。。=%r}帆,一…十M0r



(2-39)

压缩机运转时,除了对气体进行压缩的内耗功率N。之外,还有消耗于轴 承、轴封等处的机械摩擦损失功耗N。,一般用机械效率rl。来表示这部分能量 损失,那么压缩机的轴功率N2为

札=∑心+N。=yN。。/‰
式中n。一机械效率,rI
m=0.98~0.99。

(2—40)

压缩机与原动机之间设有传动机构,还有传动损失功率N。,一般用传动效 率n。来表示这部分能量损失。于是原动机轴端的输出功率N。为

N。=N:+N。=N:/,1。=∑N。加。rl。

(2—41)

式(2—40)中的n。为原动机主轴到压缩机主轴之间的传动效率。通常,包 括有齿轮增速箱在内的离心压缩机其rl m、q。的取值范围如下:当∑N。< 1000kw时,n。rl。≤96%;当∑Ntot=1000~2000kw时,rl IB"n。=96-97%;当∑NtoI >2000kw时,II
111"rt

c一>97-98%。

通常原动机还应留有5%以内的储备功率,故原动机的配带功率ND为

ND=(1.o~1.05)N。=(1.o—1.05)∑M。/%仉


(2—42)

2.3压缩机中的效率分析 离心式压缩机整机或级的效率是用来说明压缩机或级中叶轮传递给气体的

四川大学硕士学位论文?第2章离心压缩机基本理论

机械能的有效利用程度。离心压缩机效率也有内效率q i、多变效率n。01、绝热 效率n ad、等温效率qi。、流动效率n hyd、机械效率n m、传动效率n。等之分, 其中最主要的是内效率n i。 压缩机中从流道截面a到截面b之间的内效率是该两截面之间的有效能量 头或有用功h。与主轴传给叶轮的总耗功h。。之比,其表达式为
玎,=

h玎hⅫ一(^州+啊+hal)hc。+(c6 2一c。2)/2
h,or hmf
hmf

(2.43)

式中叶轮总耗功=气体压缩功+气体动能增量+沿程流动损失+泄漏损失+轮阻 损失,即




吩。=吃。4-吃+钆一+hl q-b=睫。+÷(%2一c。2)+%州+hi+%


(2-44)

上述求解rli的计算式对于压缩机级、段或整机均适用。截面a、b可以是 级的进、出口截面,也可以是段的进、出口截面,也可以是整机的进、出口截

面。通常级的进出口处气体流速相近故动能差可忽略不计,所以级的有效能量
头或有用功就是压缩能量头或压缩功tlco。。 前已述及,离心压缩机中的压缩过程均为多变压缩过程,其压缩功就是多

变压缩功,即llc。=h。ol口在计算内效率rli时,如果忽略动能差即(cb2-cZ)/2*o,
则日产1
pod

h。庐h。。j,可近似地认为,其内效率ni就是多变效率rl pol*"在工程

上为了比较压缩机的优劣,还人为地定义了压缩机或级的多变效率n。oI、绝热

效率n小等温效率rl。流动效率n hyd等。下面分别讨论之。
2.2.3.1多变效率n。. (1)压缩机级的多变效率 多变效率q po!为多变压缩功h。I与叶轮的总耗功h。。之比值,即
T1
pol

2舌。———i一

hmf.ht。l—hd—hhra—hi—h口

(2—45)

‰=而m聊(台im-i_1】=告肥吲 ‰=吉觚吲+扣2_c口2)
对离心压缩机级,进出口处的动能差可忽略不计,故有

(2.46)

(2—47)

塑』查兰堡主堂垡丝塞:塑!童塑:尘堡塑坐苎查里蝗

~扩吾嚣瓣
三|R(瓦一L)

:当竺堡三
西k月(瓦一£)西k

弦4。,

此式即为多变效率n。I与过程指数m间的关系式,已知n po]可求m,已知 in可求rI p。1,所以它是级效率设计法计算离心式压缩机参数的基本方程。若已 知级的11。I求得的指数系数或多变指数如下

仃一m-1西玎pf
指数系数的计算式

(2—49)

反之,若已知多变指数,利用公式瓦/瓦=(见/p。)”, 对其两边取对数,可得

19盟 d:旦:旦!
m一1

(2.50)

1£生

解出

(2.51)

±哮 丛垃吨 一瓦一L
把此式代入(2—48)式得

,,.i}一1lgiPb

‰。了磋
动能的变化为零的情况下才是严格正确的。

(2—52)

上式就是对离心压缩机实物机的级或模型机的级进行测试求其多变效率的 常用方法。只要测出压缩机级进出121的压力P。、Pb及温度T。、Tb就可方便地计 算出级的多变效率,压缩机段的多变效率基本上也可用上式计算。但需说明的 是,该公式只有对理想气体,在流动过程中气体与外界无热交换,而且进出口

离心压缩机的多变效率除了测试得到以外,也可按类似的压缩机级的已知 多变效率选取。目前,离心式压缩机在其设计工况附近运行时,级的多变效率
29

四川大学硕士学位论文?第2章离心压缩机基本理论

~般为n。。i=0.70-0.84。 (2)压缩机整机的多变效率 按上述方法,在实际测试中,应用公式(2.50),通过测出压缩机级或段的 气流进出口压力和温度,便可计算出流动压缩过程中的多变指数m。如果所计 算的压缩机级或段中,气流与外界的热量交换略去不计,即q。b=0,则应用公式 (2—51)算出的m代入公式(2.48)便可计算出压缩机级或段中流动压缩过程 的多变效率rt p010如果所计算的是有中间冷却器的多段压缩机,整机的qab=qj。, 不为零。这时整机的多变效率按下式计算

”.:

1nPc_/ln生ln旦


1驯三一善!‰土一L
七一1

型=!

竺!』!L一一!!——(2.53)
R(To一丁,)

月(瓦一瓦)

七一1

l。蔓[上一一』L】 R(疋一r,)’
…丁,。七一1

式中p_j、P。、Tj、Tc一分别为压缩机进出口的压力和温度;

qi。一整机传出的热量(应以负值代入),qic=芝h,它可在测出各中间冷却
器传出的热量qi后求得(用测量冷却水温升及流量来算出)。 另一种方法是把(2—51)式算出的多变指数111代入多变压缩功量计算式计 算出hp。I,然后再代入下式计算n
D。I

T1“2

1坐!

:五m竺二!:lnP垦b

R(T6-Ta) (2.54)

抚。一(Cb2--Ca2)红。一丢(ca2一c。2)ln笔【kt
如果测出压缩机进出口气体的压力和温度,同时测出主轴传入的轴功率N:, 再扣除机械损失功率卜『m,则得N。,并由此可求得叶轮总耗功htot=Nt0√G,再按

上式便可计算出压缩机整机的多变效率。h。。一(c。2一c。2)/2称为可用能量头,
h吲是用于压缩气体的自2量头。 2.2.3.2绝热效率n。。 绝热效率rl ad是假定气体从压力P。升高到pb是一个绝热(等熵)过程,其

绝热压缩循环功h。。与叶轮总耗功k。之比。对离心压缩机级,若忽略进出口的
动能差可得

栌等:未蔫高k


、。

一嚣k

一l





、。

4’

=两rd-T" 吉R(疋一瓦)气叫d

协ss,

n。d与n p。l的关系:对压缩机级,忽略其动能差,且把Tb:L(堕)im-!,以

及』与=?(_I"1 p。l代入式(2.55)中的分母,可得
Ill—I K—I

% ff

芦旦
、儿

出)“一1
因为离心压缩枫一般是m>k的多变压缩过程,所以同~台压缩机其多变

一一

(2.56)

效率总是大于其绝热效率的,即rt

pol>n蚰,rl

pol比rI ad大得越多,说明压缩机

的实际压缩耗功hpol比had就大得越多,这说明机器内部的损失功耗愈大,在此,


ad是作为离心压缩机效率高低比较的一个基准。此外,当离心压缩机压缩的

是实际气体,要应用热力图表来计算实际气体状态参数的变化时,常用到绝热 效率n 8d。

要注意的是,多级压缩机整机绝热效率n ad值与各级(或段)的(n。d)I值是 不同的。并在计算整机的rl“时,应该用进机气温和整机总压比计算出的绝热
压缩总耗功h。d代入计算,而不应用各级的Olad)j的和代入计算。 2.2.3.3等温效率n.;

等温效率是假定压缩过程是等温过程,其等温压缩循环功h.。与叶轮实际总
耗功h。之比值,即为等温效率n is'其计算式为

‰:等:斗
Rrln兰L

(2-57)

四川大学硕士学位论文?第2章离心压缩机基本理论

等温效率除了被用来表示不常见的等温型离心压缩机(有级内冷却的压缩 机)的效率以外,通常是被用于衡量有中间冷却器的多段离心压缩机工作过程

的好坏,这时压缩机的等温压缩总耗功hi。要用进压缩机时的进气温度Ta=Tj及
整机的总压L},,e=pJpj代入计算得出。若压缩机的实际过程愈接近等温过程,则 压缩机的等温效率就愈高,其功耗就愈小。 2.2.3.4流动效率n。 为了衡量级中气流流动情况的好坏,即流动阻力损失llIlvd的大小,我们把 级的有效能量头lle厅与叶轮对气体所作的理论功h。相比较,这个比值称为级的 流动效率n h。d,即:

‰:譬:警:堕芝业:(1+届+%)仉(2-58)
rlth

nth

r‰

我们把k分解,一部分使气体的压力能增加即压缩气体耗功h酬,以及使

气体动能增加,即去(c。2一c。2),这两者之和就是气体获得的有效能量头llelr。
另一部分用于克服流道沿程损失,它包括沿程摩擦损失∑h。、局部阻力损失

∑hM以及偏离设计工况下的冲击损失Zh。等。即hm=h州+寺(cb2一Ca2)+hhyd,
hhvd=Zh“。+∑hM+∑h。。通过分析可知,整个级压缩系统输入功为hth,输出
功为hefr,有用功比总耗功即为效率的基本含义。如果气体进出级的动能差很小, 这时沁tf=h。o,,于是流动效率n hyd表达为 叩M


——二一=—————-—二一==———————————————-——二—————一 =(1+屏+卢矿),7酬

^酬啊。叩酬
‰hm

(‰+hi+}l妒)rill
hn

(2-59)

2.2.4压缩机装置的能量损失分析及总效率
如图1-I所示,通常压缩机装置是由电动机、传动机、压缩机、吸排气系

统等四部分所组成。压缩机装置能量损失也主要分为电动机、传动机、压缩机
和吸排气系统即管路系统的能量损失等四部分。

当电机从电源取得功率Nl到输出功率N。的过程中,由于运转自身要损耗
一部分能量,我们用电机效率i1 d来反映这部分能量损失的大小,即rI d=N。/N1, 其值取决于电机结构以及是否合理运行。如果电机功率与压缩机所需功率不匹 配,则产生不必要的能量损失,为了提高电机的功率因素和运行效率,就需要 更换不合理的电机。

塑型查堂堡主堂垡丝奎:塑!皇塞:尘堡堕垫垩查翌塑
从电动机输入到压缩机轴的功率称为压缩机的轴功率,用N:表示。若电机 轴与压缩机轴之间有传动机构变速则会产生传动功率损失N。,反映这部分能量 损失的大小用传动效率n。来表示,即n。=N,/N。,其大小取决于传动机构的选 型、设计制造及运行是否合理。输入压缩机的轴功率N:除了对气体进行压缩所 需的内功率N。。之外还要消耗于如轴承等的机械摩擦损失N。,反映这部分能量

损失的大小用机械效率n。来表示,即n。砷4。/N:,其值取决于轴承等的选型设
计及维护运行是否合理。 输入压缩机系统的内功率也就是主轴传给叶轮的总功率N。,它包括气体的

压缩功率N。一气体的动能增景Nd、沿程流动损失Nhvd、漏气损失M、轮阻损
失Nat,其中N。。+Nd=N。疗为气体从叶轮处获得的有效能量,其余三项都在流动 压缩过程中损失掉了,反映这三部分能量损失的大小用内效率rti表示(Tli*Tl
砌),即rl i=N。H/N。,其大小与压缩机总体方案设计、气动热力设计、流道设计、

结构设计、冷却器选型与设计、机器制造安装与运行等许多因素是否合理正确 有紧密的关系。 此外,气体在被输送过程中,吸排气管路上还有气体的沿程摩擦阻力损失 ∑h缸、局部阻力损失ZhM、调节阎的节流损失等,可把它们统称为沿程阻力损 失∑hh。如要反映这部分能量损失的大小,我们用管路系统效率q。来表示,即 “g=Ng/N。ff,式中Neff为输入管路系统的总能量,Ng为管路系统输出的有效能 量,rt。的大小表示了管路对压缩机输出能量的利用程度,它反映了整个管路设 计、制造、安装、运行的合理程度。由此可知,整台压缩机装置的总效率rl:为 r/:=r/a’r/c‘r/,’仇’玎g=r/a’r/。‘r/y。%
(2—60)

由式(2.60)可知,如果分别求出了rI d、rt。、rt,、n。之后,则整台压缩 机装置的效率n:也就计算出来了,若各分效率很低,则总效率n:也就很低, 从长期连续运转的经济性考虑,压缩机装置系统需经技术改造。所以我们认为: n:的表达式是衡量化工厂中整台压缩机装置的设计、制造、选型、安装、运行 等是否合理的一个综合性技术经济指标;它给我们指出了设计制造节能型压缩 机装置以及对现有运行中的压缩机装置进行节能改造的有效途径;同时它对化 工厂中压缩机装置的正确运行也具有重要的指导意义。

些型奎堂堡圭兰堡丝墨:釜!童塑:堡墨笪垫苎查堡笙

2.3离心压缩机的三元流动理论


3.1三元流动理论概述 叶轮中三元流动的理论大致可分为三类:通流理论、Sl与s2相对流面理论

和直接三元流理论[241。 (1)通流理论 通流理论最早是由劳伦茨(Lorenz)提出的。这个理论假设叶片数趋于无 穷多,叶片厚度趋于无限薄。此时,介于两相邻叶片间的相对流面S2与叶片的

几何中位面趋于重合,而其上的流动参数在圆周方向的变化量趋于零,但圆周
方向的变化率却保持有限值。所以,此时仍不是轴对称流动。叶片的作用则通 过引入一假想的质量力场来代替。

这样,只要求出在这个极限’流面上流动的解即可。但是,这样得出的解实
际上只能是在叶栅密度较大时,作为某个大约与叶道按流量平均的中分面相重 合的相对流面上的解。 (2)Sl、S2相对流面理论 这是一种比通流理论更精确、更有普遍意义的理论。

这两类相对流面是这样的:第一类相对流面(sl流面),它与某一个位于叶 栅前或叶栅中z=常数的平面的交线是一条圆弧线{第二类相对流面(s2流面), 它与某一个位于叶栅前或叶栅中z_常数的平面的交线是一条径向线。一般来
讲,sl流面并非是任意旋转面(或称回转面),该曲面可能是扭曲的;而S2流

面也可能根本不含任何径向线或直线。它们都是较复杂的空间曲面。
文献[131认为,可以用一个数学上适当的组合两类相对流面上二元流动的方 法得到三元流动的解。这是~大进步,因为二元问题,无论在数学处理上或数 值计算上,与三元问题相比都是比较简单和方便的。经过两类流面的不断迭代, 可以得到精确解。这一理论为叶轮机械内部流场的数值计算奠定了理论基础。 (3)直接解三元流动的理论

近年来,国内外都在进行直接求解叶轮中三元流动的尝试,有任定准正交
面法以及应用势函数、双流函数或Euler方法直接求解叶片式流体机械中的三元 流动。前者实际上是将一个三元流动问题近似地转化为多个相关的一元流问题 来迭代求解。计算工作量比S1、s2相对流面理论要小得多,但误差也较大。后 者特别是应用势函数直接求得三元流场,变量少,近来发展十分迅速。

四川大学硕士学位论文?第2章离心压缩机基本理论 2

3.2离心式叶轮机械内部流场数值计算的基本方法 随着各种叶轮机械向大功率、高速度、高效率的方向发展,传统的一元、

二元设计方法已逐渐被准二元和完全三元流动的设计计算方法取代。为了提高 叶轮的级效率,提高设计精确性和缩短设计周期,对叶轮流道内复杂的三元流 场进行数值计算分析已迫在眉睫。叶轮机械内部流场的数值计算方法很多,而 应用最广的当属有限差分法、有限元法和流线曲率法。下面简要介绍这几种方 法的特点。 (1)有限差分法 这一方法的基本思路是对微分方程在划分一定网格的求解域上进行离散求 解。这种方法比较简单明了,程序也容易编制,数学分析理论较为成熟,是目 前流场求解最通用的方法。有限差分法是计算流体力学的基本方法,它经历了 较长时间的发展,相对比较成熟,较之其他方法更为完善。此外,这种方法适

应性强,能够用于求解各种类型的方程,并且已经解决了复杂流场的求解问题。
因此,有限差分法在叶轮机械流场计算中得到了最广泛的应用。

对有限差分法来说,差分格式和离散方法起若非常重要的作用。由于工程
计算大都是在复杂流场中进行的,不可避免地会遇到破碎网格,造成差分不等

距,使计算非常困难。此外,有限差分法在处理第二类边界条件时也比较困难。
(2)流线曲率法

流线曲率法又称流线迭代法。它是从假想的近似流线出发,利用正交线或
准正交线上常微分方程的求解而得到流动量的新迭代值,再利用流量等分反插 得到新的流线位置和流动量,通过不断迭代、收敛,直至达到给定精度为止。 这种方法发展较早,目前工程上仍有许多应用。它的物理概念直观,不涉 及较深的数学理论,计算程序易于编制。其不足之处是要计算曲率,同时又要 进行流线迭代。因此,对某些叶型(如前缘半径很大的叶型),或进口安放角较 大情况下,计算中会引起数值解的不稳定及迭代收敛困难,或前后缘处产生较

大的偏差。另外,初始流线不易选择,而流线选择不好可能导致计算发散。
(3)有限元法 有限元法在固体力学领域中的应用己很广泛。这种方法比较适用于线性椭 圆形方程的求解,其突出的优点是适合于因边界复杂和流场参数变化而引起的 复杂问题的求解。近年来,它在叶轮机械流场数值求解中得到了较大的发展。

一一

些业茎堂堡主兰垡堡塞:笙!兰塞:生垦堕垫苎奎望堡

刘高联教授在文献【25]中建立了适用于叶轮机械流场的变分原理系统,这为叶轮 机械流场计算应用有限元法奠定了理论基础。 这种方法克服了上述两种方法的一些缺点,在处理一些复杂边界问题上有 明显的优点,它借助变域、变分把强加的边界条件转化为自然边界条件。该方 法有很大的发展前途。 (4)边界元法 边界元法是继有限差分法和有限元法之后发展起来的另一种数值计算方 法。由于它只要求在求解域的边界上进行离散,得到的线性方程组未知量也只 在边界上;同时,它还利用了方程的基本解。因此,这种方法要解的方程组比 有限元要小得多,所需的计算存储量和工作量小,计算精度也较高。

边界元法的特点:①通过把求解域上的问题化为边界问题。使问题的维数 降低;②将微分方程化为积分方程,用类似于有限元的方法求解,因而数值方 法比较简单有效;③便于求解无界域及一些复杂问题。因此,该方法引起了世 界各国的重视,近年来己开始在计算流体力学中得到应用,并在向叶轮机械气 动力学计算方向发展,它是一种有效的数值方法。
(5)任定准正交面法 任定准正交面法是把流线曲率法与两类流面的概念结合在一起的一种直接 三元解的数值方法。它的特点是把一个三元流场的求解分解为直接关系(或耦

合)的三个一元问题来迭代求解。因此,它具有方法简明、步骤清晰、求解速 度较快、占用内存较少等优点。
该方法的基本思路是在任意给定若干个准正交面之后,先假定初始流场(包 括流线形状、速度和密度分布等),然后求解沿准正交面上两个独立方向上的速 度梯度方程式(一维常微分方程式),再利用速度校核得到新的速度场,最后利 用流量等分或按比例划分的办法求出一轮的流线位置,在引入松弛因子后进行 迭代求解。任定准正交面法的缺点是局部(特别是Sl流面的进、出口部分区域) 精度不高,稳定性不好。 (6)中心流线法 中心流线法是文献【26】提出的一种快速求解叶栅绕流的计算方法。它不仅可

用来求解亚音速流动,还可以用来求解跨音速流动。目前己发展成为可以求解
三维流场的中心流面法,颇具工程应用价值。中心流线法的基本思路是利用中

四川大学硕士学位论文?第2章离心压缩机基本理论

心流线上的流场参数求解其他参数,特别是求解内背弧的参数。

2.4离心压缩机的喘振理论
2.4.1喘振机理 喘振是离心式压缩枫的一种固有现象,具有较大的危害性,是压缩机损坏 的主要诱因之一。因此,应当结合生产实践,逐步弄清喘振的机理,掌握喘振 的影响因素,采取有效的防喘振控制措施,提高压缩机的防喘振性能和运行可 靠性【271。 离心式压缩机的压缩过程主要是在叶轮和扩压器内完成的。当离心式压缩

机的操作工况发生变动并偏离设计工况时,如果气体流量减小则进入叶轮或扩
压器流道的气流方向就会发生变化,气流向着叶片的凸面(工作面)冲击,在 叶片的凹面(非工作面)的前缘部分,产生很大的局部扩压度,于是在叶片非 工作面上出现了气流边界层分离现象并形成旋涡区,并向叶轮出口处逐渐扩大。 气量越小,则分离现象越严重,气流的分离区域也就越大。由于叶片形状和安 装位置不可能完全相同,而且气流流过叶片时的不均匀,使得气流的边界层分

离可能先在叶轮(或叶片扩压器)的某个叶道中出现。当流量减小到一定程度,
由于叶轮的连续旋转和气流的连续性,使这种边界层分离现象将扩大到整个流

道,而且由于气流分离沿着叶轮旋转的反方向扩展,从而使叶道中形成气流旋
涡,再从叶轮外圆折回到叶轮内圆,此现象称为旋转脱离,又称为旋转失速。 发生旋转脱离时,级的进、出口气体参数如压力、流量及速度等产生较强 烈的脉动,且对叶片有周期性的交变作用力,导致叶片发生振动,机器噪声也 明显增大。这时如果因某种原因压缩机的流量进一步降低的话,叶道中的若干

个分离团就会联在~起成为大的分离团,占据了叶轮流道的大部分,这时压缩
机的性能就将出现突变:性能曲线变得不连续或中断,压缩机的排气压力有大 幅度下降。但由于管网具有一定容积,而且气体有可压缩性,故管网中的气体 压力不可能很快下降,仍大于压缩机的排压,因此压缩机的流量继续自动减少, 一直减到零流量。这样,排气管内较高压力的气体便倒流回级里来。瞬间,倒 流回级中的气体就补充了级流量的不足,使叶轮又恢复了正常工作,从而重新 把倒流回来的气体压出去。这样又使级中流量减少,于是压力又突然下降,级 后的高压力气体又倒流回级中来,如此周丽复始,在系统中产生了周期性的气

四川大学硕士学位论文?第2章离心压缩机基本理论

流振荡现象,这种现象称为“喘振”。当压缩机发生喘振时,排出压力大幅度脉 动,气体忽进忽出,出现周期性吼声以及机器的强烈振动。

由此可见,离心式压缩机的喘振取决于两方面的因素:①内部因素:压缩
机的运行工况远离设计点,流量小于最小值,在叶轮或扩压器内出现气流的严

重旋转脱离;②外部因素:与离心式压缩机联合工作的管路系统的特性,具有
一定容量的管网的压力高于压缩机所能提供的排气压力,造成气体倒流,并产 生大幅度的气流脉动。前者是内因,后者是外因,内因只有在外因的促成下才 会发生喘振。 旋转脱离可以在叶轮流道内发生,也可以在叶片扩压器的流道内发生。实 践表明,一台压缩机,如有叶片扩压器,旋转脱离一般首先在扩压器内发生; 若是无叶扩压器,则大都首先发生在叶轮内。多级压缩机最后几级最容易发生 旋转脱离,而且只要有一级发生旋转脱离,就会扩展到整个机组。

2.4.2喘振的危害及判断 喘振现象对压缩机十分有害,喘振时由于气流强烈的脉动和周期性振荡,

会使供气参数(压力、流量等)大幅度地波动,破坏工艺系统的稳定性;会使
叶片强烈振动,叶轮应力大大增加,噪声加剧;会使整个机组发生强烈振动, 并可能损坏轴承、密封,进而造成严重的恶性事故甚至发生气体爆炸事故。一 般,机组的排气量、压力比、排气压力和气体的密度越大,发生的喘振越严重。 由于喘振的危害较大,操作人员应能及时判定,压缩机的喘振一般可从三个方

面判赳28】:①听测压缩机出口管路气流的噪声。当压缩机接近喘振工况时,排
气管道中会发生周期性时高时低“呼哧呼哧”的吼声。当进入喘振工况时,吼 声立即大增,甚至出现爆声;②观测压缩机出口压力和进口流量的变化。喘振 时,出现了周期性的、大幅度的脉动,从而引起测量仪表指针大幅度地摆动;

③观测压缩机的机体和轴承的振动情况。喘振时,机体、轴承的振动振幅显著
增大,机组发生强烈的振动。



4.3离心压缩机的防喘振控制 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,防喘振的具体方法有两种。

四川大学硕士学位论文?第2章离心压缩机基本理论

(1)部分气流放空法 如图2—5所示,当压缩机进气量降低到接近喘振工况时,流量传感器l传 出讯号给伺服马达2,使之产生动作操纵执行机构,即打开防喘振放空阀3。于 是部分气流放空,压缩机背压立即降低,流量就自动增加,工况点也就远离喘 振工况了,采用这种方法将会浪费部分压缩功,白白损失了部分气体。





垃■

一{;|{


攀F,葚
{叱叫1 ],

1流量传感器2伺服马达3防喘振放空阀

1流量传感器2伺服马达3.防喘摄阀

图2-5部分气流放空的防喘振设施

圈2-6部分气流回流的防喘振设施

(2)部分气流回流法 如图2-6所示,作用原理与上述放空法相同,其区别只是在于通过防喘振 阀的气体流回到机器进气管加以回收。这种方法适宜于处理有毒、易燃、易爆 或经济价值较高而不宜放空的气体情况。这种方法也要浪费部分压缩功。 上述两种方法统称固定极限流量法,使压缩机的入口流量始终控制在大于 某~固定值上,又称为单参数法。国内引进的大化肥装置中美荷型、日本东洋

型的空压机、天然气压缩机、合成气压缩机、氨压缩机和二氧化碳压缩机以及
法国型的空压机组等,均采用这种控制。此外,防喘振还有其他方法,例如改 变压缩机的转速等。 上述防喘振措施虽然可以避免喘振的出现,以保护机器,但不应让压缩机 长期处于开启防喘振阀的状态下操作,这将造成很大的浪费。应该检查生产操 作系统,找出影响压缩机喘振的外在原因并加以解决,这才是防喘振的治本方
法。

(3)本机中的防喘振控制 该机组是依防喘振控制法则△tdp2=Const进行设计的。在离心压缩机特性曲 线上,确定出一条防喘振线,它表明在不同压比时,表示出口流量的压差△h与
39

四川大学硕士学位论文?第2章离心压缩机基本理论

该压比下的出口压力p2的除法运算,确定其常数值c。本机的喘振点为正常工 作点流量的百分之七十。作为防喘振控制点应有百分之七十的裕度,这是考虑 到在进口状态发生变化时,即温度变化范围在5%时,压力变化范围小于10%时, 由此引起的喘振点变化则小于5%,假定喘振点往大流量方向偏移的话,仍然有 5%的裕度,这是符合设计规范规定的。本机的控制点为流量36.2× 103Nm3/Hgdry,压力5.3x105Pa(表)。依上述数据以仪表信号制Ah/p2求出其

c值即为调节器的给定值。或根据具体情况适当增大或减少该值。在正常条件
下,其△t1/p2值大于设定的C值,则调节器的输出应使放空阀关闭。为使出口 压力只在一定范围内变化,本机利用PRSAl.9的报警接点,当出口压力达到(由 用户定)时,该接点闭合,使中控室的闪光报警器发出灯铃报警,引起操作者

的注意,并自动切断电磁阀的电源,使放空阀全开,保证安全正常生产。

2.5本章小结
本章从课题研究的目标出发,对离一11,压缩机的经典理论进行了理论研究, 重点分析了离一11,压缩机的叶轮理论、气动热力学理论、三元流动理论和喘振理 论,为后面节能技术方案的提出做了理论上的铺垫。 叶轮是离心压缩机的关键部件,它直接影响到压缩机的性能。本章从宏观 和微观的角度对气体在叶轮内的运动进行了分析,推导了实际叶轮中气体的运

动微分方程,并对欧拉涡轮方程进行了推导和分析。
气动热力学理论部分阐述了音速、马赫数等几个概念,分析了气体在离心 压缩机的级中是如何得到能量,能量如何转化,能量有什么损失以及级的压缩 功率和效率等问题。通过分析研究得到了整台压缩机装置的总效率公式,它给 我们指出了设计节能型压缩机装置以及对现有运行中的压缩机装置进行节能改 进的有效途径。 三元流动是透平压缩机的专门问题。本章主要总结了叶轮中的三类三元流 动理论和离心式叶轮机械内部流场数值计算的六种基本方法,并对各种方法的 优缺点进行了比较分析。 喘振是离心压缩机的一种固有现象,具有较大的危害性,是压缩机损坏的 主要诱因之~。本章重点分析了离心压缩机的喘振机理,喘振的危害及判断,

并结合本研究中的DH型压缩机分析了防喘振控制方法。
40

四川大学硕士学位论文?第3章离一tL,压缩机运行节能技术方案研究

第3章离心压缩机运行节能技术方案研究 3.1离心压缩机装置系统的工作点研究
首先,我们需对现场压缩机装置的运行参数进行深入的分析研究,诊断其 运行工作点与设计点的偏离程度,才可能提出切实可行的运行节能技术方案。


1.1测绘现场压缩机装置绘出结构布置图 测绘现场压缩机装置系统管道、管件、阀件、设备等的布置及尺寸,如图

1.1所示。

3.1.2压缩机装置系统特性方程的建立与求解

3.1,2.1装置特-}生曲线的理论基础
压缩机装置系统,通常是指与压缩机连接的进气管路、排气管路以及这些 管路上的附件及设备的总称。所谓装置特性方程也就是管路特性方程,它是指 当管路情况一定时,气流流过该管路系统时所需的能量头hmb与管路流量Qi的 关系。但对离心压缩机来讲,规定管路仅指压缩机后面背压系统的管路及全部

装置。因为这样规定后,在研究压缩机与其管路系统的关系时就可避开压缩机
的进气条件随工况而变化的情况,使问题得以简化。在这样的管路中,管路系

统所需的能量头kb可用管端压力pe(亦称管路端压,即压缩机出口的背压)
的大小来反映,因此管路特性曲线就可以用p。,Qi来表示。 如图1—1所示,列出管路两个端点j及b间的伯努利方程,即
.2 .2

‰=f6生+殳≥+(Shh)m
式中(Zhh)j.b-管路中由J到b间的所有流动损失之和,J/kg。



(3.I)

设压缩机串联在管路的一开始,能头hmb是在j-e段管路中加入,即压缩机
进出口两法兰截面处加入,实质上就是气流从压缩机所获得之能量头,故如列 i—e段管路的伯努利方程式

啊扩r垒+三}(3-2)

型业奎兰堡兰堂堡堡兰:墨!童塑:生墨塑熟鎏堑芏壁塾苎互茎竺茎~——

两式相等可得r考+华+(∑饥=聘+孚 睁睁华+华啦¨f睁竿
‘i





’J





化简得

f6尘十笠{笠+(∑%)一=o(3-3)

由式(3.3)看出,原式中管路所需的能量头htob已被引入的pc所代替。因为 气流在管路中的流动可视作指数为m的多变过程,故

f6生:三丝【幽i一1]
“P

m一1以PB



r呻=羔p砝学一‘l】
—生旦【洚)百叫+(∑‰)一=0
n卜一L p


(34’

若忽略气流动能变化项妻(%2一c。2)“0,则式(3—3)变为
(3_5)
p。



解出

尝-【1一等卺(∑‰产
丝一l~mm-1 -i--Pp—l2 P)hhEm ' mm~pe.(∑u6 ( — 1P
. c

。蛳

把式(3.6)右边按二项式定理展成无穷级数,并取前两项作为近似值,得




(3-7’ (3-8)

化简得P。=P6十成(孙^),一6

管路中的阻力损失能头(∑‰)一是沿程摩擦阻力损失芑b。及局部阻力损失
ZhM之和,即

(∑%)Ⅲ=∑b。+ghM

锄*帚2Ⅸ獬r
式中d、j—管路的直径、长度,m; F—管路通流面积,m2;

@母,

㈣路中的流量,in3/s;
丸—管路中某一管径为d,长为1的管段的摩擦系数;

己一管路中某局部阻力点处的局部阻力系数。
要注意式中的气量Q是随压力大小而变化的,如考虑到沿程摩擦阻力,则

四川大学硕士学位论文?第3章离心压缩机运行节能技术方案研究

沿管路压力是在不断变化的,因此严格按上式计算阻力损失及P。是很困难的, 通常都是采取一些假定而把它简化。对压缩机来说,需要用压缩机进行压缩的 一般有两种情况:①提高气体的压力;②克服某处的局部阻力。对于用压缩机 来提高气流压力为主的管路,其阻力损失能头可忽略不计,EP(∑hh)j.b ̄0,故式 (3-8)可写成
P。=P5

(3—10)

此式便是以提高气流压力为主的压缩机装置特性方程式。这时的装置特性曲线 是一根与气量无关的、且平行于流量Q轴的水平线。 对以克服某i处的局部阻力为主的管路,其管路中的阻力损失能头为

(∑‰)柚*(∑‰),。=∑£?i1

q2


=涉挣2=莩舞c警卜军群2
(m吨1莩£等譬
这样式(3-8)便可写成

协…

由于这时由e到i的流动损失能头(或压力变化)很小,气流动能变化也很 小,均可忽略不计。故会有pi*-,p。,Ti“-,T。,因而pimp。。于是可得
(3.12)

胪”军簿2=pb+莩筹,鲁92


涵㈣

由上式便可得到以某处局部阻力为主的装置特性方程式,即
一2

见2一Pb见一RT—V‘。,PJi-aj2=O(3-14)
式中 pr—压缩机出口处的气流压力,Pa:

pr背压系统某容器处的压力,Pa:
Tr一压缩机出口处的排气温度,K。 3.1.2.2装置特性方程的求解 由式(3。14)解得

厂————————————————了—一

Pe

2———』———丁————L
43

-(-¨±卜∥“×j1哗£争92

堕型查堂婴主兰篁堡壅:苎!兰塑:垒垦塑垫垩堑堇!!垫查查墨竺塑

=÷见+寺(岛2+2月t∑六等92)j
厶 二 ,。





^2



(3—1 5)

式中pb-压缩机背压系统容器中的静压力,pb=4.7x105Pa:
R-一空气的气体常数,Ri287.04J/kg.K; TI广-压缩机进口法兰处气体的温度,TiI=273+31=304K;

pj广压缩机进口法兰处气体的压力,pII=o.85758x105Pa;
Te_压缩机出口法兰处(末冷器后)气体的温度,Te=273+36=309K:
pf--压缩机出口法兰处(末冷器后)气体的压力,pc=4.8x105Pa;

pjI—压缩机进口法兰处气体的密度,kg/m3,pjl计算结果如下
PjI=PjI[RTjI=0.85758×10’/287.04x304=0.9828kg/m3:

Q}广?压缩机进口法兰处的气体容积流量,m3/s,QjI按下式计算

易2等万j缶历级
式中p旷—标准状态下的压力,po=1.01325×105Pa:

(3。6)

T浦准状态下的温度,To=273K;
phi=0.04941×103Pa;

mr-压缩机进气状态下的气体相对湿度,mI_0,55:

pbr压缩机进口处气体温度tjl=31℃下的饱和蒸气压,Pa,
Qr标准状态下压缩机的供气量(干气量),QN=40000m3en=_11.111m3/s。
将上述数据代入式(3.16)可得
Q Jl=15.097m3/s=905.83m3/min=54349.79m3/h

由此可知,这与使用说明书上的设计流量Qj+=15.0883m3/s=54318m3/h相吻合。
因poQ。=Ge.RTe,pj Qi=OjRTj,质量流量应相等,故有GeR_GjR,Ge=Gj,则

得压缩机出口处(末冷器后)的气体体积流量Qc为
~T.,P。
304×480000

压缩机出口法兰处(末冷器后)的气体密度pc为

Q,:呈丝一85758x15.097“309

2.742坍3/J:9871.2m3/h(3—17)

:旦盟:!:!墼!!!!:!!1

5.412kg/m3

压缩机出171法兰处(末冷器后)的气流速度c。为

丘=4G/班2 4x2.742/万x0.5 213.965m/s

婴型奎堂堡圭兰堡堡兰:墨!兰壁:尘望堡垫堡堑翌堂垫查塑塞塑塞
压缩机出I:3质量流量G。为 G。=BQ=5.412×2.742=14 84堙/s 把以上数据代入式(3-15)可得

旷扣+iltp。2枷瞄鲁29 2扣 -05×47×In 05[(4.7×105)2+2×287.04×309:<0.98282∑熹Q2扣
=2.35xl。5十。5[22.09x10l。+171340.96Z-,垂.2 Qj
表3,2。
表3-1

2一

(3.18)

列表计算pe—Qj方程,局部阻力系数∑f,如表3-l,沿程摩擦阻力Zh。。如

局部阻力系数厶 闸阀、截止阀 止逆阀 90。弯管

管段11500x9
6.1×2 2.Oxl 1,27x6 21.820

管段+900x9
6.1x2

管段m1100×9
6.1x2

1.27x5 18.550

1.27×4 17.280

距i

表3-2

计算项目

压缩机出口(末 冷器盾)
9871.2 4,80

背压系统 (空分塔)

管段t》500x9 管段0900x9

管段
6llOOx9

流量Q(m3m
压力p.x105(Pa表) 管段直径di(mm) 流通面积Fi(m21 直管长,,(m) 气流速度clm/s) 单位损失(Pa,m)口w 摩擦阻力hfric(Pa)
∑k.。=4hf,i。(Pa)

4.70 500 0.1964 30.40 13.96 3.873 139.584 558 34 117.74 900 0.6362 97.00 4.310 0.202 19.594 l100 0.9503 30,00 2.885 0.075 2.250

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网川大学硕士学位论文?第3章离心压缩机运行节能技术方案研究

故有

∑夤/Fj2=21.8210.19642+18.55/0.63622+17.2810.95032=630.64

pe=2.35x105+o.5[22.09x1010+171340.96×630.64Qj2严
=2.35x105+0.5x103[220900+108.05×Qj2】1庀 压缩机出口背压P。随管路流量Qj的变化如表3-3。
表3-3 Qi(m3m)
O O 4.700 10000 2.778 4.704 20000 5.556 4.718 30000 8,333 4.740 40000 11.11l 4.770 45000 12.500 4.788 50000 13.889 4.808

(3—19)

l(m3/s)
n(x105Pa)

3.1.3作阻力p广Q曲线求压缩机装置系统运行的工作点
用横坐标表示压缩机进口流量Qj,纵坐标表示阻力pe,按上述数据在压缩

机特性曲线图1.2上作出装置系统的阻力p。随流量Q变化的特性p广Q曲线,
如图3.1所示。
————u1

r11
一8 O —寸0 —6 0 5 D —40 —0 0

%)


p亡
(×l 0 sP曲) __—— 一8 0
。I

/∥

一飞





/B 、、、
—2 0 '1 0 5 一6 0


。。——

—0

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—5 4

-4 0 Cvl 0’lit)

:;:\ \ \

--4 0 -3



≈0



2 0

2 5

3 0

3 5

3 7 3 8 60

4 0 4 0 70

1 5

●8

Qf<l

03 Nnr’/h

图3—1口卜71型离心式空压机和装置特性曲线

因为装置系统的背压曲线为pc_Q,压缩机提供的压力曲线为pc_Q,其
交点A为DH-71型压缩机与装置系统联合运行在设计条件下的工作点,也即 压缩机与装景在同一流量下的能量平衡点,即p。:p。,所以A点为压缩机的设

I玛)ll大学硕士学位论文?第3章离心压缩机运行节能技术方案研究

计工作点。A1、A2、A3为现场工况改变后的实际运行工作点。当装置系统阻力 Pe为曲线2时,工作点为A1,流量Q=40700m3/h,压力pc=pc--4.772x105Pa(表), 效率rh=70%,轴功率N=3650kw。同理可得A2点Q=38600m3/h, pe=pe=4.771x105Pa(表),A3点Q=37000m3/h,pc=pe=4.770x105Pa(表)。

3.1.4压缩机装置系统工作点的分析

从阻力曲线pc~Q与动力曲线pc—Q的交点来看,工作点Al的 Q=40700m3/h,p=4.772x105Pa,效率”产70%。设计点A点Q+=40000m3/h,P’
=5.3×105Pa表,rli’=72%。现场实际运行工作点的流量Q=37000 m3/h,比设计 点流量小3000 m3/h,与设计工作点有~定偏离。由此可得如下结论:

①阻力pe_Q曲线比较平坦,基本上成线性关系,说明压缩机装置的管网
系统设计布置安装合理,沿程阻力损失很小,管网系统无需改造。

②由于空分塔内压力下降,导致管网特性pe_Q曲线向下平移,平移后流
量增大,功耗增大,且背压系统无需这么大的流量,故采用转动进口导叶调节,

改变压缩机特性Pr勺曲线的位置,使其向左下方平移,从而使工作点向小流
量方向移动,这样压力、流量都得以降低,满足工艺流程的要求,但仍在设计

点附近,即Q=38600m3/h,p=4.76x105Pa,N=3600kw,如图3—1中的A2点。从
效率来讲,按一般规律调节后应有所下降,估计这时的效率11i应低于70%,这 说明偏离设计点运行带来了较大的能量损失。

③压缩机运行时,由于其排压受多个因素的影响,如进气温度Ti升高,进 气压力n下降,气体密度p减小,转速n下降,均要使pc_Q曲线下移,而装 置系统背压曲线pe_Q基本不变,则使压缩机的工作点向喘振线靠近,出口流
量和压力均要变小。由于这些因素的影响,压缩机实际工作流量比A2点还小, 长期运行在流量为37000m3/h左右的A3点。由于功率曲线较为平坦,消耗功率 基本不变,单位排气量能耗升高,故应对压缩机本身研究其运行节能的技术措施。

3.2压缩机中的能量损失分析及节能途径
离心压缩机的驱动功率一般都很大,即使提高效率1%,节能的效果也是很

可观的,所以压缩机的效率是一个很主要的技术经济指标。第2章已述及,压
缩机效率直接与级中的流动损失hhyd、冲击损失h。、轮阻损失hdf和泄漏损失ht
47

些型奎兰堕主堂竺堡兰:.堡i童查尘堕堕翌!垩笪羔墼茎查塑壅竺塞
等有关。分析这些损失产生的原因,并设法在设计、制造、安装、运转等方面 尽可能地减小这些损失,从而提高压缩机的效率,同时也改善了机器的性能, 达到节能和优化运行参数的目的。

3.2.1流动损失hh。d 压缩机级中的流动损失可分为沿程摩擦损失h衔。、边界层分离损失、二次涡 流损失、尾迹损失等。后三种损失与流道的几何形状有关,故又称为形状阻力。 下面分别讨论之。 (1)沿程摩擦损失 流体的粘性和流道表面粗糙度是产生流动摩擦损失的根本原因。从流道1一 l至2—2截面,对单位质量气体的摩擦损失为

h。=I‘三.‰ “吨2
.,j

.2

(3-20)

…一

式中^一摩擦阻力系数;dh一流道水力直径;c一气体速度;出一沿程坐标。
计算bi。关键在于确定摩擦系数^,丽^是雷诺数、壁面粗糙度等的函数, 这方面有一些经验公式或试验数据可资参考,但总的说来,在压缩机中要得到 通用性的摩擦阻力系数还是很困难的。

由表达式可知,流道愈粗糙其摩擦阻力损失就愈大,功耗也就愈大。因此, 在零件加工制造时,把流道表面打磨光滑是降低流动摩擦损失的有效办法,特
别是在流速很高的情况下,其节能效果是很显著的。 (2)边界层分离损失 边界层分离损失主要发生在压缩机的扩张流道中。沿着流动方向,主气流

速度不断下降,静压不断上升,其中边界层中的流体由于得不到主气流足够的
拖动作用,速度下降更快,边界层厚度也逐渐增加。其中边界层的压力,已经 证明,它与当地主气流的压力相等,所以愈到下游,边界层内的压力愈高。当 扩压流动达到某一种扩压程度时,就会发生主气流的动能不足以带动整个边界 层前进,致使该处紧挨壁面的流体将首先滞止下来,再往前流动就会因为抵抗

不住迎面的压差阻力而产生局部倒流,这就是所谓的边界层分离。当边界层发 生分离时,必定在壁面附近产生旋涡区,而且旋涡区将沿流动方向逐渐加厚, 使主气流远离壁面。这种边界层分离所造成的能量损失就是边界层分离损失。

四川大学硕士学位论文?第3章离心压缩机运行节能技术方案研究

边界层分离的出现与流道形状、壁面粗糙度、雷诺数及气体的紊乱程度等 许多因素有关,其中流道形状关系最大。首先必定是扩张流道,才会出现边界 层分离,特别是流道突然扩大、转弯等最易发生。在叶轮中,由于边界层受离 心惯性力作用,分离现象不象在静止的叶片扩压器中那么容易发生,所以一般 叶轮的效率高于扩压器的效率。介于此,在压缩机流道设计制造时一定要控制 流道的扩张角0和扩压度Wl/w2=F2


2/FI p

l,通常压缩机叶轮wl/w2一<1.6~1.8。

此外,在一定的扩压度要求下,扩张角0太小,流程,就会增长,这样会增加沿 程摩擦损失。因此,在一定的扩压度要求下存在一个使分离损失和摩擦损失总 和为最小的最佳扩张角0。t。 圆锥形扩压流道的扩张角0按右式计算:

喀寻=寺(d:-d.)/z
二 Z Z 二‘

曲线形扩压流道按右式计算当量扩张角。eq:培皂:堡!生"!生17(3-21)
当摩擦阻力系数z=0.015,扩压度F2/F1=2.25,对圆锥形扩张流道,0。。尸 60,对矩形扩张流道,日。。t=lOo一120。 (3)二次涡流损失 二次涡流主要发生在叶轮流道、扩压器流道、弯道、吸气室等有急剧转弯 之处,它是由于流道同一截面中存在压差而引起。二次涡流问题十分复杂,目 前仍处于研究阶段。

防止弯管中的二次流:使流道截面沿弯管长度的变化均匀,即控制其扩压 度,弯管处的曲率半径不能太小,半径愈小损失就愈大,弯管后的气流也愈不 均匀。因此在设计弯管时,应尽可能采取较大的曲率半径。若增大曲率半径受
到尺寸上的限制,则可在转弯处设置若干导流片,使转弯处横截面上气流速度 相对均匀,以减少能量损失。 (4)尾迹损失 由于叶片尾部总有一定厚度,所以当气体从叶轮叶道中流出时,通流面积 突然扩大,会使从叶片两面流来的气流边界层发生突然的分离,在叶片尾部外 缘形成气流旋涡区,称为尾迹区。尾迹区内气流的速度、压力与主流区内相差 较大,它们之间相互混合逐渐趋于均匀化,当然在混合过程中,必然有能量损 失,这些损失总称为尾迹损失。 尾迹损失的大小与叶道出口的速度、叶片尾部的厚度以及叶道中边界层情
49

四川大学硕士学位论文?第3章离心压缩机避行节S£技术方案研究

况都有关系。为了减小尾迹损失,采用机翼型叶片比较理想,但其设计、制造 较复杂。在用等厚度叶片时,将叶片尾部的厚度削薄也是一个减小尾迹损失的 有效办法。一般都把叶片的非工作面削薄,因为这样有利于提高叶轮的能量头。 应当指出,由于压缩机级内流动的复杂性,对流动损失要进行定量计算还 很困难。所以通常用单独元件进行试验求出元件的阻力损失系数‘来计算流动 损失,其计算式为




玩“=<t{c2
式中

(3--22)

c一元件的特征流速,m/s;‘一阻力系数,它与流道几何尺寸、形状、

表面粗糙度、流体粘度、流动状态等许多因素有关。

3.2.2冲击损失h。 冲击损失是发生在变工况操作下各过流部件进口的一种能量损失。在设计 流量Q.下,叶轮的进口气流方向角13。与叶片安放角B A1基本上是~致的,即无 冲击入流,气流的冲角i-13。。一p,=O。但当工况改变时,冲角就会大于零或小 于零,导致气流对叶片的冲击,使在叶片进口附近一段产生局部扩压区。冲角 进一步增大,就会在叶片的某一面引起边界层严重分离而造成很大的能量损失, 这就是冲击损失。具体来讲,当Q<Q‘时,气流角B l减小,i>o为正冲角,这时 冲击在叶片入口工作面而在叶片背面出现脱流和旋涡区;当Q>Q’时,气流角
B l增大,i<o为负冲角,这时气流冲击在叶片入口背面而在叶片工作面出现脱

流和旋涡区。理论和试验都证明,流量减小时产生的冲击损失远大于流量增大 时的冲击损失。同样,叶片式扩压器的情况与上述叶轮情况完全类似,气流冲 角i=口。,一%,当流量减小时,i>O,扩压器叶片的凹面产生气流分离和旋涡区; 流量增大时,i<O,在扩压器叶片的凸面产生气流分离和旋涡区。 冲击损失的大小显然与偏离设计流量的差值(Q+-Q)、气流入口速度、叶片 入口边几何形状等因素有关。通常冲击损失h。可按下式计算
¨2



叶轮中的冲击损失h。i=(。÷(1一若)2 V
上 。,2

(3—23)

n V

扩压器中的冲击损失h。d=‘。等(1一若)2(3-24)


式中£一冲击损失系数,当Q<Q’时,六=6-12,Q>Q+时,幺20.6-0.9;
50

些型查兰璧圭兰垡堡茎:蔓!皇堕:生垦塑垫垩笪翌壁垫查互墨塑窒 u1、№一叶轮叶片进出口处的圆周速度,m3s; Q、Q’一工作流量和设计流量,m3/s。
由此分析可知,压缩机运转时应尽可能在设计流量下运行,以免造成不必 要的冲击能量损失而使效率降低太多。 DH一71型空压机冲击损失∑h。的计算: ①叶轮入口、导叶入口的圆周速度按u{=“Din/60计算,结果如表3-4。
表3-4 级次
I II

D1≈Do(mm)
450 387 300 205

D2(mm)
650 650 510 510

n(r/min)
9464.3 9464.3 11691.2 11691.2

ul(m,s)
223.000 191.780 183.645 125.491

u2(m/s)
322,110 322.110 312.197 312.197




②叶轮进出口、导叶进出口的流量 根据叶轮进出El的气体状态方程求解,由plQl=GlRTl解出GJ=plQl/RTl, 由p2Q2=G2RT2解出G2=p2Q2/RT2,因质量流量保持相等,即Gl=G2,解出 Q2=plQ.I"2/TlP2。按此式换算各断面的流量。式中符号下标l表示进口参数,下 标2表示出口参数,右上标,表示设计参数。计算结果如表3.5。各级进排气压 力和温度都取自DH一71型压缩机的使用说明书。
表3-5
p1 T1 (K) 303 313 313 313 p2

次级
(×105PaA) 1 II III Ⅳ
0.85758 1.495 2.517 4.047

T2
(K) 365 375 368 367

Q1‘
(m3/s)
15.097 9.1192 5.4165 3.3688

Ql (m3/s)
14.569 8.7712 5.2096 3.2401

Q2+
(m3/s)
10.391 6.4129 3.9316 2.4746

Q2
(m3/s)
9.9945 6.1682 3.7814 2,3800

(×105PaA)
1.530 2.547 4.077 6.460

③叶轮进口、导叶进口的冲击损失h。、功率损失N。、经济损失∑E 计算结果如表3-6。

四川大学硕士学位论文?第3章离心压缩机运行节能技术方案研究

表3-6
计算 项目 级次
l II
Ui

叶轮进口
Ql (m3,s)
14.569 8 7712 5 2096

导叶进口
hci
u2=U3

Ql’ (m3/s)
l 5 097 9.1192 5,4165

Q1 (m3,s)
9.9945 61682 3 7814

Qt’ (m3/s)
lO.39l 64129 3.9316 2 4746

ho,

∑h。



Nc

(仃“s1 223 00 191 78 183 645 125 491

(J,kg)
273 72

(m/s1
3221lO 322110

(J/kg)
679.32 679 80

(J,lcg)
953.54 920 83 861.57

(kgs)
1484 14.84 14 84

(kw)
14150 13.665 12 786 lI.047

241 03 22l 44

III

3】2197 312.197

640.13 640.98 264073

IV

3 2401

3.3688

103.43 839.62

2.3800

744.41 3480 35

14 84

£h。(J/kg)=

£M=G×Ehdl03(kw)=

12.460

39.188

51.648

51.648

EE=∑N。×24h×330d×0 4(万元/y)=51 648×24×330×0 4=16 362086》--16 36万元

-级“-2氕孚(紫)2 097-—14
:(6~12)×—223—02 2


l—15


15.097

569.J2


=182.48~364.96=(182.48+364.96)=273.72J/kg

‰=幺了u22(皆)2
=453.21

=(6-12,×半掣羔产,2
906,42=(453.21+9。6.42)=679.82J/kg

Zh。I=h。。I+haI=273.72+679.82=953.54J/kg

u㈣洲=幺譬c紫)2

NcI=G.Eh,I=14.84x953.54/103=14.15kw

=(6-12,×竿c半焉芦2
:160.68~321.37=!一(160.68+321.37)=241.03J/kg
52

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‰旷t等(紫)2

=(6-12,×掣c等嚣等,2
=453.20~906.40=(453.20+906.40)=679.80 J/kg

∑^。1I=h。,lI+向cdII=241.03+679.80=920.83 J/kg

III级‰=色孚(皆)2

N。II=G-2h。II=14.84x920.83/103=13.665kw

.(6 ̄12)×半×Lt_5.416丽5-5广.2096)2
=147.626~295.252=(147.626+295.252)=221.44Jmg

‰=厶TU22(%})2

邓㈣x半x掣篙竽,2
=426.756~853.512=I(426.756+853.512)=640.13J,kg

Y.h。m=h。,111+^硎=221.44+640.13=861-57 J/kg

Ⅳ㈨洲=幺譬c皆,2

N血I=G?∑‰=14.84x861。57/103=12.786kw

=(6-12)x半(_3.368丽8-3广.2401)2
=68.953棚7.906=圭(68.953+137.9。6):103.43抛

忙幺等2 c%产,2

=(6~12)×半(_2.474丽6-2广.3800)2
=427.318 ̄854r636=丢(427.318+854.636)_640.98肽g

∑^。,:厅。,+矗.n,=103.43+640.98=744.41J&g

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N。Ⅳ=G?∑红1v=14.84×744.41/103=11.047kw 总功率损失∑^‘=也I+ⅣcII+w知+肌lv
=14.15+13.665+12.786+11.047=51.648kw

总经济损失∑E=51,648kw×24h×330d=409052.16度电/Y =409052,16×0.4=16.3620867j"元/y


16.36万元/Y



2.3轮阻损失hdf 叶轮旋转时,它的轮盖、轮盘的外侧面和外

缘面要与周围的气体发生摩擦,所消耗的摩擦功 率即称为轮阻损失耗功率N价如图3—2所示是 叶轮轮阻损失的模型试验示意图。靠近轮盘的流 体由于粘滞力的作用被轮盘带动旋转,并被抛向 外缘,然后又回到轴中心,以致在间隙中形成如 图上所示的涡流。 设直径为D2的圆盘以角速度u在流体中旋 转,假设圆盘表面附近的流动属于紊流运动,以 Cf表示摩擦损失系数,则在半径r处宽度为dr的 圆环形基圆面积上作用的摩擦力为
图3—2壳体与转动圆盘问的涡流

上U

dR=c/.dF.p.iU2=c,.z玎.毋.p-譬=c,?,删2,毋
摩擦力dR相对于旋转轴的力矩为

dM=rdR=Cf聊2,4咖
把圆盘两侧的气体密度视作外径处的密度,即P=P2,对上式积分,便可 求得圆盘--N的阻力矩为

IdM=Jc,zpoJ 2r4dr
于是可得 圆盘两侧的轮阻损失功率


M=j1 c,印:∞2r25

=三c, 2∞3屯’=专c,矽2=}缈3’ 圆盘两侧的轮阻损失功率N4r’=2Moo=詈c,zp:∞3屯5=詈c,矽:等缈3r23
u2“2 :熹cfZP2D22“2 3:10-4c:zp2D2 2”23,kw 2而


2u2“2’

KW

——

一婴业查堂堡主兰竺堡兰:苎!兰塑:垒垦塑垫堡堑羔墼垫查塑壅堑窒


圆盘外缘的轮阻损失功率%=5
整个圆盘的轮阻损失功率为

10~]tCrP2eD2u23,

kw

N矿=N可+N∥=10叫船,P2D2 =102船,P2D2

2“23(1十{})
i,2

2H23(1+詈)×10“ U2
‘72

=殇岛D2 29/23(1+詈)×10-6

“矿P2D22(志)3(1+詈),kw(3-25)
式中

D2一轮盘外缘直径,113,;u2一轮盘外缘处圆周速度,m/s;B一轮盘与壳

体壁面问的轴向间隙,m;p:~轮盘外缘处气流密度,kg/m3:e一轮盘外缘盖

板总宽度,m;‰广轮阻损失计算系数,Kdr=100ⅡCf,由图3—3查得。
轮阻损失计算系数鞠f由圆盘实验得出,它与雷诺数R。=r2“:/v2、相对侧
隙纠D:、圆盘外侧面粗糙度等有关。计算时可查图3—3中曲线来确定,其中实
线适用于外表面经过磨光的轮盘,点划线适用于外表面由车削而成的一般轮盘。









—幺 l|.1掣I’.、,: ;,~ ●~ -.o‘ ≮==一 墅,-’;‰、导 j:{‘素?R。二l点业;.:: 轩—一『一 》= qj_丌一:著矗三

趣耵”
—}}一

捌一
’0.

?矗l B





~辜捌矗 一毫光盘。
Re-韭
2h

1、

划惘鞫<



图3-3轮阻损失计算系数K。t与Re、B/D。间的试验曲线

当R。>106后,磨光轮盘轮阻损失比车削轮盘明显减小,故为了节能,可在 叶轮外侧面靠近外缘部分(一般在O.72D2~D2之间)进行磨光,节能效果很明 显,据资料介绍可提高压缩机效率1'“3%。因为轮阻损失功率与D。的五次方成

四川大学硕士学位论文-第3章离心压缩机运行节能技术方案研究

正比。

对车削的轮盘,当R。=3×106—3x'10 7(一般离心压缩机R。z 5×107~108) 时,计算系数Kdf几乎为一常数。如果取最佳侧隙比B/D2=O.01~0.03,从图3-2 中可查得Kdf。O.51,故式(3-25)可写成

%-o剐尸z D22喘戌1+詈),kw
若e/D2≈O.01,贝4
.Ⅳ∥=0.536p2022“23×10_6

(3-26)

=o?536p2D22(而U2)3,kw(3-27)
计算DH一71型空压机叶轮轮阻损失耗功Ndf: ①叶轮几何尺寸及有关参数见表3.7。表中所列叶轮几何尺寸有的是从叶轮 零件图中查得,有的是从现场叶轮中实测而得。
表3—7
项目
Do DI bl
St=S2

D2 Z

b,

e2

u2

P2

级次
I II III IV

(mm)
450 387 300 205

(mE)
300 265 210 195

(mm)
150~155 120~125 90~95 70-,,75

(mm)
8 7 5 5 18 18 16 16

(ram)
650 650 510 510

(ram)
60 4l 3l 23

(ram)
12 12 8 8

(r/min)
9464.3 9464.3 11691.2 11691.2

(m/s)
322.11 322.11 312.20 312.20

(kg/m’)
1.4603 2.3662 3.8597 6.1323

②叶轮出口圆周速度按u2=兀D:n/60计算。 ③各级叶轮出121气流密度p2,按p:.=P:,/Rr2,计算。式中i=IMV级,P2i为
第i级气体的出口压力,I"2i为第i级气体的出口温度。

砌=惫=丽153×10s=1.4603堙/m3
105

‰=RPL2inm=菊4.0丽77x
④车削轮盘的轮阻损失耗功率Ndn

防畿=焉淼-2.3662枷3
3.8597蛔m3

胁=嚣=篙焉

6.1323kg/m3

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%一os?砌D22(静(1+蚤 =o.51×1.4603×。.652×(可322.矿11)3(1+面5“12.)=11.486咖 Ⅳ椰=o.51×2.3662×o.652×(可322矿.11)3(1+面5。12).=18.613kw
Ⅳ删=o.51×3.8597x0.512×(1312矿.20)3(1+面5。8)=16.8。2加

Ⅳ州=o.51×61323×0.515ב可312矿.20九1+鬻)=26.694胁
∑Ⅳ0=^01+Ⅳ钔I+Ⅳ椰+Na/w=11.486+18.613+16,802+26.694嚣73.595kw
∑E1=73.595kw×24h×330d×0,4元=582872.4kwh×0.4元=23.314896万元/Y ⑤抛光轮盘的轮阻损失耗功Ndf

若把现用叶轮轮盘的0.72D2加}2一段外表面及流道打磨抛光,从而降低粗
糙度和轮阻损失。取抛光盘与壳体壁最佳侧隙比B/D2=O.01-0.03,查图3.3得 Ka:=0.39,若其他参数不变,则

轮阻损失∑以=73.595×o.39/0.51=56.279kw
年耗电∑E,=56.279kw×24h×330d×0.4元=17.829188万元/Y 年节省资金∑E~∑E,=23.314896—17.829188=5.485708万元,y 由此理论计算可知,节能效果是很显著的。所以我们在生产中一定要重视 运用技术指导生产,节能降耗,必将带来很大的经济效益。

3.2.4漏气损失hf 前已述及,压缩机级的吸入气量为G。由于机器中的运动件与静止件之间 总有间隙,故气体要从高压区向低压区流动泄漏,其漏气量为G,,设排气量为 G,则G。FG+Gfa若轮阻损失功率为Ndf,单位质量气体的理论叶片功为hth, 则级的总耗功率为

N川=Nm+N,十N爿=G‰+G,hm+^0,J/s

(3—28)

单位质量气体的总耗功为h。=N。/G=Gh,。/G+q‰/G+Ⅳ珂hm/6h,。

=hm(1+G』/G+N甜/Gh,h)
=hthq+pt七;Bm、 =h自+8Ihm+§静hm



些型查堂堡主兰篁堡三:苎!兰塞:!生堕塑堡堡芏!!垫查互墨竺窒
=^一+hd+向^坩+hf+h酊,
J/kg

(3-29)

由此可知气体压力能的增量是h…=h酬=I。v如
气体动能的增量是hd==1(%2一c。2)
Z ,
1 1

气体的流动损失是

‰=∑兄与?寺c2+∑f?寺c2

漏气损失是hi=届?hth

轮阻损失是he=几?‰
由上述分析可知,漏气损失耗功h尸B“fO灿/G,如果级中的绝对漏气量 G,愈大,则漏气损失耗功h,就愈大。因此我们对压缩机级的密封部件要引起足
够的重视,设法降低漏气量,从而提高其运行效率。 降低漏气量G,的有效措施是设景可靠的密封结构。密封结构种类繁多,密 封原理和密封元件的材质也是各式各样,都需要根据具体使用条件,如流体种 类、性质、压力、温度、腐蚀情况、转速以及制造维修的难易等做出正确的选 择。离心式压缩机常用的是迷宫密封和浮环油膜密封。通常,浮环油膜密封主 要用于高压离心压缩机的轴封上,一般都采用迷富密封。DH.71型空压机即采 用迷宫密封。现场考察其密封效果很好。

3.3离心压缩机运行节能技术方案研究
通过对现场的测绘,作者对实测数据进行了大量计算、研究和理论分析, 找出了导致DH.71型空压机效率低、出口压力不足、流量偏小、能耗高的主要 原因。归纳起来主要有以下几方面:

①吸入系统阻力太大,使~级吸入压力低于设计值; ②空气入口温度太高,导致功耗增加; ③压缩机系统水冷却器阻力大,使末级排气压力低于设计值; ④机体温度高,影响压缩机吸、排气温度增高; ⑤流道粗糙度大,摩擦损失功耗大; ⑥叶轮前后盖板表面不光滑,轮阻损失功耗大; ⑦叶轮叶片入口边几何形状不合理,造成局部阻力损失大; ⑧偏离设计流量运行,冲击损失大; ⑨油温低、油粘度高,轴承功耗高;

些型查堂堡主兰垡丝茎:苎!主曼:生堡笪垫垩堑羔墼垫查塑塞型塞 ⑩轴承结构不合理,轴承功耗高。
针对上述问题,我们进行了理论分析与计算,并研究设计了相应的节能运

行技术方案㈨【3l】【321。

3.3.1改进吸入管路,降低阻力,提高空气吸入压力 离心式压缩机内压缩过程一般均为多变压缩过程,由式(2.33)可知其压 缩功为

‰=砉R疋旧告?l
式中符号意义同前。 提高空气吸入压力可降低压比,减少空压机耗功。由于机内存在流动损失、 轮阻损失、泄漏损失,这些损失都将转化为热能存在于空气中,所以其压缩过 程多变指数m一般都大于等熵过程指数k,根据2#DH.71空压机有关数据计算, 其多变指数m=1.53。 DH一71空压机设计入口压力为86725Pa(绝),出口压力为630000Pa(绝), 根据2004年3月4日2拌空压机的运行数据,Tjr=37"C,pjl=85758Pa(绝), pe=565758Pa(绝),比较如表3-8所示。
表3-8 项 目 设计值
30 86725 630000

实际值
37 85758 565758

差值
+7

空气入口温度(℃) 空气入口压力(PaA) 空气出口压力(PaA)

.967 —64242

由式(2.33)可知,当排出压力不变、吸入压力降低时,压比增大,多变压 缩功hpo/将随之增大;同时空气入口温度增高,也要导致多变压缩功hpol增大。 DH一71空压机由于吸入管路上设置了吸风塔、袋式过滤器等设备,导致吸入压 力比设计值低967Pa,这是导致空压机能耗高的主要因素之一。 2004年7月利用2#万立检修的机会,在DH一80型空压机袋式过滤器上部 四周开窗,窗口用通风的粗网封上,以防大的飞蛾或鸟类进入。降低吸风塔高 度后,观察空气中的灰尘或C02含量以及检测液氧中总碳含量不明显增加,以

粤型查堂堡_上堂壁笙苎:塑!皇塞:竺垦塑垫垄堑羔璧垫查互墨婴塑
确保空分安全生产。 试验方寨:降低袋式过滤器高度,降低吸风塔空气出口高度,减少吸入管 路上的弯头,把吸入管路改直,这样可以提高压缩机吸入压力。定期清洗或更 换袋式空气过滤器,从而减小吸入管路局部阻力,提高压缩机吸入压力。

3.3.2加强冷却,降低空气入口温度 由空压机级的总耗功公式(2-38)可知
}7k~-I

N。={与CRTj(e即“一1)
K—i

式中符号意义同前。 当空气压力比、流量等不变时,降低入口温度,将使空压机能耗降低。目 前空压机入口温度高达37"C,比设计值高7"C,必然导致空压机能耗上升,流 量变小。如果入口气体温度降低到设计值,则能耗将下降

Ⅳ。2/Ⅳ。I=r,2/II=(30+273)/(37十273)=o.9774
由此可知,降低温度后空压机能耗将降低2.26%,按最保守的计算,取压 缩机轴功率为3600kw,则每台空压机全年可节电0.0226×3600kw×330d×24h

=644371.2kwh,以每度电0.4元计,经济效益为257748.5元侔。
试验方案:为了降低空气入口温度,在空气入I=1管段设置冷却水夹套。用 钢板卷制水套,焊接于入口管之外,其间通26"(2冷却水,下进上出。水套内设 导流板,加强换热效果,即可降低空压机空气的入口温度。

3.3.3切除或旁通空压机末端冷却器,减小阻力损失 由于空压机末端冷却器设计换热面积只有543ffl2,比I、II、III级冷却器换 热面积815m2小272 m2,尽管气体压力提高后体积缩小了,但其密度增大了,

从而导致流动阻力损失增大,经实测计算达30kPa,这是导致空分塔压力不足、
空压机能耗高的重要因素之一。 在进出口压力、流量不变的情况下,如果将末端冷却器切除或旁通,采用 空气冷却塔来的冷流体冷却空气,则可减少30kPa的阻力损失,能耗将下降 AN=Ap.Q=30x103 式中
x9871.2/3600x103=82.26kw

Ap一阻力,△p=30×103Pa;Q一压缩机出口处(末冷器后)的气体体

ou)q大学硕士学位论文?第3章离心压缩机运行节能技术方案研究

积流量,矗/h,由前面式(3-17)计算知Q=9871.Zm3/h.
由此可知,将末端冷却器旁通或切除后,空压机能耗将下降 82.26/3600=2.285%,占空压机总能耗3600kw的2.285%,年可节电0.02285×3600


330



24=651499kwh,以每度电0.4元/度计,经济效益为260600元/年。

试验方案:首先将氮水预冷系统投入运行,再缓慢将空压机末端冷却器旁 通阀打开,使用空气冷却塔冷却空气。全开末冷旁通阀,使末端冷却器及旁通 阀同时投用。可先在l#、2#DH.71空压机上进行试验。 此外,改进水冷器结构,保持管子畅通,降低管内阻力损失也是重要的节

能途径。DH一71型空压机从大气中吸气,设计吸气温度酽-30℃,进口压力
PjJ’=0.86725X105PaA(压缩机进口法兰处),出口压力(末冷器后)pez’z5.3× 105PaG,气体增压即为5.3×105Pa。现在的进口压力pj=0.85758×10SpaA,即压 缩机的进口压力下降了967Pa,这主要是从大气到压缩机进口法兰j处设置了一 段吸入管路,管路中有袋式过滤器,加大了进口前的阻力,故使进口压力下降 了。当然压缩机出口(末冷器后)压力也随之下降,这时出口压力应为5.29033 ×105Pa(3,这与现场末冷器后测试的压力4.8×105PaG相差0.49033 x 105Pa,那 么这个压力差值损失在什么地方了呢?显然这部分压力在克服各级压缩机流道 阻力以及各级出口水冷器阻力时消耗掉了,说明实际运行与原设计很不相符。

由于水冷器使用时间长了,管路阻力增大了,压缩机高速旋转消耗电能转变成
叶轮的机械功,叶轮又把它传给了气体,气体获得了能量后大部分用于克服空 分塔背压系统的压力,少部分即上述之差值0.49033×105Pa用于克服水冷器的 阻力。由此可知,水冷器应经常清洗,保持管内流道光滑畅通,或者增大管径,

从而使阻力下降,达到节能之目的。由于水冷器阻力增大,导致出口压力下降,

造成空分塔的压力下降,阻力p广Q曲线向下平移,使压缩机流量增大。这时
又采用转动进口导叶调节,使气量下降变成工作点流量38600m3/h,但又造成偏 离设计流量点运行,产生很大的冲击损失。 因此,强化I、II、III级冷却器的换热效果,降低排气温度,使I级后的各

级进气温度低于或等于设计温度40"(2,这也是重要的节能措施之一。具体实施
方法是:定期清洗空压机冷却器气路系统,减小阻力,提高换热效果。适当增 加冷却器温差,确保冷却水达到设计值(压力O.25MPa,水温低于30"C,现冷 却水压力只有O.22 MPa)。在条件许可的情况下,可采用高效冷却器。
6l

堕型查兰婴圭主垡堡茎:苎!兰堕:尘堡堕塑墨堑羔壁塑查查墨堕塑
3.3.4改善机组对流条件,降低机体温度.降低吸排气温度 DH一71空压机机体罩在隔音罩内,不利于热量散发,造成机体温度高达 60—70"C。由于每级进出口管道相距较近,导致进口空气温度升高,其中I级进 口温度比设计值高7。C,II级进口温度比设计值高10"C,III级进口温度比设计 值高6。C,IV级进口温度比设计值高5℃,造成运行工况偏离等温压缩,直接 影响了空压机效率,必须改善隔音罩内通风散热条件,降低机体温度。 试验方案:第一步,敞开隔音罩上盖,使热气流上升散发,降低机体和吸 入管道温度,进行试验,观察效果。但必须考虑噪音对环境的影响。 第二步,在空压机隔音罩内增设一鼓风机,将热气流抽出罩外;或在隔音 罩下部增设鼓风机,从顶部排出热气体,强化散热,降低机体温度。

3.3.5打磨过流部件流道,提高流道光洁度,臧小流道摩擦损失 由气体流动损失公式(3-9)可知
, 1 1

Ehh=Ehj+∑‰=∑A÷一去c2+∑f-{c2
“ 二 Z

研究DH.71空压机零部件,其扩压器、蜗壳等过流部件均为铸造件,发现 存在大量肉眼可见毛刺,粗糙度很高,流道很不光滑,阻力系数^值和‘值都 很大。由于空压机内空气流速高达300m/s以上,产生大量摩擦损失,造成空压 机排气压力下降。要达到要求的压力,就要消耗额外的能量。 试验方案:检修钳工采用电动砂轮手工打磨吸气室、导叶轮和蜗壳流道, 使其流道光滑,无毛刺及凹凸不平表面,减小^值和‘值,同时涂刷一薄层抛 光漆或降阻材料,使流道更光滑,从而降低流动摩擦损失和局部阻力损失。对 叶轮流道采用液体抛光的方法进行,具体方法见3.4.2节所述。

3.3.6抛光叶轮轮盘轮盖轮缘外表面,降低轮阻损失耗功 DH.71空压机的轮阻损失经计算高达73,595kw,约为空压机轴功率3600kw 的2.02%。由于轮阻损失与叶轮前后盖板外缘直径D2的五次方成正比,故可在 盖板外侧面靠近外缘部分(0.72D2-D2)进行抛光,可将轮阻损失系数由O.5l 减小为O.39,轮阻损失从73.595kw下降到56.297kw,每年可节电137143kwh, 创经济效益54857元/年。

试验方案:采用振动砂带研抛叶轮轮盘轮盖轮缘外表面,然后做动平衡。

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具体方法见3.4.3节所述。

3.3.7修正叶轮叶片进出口边几何形状,减小局部阻力损失 研究DH.71型叶轮转子,其叶片入口边截面为一矩形,这是很不合理的 ~种设计,应该进行改进。因为它将造成气流流入叶片入口边处很大的局部阻 力损失。由局部阻力计算公式(3.22)







∑‰=氧?亡%2+f:?{w。2
‘ Z

可知局部阻力损失的大小与叶轮进口处的气流绝对速度co、叶片进口处的气流

相对速度wl、与叶轮进口几何形状有关的能量损失系数‘1(一般‘r=1.肚1.2)、
气流绕流叶片头部的能量损失系数‘2(一般无冲击入流,‘2=0.2~0.4)等因素 有关。

试验方寨:检修钳工采用电动砂轮手工打磨叶轮叶片入口边,使入口的矩
形截面变成弧形截面,即流线型,这就是改变叶片入口边几何形状,即修圆修 薄入口边,从而降低气流的局部阻力损失,增大过流面积。对出口边修削叶片 背面,使出口边变薄,增大叶片安放角B A2,这样有利于提高叶轮的能量头, 同时降低叶轮出口处的尾迹损失。注意修磨时一定要仔细认真,完了再作动平 衡试验。

3.3,8优化操作参数,减小冲击损失 由冲击损失计算公式(3-23)
..2



%=幺等(1一睾)2 蟛


可知气流流动过程中的冲击损失大小与实际流量和设计流量之差(Q’一Q)2气 流入口圆周速度u12、叶轮叶片入口几何形状等因素有关。经计算,DH?71型离 心式空压机的冲击损失为51.65kw,占总能耗3600kw的1.43%。因偏离设计工 况运行产生冲击损失所消耗的能量为年耗电40.9万度,价值16.36万元。DH-71 空压机设计流量40000m3/h,压力0.63MPaA,在此工况下压缩机运行最优,效

率最高,产量大大增加。而实际运转流量为38330甜/h,压力0.47MPa,实际运 转参数与设计值偏离很大,使本应在设计工况下的无冲击入流变成叶轮进口、
导叶进口的有冲击入流,尽管采用转动进口导叶调节,仍然会产生很大的冲击

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能量损失。从提高压缩机运转技术水平来讲,这是大型长期连续运转的压缩机 所不允许的,实在不得已需要调节可以采用改变转速的方法达到调节流量的目 的。目前已广泛采用变频技术改变电源频率来改变压缩机的转速,从而达到调 节工况的目的。不过仍然要认识到改变转速调节仍存在~定的能量损失,特别 是压缩机中具有导叶扩压器的结构。由此可知,精心操作,调熬流程工艺参数, 使压缩机运行在设计工况点是最为节能的。 试验方案:优化导叶阀控制方式,修锉叶轮叶片入口边不合理的几何形状, 使成流线型,从而减小入口冲击损失,增大过流面积,是降低空压机能耗的重 要措施。调整空压机导叶阀开度,试验不同开度下空压机能耗,找出最佳开度, 作为操作参考。在操作中,要树立“大型压缩机在设计点运行最为节能”的思 想,因此,正常运行时导叶阀全开为最好。

3.3.9提高油温,降低油膜粘度,减小轴承摩擦耗功

研究认为,润滑油粘度是影响空压机能耗的原因之一,油的粘度越商,轴
瓦与油的摩擦阻力越大,承载能力越强。因此,在满足承载能力的前提下,降

低油的粘度也是节能的重要措施。降低油的粘度有两个方法,即改变油的牌号
和提高油温。过去生产中,由于油加热器功率小,加热速度慢,导致油温低至

20~25℃,比设计值40士O.5℃低20~15"C,油膜粘度增大,轴承摩擦功耗很大。 试验方案:DH一71压缩机改用可倾瓦轴承后,逐步提高油温至设计值。在
生产中优化控制油冷却器冷却水量,在机器启动时甚至可关闭冷却水,只用电 加热器升温至32"C便可启动主机,也可在油箱内增设蒸汽加热器,提高油温, 并沿用原油温控制系统。这样逐渐使油温控制在40士0.5"C的正常范围内,以最

大限度降低轴承功耗。另外,还可以进一步改进油质,采用低粘度的润滑油代
替目前的N32号透平油【331,但必须考虑到这种低粘度润滑油的承载能力。

3.3.10改进轴承结构,减小机械摩擦损失 现DH一71空压机采用动压滑动轴承,结构简单,抗振阻尼性好,噪声小, 但高速状况下功耗很大。为了降低能耗,可采用己在l撑万立DH一80空压机上应

用成功的沈阳鼓风机厂生产的可倾瓦轴承,以解决DH一71空压机轴承摩擦功耗
大、振动大的问题。进一步研究表明,采用动静压空气轴承【341,节能效果将更

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为显著。 试验方案:购进可倾瓦轴承,在1--4#DH.71空压机上使用,同时调控好油 冷却器中的冷却水量,使润滑油保持在设计温度下运行。 综上所述,经过以上lO个项目的研究与改进,空压机能耗水平将会显著下 降。其中加强冷却降低空气入口温度、切断或旁通末冷器,以及降低轮阻损失 和冲击损失等方案可以直接计算的理论节电效果为每台空压机每年可节电 1842013.2kwh,创经济效益73.68万元/年。当然,以上效益只是按单个影响因 素的简单累加,实际情况可能与此有所出入。

3.4打磨流道和抛光叶轮的具体方法
气体与压缩机各通流部件流道的摩擦损失主要发生在气体与叶轮流道间、 气体与轮盘问、气体与导叶及气体与机壳内壁之间等。较小流动摩擦损失的实 质就是要采取措施尽量降低气体与之接触表面的粗糙度。在机械加工中,抛光 是减小表面粗糙度最常用的方法之一。抛光的方法很多,有抛光轮抛光、砂纸 抛光、液体抛光、砂带研抛等,不同的抛光方法适用于不同的使用场合,要根 据构件的具体结构和材质选用口51。其中常用的方法有两种,一种是针对表面积 较大的轮盘,采用砂带振动研抛的方法;二是对于结构较复杂的零件、深的凹

穴、凸台以及类似于叶轮流道形状的曲面流道采用液体抛光的方法p…。
3.4.1叶轮转子的材质分析 根据厂方提供的转子材料化验结果是含C:O.111%、Mn:0.60%、Cr:12.89%、 Ni:5.23%、Mo:1.35%。通过查阅文献资料,认为转子材料是1Crl3Ni5Mo, 它是以1Crl3为基础的-9十新型马氏体不锈热强钢。 材料中各种合金元素的作用如下:0.111%C,保证材料具有足够的强度和耐 磨性。0.60%Mn,按GBl220--75属马氏体不锈钢化学成分中的正常含量(要 求含Mn≤O.80%),锰有中和硫的作用,以减小硫在钢中的危害。12.89%Cr, 钢中含cr,一是提高材料的电极电位,从而提高材料的抗腐蚀性能;二是使材

料的淬透性提高,油淬即可全部淬透;三是使材料在较高温度(450。C左右)下
具有一定的抗氧化能力和较高的强度以及良好的组织稳定性。5.23%Ni,它是既 能提高钢的淬透性,又能细化晶粒,提高钢的韧性。1.35%Mo,一是减小钢的

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回火脆性,同时由于Mo的再结晶温度很高,加入Mo后能提高钢的再结晶温

度,从而提高钢的热强性[37】㈣。
综合上述分析可知,1Crl3Ni5Mo钢是在1Crl3基础上发展起来的马氏体不 锈热强钢,经调质处理后具有较好的热强性、组织稳定性、良好的焊接性以及 良好的冷、热加工的工艺性能。硬度HB=187.~200。适宜于制造450"C左右的汽 轮机、燃气轮机叶片等。

3.4.2叶轮流道的液体抛光 液体抛光是用压缩空气通过特制的喷嘴挟带磨料和液体的混悬液,以高速 喷向工件表面进行的一种光整加工。在液体抛光中,工件可不动,喷疆移动,

抛光工件各种位置的表面。因为喷咀的操作十分灵活,所以这种抛光方法特别
适合于形状较复杂的零件以及深的凹穴、凸台等用其它方法难于加工的表面。 液体喷光可使流道表面粗糙度在原有的Rz 4 ̄79in(V6~v7)基础上减小到Rz
2~1.1}tm(V8~v9)。

■●蠢

1一搅拌器2一螺旋浆3一搅拌器轴4一工件5一颐嘴

图3-4液体抛光设备

图3-5嚷嘴结构

①液体抛光设备及喷嘴结构。液体抛光设备如图3-4所示。它主要由搅拌
器、螺旋浆、搅拌器轴、电机和喷嘴等组成。喷嘴结构如图3.5所示。

②砂液的成分。砂液是指磨料和液体的混悬液,它是由水、磨料、苏打及
亚硝酸钠等组成,各组分的比例为64%水、34%磨料、1.5%苏打、0,5%亚硝酸

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钠(均为重量比)。 ③磨料种类的选择。磨料种类根据被加工零件的不同材质而异。叶轮材料为 1Crl3Ni5Mo马氏体不锈热强钢,这种材料是在调质状态下使用,其布氏硬度 HB=170—200。磨料选用棕刚玉,代号A。该磨料含91%~96%的氧化铝,具有硬 度高、韧性好、价格便宜等特点,适合于抛光碳钢及合金钢材料。 ④磨料粒度的选择。磨料粒度大小的选择取决于被加工表面抛光前的原始 粗糙度和抛光后要求达到的表面粗糙度。DH一71型离心式空压机叶轮由叶片与 轮盘和轮盖等组焊而成,流道各表面抛光前的原始粗糙度为R27~10“rn(V6),抛

光后要求达到的表面粗糙度为R220lain(V7~vs)。所用磨料粒度号应为60~100,
其颗粒尺寸为325~125 gm。60#为315~250 grn,80#为200~160/.tm,100#为
160~1259m。

⑤压缩空气压力的选择。液体抛光过程中,压缩空气压力愈高,抛光的生产率 愈高;压力低,生产率低,但表面粗糙度低(即光洁度高)。综合考虑各种因素后,
选择压缩空气的压力为(4 ̄6)×105Pa。 ⑥进给速度的选择。液体抛光中,进给运动既可以是被抛零件的移动,也 可以是喷嘴的移动。抛光叶轮流道时,由于叶轮尺寸大,移动十分不便,而喷 嘴小巧,操作灵活方便。因此叶轮流道抛光时进给运动由喷嘴移动来实现,其 进给运动的速度为O.2~6m/min。 ⑦喷射角的选择。喷射角是指液体喷流中心与被加工表面之间的夹角。该 角度愈小,抛光后表面粗糙度愈小,但喷射角过小,操作的难度增大。所以选 择喷射角30。~60。为宜。 ⑧喷流长度的选择。喷流长度是指喷嘴口与被加工表面间的距离。工件的 材质不同,喷流长度的取值也不一样。叶轮材料为热强钢,喷流长度取为80mm。



4.3叶轮轮盘轮盖的振动砂带研抛 降低轮盘轮盖的表面粗糙度是降低轮盘摩擦阻力损失的重要途径之一。降

低轮盘表面粗糙度的方法一般是在精铸或精车的基础上进行打磨抛光。轮盘和

轮盖是表面积较大的平面,适合于采用砂带研抛的方法来获得低的表面粗糙度。 ①砂带研抛设备及研抛过程。砂带研抛的主要设备是研抛头架,其结构如
图3.6所示。它由砂带轮、卷带轮、接触轮、激振器及砂带等组成。砂带研抛

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如图3-7所示a叶轮以转速n回转为主运动,砂带轮1上的砂带5绕过接触轮2
由卷带轮4带动作缓慢移动,接触轮2对被加工表面产生垂直方向的工作压力P, 同时激振器3使接触轮2在轴线方向产生频率为fa的振动,形成振动砂带研抛,

一砂带卷2一接触轮3一激振器4一卷带轮5一砂带

图3—6研抛头架

图a-7研抛轮盘平面

研抛头架以速度v沿轮盘作径向进给运动,完成整个轮盘平面的研抛。振动砂 带研抛不仅可以获得极高的表面质量,而且还具有较高的生产率。

②叶轮转速n和接触轮振动频率fa的选择。在研抛过程中,为使振动砂带的
砂粒在被抛工件表面上形成不重复的研抛轨迹,工件转速n和接触轮的振动频率

‘必须互为质数。设速比系数为B,则 B=60无/n
(3-30)

式中f卜接触轮的轴向振动频率,次,分;n一被研抛工件的转速,r/min。
实践证明,当B值在5~15范围内,研抛轨迹呈均匀网状,加工质量好,建

议研抛在普通车床上进行。若选CA6250型马鞍车床,根据其转速图并考虑到 不致因抛光时转速过高引起加工工艺系统的振动,所以取转速n=809r/min,取
速比系数B=9,代入式(3-30)得振动频率fa=Bn/60=9×809160=121次/min。由 此可知工件转速rl与接触轮振动频率fa互为质数。

③研抛头架直线进给速度v的选择。研抛头架直线进给速度如果选得过大,
会使研抛轨迹网纹的稠密程度变差,抛光表面的粗糙度大,光洁度下降;进给速

度小,粗糙度低,光洁度高,但生产率低。综合考虑各种因素,研抛头架的直线
进给速度v在3.33~lOOmm/s,即在0.2~6m/min范围内取值。

④抛光压力P的选择。抛光压力是指接触轮压向工件被抛表面的垂直力。粗

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抛p_(10)×105 Pa,精抛p:(O.5~1)×t05Pa。
⑤接触轮材料的选择。在振动砂带研抛中,接触轮是一个关键零件,它的硬 度不能太大,也不能太软,要求表面要光滑。根据文献推荐,接触轮材料应选 用橡胶或聚氨酯类。


⑥砂带的选择。研抛热强钢叶轮轮盘和轮盖,砂带磨料选白刚玉,代号WA。

盘、盖抛光前粗糙度R:20-40p.m(V4),抛光后要求达到R:2~4岬(V7~V8),
选磨料粒度号为40—100,也就是选择40~100号白钢玉砂带。

对于压缩机中的静止流道,如导叶等也可采用抛光叶轮的工艺方法,所不
同的是磨料种类和磨料粒度号要根据导叶的材料及被抛表面原始粗糙度来确 定。对于机壳内壁,若是未加工的铸造表面,则采用风动或电动砂轮磨光内壁
即可。

四川大学硕士学位论文?第4章试验系统

第4章试验系统
4.1试验目的
本次进行节能技术方案试验的DH一71型离心式空压机是沈阳鼓风机厂70

年代产品,由于受到当时设计和制造水平的限制,且运行时间长久,机器偏离
了设计工况运行,气量不足,能耗增加,企业经济效益不明显。更新设备、设 计制造使用各种新型的压缩机是最理想的改善办法,但投资大,周期长。对于 实际工业生产来说,如何利用已有的资源来获得最大的经济效益是一个企业永 恒追求的目标。因此对一台已有的压缩机,如何使它在可靠运转的条件下,达

到能耗最少,排气量最大,是企业最为关心的问趔”】。从节约能源的角度出发,
改造原有的压缩机,使之适应新的需求是各厂家普遍关心的问题,且投资少, 周期短,能收到立竿见影的效果。本次试验就是在测试现场离心式压缩机实际

运行参数,并与设计参数进行比较分析,提出多项节能改造技术方寨的基础上,
甄选了几项回收效益与投资比较高的措旋具体进行试验。我们希望通过试验, 在投资尽可能少的前提下,优化压缩机装置运行参数,使其效率提高2%,电耗 降低2%,改造后的装置及其系统实现可靠、稳定的长周期运行,并不与相关系 统发生矛盾。影响压缩机排气量、功率消耗的因素很多,由于试验条件有限, 仅进行了降低吸入阻力、截断末级冷却器、提高油温和开大导叶阀、降低机体

温度、叶轮流道盖板打磨和叶片入口边几何形状修正等五项试验。虽然该试验
是在DH一7l离心式空压机上进行的,但其试验结果可以推广应用到其它类型离 心式压缩机上,具有很大的推广价值。

4.2试验装置
本次试验是在攀钢氧气厂一车间DH一71型离心式空压机上进行的。它是为 国产6000m3/h空分制氧装置配套使用而设计制造的,主要用于冶金工业炼钢炼 铁所需氧气的制取。炼钢所需要的氧气,可以通过分离空气缛到,因为空气中 约有1/5体积的氧气和4/5体积的氮气。虽然氧气和氮气是均匀的混合在一起, 但可以利用它们沸点的不同,通过精馏中的蒸发冷凝将它们分开。为实现这个 过程,就需要用压缩机压缩空气提高压力。当然也可用于其他行业压缩输送空

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气之用。 试验装置如图4一l所示。DH。71空压机气路油路水路图、总貌图分别见图
4-2和图4-3。

4.3试验仪器
本试验需要测量压力、温度、流量和轴功率等多个热力参数,所用的测量 仪表如表4-1所示【4011411142】:
表4-1测量仪表参数 序号


测量参数 压力

测量仪表 弹簧管压力表 膜盒真空表

型号
Y.100 、订}1SO

精度
0.4 O.6

备注 就地压力测量 进气压力溺量 就地温度测量



温度

热电偶温度计 固定螺纹铂热电阻 WZP-231

出口温度测量

3 4

流量 轴功率

孔板流量计 zJ转矩转速传感器
ZJ20000

上海产

图4-1 DH-71空压机试验装置图

71

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图4-2

DH-71型空压机气路油路水路图

图4-3 DH一71型空压机总貌图

粤业奎兰堡主堂垡堡苎:蔓!里蔓竺互墨垦笙墨坌堑

第5章试验方案及结果分析
从企业的投资成本和经济效益出发,作者优选了其中5项运行节能技术方 案在不同的机组上进行试验研究,然后在4台机组上全面实施。由于现场4台 机组排气管路都是连通的,很难分解出单台机组的节能效果,因此,测试的数 据,是整个系统3台运行中的机组试验前后所测数据的平均值的对比。

5.1降低吸入阻力试验
(1)试验情况 2004年3月,在攀钢氧气厂制氧一车间,更换了2#DH-71型空压机的过滤 袋(原过滤袋己用一年多)。收集了2004年3月、2003年3月各6天的数据。 攀枝花地区大气压为86725Pa。表5-1列出了更换过滤袋前后实测的数据对比。
表5-1更换过滤袋前后数据对比
\\时间 试验前(2003年3月)
l 2 3 4 5 6

试验后(2004年3,q 1 平均 值
l 2 3 4 5 6

参数\、
进口压力 (PaA) 出口压力

平均 值

86514 86505

86513 86490 86502 86512 86506 86586 86585 86586 86584 86585 86588 86586

(MPm)
进口温度
(℃)

0.490

0.490 0 490 0490

0.490 0.490

0490

0 500

0.500 0,500 0 500 0.500 0.490

0.498

14.42

13 65

15 36

14.26

14 53

15 32

14 59

10 84

10.33

1008

10 77

10 65

1019

1048

出口温度 (℃) 过滤袋阻 5J CPa) 排气量
(丌l’,11)

34.53 34 62

35 19

34,63

34 74

35 32 34.84r

37 29

36.23

3604

36.33

36 77

36.85

36 7

661

665

668

670

672

672

668

205

209

201

204

205

216

206

38270 38960 39720 38570 37850 38820

38690 42215 42700 42971 42458 42510 42326 42530

耗电量 (kwh) 宅气单位 耗电量 (kwh/m3)

3566

3540

3512

3515

358l

3569

3547

3648

3652

3650

3674

3684

3695

3667

0094

0 09l

0.090 009l

0.093

0.092 0.092 0.086 0086 0.085 0087

0.087

0.087 00862

四川大学硕士学位论文-第5章试验方案及结果分析



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出 口




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图G-1更换过滤袋前后空压机各参数变化曲线

74

塑型查兰堡主堂垡堕墨:笙!里蔓堕互墨墨笙墨坌塑
(2)数据计算与分析 由表5—1可知,更换过滤袋后,其阻力由668Pa下降到206Pa,下降69.2%; 空压机进口空气压力由86506PaA上升到86586PaA:排气量由38690m3/h上升 到42530 m3/h,气量增加3840 m3m,增加9.9%;但总耗电量由3547kwh上升 到3667kwh,只上升了120kwh,上升3.4%。由于吸入阻力减小,空压机入口 压力提高,单位空气耗电量由0.0918kwh/m3下降为0.0862 kwh/m3,下降6.1%。 由于沿程阻力下降,阻力转变为热能耗散于空气中也随之减小,吸入空气 温度由14.59℃下降为10.48℃(由于无2003年3月的气温记录,无法分解出气 温对吸入温度的影响)。图5.1为更换过滤袋前后空压机各参数的变化曲线。试 验表明,吸入管路上的过滤袋在使用3 ̄5个月后就应更换,方使其阻力下降。 (3)节能效果 按单位空气耗电下降值×排气量计算,改进后每小时节电
(0.092.0.0862)kwh/m3×42530 mS/h=233.92kwh/h。

日节电量为233.92kwh/h×24h/d=5613.96kwh/d。 年节电量为5613.96kwh/d×330d^一1852607kwh/y=185.26万kwh/年。 按平均电价0.4元/kwh计算,年经济效益为 1852607kwh/y×0.4元/kwh=74.10万元/年。

5.2末级冷却器截断试验
(1)试验情况 试验地点:攀钢氧气厂制氧一车间I#DH.71空压机。 2004年4月,对1#DH.71空压机进行了末级冷却器截断试验。试验时,全

开末级冷却器空气旁通阀,关闭冷却水上水阀、回水阀;氮水预冷系统投入使
用。表5-2列出了截断末级冷却器试验前后实测数据对比。 (2)数据计算与分析 由表5-2可知,截断末级冷却器后,进空冷塔压力由O.463MPa上升到0.470 MPa,阻力降低了7kPa;排气量由39935m3fh上升到41713 rfl3fh,增加了1778

m3/h,上升4.45%;耗电量由3687kwh上升到3690kwh,电耗仅增加3kwh,耗
电量基本不变。单位空气耗电量由O.0923kwh/m3下降为0.0884kwh/m3,下降 4.23%。截断末级冷却器前后空压机各参数的变化曲线如图5*2。

堕盟查堂堡圭兰堕堡墨:笙!兰蔓壁查墨丝堕墨坌堑
同时,入空冷塔空气温度由36.67 9C上升到43.67"C,上升7℃;在冷却水 量未增加的情况下,出塔空气温度只上升了1℃。这说明空冷塔裕量足够,截 断末级冷却器对空气入蓄冷器温度影响不大。只要控制出空冷塔空气温度低于

40℃,便可以截断末级冷却器,增大空气量,提高氧气产量。
(3)节能效果 按单位空气耗电下降值×排气量=节电量计算,改进后每小时节电
(O.0923.0.0884)kwh/m3×41713 na3/h=162.68kwh/h.

日节电量为162.68kwh/h×24h/d=3904kwh/d。 年节电量为3904kwh/d


330d/y=128843lkwh/y=128.84万kwhi年。

按平均电价0.4元/kwh计算,年经济效益为
128843lkwh/y


0.4元/kwh=51.54万元/年。
表5-2截断末级冷却器前后数据对比

\时间
够谚\\
进口压力 (Pa)
出口压力

试验前(2004年4月)
l 2 3 4 5 6

试验后(2004年4月) 平均值
1 2 3 4 5 6



平均值

B5665 85650 85645 85647 85639 85639 85648 85681 85677 85668 85644 B5633 8S645 85658

0.490 0.490 0 490 0.490 0.490

0.490 0.490 0.490 0.500 0.490 0.500 0.490 0 490 0.493

(MPa) 进口温度
16.35 16.22 15 66 15.63 16.39 16.32 1610 1647 16.78 16.36 1699 17 27 16.9l 16.80

(℃) 出口温度
34.73 34 53 35 03 34 65 35.21 36.12 35 05 35.52 35 24 35 27 35 67 3618 36 3l 35.70

(℃) 进空冷塔压
0.47 0.46 046 0465 0 46 0.46 0.463 047 0465 047 047 0472 047 0.470

LT(MPa) 进空冷塔温
37 36 38 36 36 37 36.67 44 43 44 44 44 43 43.67

度(℃) 出空冷塔温
22 21 22 22 22 22 2{.S3 23 22 23 23 23 23 22 83

度(℃) 排气量
(m5/h)
40130 4010l 3973l 39550 40249 39850 39935 41186 41569 41870 41650 41650 42351 41713

耗电量
3690 3688 3685 3687 3686

3687

3687

369S

3695

3690

3689

3686

3684

3690

(kwh) 空气单位 耗电量
(kwh/m3)
0092 0092 0.093 0.093 0 09l O,093 00923 0089 0.089 0.088 O.098 0.089 0087 00884

四川大学硕士学位论文?第5章试验方案及结果分析

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图5-2截断末级冷却器前后空压机各参数变化曲线

.——

婴型查堂堡圭兰垡堡兰:笙!雯苎塑互塞丝笪墨坌堑

5.3提高油温和开大导叶阀试验
在压缩机叶轮入口前设置了一圈可绕本身的轴转动的小导叶,其结构是采 用球状接头的连杆机构,开动一根驱动叶片,便可活动各叶片,从而改变导叶 阀开度及进气方向,改变进气流量,借以改变压缩机性能曲线的位置而实现压 缩机的工况调节。 当进口导叶转动后,叶轮进口气流得到一个与叶轮转向一致的预旋绕,预 旋周向分速度c。l>0时,称为正旋绕;产生与叶轮转向相反的旋绕,即c。l<o, 称为负旋绕。根据欧拉涡轮方程(2—23)

‰一以:一^-训z瓴:一鲁¨
可见压缩机能量头h也将随c。l的改变而改变。正旋绕时虹将减小,压缩机性能
曲线将向下移;负旋绕时htlI将增大,性能曲线上移。所以如果要使压缩机流量 减小,就可用正旋绕来调节。正旋绕的预旋角愈大,性能曲线愈陡,喘振流量 则有所减小。同时因为调节后流量发生变化,入流叶轮和导叶等的气流方向与 其设计角度方向不一致,使设计条件下的无冲击入流变成有冲击入流,而且使 各流道入口存在冲角,存在一定的冲击损失,故压缩机的效率有所下降。 由前面对冲击损失的分析可知,调节后的工作流量偏离设计流量愈远,其 冲击损失就愈大。不仅如此,即使导叶是处于c。1=O的无预旋位置,但由于导叶 的阻力,相比没有装导叶时,在同一气量下,其压力比仍稍有降低,功耗也略 为增加,由此也可使压缩机效率下降。通常认为,这种调节方法的经济性介于 进气节流调节与改变机器转速调节方法之间。这种调节方法的缺点是机构较复 杂,特别是多级压缩机,如果每级前都采用可转动导叶,则整个机器就更为复 杂。如果只在第一级装设,则调节效果又不显著。 (1)试验情况 试验地点:攀钢氧气厂制氧一车间4#DH一71型空压机。 2004年4月,在4#DH.71空压机上同时进行提高油温和开大导叶阀的试验。 试验中,关小空压机油冷却器上水阀来提高油温。表5-3列出了提高油温和开

大导叶阀开度试验前后实测数据对比。试验前条件:导叶阀开度为50%,冷却 水阀开度100%,平均供油温度36.63℃。试验后条件:导叶阀开度为100%,冷
却水阀开度30%,平均供油温度41.89℃。

四川大学硕士学位论文?第5章试验方案及结果分析

表5-3提高油温和开大导叶阀前后数据对比


进口压力 (Pa) 出口压力 fMPaG) 进口温度
(℃1

试验前(2004年4月)
l 2 3


试验后(2004年4月】




平均 值













平均


85781 85770 85777 85790 85789 85779 85781 85543 85544 85531 85525 85524 85514 85530

0.492 0498

0492 0497 0.496 0 493 0495

0.5

0.495

0496

05

0492

0 495 0.496

18 36

1921

19.63

20.12 20.1l

18 56

19 33

18.9l

19.63

19.16

19 84

20.43

18 87

1947

出口温度
(℃)

38.96 3942

39 58 3945

39 26 39.15 39.30

43 8

43 37

42.87 42 03

41.98

42.34 42 73

导叶阀开度
(%)

50

50

50

50

50

50

50

100

100

100

100

100

100

100

油冷却器上 水阀开度(9句 轴承最高温 度(℃) 供油温度
(℃)

100

100

100

100

100

100

100

30

30

30

30

30

30

30

:57.48 57.36

57.56 58.09 58.36 59.27



59.83

60 82 61.56 63 02


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