离心机知识和压缩级选型计算
离心式压缩机
离心式压缩机第三章离心式压缩机
3.1 离心式压缩机概述
3.2 基本方程式
3.3 级内的各种流量损失
3.4 多级压缩
3.5 功率与效率
3.6 性能与调节
3.7 相似理论的应用
3.8 主要零部件及辅助系统
3.9 安全可靠性
3.10 选型
3.1 离心式压缩机概述
3.1.1 发展概况
3.1.2 工作原理
3.1.3 工作过程与典型结构
3.1.4 级的结构与关键截面
3.1.5 离心压缩机特点
3.1.6 适用范围
3.1.1 发展概况
离心式压缩机是透平式压缩机的一种.早期只用于压缩空气,并且只用于低,中压力及气量很大的场合.目前离心式压缩机可用来压缩和输送化工生产中的多种气体.它具有:处理量大,体积小,结构简单,运转平稳,维修方便以及气体不受污染等特点. 随着气体动力学的研究,使得离心式压缩机的效率不断提高;又由于高压密封,小流量窄叶轮的加工和多油楔轴承等技术关键的研制成功,解决了离心压缩机向高压力,宽流量范围发展的一系列问题,使离心压缩机的应用范围大为扩展,以致在许多场合可以取代往复活塞式压缩机.
3.1.2 工作原理
一般说来,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.达到这个目标可采用的方法有:
1,用挤压元件来挤压气体的容积式压缩方法(如活塞式);
2,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,使气体在离心力场中压力得到提高,同时动能也大为增加,随后在扩压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.
3.1.3 工作过程与典型结构
1-吸入室;
2-轴;
3-叶轮;
4-固定部件;
5-机壳;
6-轴端密封;
7-轴承;
8-排气蜗室;
离心压缩机
转子:转轴,固定在轴上的叶轮,轴套,联轴节及平衡盘等.
定子:气缸,其上的各种隔板以及轴承等零部件,如扩压器,弯道,回流器,蜗壳,吸气室.
驱动机
转子高速回转
叶轮入口产生负压(吸气)
气体在流道中扩压
气体连续从排气口排出
气体的流动过程是:
组成
离心式压缩机常用术语:
级: 由一个叶轮与其相配合的固定元件所构成
段: 以中间冷却器作为分段的标志,如前所述,气流在第三级后被引出冷却,故它为二段压缩.
缸: 一个机壳称为一缸,多机壳称为多缸(在叶轮数较多时采用)
列: 指压缩机缸的排列方式,一列可由一至几个缸组成
叶轮,扩压器,弯道,回流器,蜗壳,吸气室
主要部件的功用:
3.1.4 级的典型结构与关键截面
一,级的典型结构
二,关键截面
在逐级的分析和计算中,只着重分析,计算级内几个关键截面上的参数
"级"是离心式压缩机的基本单元,从级的类型来看,一般可分为中间级(图a): 由叶轮,扩压器,弯道,回流器组成;
首级(图b): 由吸气管和中间级组成;
末级(图c): 由叶轮,扩压器,排气蜗壳组成
三,叶轮的典型结构
1,离心式叶轮
闭式叶轮半开式叶轮双面进气叶轮
2,按叶片弯曲形式
后弯叶片:弯曲方向与叶轮旋转方向相反,级效率高,β2A90,效率低,稳定工作范围较窄,多用于一部分通风机.
3,叶轮的速度三角形
在讨论其工作原理时,常常会用到叶轮进,出口处的三角形
优点:
(1)排气量大,气体流经离心压缩机是连续的,其流通截面积较大,且叶轮转速很高,故气流速度很大,因而流量很大.
(2)结构紧凑,尺寸小.它比同气量的活塞式小得多;
(3)运转平稳可靠,连续运转时间长,维护费用省,操作人员少;
(4)不污染被压缩的气体,这对化工生产是很重要的;
(5)转速较高,适宜用蒸汽轮机或燃气轮机直接拖动.
缺点:
(1)单级压力比不高,不适用于较小的流量;
(2)稳定工况区较窄,尽管气量调节较方便,但经济性较差
3.1.5 离心式压缩机的特点
3.1.6 适用范围
1.化工及石油化工工艺用
2.动力工程用
3.制冷工程和气体分离用
4.气体输送用
3.2 基本方程式
3.2.1 连续方程
3.2.2 欧拉方程
3.2.3 能量方程
3.2.4 伯努利方程
3.2.5 压缩过程于压缩功
3.2.6 总结
连续方程是质量守恒定律在流体力学中的数学表达式,在气体作定常一元流动的情况下,流经机器任意截面的质量流量相等,其连续方程表示为:
3.2.1 连续方程
为了反映流量与叶轮几何尺寸及气流速度的相互关系,常应用连续方程在叶轮出口的表达式为:
3.2.2 欧拉方程
欧拉方程式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的.离心叶轮的欧拉方程为:
也可表示为:
欧拉方程的物理意义为:
①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;
②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;
③适用于任何气体或液体,既适用于叶轮式的压缩机也适用与叶轮式的泵;
④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.
3.2.3 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.根据能量转换与守恒定律,外界对级内气体所做的机械功和输入的能量应转化为级内气体热焓和能量的增加,对级内1千克气体而言,其能量方程可表示为:
能量方程的物理意义为:
① 表示由叶轮所做的机械功,转化为级内气体温度(或焓)的升高和动能的增加;
② 对有粘无粘的气体都适用,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,从而式气体温度(焓)升高;
③ 可认为气体在机器内做绝热运动,q=0;
④ 该方程适用于一级,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决定.
应用伯努力方程将流体所获得的能量区分为有用能量和能量损失,并引用压缩机中所最关注的压力参数,以显示出压力的增加.叶轮所做的机械功还可与级内表征流体压力升高的静压能联系起来,表达成通用的伯努力方程,对级内流体而言有
3.2.4 伯努利方程
伯努利方程的物理意义为:
① 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,还需付出一部分能量克服流动损失或级中的所有损失;
② 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;
③ 该方程适用一级,亦适用于多级整机或其中任一通流通部件,这由所取的进出口截面而定;
④ 对于不可压缩流体来说应用伯努利方程计算压力的升高是方便的.而对于可压缩流体,尚需获知压力和密度的函数关系才能求解静压能头积分,这还要联系热力学的基础知识加以解决.
3.2.5 压缩过程与压缩功
应用特定的热力过程方程可求解上述静压能量头增量的积分,从而计算出压缩功或压力升高的多少.每千克气体所获得的压缩功也称为有效能量头,如对多变压缩功而言,则有:
将连续方程,欧拉方程,能量方程,伯努利方程,热力过程方程和压缩功的表达式相关联,就可知流量和流体速度在机器中的变化,而通常无论是级的进出口,还是整个压缩机的进出口,其流速几乎相同,故这部分进出口的动能增量可略而不计.同时还可
获知由原动机通过轴和叶轮传递给流体的机械能,而其中一部分有用能量即静压能
头的增加,使流体的压力得以提高,而另一部分是损失的能量,它是必须付出的代价.还可获知上述静压能头增量和能量损失两者造成流体温度(或焓)的增加,于是流体
在机器内的速度,压力,温度等诸参数的变化规律也就都知道了.
3.2.6 总结
3.3 级内的各种流体损失
3.3.1 级内的流体损失
3.3.2 漏气损失
3.3.3 轮阻损失
式中l为沿程长度,dhm 为水平直径, cm 为气流平均速度, 为磨阻系数,通常级中的Re>Recr,故在一定的相对粗糙度下,λ为常数.由该式可知 ,从而 .
3.3.1 级内的流体损失
流体的粘性是产生能量损失的根本原因.通常把级的通道部件看成依次连续的管道.利用流体热力学管道的实验数据,可计算出沿程磨阻损失为:
3.3.2 漏气损失
(1) 产生漏气损失原因
(2) 密封件的结构形式及漏气量的计算
(3) 轮盖密封的漏气量及漏气损失系数
(1) 产生漏气损失的原因
从右图中可以看出,由于叶轮出口压力大于进口压力,级出口压力大于叶轮出口压力,在叶轮两侧与固定部件之间的间隙中会产生漏气,而所漏气体又随主流流动,造成膨胀与压缩的循环,每次循环都会有能量损失.该能量损失不可逆的转化为热能为主流气体所吸收.
(2) 密封件的结构形式及漏气量的计算
(3) 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.通常隔板与轴套之间的密封漏气
损失不单独计算,只高考虑在固定部件的流动损失之中.
轮盖密封处的漏气量为:
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:
3.3.3 轮阻损失
叶轮旋转时,轮盘,轮盖的外侧和轮缘要与它周围的气体发生摩擦,从而产生轮阻损失.其轮阻损失为
对于离心叶轮而言,上式可简化为
进而可得轮阻损失系数为
3.4 多级压缩
(1) 采用多级串联和多缸串联的必要性
(2) 分段与中间冷却以减少耗功
(3) 级数与叶轮圆周速度和气体分子量的关系
(1)采用多级串联和多缸串联的必要性
离心压缩机的压力比一般都在3以上,有的高达150,甚至更高.离心压缩机的单级压力比,较活塞式的低,所以一般离心压缩机多为多级串联式的结构.考虑到结构的紧凑性与机器的安全可靠性,一般主轴不能过长.对于要求高增压比或输送轻气体的机器需要两缸或多缸离心压缩机串联起来形成机组.
(2)分段与中间冷却以减少耗功
为了降低气体温度,节省功率,在离心压缩机中往往采用分段中间冷却的结构,而不采用汽缸套冷却.各段由一级或若干级组成,段与段之间在机器之外由管道连接中间冷却器.应当指出,分段与中间冷却不能仅考虑省功,还要考虑下列因素:
1)被压缩介质的特性属于易燃,易爆则段出口的温度低一些,对于某些化工气体,因在高温下气体发生不必要的分解或化合变化,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.
2)用户要求排出的气体温度高,以利于化学反应(由氮,氢化合为氮)或燃烧,则不必采用中间冷却,或尽量减少冷却次数.
3)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.
4) 段数确定后,每一段的最佳压力比,可根据总耗功最小的原则来确定.
(3) 级数与叶轮圆周速度和气体分子量的关系
a.减少级数与叶轮圆周速度的关系:
为使机器结构紧凑,减少零部件,降低制造成本,在达到所需压力比条件下要求尽可能减少级数.有下式
可知,叶轮对气体做功的大小与圆周速度的平方成正比,如能尽量提高u2就可减少级数.但是提高叶轮圆周速度u2 ,却受到以下几种因素的限制.
叶轮材料强度的限制;
气流马赫数的限制;
叶轮相对宽度的限制.
b.级数与气体分子量的关系:
气体分子量对马赫数的影响;
气体分子量对所需压缩功的影响.
32
280
1319.45
0.090
1.41
2
氢气
17
280
701.42
0.178
1.66
4
氦气
5
280
215.82
0.525
1.36
11.78
焦炉煤气
2
280
92.214
1.293
1.40
28.97
空气
1
186
16.97
6.15
1.10
136.3
氟里昂-11
级数j
圆周速度u2/(m/s)
多方压缩功Hpol(kJ/kg)
密度ρ/(kg/m3)
绝热指数k
分子量μ/[J/(kg·K)]
气体
压缩不同气体时所需压缩功和级数的比较表3.5 功率与效率
3.5.1 单级总耗功,功率和效率
3.5.2 多级离心机的功率和效率
3.5.1 单级总耗功,功率和效率
3.5.1.1 级总耗功,总功率
3.5.1.2 级效率
3.5.1.3 多变的能量头系数
3.5.1.1 级总耗功,总功率
叶轮对1kg气体的总耗功:
流量qm的总功率:
3.5.1.2 级效率
多变效率是级中气体压力升高所需的多变压缩功与实际总耗功之比,表示为:
通常c0''≈c0 ,因而有:
3.5.1.3 多变的能量头系数
该式表明,多变能量头系数与叶轮的周速系数,多变系数,漏气损失系数和轮阻损失系数的相互关系.若要充分利用叶轮的圆周速度,就要尽可能的提高周速系数和级效率.
注意:若要比较效率的高低,应当注意以下几点:
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.
与运行工况有关.
只有在以上三点相同的条件下,比较谁的效率高还是低才是有意义的.
3.5.2 多级离心压缩机的功率和效率
(2)多级离心压缩机的效率
多级离心压缩机所需的内功率可表示为诸级总功率之和
(1)多级离心压缩机的内功率
多级离心压缩机的效率通常指的内效率,而内效率是各级效率的平均值
(4)原动机的输出功率
(3)机械损失,机械效率和轴功率
原动机的额定功率一般为
3.6 性能与调节
3.6.1 离心压缩机的性能
3.6.2 压缩机与管网联合工作
3.6.3 压缩机的串联与并联
3.6.4 压缩机的调节方法及特点
3.6.1 离心压缩机的性能
3.6.1.1 性能曲线
3.6.1.2 喘振工况
3.6.1.3 堵塞工况
3.6.1.4 性能曲线的变化规律
3.6.1.1 性能曲线
(1)性能曲线的形成
(2) 性能曲线的特点
(3)性能曲线的特点
(4)最佳工况
(5)稳定工作范围
(1)性能曲线的形成
(2) 性能曲线的特点
(3)性能曲线的特点
随着流量的减小,压缩机能提供的压力比将增大.在最小流量时,压力比达到最大. 离心压缩机有最大流量和最小流量两种极限流量;排除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的较快.
功率N与Qj .大致成正比,所以功率曲线一般随Qj增加而向上倾斜,但当ε-Qj曲线向下倾斜很快时,功率曲线也可能先向上倾斜而后逐渐向下倾斜.
(4)最佳工况
工况的定义:性能曲线上的某一点即为压缩机的某一运行工作状态(简称工况).
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.如图所示,在最佳工况点左右两边的各工况点,其效率均有所降低.
(5)稳定工作范围
压缩机性能曲线的左边受到喘振工况的限制,右边受到堵塞工况限制,在这两个工况之间的区域称为压缩机的稳定工作范围.压缩机变工况的稳定工作范围越宽越好.
3.6.1.2 喘振工况
(1)压缩机喘振的机理
(2)喘振的危害
(3)防喘振的措施
(1)压缩机喘振的机理
旋转脱离
压缩机的喘振
(2)喘振的危害
喘振造成的后果是很严重的,它不仅使压缩机的性能恶化,压力和效率显著降低,机器出现异常的噪声,吼叫和爆音,而且使机器出现强烈的振动,致使压缩机的轴承,密封遭到损坏,甚至发生转子和固定部件的碰撞,造成机器的严重破坏.
(3)防喘振的措施
操作者应具备标注喘振线的压缩机性能曲线,随时了解压缩机工况点处在性能曲线图上的位置.为偏于运行安全,可在比喘振线的流量大出5%~10%的地方加注一条防喘振线,以提醒操作者注意.
降低运行转速,可使流量减少而不致进人喘振状态,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,如生产中必须减少压缩机的输送流量时,让多余的气体放空,或经降压后仍回进气管,宁肯多消耗流量与功率,也要让压缩机通过足够的流量,以防进入喘振状态.
(3)防喘振的措施(续)
在压缩机进口安置温度,流量监视仪表,出口安置压力监视仪表,一旦出现异常或端振及时报警,最好还能与防喘振控制操作联功d4与紧急停车联动.
运行操作人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,尽量使机器不致迅人喘损状态.一日进人喘振应立即加大流量退出喘振或市即停机.停机后,应经开缸检查确无隐患,方可再开动机器.
3.6.1.3 堵塞工况
流量达到最大时的工况即为最大流量工况.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.
由制造厂商提供的离心式压缩机的性能曲线图上一般都注明该压缩机的设计条件,例如气体介质名称,密度(或分子量),进气压力及进气温度等.因为如果运转时的气体介质,进气条件与设计条件不符,那么压缩机的运转性能就有别于所提供的性能曲线图.以如图形式表示的性能曲线与气体的性质和进气状态密切相关.如图所示,如
果进气温度Ti不变,在相同容积流量Qi下,压缩重的气体所得到的压力比较大;反之,压缩轻的气体,所得的压力比较小.同样,假设压缩的是同一种气体介质,但进气温度Ti不同,进气温度较高的气体,共性能曲线在下方,进气温度较低的气体的性能曲线在上方.
3.6.1.4 性能曲线的变化规律
3.6.2 压缩机与管网联合
3.6.2.1 管网特性曲线
3.6.2.2 压缩机与管网联合工作
3.6.2.3 平衡工况的稳定性
所谓管网,一般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.但对于离心式压缩机来说,管网只是指压缩机后面的管路及全部装置.管
网终端的压力应为:
式中△P包括管网中的摩擦损失和局部阻力损失,A为总阻力损失的计算系数.
3.6.2.1 管网特性曲线
3.6.2.2 压缩机与管网联合工作
某压缩机原来进气温度为30度,工作点在A点(见图),因生产中冷却器出了故障,使气温剧增到70度,这时压缩机突然出现了喘振,究其原因,就是因为进气温度升高,
使压缩机的性能曲线下降,由线1下降为l'',而管网性能曲线未变,压缩机的工作点变到A'',此点如果落在喘振限上,就会出现喘振.
例1 性能变化造成的喘振情况
例2 性能变化造成的喘振情况
某压缩机原在上图所示的A点正常运转,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pi一下降为pi''.使机器性能曲线下降到l''线,管网性能曲线无变化,于是工作点变到A'',落入喘振限所致.
例3 性能变化造成的喘振情况
某压缩机原在转速为n下正常运转,工况点为A点(见上图).后因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,因此产生了喘振.
压缩机串联工作可增大气流的排出压力,压缩机并联工作可增大气流的输送流量.但
在两台压缩机串联或并联工作时,两台压缩机的特性和管网特性在相互匹配中有可能出现不能很好协调工作的情况,例如使总的性能曲线变陡,变工况时某台压缩机实际上没起作用,却自自耗功,或者某台压缩机发生喘振等.
3.6.3 压缩机的串联与并联
3.6.4 压缩机的调节方法及特点
压缩机与管网联合工作时,应尽量运行在最高效率工况点附近.在实际运行中,为满足用户对输送气流的流量或压力增减的需要,就必需设法改变压缩机的运行工况点.实施改变压缩机运行工况点的操作称为调节.下面讨论几种压缩机的调节方法. 3.6.4.1 压缩机出口节流调节
3.6.
4.2 压缩机进口节流调节
3.6.
4.3 采用可转动的进口导叶调节(又称进气预旋调节)
3.6.
4.4 采用可转动的扩压器叶片调节
3.6.
4.5 改变压缩机转速的调节
3.6.
4.6 三种调节方法的经济性比较及联合采用两种调节
3.6.
4.1 压缩机出口节流调节
3.6.
4.2 压缩机进口节流调节
调节压缩机进口管道中阀门开度是又一种简便且可节省功率的调节方法.如图所示,改变进气管道中的阀门开度,可以改变压缩机性能曲线的位置,从而达到改变输送气流的流量或压力.
3.6.
4.3 采用可转动的进口导叶调节
3.6.
4.4 采用可转动的扩压器叶片调节
3.6.
4.5 改变压缩机转速的调节
图为用户要求压力p,不变而流量增大为qms''或减小为qms'',调节转速到n''或n",使性能曲线移动即可满足要求.
3.6.
4.6 三种调节方法的经济性比较及联合采用两种调节
左图表示了进口节流,进气预旋和改变转速的经济性对比.其中以进口节流为标准.曲线1表示进口预旋比进口节流所节省的功率. 曲线2表示改变转速比进口节流所节省的功率.显然改变转速的经济性最佳.
3.7 相似理论的应用
3.7.1 相似理论的应用价值
3.7.2 离心压缩机相似应具备的条件
3.7.3 符合相似条件的性能换算
3.7.4 通用性能曲线
3.7.1 相似理论的应用价值
相似理论在许多流体机械中均有重要的应用价值.应用相似理论进行性能换算可解
决以下问题:
按照性能良好的模型级或机器,可快速地设计出性能良好的新机器;
将模化试验(如缩小机器尺寸,改变工质和进口条件等)的结果,换算成在设计条件或使用条件下的机器性能;
相似的机器可用通用的性能曲线表示它们的性能;
可使产品系列化,通用化,标准化,不仅有利于产品的设计制造,也有利于产品的选型使用.
3.7.2 离心压缩机相似应具备的条件
在流体力学和流体机器中,所谓流动相似,就是指流体流经几何相似的通道或机器时,其任意对应点上同名物理量(如压力,速度等)比值相等.由此就可获得机器的流动性能(如压力比,流量,效率等)相似.
流动相似的相似条件有模型与实物或两机器之间几何相似,运动相似,动力相似和热力相似.
对于离心压缩机而言,其流动相似应具备的条件可归结为几何相似,叶轮进口速度三角形相似,特征马赫数相等.而符合流动相似的机器其相似工况的效率相等.
当两台机器符合相似条件时,只要知道一台机器的性能参数,则可通过相似换算得到另一台机器的性能参数.
3.7.3 符合相似条件的性能换算
右图为压缩机的通用性能曲线.它对于符合相似条件的机器,以及按相似条件组成系列化的所有机器均带来使用上的许多方便,故得到广泛的应用.
3.7.4 通用性能曲线
3.8 主要零部件及辅助系统
3.8.1 叶轮
3.8.2 密封结构
3.8.1 叶轮
3.8.1.1 对叶轮的要求
3.8.1.2 叶轮的结构形式
叶轮是离心压缩机中唯一对气体作功的部件,且是高速回转件,所以对叶轮的设计,材料和制造要求都很高,对叶轮的要求主要是:
提供尽可能大的能量头;
叶轮以及与之匹配的整个级的效率要比较高;
所设计的叶轮型式能使级及整机的性能稳定工况区较宽;
强度及制造质量符合要求.
3.8.1.1 对叶轮的要求
3.8.1.2 叶轮的结构形式
(1) 按叶轮的弯曲形式分
(2) 按叶轮结构形式分
(3) 按制造工艺分
(1) 按叶轮的弯曲形式分
高
宽
大
中
后弯式
中
低
流动效率
中
窄
稳定工况区
中
小
反作用度
中
高
能量头
径向式
前弯式
叶轮
性能
前弯叶片式叶轮
(2) 叶轮的结构形式分
可分为闭式,半开式和开式叶轮三种类型.
离心压缩机大多数采用闭式叶轮.
(3) 按制造工艺分
叶轮有铆接,焊接,精密铸造,钎焊和电蚀加工等制造方法.
3.8.2 密封结构
3.8.2.1 压缩机中常用的密封形式
3.8.2.2 迷宫密封
3.8.2.3 浮环油膜密封
流体机械既有静密封又有动密封.动密封是防止机器在运转期间和停转期间流体向外或向内泄露的构件.动密封主要是旋转轴的密封.旋转轴密封又有面接触密封和非接触密封两种主要类型.
3.8.2.1 压缩机中常用的密封形式
3.8.2.2 迷宫密封
(1) 迷宫密封的结构形式
(2) 密封原理
(3) 轮盖密封的漏气量及漏气损失系数
(4) 迷宫密封设计及使用中应注意的问题
(1) 迷宫密封的结构形式
迷宫密封也称为梳齿型密封,是一种非接触型密封.主要用于离心压缩机级内轮盖密封,级问密封和平衡盘密封上.在压力较低,且允许流体少量流出时,也可作为轴密封(轴与壳体问的密封)使用.迷宫密封的结构用的较多的是以下几种:
平滑形曲折形台阶形径向排利的迷宫密封
还有一种新型的迷宫密封叫蜂窝形迷宫密封
平滑行迷宫密封
曲折形迷宫密封
台阶形迷宫密封
径向排列的迷宫密封
蜂窝形迷宫密封
(2) 密封原理
迷宫密封是利用节流原理使气体每经过一个齿片,压力就下降一次,经过一定数量的齿片后就形成较大的压降,实质上迷宫密封就是给气体的流动以压差阻力,从而减小气体的通过量.
(3) 漏气量及漏气损失系数
(4)设计及使用中应注意的问题
梳齿密封除了轮盖密封齿数较少外,一般密封结构中z不少于6片,也不多于35片; 为提高节流降压效果,梳齿的径向间隙s应尽可能的小,一般为O.4mm左右.相邻齿片问的距离和间隙的比应足够大,一般齿距与间隙的比值为6(如图);
梳齿顶端朝向来流一边作成尖角形,以加强气流旋涡,提高密封效果;
梳齿材料一般采用青铜,铜锑锡合金及铝合金等较软的金属制作,避免划伤轴或轴套.对于易燃,易爆气体,还应采用不会产生火花的材料;
如果被密封的气体有毒或易燃易爆,不允许漏至机外仍采用迷宫密封的话,则必须在梳齿的中间某部位,设计成抽气(或冲气)的密封型式.
3.8.2.3 浮环油膜密封
1一浮环 2一L型固定环 3一销钉 4一弹簧
5一轴套 6一挡油环 7一甩油环 8一轴
9一高压侧预密封梳齿 10一梳齿座 11一高压侧回油孔
12一空腔 13一进油孔 14一低压侧回油空腔
3.9 安全可靠性
3.9.1 叶轮强度
3.9.2 转子临界速速度
3.9.3 轴向推力的平衡
3.9.4 抑振轴承
3.9.5 机械故障诊断
由于离心叶轮高速旋转所产生的离心力及与轴过盈配合所产生的压紧力等,会使叶
轮内部产生很大的应力,为保证安全运转,需要进行叶轮强度计算.
闭式叶轮由轮盘,轮盖和叶片构成,从强度观点看,轮盖可视为轮盘的一个特例.而沿
周向分散的叶片,可假定为沿周向均匀分布的由特定材料制成的盘形夹层.故叶轮强
度计算主要是轮盘应力计算.目前轮盘应力计算有二次法,递推一代人法和有限元法. 应当指出,由于叶轮的重要作用和特殊地位,通常均选用优质的材料,考究的制造工
艺和偏于安全的圆周速度uz,故叶轮的安全可靠性,一般是可以有所保证的.
3.9.1 叶轮强度
3.9.2 转子临界速度
n<2nc1
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
对于柔性转子
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≤0.75nc1
1.3nc1≤n≤0.7nc2
3.9.3 轴向推力的平衡
3.9.3.1 转子承受的轴向力
(1)闭式叶轮轴向推力的计算
(2)半开式叶轮轴向推力的计算
3.9.3.2 轴向推力的平衡措施
(1)叶轮对排
(2)叶轮背面加筋
(3)采用平衡盘(亦称平衡活塞)
(1) 闭式叶轮轴向推力的计算
后一页图为闭式叶轮侧面的受力情况.向右的轴向力由F0和F1组成,其中
向左的轴向力为F2,故叶轮总的向左的轴向推力为
(2) 半开式叶轮轴向推力的计算
整个叶轮轴向推力为
假定在D1到D2之间Pr1的分布为
叶轮的各种排列方式如下图所示,图(a)是叶轮顺排,转子上各叶轮轴向力相加;图(b)和带有中间冷却器酌图(c)是叶轮对排,可使转子上的轴向力相互抵消,总轴向力大
大降低.
(1) 叶轮对排
a b c
3.9.3.2 轴向推力的平衡措施
在轮盘背面加几条径向筋片,如图所示,相当于增加一个半开式叶轮.使间隙中的流
体旋转角速度增加一倍,从而使离心力增加.压力减小图中eij线为无筋时的压力分布,而eih为有筋时的压力分布.可见靠内径处的压力显著下降,故使叶轮轴向力减少,这种措施对流体密度大的高压压缩机减小叶轮轴向力有效.
(2) 叶轮背面加筋
如左图所示,在末级叶轮之后的轴上安装一个平衡盘.并使平衡盘的另一侧与吸气管相通,靠近平衡盘端面安装梳齿密封,可使转子上的轴向力大部分被平衡掉.平衡盘
是最常用的平衡轴向推力的措施.
(3) 采用平衡盘 (亦称平衡活塞)
3.9.4 抑振轴承
3.9.
4.1 滑动轴承的基本工作原理
3.9.
4.2 几种常用的抑振轴承
3.9.
4.1 滑动轴承的基本工作原理
3.9.
4.2 几种常用的抑振轴承
(1)普通的圆柱轴承
(2)椭圆轴承
(3)多油叶轴承
(4)多油楔轴承
(5)可倾瓦轴承
(6)垫块式止推轴承
这种轴承在低速重载时,轴颈处于较大的偏心下工作,因而是稳定的,可是在高速轻
载下处于非常小的偏心下工作,因而很不稳定,油膜振荡一旦发生很难抑制.所以对
于高速轻载转子,圆柱轴承很少采用.
(1)普通的圆柱轴承
空气压缩机设备选型能力核算
空气压缩机设备选型能力核算 一、计算依据 根据国家煤矿安全监察局安监总煤装[2010]146号文件精神，要求“煤矿和非煤矿山要制定和实施生产技术装备标准，安装监测监控系统、井下人员定位系统、紧急避险系统、压风自救系统、供水施救系统和通信联络系统等技术装备，并于3年之内完成”的要求。压风管路通过主斜井送至井下。 最大班下井人数73人，其中回采工作面34人，每个掘进工作面14人。 现根据国家安监总局、国家煤监局2007年8月9日颁发安监总煤行[2007]第167号文件，按用于灾害防治时，最大班下井总人数每人0.3m3/min计算确定压风系统供风量。矿井风动设备配备见表7-4-1。 表7-4-1 风动工具配备表 名称及型号 技术参数 台数压力耗风量 湿式混凝土喷射机ZP-Ⅱ0.5MPa 5～8m3/min 1 风镐G10 0.5MPa 1.2m3 /min 2 气动锚杆钻机MFC-1218/2962 0.5MPa 2.8m3 /min 2 凿岩机ZY24 0.5MPa 2.8m3 /min 2 风煤钻ZQS-20 0.5MPa 1.2m3 /min 3 二、空气压缩机选型 1.压缩机必须的供气量
（1）风动工具所需压缩机必须的供气量 Q=a 1a 2γΣq i n i k i =32.72m 3/min 式中： a 1——沿管路全长的漏气系数，a 1=1.2； a 2——机械磨损耗气量增加系数，取1.15； γ——海拔高度修正系数，a 3=1.01； q i ——每台风动工具的耗气量，ZP-Ⅱ型混凝土喷射机耗风量8m 3/min ，G10型风镐耗风量1.2m 3/min ，MFC-1218/2962型气动锚杆钻机耗风量2.8m 3/min ，ZY24型凿岩机耗风量2.8m 3/min ，ZQS-20型风煤钻耗风量1.2m 3/min ； n i ——用气量最大班次内，同型号风动机具的台数，ZP-Ⅱ型混凝土喷射机1台，G10型风镐2台， MFC-1218/2962型气动锚杆钻机2台，ZY24型凿岩机2台，ZQS-20型风煤钻3台； k i ——同型号风动机具的同时工作系数，ZP-Ⅱ型混凝土喷射机取1，G10型风镐取0.90，MFC-1218/2962型气动锚杆钻机取0.9，ZY24型凿岩机取0.90，ZQS-20型风煤钻取0.90。 （2）井下发生事故时，工作人员所需压缩机必须的供气量 Q ＝3.0731???γα＝1.2×1.01×73×0.3＝26.54m 3/min 。 式中：0.3——每人所需供气量0.3m 3/min ； 73——压风供氧人数。 2.压缩机必须的出口压力：p=p g +ΣΔp+0.1=0.7Mpa 式中：p g ——风动工具所需的工作压力，p g =0.5Mpa ； ΣΔp——压气管路的最大压力损失之和，ΣΔp=0.1Mpa ； 0.1——考虑到橡皮软管、旧管和上、下山的影响而需要增加的压力值，Mpa 。 3.压缩机的选择
离心压缩机练习题
二、离心式压缩机习题 2-1 DA120-61空气离心式压缩机，低压级叶轮外径 D 2=380 mm ，叶片出口安装角βA 2 =42°， 出口叶片数 Z=16，叶轮转速n=13800 r/min ，选用流量系数?r 2=0.233。 试求：（1）叶轮出口速度三角形及各分速度？ （2）对1kg 气体所做的理论能量头h th ? 2-2 DA450-121离心式压缩机，第一级叶轮外径D 2=655 mm ，叶片出口安装角β A 2 =45°, 叶片数 Z=22,出口绝对速度 C 2=200 m/s,气流方向角α2=21.1°，叶轮转速 n=8400 r/min 。试求： （1）叶轮出口速度W 2，C U 2，C r 2 ，C u 2? （2）叶轮对每公斤气体所做的功h th ? （3）若取ββL df +=0.03，叶轮对每公斤气体的总耗功h tot ? 2-3 一台离心式压缩机，一级叶轮有效气体的质量流量 G=6.95 kg/s ，漏气损失系数 βL =0.012，轮阻损失系数 βdf =0.03，叶片功 h th =45864 J/kg 。试求： （1）1kg 有效气体下的总耗功 h tot ? 泄漏损失功 h L ? 轮阻损失功 h df ？ （2）G 公斤气体时，总功率 N tot ，各损失功率 N L ，N df ？ （3）若多变指数M=1.42 (k=1.4),其多变压缩功 h pol ，功率 N pol ？ 2-4 一台风机，在标准状态下工作，转速 n=1450 r/min ，流量 Q=49400 m h 3/ ，压头 H=3 kPa ，功率 N=52 kW ， 试求： （1）当转速为 n’=2900 r/min 时，Q’,H’,N’ 各为多少？ （2）当N=1450 r/min,叶轮直径由 D 2=1 m 改为 D 2’=1.2 m 时，则Q’,H’, N’ 各 为多少？ （3）当 n=2900 r/min ，D 2=1.2 m 时，Q’,H’,N’ 各为多少？ 2-5 已知某离心式空气压缩机的第一级叶轮直径mm D 3802=，mm D 2021=，o A 402=β，
压缩机选型设计规范
压缩机选型设计规范 （发布日期：2008-07-21） -- 1适用范围 本规范适用于房间空调器选用定速R22/R407C/R410A制冷剂压缩机时的设计。具体数值如与压缩机厂家提供的规格书有冲突部分，以相应的厂家提供的规格书为准。其它制冷剂压缩机可参考执行。 2规范性引用文件 下列文件中的条款通过本标准的引用而成为本标准的条款。凡是注日期的引用文件，其随后所有的修改单（不包括勘误的内容）或修订版均不适用于本标准，然而，鼓励根据本标准达成协议的各方研究是否可使用这些文件的最新版本。凡是不注日期的引用文件，其最新版本适用于本标准。 GB/T 7725 房间空气调节器 GB 12021.3 房间空气调节器能源效率限定值及节能评价值 QMG-J11.009 家用产品试验指引 QMG-J21.001 房间空气调节器 QMG-J80.004 零部件耐候性试验和评价方法 QMG-J81.001 包装运输试验评价方法 QMG-J81.004 振动运输试验方法 QMG-J82.001 异常噪声检测、判定方法 QMG-J82.007 房间空气调节器凝露试验判定方法 QMG-J82.014 分体式空调器非标安装评价方法 QMG-J84.001 产品可靠性评定导则 QMG-J84.002 产品可靠性试验室评定方法 QMG-J84.006 整机一般环境长期运行试验规范 QMG-J85.004 家用空调和类似用途产品安全标准 3设计要求 3.1 压缩机选用参考： 3.1.1 对于压机本体能力的挑选要根据冷媒种类、设计要求的能效比、所用系统的大小等综合来决定。 （例如要开发EER为3.4的R22冷媒35机，要选的压机本体能力约为3500W，如是R410A 机型则可按下浮5%来选取） 3.1.2 压缩机必须预留有接地螺丝孔(一般为M4)。 3.1.3 对于T1工况机型：在满足整机能效要求情况下尽量选用转子式压缩机，能效实在满足不了才 用涡旋式压缩机。对于T3工况机型：尽量选用转子式压缩机，客户指定时才用活塞式压缩机。
板框压滤机选型计算
详细计算 1、板框压滤机的选型 已知：d Q /m 3003=总 （98%） d Q /m ?32= （78%） 1）求泥经过板框压滤机后体积 15 13.002.07.0198.01112112==--=--=ρρV V 倍数 ρ——含水率 1ρ——含水率 98%（表示未经压滤机处理泥的含水率） 2ρ——含水率70%（表示经过压滤机处理后泥的含水率） 31300m V = （含水率为98%） 计算得出：32m 20=V （15倍 板框压滤机后的处理量） 也就是说将含水98%的污泥经过板框压滤机后含水率在70%，体积缩小15倍。 2）板框机的选型计算 已知设备需要工作16小时，板框压滤机每次工作周期2小时（注意在选定设备时建议具体问问工作周期及保压时间）。 即可知一天内板框压滤机工作8个周期 于是得到板框压滤机滤室总容量：20/8=2.5m 3/周期=2500L/周期 以杭州金龙压滤机有限公司为例：（见横线提示）
螺杆泵的选型： h h V Q /30m .51h 16/m 300.5116)(33=?=?=（安全系数）（工作时间）设计流量总 要处理污水的工厂,往往为了节省成本,自建污水池,反应池,沉淀池来解决要处理的污水,但在选择厢式压滤机时候,往往并不清楚,到底该选择什么型号的压滤机才能处理每天要处理的污水,下面,粗略介绍－－这个方法很大众化,一般的工厂皆适合此法来计算污水处理量与压滤机的选配。 本文主要针对我司生产的厢式压滤机，应用在环保行业污泥脱水的选型设计参数阐述（过滤面积的设计计算），常用计算方法有湿污泥量法、干污泥量法以及悬浮物量法等方法，而在这些设计计算方法当中，湿污泥量法是相对精确及数据来源较好取得，建议优先采用此方法计算过滤面积： 湿污泥量法： 1、 过滤面积标准：按国标生产制造的压滤机的过滤面积每平方等价于15L 的固体容积。 2、压滤前：体积V1（M3）、压滤前污水含水率a=97.5%~99.2%（一般经验值）。 3、压滤后：体积V2（M3）、压滤后污泥含水率b=75%。 4、压滤周期： 每天压滤次数t 。 5、 含固量平衡法：V1×（1-a ）= V2×（1-b ），得出V2= V1×（1-a ）/（1-b ）。 6、 过滤面积： =1000×V2/15/t=1000× V1×（1-a ）/（1-b ）/15/t 。 7、 举例说明：广东五金厂，每天经处理后（到污泥浓缩池）产生湿污泥量V1=6.0 M3，含水率a=98.0%，拟准备每天对污泥浓缩的污泥处理一次，其需选用压滤机的过滤面积=1000×6.0×（1-98%）/（1-75%）/15/1=32，根据计算建议选用35M2（比32 M2大点）的XMYJ35/800-UB 压滤机一台。 注：X ——为厢式压滤机。M －－-明流。Y －－－－液压自动。J －－-手动千斤顶。a ——为暗流（除污水含腐蚀性或易挥发等成份之外，一般不选择暗流。k ——可洗。b －－-不可洗。u ——塑料滤板
压缩机的选型方法
压缩机的选型方法 ①确定热泵的工质，冷凝温度，蒸发温度，容积制热量，制热量，压缩机功率。 表2-30 典型制热温度时的可选工质(部分) GB/T 23137-2008 家用和类似用途热泵热水器 表1 空气源热泵热水器的试验工况
综合考虑制热温度与环境友好的因素，选择R134a为工质。 ②先考虑有无该工质的专用压缩机，如R22，R134a，R717，R744等均有专用压缩机系列。
R134a作为使用最广泛的中低温环保制冷剂,由于R134a良好的综合性能,使其成为一种非常有效和安全的R12的替代品,主要应用于在使用R12制冷剂的多数领域,包括:冰箱,冷柜,饮水机,汽车空调,中央空调,除湿机,冷库,商业制冷,冰水机,冰淇淋机,冷冻冷凝机组等制冷设备中,同时还可应用于气雾推进剂,医用气雾剂,杀虫药抛射剂,聚合物(塑料)物理发泡剂,以及镁合金保护气体等. R134a是目前国际公认的R12最佳的环保替代品.R134a不含氯原子,对臭氧层不起破坏作用,具有良好的安全性能(不易燃,不爆炸,无毒,无刺激性,无腐蚀性):其制冷量与效率与R12非常接近,所以视为优秀的长期替代制冷剂.R134a可广泛用做汽车空调,冰箱,中央空调,商业制冷等行业的制冷剂,并可用于医药,农药,化妆品,清洗行业. 因离心式压缩机与螺杆式压缩机用于150kw以上的制冷量，不适合家用热泵热水器用。又R134a与R12性质相近。为此，选择滚动转子式压缩机进行实验。 ③如有专用压缩机，根据热泵的制热量、功率范围及当地能源情况，确定压缩机的形式。 如制热量较大时可考虑采用离心式压缩机，制热量中等时可采用时考虑螺杆式压缩机，制热量不大时可考虑活塞式、旋转式、涡旋式压缩机。如用电方便时，宜首选封闭式压缩机；用电较紧张时，可考虑采用内燃机或燃气轮机驱动的开启式压缩机。 ④压缩机形式确定后，选择生产该形式压缩机的制造商，查询压缩机的样本资料，根据制 热量确定压缩机型号。 参见 以五星空气院热水器.都市新贵的部分资料为例，
空气压缩机额定容量及储气罐容积选择计算
空气压缩机额定容量及储气罐容积选择计算公司标准化编码 [QQX96QT-XQQB89Q8-NQQJ6Q8-MQM9N]
空气压缩机额定容量及储气罐容积选择计算 （参照EBASCO设计准则） 一. 空气压缩机额定容量选择 1. 不论是仪用或厂用压缩空气，其消耗量以每分钟标态立方米表示（此处标态指国际stp标准：大气压, 气温0℃；此外尚有国际MSC标准中气温15℃，美国15.6℃的），而进入空气压缩机的尚未压缩的空气必须以每分钟实态立方米表示。 2. 设计者经对仪用及厂用压缩空气消耗量分析统计后得到气量的予计的统计值，另加10-20%的裕量后成的为系统消耗气量的设计值。 3. 系统消耗气量设计值加倍后即得到一台空气压缩机额定容量。在此额定容量下，压缩机50%时间满负荷运转（LOADING），其余50%时间仅维持空转（UNLOADING）。 选择计算示例 问题：假设内蒙古苏里格电厂需安装压缩空气系统，其中仪用气供67只气动调节阀用气，厂用气统计为3Nm3/min,,请选定合用系统空气压缩机额定容量 已知：苏里格海拔高度1308m,,年均气压870hPa, 年均气温8℃. 解： EBASCO建议数据：气动调节阀耗气量按每只min标态计 仪用标态耗气量统计值K NY =67*= Nm3/min 厂用标态耗气量统计值K NC = Nm3/min 标态耗气量设计值K N =K NY +K NC =（+）*==*= Nm3/min 气压气温修正后的实态耗气量K=*(273+8)/273*870=9.81 m3/min （即在空气压缩机进口气体状态下） 结论：选定的空气压缩机额定容量为C=*2==20 m3/min 3台 二. 储气罐容积选择计算 1. EBASCO建议数据： A.储气罐的最小容纳时间，取为2分钟（min.） B.储气罐容纳时间期内气压变动为：厂用气 (p2)至 MPa(p1)；仪用气EBASCO 要求在 MPa压力下运行，未明确(p2) (p1)的具体数值.。qcx 建议仪用气
空气压缩机额定容量及储气罐容积选择计算
空气压缩机额定容量及储气罐容积选择计算 （参照EBASCO设计准则） 一.空气压缩机额定容量选择 1. 不论是仪用或厂用压缩空气，其消耗量以每分钟标态立方米表示（此处标态指国际stp标准：大气压, 气温0℃；此外尚有国际MSC标准中气温15℃，美国15.6℃的），而进入空气压缩机的尚未压缩的空气必须以每分钟实态立方米表示。 2. 设计者经对仪用及厂用压缩空气消耗量分析统计后得到气量的予计的统计值，另加10-20%的裕量后成的为系统消耗气量的设计值。 3. 系统消耗气量设计值加倍后即得到一台空气压缩机额定容量。在此额定容量下，压缩机50%时间满负荷运转（LOADING），其余50%时间仅维持空转（UNLOADING）。 选择计算示例 问题：假设内蒙古苏里格电厂需安装压缩空气系统，其中仪用气供67只气动调节阀用气，厂用气统计为3Nm3/min,,请选定合用系统空气压缩机额定容量？ 已知：苏里格海拔高度1308m,,年均气压870hPa, 年均气温8℃. 解：EBASCO建议数据：气动调节阀耗气量按每只min标态计 仪用标态耗气量统计值K NY=67*= Nm3/min 厂用标态耗气量统计值K NC= Nm3/min 标态耗气量设计值K N=K NY+K NC=（+）*==*= Nm3/min 气压气温修正后的实态耗气量K=*(273+8)/273*870=9.81 m3/min （即在空气压缩机进口气体状态下） 结论：选定的空气压缩机额定容量为C=*2==20 m3/min 3台 二.储气罐容积选择计算 1. EBASCO建议数据： A.储气罐的最小容纳时间，取为2分钟（min.） B.储气罐容纳时间期内气压变动为：厂用气(p2)至MPa(p1)；仪用气EBASCO 要求在MPa 压力下运行，未明确(p2) (p1)的具体数值.。qcx 建议仪用气厂用气均可按(p2)至MPa(p1), 中小机组及气管路不长大机组可为MPa(p1)。
压缩机选型计算
压缩机的选型计算 ① -33℃系统（冻结间），取10℃温差，蒸发温度为z t =-33℃。用立式冷凝器，312+=t t ℃、 t t t t ?++= 2 2 11 取（=?t 6℃）冷凝温度为1t =32℃，采用配组双级压缩机，取§=1/3.机械负荷j Q =124845.49w. 解：⑴根据z t =-33℃ 1t =32℃和§=1/3 查图2-1得中间冷却 zj t =-3.5℃ ⑵根据中间冷却温度确定过冷温度g t =（-3.5+4）℃=0.5℃ ⑶根据蒸发温度z t =-33℃和中间冷却温度zj t =-3.5℃，查图2-5得低压级压缩机的输气系数 λ=0.775 ⑷根据蒸发温度z t =-33℃和过冷温度g t =0.5℃，查表2-4得低压级压缩机单位容积制冷量r q =1007kj/3m ⑸计算低压级压缩机的理论输气量: r j d q Q V λ6.3= = 39.5751007 *775.049 .124845*6.3m =/h. ⑹选择低级压缩机。根据计算出的低级压缩机理论输气量，从压缩机产品样本中选两台8AS10和一台4AV10型压缩机作为低压级压缩机，其理论输气量3634m V d =/h ，可以满足要求。 ⑺选择高压级压缩机。根据选定的高、低级压缩机理论输气量之比§=1/3、39.575m V d =/h 得3 d g V V = =（575.9/3）3m /h=191.973m /h 。 从压缩的产品样本中选出两台4AV10型压缩机作为高级压缩机，其理
论输气量36.253m V d =/h 。 实际选配两台8AS10和一台4AV10型压缩机一台作为低压级压缩机，两台4AV10型压缩机一台作为高级压缩机，形成一组配组双级机。 ② -28℃系统（冻结物冷藏间），取10℃温差，蒸发温度为z t =-28℃。用立式冷凝器，312+=t t ℃、 t t t t ?++= 2 2 11 取（=?t 6℃）冷凝温度为1t =32℃，采用配组双级压缩机，取§=1/3.机械负荷j Q = 47347。99w 解：⑴根据z t =-28℃ 1t =32℃和§=1/3 查图2-1得中间冷却 zj t =2.3℃ ⑵根据中间冷却温度确定过冷温度g t =（2.3+4）℃=6.3℃ ⑶根据蒸发温度z t =-28℃和中间冷却温度zj t =2.3℃，查图2-5得低压级压缩机的输气系数 λ=0.78 ⑷根据蒸发温度z t =-28℃和过冷温度g t =6.3℃，查表2-4得低压级压缩机单位容积制冷量r q =1039kj/3m ⑸计算低压级压缩机的理论输气量: r j d q Q V λ6.3= = 332.2101039 *78.099 .47347*6.3m =/h. ⑹选择低级压缩机。根据计算出的低级压缩机理论输气量，从压缩机产品样本中选8AW10压缩机一台作为低压级压缩机，其理论输气量 36.253m V d =/h ，可以满足要求。
常用空气压缩机选型参考.
面对市场上各式各样不同功效的压缩机, 很多用户对压缩机的选型上无法有一个确切的认识, 有时候是因为对不同压缩机的功效和性能不能完全了解, 而导致无法合理选型,无法选择可靠、高效、节能的压缩机型。 根据用户的具体情况和实际工艺要求, 选用适合生产需要的空气压缩机。既不宜贪大求洋盲目选择优质高价的机型而多花费不必要的支出, 也不能为了节省开支而一味选取故障频发的劣质机型充数, 毕竟空气压缩机是工业生产中的重要动力设备。 现将常用的几种压缩机型的优缺点和其适用范围做一个简单的介绍, 希望能为用户在选择压缩机的时候做一个参考。 若按照压缩机气体方式的不同, 通常将压缩机分为两大类, 即容积式和动力式(又名速度式压缩机。容积式和动力式压缩机由于其结构形式的不同, 又做了以下分类: 螺杆压缩机 螺杆空压机是回转容积式压缩机的一种,在其中两个带有螺旋型齿轮的转子相互啮合,从而将气体压缩并排出。 螺杆空气压缩机按照数目分,分为单螺杆和双螺杆;按压缩过程中是否有润滑油参与分为喷油和无油螺杆空压机,无油压缩机又分为干式和喷水两种。螺杆空压机总的来说结构简单,易损件少,排气温度低,压比大,尤其不怕气体中带液、带尘压缩, 喷油螺杆式压缩机的出现, 使动力工艺和制冷用的螺杆式压缩机(包括螺杆式空压机、螺杆式制冷机等在国内外得到了飞速的发展。工作原理 螺杆式空气压缩机是利用阴阳螺杆转子的相互啮合使齿间容积不断减小、气体的压力不断提高, 从而连续地产生压缩空气。螺杆式空气压缩机也属于容积式压缩机, 但由于螺杆机型的工作原理, 决定了相对于活塞式空气压缩机而言, 螺杆式空气压缩机供气稳定,一般不需要配备储气罐。工作过程如下图所示。主要优点
空压机的选型计算
第十四章 空压机的选型计算 一 、学习目的和要求 通过本章学习，了解空压机的选型计算方法。 二、重点与难点 （1）空压机的选型计算； （2）空压机的选型计算。 三、课程内容 一、设备选择的原则与要求 选择矿山压缩设备设备的原则是，必须保证能在整个矿井服务期限内，在用气量最多、输送距离最远的情况下，供给足够数量和压力的压缩空气，同时应该经济合理。 1．选型设计时必须的资料 (1)风动工具的台数、型号、使用地点和距离； (2)巷道开拓系统图和地面工业广场布置图； (3)井口及各开采水平标高，最远采区的距离； (4)矿井年产量和服务年限。 2．选型设计的主要任务 (1)选择空压机的型式和确定所需的台数； (2)选择电动机、电控设备和附属装置； (3)确定压气管道； (4)提出主要技术经济指标； (5)绘制空压机站的布置图和管道布置图。 二、选型设计的步骤和方法 1．确定空压机站必须的供气量 空压机站必须的供气量由风动工具的耗气量决定的。常用风动工具的耗气量如表1所列，但在风动工具日久磨损后，耗气量将会有所增加，同时风动工具一般都是间歇性工作，因此在确定风动工具的总耗气量时，必须考虑到各种风动工具的间歇工作使总耗气量减少以及沿途泄漏使总耗气量增加等因素。 表1 煤矿常用风动工具型号规格表 空压机站必须的供气量可按下式计算 i i i K q n a a a Q ∑=321 公式1
式中：Q ——空压机站的供气量，/min m 3。 1a ——沿管路全长的漏风系数。它与管路的连接方法、接头数量、衬垫种类、 管道直径和管内压力大小有关。在设计时，一般依管路的长度进行估算。1a 的值可按表2选取； 2a ——机械磨损使压气消耗量增加的系数。对于风钻或风镐，2a =1.15；对于其它风动 机械，2a =1.1 ； 3a ——海拔高度修正系数，其值见表3； n i q i ——每台风动工具的耗气量， k i ——同型号风动工具的同时使用系数，其值见表4。 2．估算空压机必须的出口压力 空压机的出口压力，除了应保证工作地点的压力比风动工具的工作压力大9.81×105Pa 外，尚需考虑管路的最大压力损失i p ∑?。因此，空压机必须的出口压力应按下式计 算 510981.0?+∑?+=i g p p p 公式2 式中：p ——空压机的出口压力，Pa ； p g ——风动工具的工作压力，Pa ； i p ∑?——压气管路中，最远一趟管路的压力损失之和，可按每公里管路损失(0.3
离心压缩机基础知识
离心压缩机基础知识 分类 （1）按轴的型式分：单轴多级式，一根轴上串联几个叶轮；双轴四级式，四个叶轮分别悬臂地装在两个小齿轮的两端，旋转靠电机通过大齿轮驱动小齿轮。 （2）按气缸的型式分：水平剖分式和垂直剖分式。 （3）按压缩介质分类：空气压缩机、氮气压缩机、氧气压缩机等。 特点与应用 ? 优点 由于是连续旋转式机械，可以大大地提高进入其中的工质量，提高功率。所以，离心式压缩机的第一个特点是：功率大。 由于工质量可以提高，必然导致叶片转速的提高，所以第二个特点是高速性。 无往复运动部件，动平衡特性好，振动小，基础要求简单； 易损部件少，故障少、工作可靠、寿命长； 机组单位功的重量、体积及安装面积小； 机组的运行自动化程度高，调节范围广，且可连续无级调节； 在多级压缩机中容易实现一机多种蒸发温度；
润滑油与介质基本上不接触，从而提高了冷凝器及蒸发器的传热性能；对大型压缩机，可由蒸气动力机或燃气动力机直接带动，能源使用经济合理； ? 缺点 单机容量不能太小，否则会使气流流道太窄，影响流动效率； 因依靠速度能转化成压力能，速度又受到材料强度等因素的限制，故压缩机每级的压力比不大，在压力比较高时，需采用多级压缩； 特别情况下，机器会发生喘振而不能正常工作； 离心压缩机的工作原理分析 ? 常用名词解释 （1）级：每一级叶轮和与之相应配合的固定元件（如扩压器等）构成一个基本的单元，叫一个级。 （2）段：以中间冷却器隔开级的单元，叫段。这样以冷却器的多少可以将压缩机分成很多段。一段可以包括很多级。也可仅有一个级。（4）进气状态：一般指进口处气体当时的温度、压力。 （7）表压（G）：以当地大气为基准所计量的压强。 （8）绝压（A）：以完全真空为基准所计量的压强。 （9）真空度：与当地大气负差值。 （10）压比：出口压力与进口压力的比值。 性能参数
离心压缩机余热回收工程技术方案教材
离心压缩机余热回收工程技术方案 编制单位: 编制日期:
、项目概况 (1) 、项目建设的必要性 (1) 三、项目建设内容 (2) （一）项目设计原则 (2) （二）建设内容 (3) （三）工艺流程简述 (4) （四）产品特点......... 错误！未定义书签 四、热工计算 (6) （一） .......................... 基本参数 6 （二） .......................... 设计计算书 6 （三） .......................... 主要设备7 五、经济效益分析 (10) 、项目概况 有限公司现有三台空压机常年运行，空压机采用离心式两级
压缩工艺，提供总容量为800NmVmin,0.35MPa的压缩空气供生产 使用，根据工艺和设备的要求，二级入口风温不可高于65C。空 压机压缩空气二级出口温度为夏季140 C,现生产工艺是将风温降 到60C以下。 有四台三级离心压缩空压机，提供总容量为730NmVmin,0.75MPa的压缩空气供生产使用，根据工艺和设备的要求，二、三级入口风温不可高于65 C，空压机压缩空气三级出 口温度夏季为140 C,现在的运行方式是将三级出口风温降到60 C 以下外供。 二、项目建设的必要性 国民经济和社会发展第“十二五”规划纲要提出：“面对日趋强化的资源环境约束，必须增强危机意识，树立绿色、低碳发展理念，以节能减排为重点，健全激励和约束机制，加快构建资源节约、环境友好的生产方式和消费模式，增强可持续发展能力。” “十二五”期间的节能指标为：单位GDP能耗降低率为17% 在能源费用日趋增高的今天，节能降耗也是企业降低运行成本，提高经济效益的一个有效途径。 本项目中，空压机作为压缩空气的生产设备，在制取压缩空气的过程中，不可避免的要产生大量热量，受生产工艺的制约，压缩空气必须降温后才能使用，因此要消耗大量的电能驱动循环冷却水、制造低温冷冻水来给压缩空气降温。而在此过程中被冷却掉的热量有约50%是60 C以上常
空气压缩机选型主要计算公式
1.波义目定律：假设温度不变则某一定量气体的体积与绝对压力成反比。 V1/V2=P2/P1 2.查理定律：假设压力不变，则气体体积与绝对温度成正比。V1/V2=T1/T2 3.博伊尔－查理定律 (P1V1)/T1=(T2V2)/T2 P：气体绝对压力 V：气体体积 T：气体绝对温度 4.排气温度计算公式 T2=T1×r(K-1/K) T1=进气绝对温度 T2=排气绝对温度 r=压缩比(P2/P)P1=进气绝对压力 P2=排气绝对压力 K=Cp/Cv 值空气时K 为1.4(热容比/空气之断热指数) 5.吸入状态风量的计算(即Nm3/min 换算为m3/min) Nm3/min：是在0℃，1.033kg/c ㎡ absg 状态下之干燥空气量 V1=P0/(P1-Φ1·PD) (T1/T0)×V0 (Nm3/hr dry)
V0=0℃，1.033kg/c ㎡ abs，标准状态之干燥机空气量(Nm3/min dry) Φa=大气相对湿度 ta=大气空气温度(℃) T0=273(°K) P0=1.033(kg/c ㎡ abs) T1=吸入温度=273＋t(°K) V1=装机所在地吸入状态所需之风量(m3/hr) P1：吸入压力=大气压力Pa－吸入管道压降P1 △=1.033kg/c ㎡ abs-0.033kg/c ㎡=1.000kg/c ㎡ abs φ1=吸入状态空气相对湿度=φa×(P1/P0)=0.968φa PD=吸入温度的饱和蒸气压kg/c ㎡ Gabs(查表)=查表为mmHg 换算为kg/c ㎡ abs 1kg/c ㎡=0.7355mHg 例题: V0=2000Nm3/hr ta=20 φa=80% ℃ 则V1=1.033/(1-0.968×0.8×0.024)×﹝(273+20)/273﹞ ×2000=2220 6.理论马力计算 A 单段式HP/Qm3/min=﹝(P/0.45625)×K/(K-1)﹞× ﹝(P2/P1)(K-1)/K-1﹞ B 双段式以上HP/Qm3/min=﹝(P/0.45625)×nK/(K-1)﹞×﹝(P2/P1)(K-1)/nK-1﹞ P1=吸入绝对压力(kg/c ㎡ Gabs)
压缩机选型
创作编号： GB8878185555334563BT9125XW 创作者：凤呜大王* 性能表 此系列单机分单双组两种，可用于大中型冷藏，速冻，低温制冰等方面。特点：采用油压控制的能量调节机构，
可变更高低压的容积比。结构紧凑，操作方便，运行安全可靠，易于维修，另部件通用性强，可使用R717，R2 2或R12为制冷剂。 性能：此系列制冷压缩机系高速多缸活塞式结构，皆由压缩机，电机、仪表板、安全保护装置及钢制公共底盘所组成。 应用范围：12.5系列活塞式单级制冷压缩机广泛用于石油、化工、纺织、医药、水产、商业、食品制冰等低温领域。 技术参数 性能表
备注：冷凝温度：30℃，蒸发温度：-15℃，过冷度：5℃使用条件：冷凝温度不高于40℃ 蒸发温度不高于5℃ 最大压力差不大于1.4MP(14kgf/cm2) 排气温度不高于150℃
8S-12.5性能表 R717 2L-12.5A 4V-12.5A 6W-12.5A 8S-12.5A 气缸排列形式L V W VV 气缸数目 2 4 6 8 气缸直径mm 125 125 125 125 活塞行程mm 100 100 100 100 定额转速转/分960 960 960 960 活塞行程容积m3/h 142 283 424 566 传动方式直联直联直联 制冷量调节范围% 100.50 100.66.33 100.75. 50.25 吸气管直径mm 65 80 100 125
出气管直径mm 65 65 80 100 冷却水管直径mm 15 15 15 15 压缩机加油量Kg 24 36 42 50 压缩机重量Kg 500 750 1000 1100 机组重量Kg 1000 1700 2500 2700
压缩机设计计算
制冷剂的选择 本设计使用R134a作为冷媒，因为R134a对大气层的破坏相对较小、安全性好、无色、无味、不燃烧、不爆炸、基本无毒性、化学性质稳定，是一种理想的制冷剂，表1是R134a的一些基本性质。 ①压缩机初选： a. 首先求出理论冷媒循环量： Q = G th ?Δie th = Q /Δie Q：制冷量（kcal/h） G th ：理论冷媒循环量（kg/h） Δie：蒸发器吸热量（kcal/kg）已经求得Q = 3444.2kcal/h，Δie = 29.6 kcal/kg，代入上式得： G th = 116.4kg/h) b. 然后求出理论的排量: G th = （Vs / V 1 ）?（N c ? N v ? 60 ? 10-6） s = G th V 1 /（N c ? N v ? 60 ? 10-6） V s ：压缩机容量（cm3/r） N c ：压缩机转速（rpm） N v ：压缩机容积效率 V 1 ：压缩机入口气体比体积（m3/kg） 已知G th = 116.4 kg/h、V 1 = 0.062m3/kg、Nc =1800rpm、Nv取0.7. V s = 116.4? 0.062 /（1800 ? 0.7 ? 60 ? 10-6） = 95.5（cm3/r） c. 压缩机动力： Pw = G ?Δis/（860 ?η c ?η m ） Pw：实际消耗功率（Kw） η c ：隔热效率 ηm：机械效率 ηc约等于0.7，ηm的范围为0.65~0.9，这里取0.8，代入上式得：Pw = 116.4 ? 10.1/（860 ? 0.7 ? 0.8） = 2.44（Kw） d. COP值的计算： COP = COP (th)?η c ?η m = (Δie / Δis) ?η c ?η m = (29.6/10.1) ?0.7?0.8
丙烯制冷压缩机选型技术
66当代化工研究 Chenmical I ntermediate技术应用与研究2019?01 两烯制冷压缩机选型技术 *康永军 (阳煤集团平定化工有限责任公司山西045200) 摘要：针对曱醇洗工段中丙烯制冷压缩机制冷、防爆、无泄漏的特点，提出机组选型要求。 关键词：丙烯压缩机；选型；制冷；转子组 中图分类号：T文献标识码：A Type Selection Technology of Propylene Refrigeration Compressor Kang Yongjun (Pingding Chemical CO.,LTD.of Y ang Coal Group,Shanxi,045200) Abstract'. According to the characteristics o f r efrigeration, explosion-proof a nd leak-free ofpropylene refrigeration compressor in methanol washing section, the unit type selection requirements are put f orward. Key words i propylene compressor% type selection% refrigeration' rotor set 乙二醇、煤制气等行业中的低温甲醇洗制冷工段中，都 配置丙烯制冷压缩机，为工艺流程中提供制冷量，能将高温 介质冷却到-4(TC。丙烯制冷压缩机为单一设备不会配置备 机，设备的可靠行是保证工艺流程正常的关键。 1.机组配置情况 丙烯制冷压缩机由蒸发器、压缩机、冷凝器、贮槽、省 功器、过冷器、节流装置等组成。 结合公司压缩机进行技术总结，选型如下： ⑴技术参数 制冷量3600kw,蒸发温度-40°C,冷凝温度40°C,省功 器压力620kPaA,压缩机I段流量38989kg/h,14171kg/h压 缩机II段流量，38989制冷循环量。 ⑵压缩机本体参数 转速（r/min)6090- 8516 功率（kw)2279 电机功率（kw)2800 形式单双支撑 压缩机布置电机+齿轮箱+压缩机（安装在共用底座上）调节方式变频调节 进、出口方向进、出口垂直向下 机机壳剖分形式水平剖分 壳进出口联接形式法兰连接 进出口尺寸进口DN500，出口DN200 下转第67页 上接第65页 在对复杂地质环境进行煤矿开采的过程中，当断层存在 的落差存在2m左右的时候，那么断层的结构就会导致煤矿层 出现下移的情况。如果煤层的顶板强度本身就比较低的话，那么顶板就非常容易造成破裂，最终会影响巷道本身的安全 性。在煤矿开采的过程中，工作人员需要直接运用掘进的机 器将岩石直接截断和割碎，从而也就能够有效保证整体巷道 的安全性。直接割顶法将会在一定程度上降低工作的强度，在运用的过程中具有非常重要的应用价值。图2中断层落差 情况过大时就可以采用直接割顶法进行加工。 图2煤矿井下断层落差过大的情况结束语 煤矿开采工作本身是一项具有高难度和一定危险性的工 作，断层、褶皱和其他类型的复杂地质条件更加加大了地质 开采的难度，本文主要针对断层的一些开采技术进行全面的 研究。因此，在煤矿掘进的过程中尤其需要加强对支护进行 全方位积极的研究，这样才能够在提高煤矿开采的技术水平 的基础上更好地保证煤矿工人本身的安全。此外，我们也要 通过加快研究煤矿掘进支护技术来不断提高煤矿开采的工作 效率和安全性。本文主要对断层地质情况中的煤矿开采采用 了U型钢架支护法、后退卧顶法过断层技术和直接破顶法来 进行加工，这对复杂地质条件下的煤矿开采带来了非常重要 的积极意义。 【参考文献】 [1] 张健，张斌成，王国柱.陕北能源化工基地煤灰生产可持续 发展的地廣与环境地质问题研究[J].中国煤炭地质,2013 (6):62-68. [2] 王孟杰，郝莉.煤矿水文地质问题及勘探技术方法[J].金 山，2013(4): 35-38. 【作者简介】 陈智（1990-)，男，山西阳煤二矿；研究方向：煤矿地质技 术及管理。
离心压缩机防喘振曲线计算-最新文档资料
离心压缩机防喘振曲线计算 为防止离心压缩机发生喘振，保证离心式压缩机安全平稳的 运行，对其进行防喘振的控制成为必要，而防喘振控制的基础即 为喘振曲线的计算[1] 。 1离心式压缩机喘振特性曲线概述 喘振曲线的绘制是以压比为纵坐标，以流量为横坐标，在不 同转速下进行绘制，得到一系列曲线，这些曲线的临界运行点即 为喘振线。 获得离心压缩机喘振线的方法有两种，一种是直接通过实验方法测得。第二种是通过离心压缩机的特性曲线，改变转速，计算在各个转速下的压比与流量值，再进行多项式的拟合，得到最终的喘振曲线。本文采用第二种方法。 2离心式压缩机性能曲线的确定方法 离心式压缩机性能曲线的确定方法一般有以下三种。第一种，通过压缩机的现场调试，改变转速，实际测得在各个转速下的压缩机的相应参数，将这些特性参数进行拟合，进而得到压缩机的性能曲线。第二种，根据离心压缩机厂家提供的理想性能曲线，结合现场的环境与运行条件，进行换算，得到压缩机的性能曲线。第三种，通过离心压缩机厂家提供的设计转速下的压缩机性能曲线相关参数。通过改变转速，运用相似原理，分别计算在相应点下的压比、流量等参数值，将这些参数进行多项式的拟合即可得到在不同转速下压缩机的性能曲线。 以一台10X 104Nm3/d的压缩机性能曲线相关参数为例，压 缩机在设计转速上的5 个不同点a、b、c 、d、e 的设计参数如下表1 所示。 如果转速改变，则得到的新的对应点数值就能组成一条新的转速下的性能曲线。 式中：Qn—质量流量（kg/h ）；Q—体积流量（m3/h）；n—
压缩机的设计转速（r/min ）；v—气体比体积（m3/kg）；Rg— 气体常数；m—多变指数；P1—进口压力（MPag ; P2-出口压 力（MPag ；T1—进口温度（K; T2—出口温度（K）; 经过换算，即可得到在转速分别为10300r/min 、10200r/min 、9800r/min 、9300r/min 、8060r/min 、7170r/min 时性能曲线 a、b、c、d、e 这5 个点的性能参数。用最小二乘法进行多项式的拟合，可以得到不同转速下的压缩机性能曲线如下图1 所示。 3离心式压缩机喘振曲线的确定方法 确定离心压缩机的性能曲线后，取喘振的表达式￡ =a2+bQ+C 根据各转速下性能曲线的表达式就可以计算出对应转速下的喘振点。将这些喘振点利用最小二乘法多项式拟合，可得到喘振曲线，并得出 a=11.543 X 10-8 , b=-0.002 , c=8.617。 4离心式压缩机防喘振曲线的绘制方法 为保障压缩机的安全稳定运行，必须通过控制的方法使运行的管网流量控制在某一安全的范围内，因此，需要设定一条喘振 控制线，保障管网中流量发生变化时，压缩机还能保证稳定运行，通常是将喘振线右移5%6- 8%的流量，当流量过剩时，往往通过 放空或者打回流的方式保证压缩机的安全运行。 5离心式压缩机防喘振措施 目前常采用的有以下两类。一是在压缩机的结构设计上，通过改变叶轮、扩压器等关键部件的结构，扩大压缩机的稳定运行工况的范围。二是通过改变管网的特性，改变压缩机与管网的稳定运行工况点。 第二种方法是通常采取相应的防喘振措施。常采用喘振的被动控制方法与喘振的主动控制方法[2] 。喘振的被动控制方法包括固定极限流量法与可变极限流量法。固定极限流量方法是使压缩机的流量始终大于发生喘振的极限流量值，若大于此极限值，则采取打回流或者放空等方式，使压缩机
离心式压缩机工作原理
离心式压缩机的工作原理是什么，为什么离心式压缩机要有 那么高的转速? 答：离心式压缩机用于压缩气体的主要工作部件是高速旋转的叶轮和通流面积逐渐增加的扩 压器。简而言之，离心式压缩机的工作原理是通过叶轮对气体作功，在叶轮和扩压器的流道内， 利用离心升压作用和降速扩压作用，将机械能转换为气体压力能的。 更通俗地说，气体在流过离心式压缩机的叶轮时，高速旋转的叶轮使气体在离心力的作用下， 一方面压力有所提高，另一方面速度也极大增加，即离心式压缩机通过叶轮首先将原动机的机械 能转变为气体的静压能和动能。此后，气体在流经扩压器的通道时，流道截面逐渐增大，前面的 气体分子流速降低，后面的气体分子不断涌流向前，使气体的绝大部分动能又转变为静压能，也就是进一步起到增压的作用。 显然，叶轮对气体作功是气体压力得以升高的根本原因，而叶轮在单位时间内对单位质量气 体作功的多少是与叶轮外缘的圆周速度u2密切相关的：u2数值越大，叶轮对气体所作的功就越大。而u2与叶轮转速和叶轮的外径尺寸有如下关系： 式中 D2--叶轮外缘直径，m； n--叶轮转速，r/min。 因此，离心式压缩机之所以要有很高的转速，是因为： 1)对于尺寸一定的叶轮来说，转速n越高，气体获得的能量就越多，压力的提高也就越大； 2)对于相同的圆周速度(亦可谓相同的叶轮作功能力)来说，转速n越高，叶轮的直径就可以越小，从而压缩机的体积和重量也就越小； 3)由于离心式压缩机通过一个叶轮所能使气体提高的压力是有限的，单级压比(出口压力与进口压力之比)一般仅为 1.3～2.0。如果生产工艺所要求的气体压力较高，例如全低压空分设备 中离心式空气压缩机需要将空气压力由0.1MPa提高到0.6～0.7MPa，这就需要采用多级压缩。 那么，在叶轮尺寸确定之后，压缩机的转速越高，每一级的压比相应就越大，从而对于一定的总压比来说，压缩机的级数就可以减少。所以，在进行离心式压缩机的设计时，常常采用较高的转速。但是，随着转速的提高，叶轮的强度便成了一个突出的矛盾。目前，采用一般合金钢制造的 闭式叶轮，其圆周速度多在300m/s以下。 另外，对于容量较小的离心式压缩机而言，由于风量较小，叶轮直径也较小，可采用较高 的转速；而容量较大的压缩机，由于叶轮直径较大，相应地转速也应低一些。例如，为国产3200m3/h