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离心压缩机的性能计算与优化方法研究离心压缩机是一种常见的流体机械设备，广泛应用于空调、供暖、冷冻和工业生产等领域。
在设计和运行离心压缩机时，性能的计算和优化至关重要。
本文将就离心压缩机的性能计算与优化方法展开研究，以期提供一些有益的指导和建议。
1. 离心压缩机的基本原理和流程离心压缩机是通过离心力将气体或气体与气体混合物的进气流动压缩，并通过出口将压缩气体排出。
其基本原理是离心力和动能转化，通过离心轮、导叶和转子等关键部件相互配合，实现气体的连续压缩。
离心压缩机的运行流程包括气体的吸入、入口导叶的调节、气体的离心压缩、排气口的打开和排气等。
这个流程需要合理的设计和操作，以保证离心压缩机的高效运行和性能。
2. 离心压缩机性能计算的基本参数离心压缩机的性能计算需要考虑多个参数，其中一些参数可以直接测量，而其他参数需要通过计算获得。
以下为离心压缩机性能计算的基本参数介绍：2.1 流量(Q)：指单位时间内通过离心压缩机的气体体积或质量。
2.2 压力比(Pi)：指离心压缩机出口压力与进口压力的比值。
2.3 转速(N)：指离心压缩机旋转的速度，通常以每分钟转数表示。
2.4 压气机效率(ηc)：指离心压缩机在压缩气体过程中的能量利用效率，可以通过测量输入功率和输出功率来计算。
2.5 空气流体属性：包括气体的密度、比热容和粘度等，这些参数对于性能计算和优化至关重要。
3. 离心压缩机性能计算方法离心压缩机的性能计算可以通过试验和理论计算两种方法来实现。
试验方法是通过实际操作离心压缩机并测量相应的参数来获取性能数据，而理论计算方法则是基于离心压缩机的设计参数和运行条件，通过建立数学模型来计算性能。
3.1 试验方法离心压缩机的试验方法是一种直接且可靠的性能计算手段。
通过在实际环境下进行离心压缩机的运行和测试，可以获得基本的性能参数。
试验方法可以通过流量计、压力计和温度计等传感器测量性能参数，并采用现场数据采集系统来记录和处理数据。
离心压缩机动力学建模与分析离心压缩机是广泛应用于工业生产和交通运输等领域的重要设备，其动力学建模与分析对于提高压缩机性能和优化系统运行至关重要。
在本文中，将探讨离心压缩机动力学建模与分析的方法和应用。
一、离心压缩机的基本原理离心压缩机是通过转子内部的离心力将气体吸入，并通过旋转转子将气体压缩，从而达到增加气体压力和流量的目的。
其基本原理可以归纳为三个关键步骤：吸入、压缩和排出。
吸入过程：当转子旋转时，压缩机的进气口打开，气体被离心力吸入到转子内部。
在这个过程中，进气量和进气温度对于压缩机的性能有着重要影响。
压缩过程：一旦气体进入到转子内部，随着转子的旋转，气体被推向离心压缩机的出口。
在这个过程中，气体被不断压缩，从而增加气体的压力和密度。
排出过程：离心压缩机的出口打开，经过旋转后的气体被排出到管道或其他设备中。
排出过程中，气体的压力和流量将达到设定的要求。
二、离心压缩机的动力学建模离心压缩机的动力学建模主要基于气体力学和旋转机械原理。
目前，常见的建模方法包括数学建模和计算流体力学（CFD）建模。
数学建模：数学建模主要依靠基于物理原理的方程组，通过建立各个部件的质量守恒、能量守恒和动量守恒等方程，对离心压缩机的性能进行模拟和预测。
数学建模方法包括等熵模型、多级模型和非等墒模型等。
CFD建模：CFD建模是利用计算流体力学方法对离心压缩机内部流场进行数值模拟和分析的方法。
通过离散化连续介质模型和求解流体连续方程、动量方程和能量方程等进行模拟计算，可以得到更详细的流动特性和参数分布。
三、离心压缩机动力学分析的应用离心压缩机动力学分析广泛应用于设计优化、性能评估、故障诊断和运行优化等方面。
设计优化：通过动力学分析，可以对离心压缩机的几何形状、材料选择和工艺参数等进行优化。
例如，通过改变叶轮的截面形状和叶片的角度，可以提高离心压缩机的效率和性能。
性能评估：通过动力学分析，可以对离心压缩机的性能进行评估和比较。
实验一 离心压缩机气动性能实验实验目的1. 初步掌握离心压缩机气动性能试验方法。
2. 学习主要性能参数的测量方法和实验数据整理 实验装置简图试验台采用以空气为实验气体的开始试验台，主要由试验管路、流量测量装置及节流阀等组成，本实验管路与压缩机进、出气口连接方式采用进出气实验装置，如下图所示。
原始数据记录表离心压缩机实验装置基本参数压缩机型号规格 离心鼓风机C25·1.3 驱动机型号 制造编号 30119 功率 试验类型 进出气实验 试验台 电动机功率 22kW 电机效率 90% 压缩机进口D 1 0.2135m 压缩机进口A 1 0.0358m 2 压缩机出口D 2 0.2135m 压缩机出口A 2 0.0358m 2 机壳外表面积S 外 试验气体 空气 节流元件D 0.14m 节流元件d 0.14m β原始数据记录表工况点参数名 大气压力 大气温度 大气湿度ΔPPe1Pe2T11T21 T12T22转速电机功率 1196089 24.947 0.51434 1061.0 4048.7 1878.9 25.678 40.55 25.558 40.584 4764.5 14210 2 96086 25.025 0.51373 1054.5 4009.0 1834.1 25.73541.0425.5241.025 4763.814175 3 96080 25.046 0.51462 1060.9 3998.8 1876.8 25.740 41.368 25.583 41.421476314160 2496062 25.166 0.50873 766.76 8700.6 1380.4 26.110 44.114 25.973 44.107 4763.3 13825 5 96056 25.206 0.51005 769.61 8653.8 1344.8 26.042 44.239 25.921 44.320 4763.3 13790 69605025.2560.51213768.17 8726.0135426.125 44.489 25.954 44.605476313805实验名称实验数据记录表实验数据处理表设计工况性能换算试验工况序号1 2 3 4 5 转速比 n s n t 1.123 1.123 1.123 1.122 1.120 进口容积流量 q 1 m 3/min 42.898 34.951 27.169 20.830 13.216 比压缩功w J/kg 6914.3 12191.1 17663.4 21716.8 24935.5n n −1 0.462 1.358 2.048 2.442 2.544 压力比 ε=(p 2p 1)s1.079 1.148 1.221 1.278 1.324 出口压力 p Pa 105703.3 112473.3 119693.3 125268.5 129729.4 温度比 (T 2T 1)s 1.178 1.107 1.103 1.106 1.117 效率 Η 0.332 0.512 0.636 0.674 0.634 功率NW17253.616078.914584.812974.710046.9实验结果流量压力比曲线25, 1.2960.0000.2000.4000.6000.8001.0001.2001.4000.0005.00010.00015.00020.00025.00030.00035.00040.00045.00050.000压力比进口容积流量m³/min流量效率曲线流量功率曲线实验结论本台离心式压缩机不太符合设计工况，设计工况25m ³/min 时，只能达到设计压力比的96%左右，此时效率要比设计工况低21%左右。
离心压缩机多变指数
离心压缩机的多变指数是指在不同工况下，离心压缩机的效率
变化情况。
离心压缩机的效率受到多个因素的影响，包括转速、压比、进口气体温度、进口气体湿度等。
多变指数是用来描述这些因
素对离心压缩机效率的影响程度的一个参数。
离心压缩机的多变指数通常用于评估其在不同工况下的性能表现。
这个指数可以帮助工程师和设计师选择合适的离心压缩机，并
优化其运行条件，以达到最佳效率和性能。
多变指数的计算方法可以是基于实验数据或者理论分析。
一种
常见的方法是使用离心压缩机的特性曲线，通过拟合和插值的方式
得到多变指数的数值。
这个数值可以用来预测离心压缩机在其他工
况下的效率变化情况。
离心压缩机的多变指数一般是一个介于0到1之间的数值，表
示离心压缩机在不同工况下的效率变化程度。
当多变指数接近1时，表示离心压缩机在各种工况下都能保持较高的效率，性能稳定性较好。
而当多变指数接近0时，表示离心压缩机在不同工况下的效率
变化较大，性能稳定性较差。
需要注意的是，离心压缩机的多变指数是一个相对的指标，不
同型号、不同制造商的离心压缩机可能具有不同的多变指数。
因此，在选择离心压缩机时，除了考虑多变指数外，还需要综合考虑其他
因素，如压缩机的功率、容量、可靠性、维护成本等。
总之，离心压缩机的多变指数是描述其在不同工况下效率变化
情况的一个重要参数，可以帮助工程师和设计师选择合适的离心压
缩机，并优化其运行条件，以提高系统的效率和性能。
离心式压缩机性能的预测以及控制系统的分析摘要：目前所使用的离心式压缩机所采用的控制系统大多是通过可编程逻辑控制器完成的，关于它的性能预测方面以及控制系统的一些问题，很多人都不大清楚，本文就离心式压缩机性能的预测以及控制系统的分析方面的问题做一简单介绍，希望能给从事相关专业的人员带来帮助。
就广西石化公司的重油催化劣化装置配置一套压缩机机组为例，来说明其性能预测及其控制方面的一些问题。
这套机组是由d －r（赛兰）公司制造的两段六级离心式压缩机和杭汽制造的背压式汽轮机组成。
机组主要是将气体经过气压机一段压缩之后，进行冷却后再加入到中间的冷却系统进行分离。
气相接着进入二段，再继续加大压力后，经过出口送到吸收稳定的系统。
这个机组在进行压缩气体的时候同时进行着另外一项任务，就是随时反应压力的大小。
一般情况下，是通过机组反应的压力值来调节机组的转速的，以便达到控制机组的反应压力的目标。
再者，压力机的两段都装有反飞动阀门，这是用来预防压缩机发生震动的。
该机组的这个的控制系统是通过dcs计算机系统来实现控制目的的，其中包括plc系统和用来急停的系统eds。
一、机组控制系统1.为了本机组能够安全运行，本机组的检测以及控制系统，特别下设了以下的保护盒控制系统：1.1机组转速调节控制系统。
1.2气压机防喘振控制保护系统。
1.3气压机流量监测控制系统。
1.4汽轮机热井液位监控系统。
1.5气液分离器液位监控系统1.6干气密封调节控制系统。
1.7机组轴承温度、轴位移、轴振动检测系统。
1.8振动检测系统。
2.气压机组的控制2.1气压机的防喘振控制要想让气压机正常地工作，就要在设计和制造上防止它的喘振，其实预防喘振的原理很简单，就是通过两个段之间的阀门来控制调节的。
预防喘振的原理是靠两个段间防止喘振的阀门来控制调节的。
机组运行正常时，是先进行测量入口的实际流量、出口的压力、压力、跟标准情况下的比较以后，进行自动校正，再将其输入到预防喘振的控制器里面再和正常转速情况下的流量进行比较，一旦入口的流量比预设的流量低的时候，防止喘振的阀门就自动打开；但当检测的流量大于预设的流量的时候，传真阀门就完全关闭。
两台具有相同性能曲线（马鞍形）轴流式风机，有时会出现一台流量很大，一台流量很小，若稍加干扰，两台风机风量就相互交换，并反复交换，使两台风机不能正常并列运行，出现抢风现象。
如图：两台具有相同性能曲线（马鞍形）轴流式风机，并联式总性能曲线为Ⅲ是一条具有∞字形的曲线，如果管道性能曲线Ⅳ与∞字形的曲线相交与2、3点，则风机在点2的工作是暂时的，很快会移至3点,使风量较大的3′点工作，风量较小的在3″工作，此时若稍加干扰，两台风机风量忽大忽小，并反复交换，出现抢风现象，由于系统容量较大时，抢风现象更为严重。
为避免出现抢风现象，应在一台风机不能满足符合需要时（一般动、静叶开度小于80％），及时启动备用风机。
∞型曲线的确定：1.需要根据厂家提供的风机性能曲线；2.根据风机运行时间及实际运行工况、性能曲线；3.进行风机并列运行试验，确定工作稳定区；根据以上相关数据方可确定。
2\3\两台离心鼓风机，性能一致。
处理气体能力20000立方米/小时，气体密度1.034KG/立方米，温度60度，进口压力2000PA，出口压力12000PA。
进口管径800毫米，出口管径800毫米。
问这个问题主要是现在两台鼓风机并联运行，压力能达到要求，流量始终不能增加，最大只有18500立方米，只相当与单机效能。
需要增加管径吗？按照离心压缩机原理中的性能曲线中叙述的双机并联，压力不变，流量略微减少，管径增加多大为好呢？还有就是运行中有时进口管道压力变成负压，或者是进口压力升不起来，只有100多PA，为什么会出现这种现象？麻烦大家解答一下，或者介绍一下相关书籍，拜托大家了！补充：1还有就是运行中有时进口管道压力变成负压，或者是进口压力升不起来，只有100多PA，为什么会出现这种现象？风机选型是否有问题？解答：1、那就要看抽的是否是大气，抽大气进口微负压应该是正常的，从你的问题看出应该是进口管小了，只能提供一台风机的量，开二台所以进口就会负压，因此需要增加进口管，2、那就是管道阻力增大了，不能适应现在的需要，增粗管道是必要的。
文章编号:1005)0329(2009)10)0024)06离心鼓风机和离心压缩机的性能预测于跃平,陈启明,胡四兵,钱勇,黄文俊,王鹏亮(合肥通用机械研究院,安徽合肥230031)摘要:以NA S A TN D-6729/7487研究报告为基础,对11个离心鼓风机及离心压缩机的模型级算例进行了性能预测并与实测数据对比分析,给出了叶片或无叶扩压器级相适用的损失模型。
关键词:离心鼓风机;离心压缩机;损失;性能预测;扩压器中图分类号:TH442文献标识码:A do:i10.3969/.j i ssn.1005-0329.2009.10.006P erfor m ance Prediction of Centrifugal Blow er and C entrif ugal Com pressorYU Y ue-p i ng,C HEN Q-i m i ng,HU S-i b i ng,Q I AN Y ong,HU ANG W en-j un,W ANG P eng-liang(H e fei G enera lM achinery R esearch Institute,H efe i230031,Ch i na)Abstrac t:Based on t he research repo rtNA S A TN D-6729/7487,pe rf o r m ance predicti on and analytica l com par ison w ith m eas-ured data are m ade for11model stage computati on examp l es of cen trifug al b l owe rs and centr if uga l co m pressors,suggestions on loss m ode l su i tab l e for v ane or vane l ess diff user stage is g i ven.K ey word s:centr if uga l b l owe r;centrifuga l co m pressor;loss;perfor m ance pred i ction;d iffuser1前言性能预测是在无详细的叶片造型、流道尺寸的情况下,仅需简单的级全貌尺寸,从理论能量头中扣除各元件的流动损失并忽略各元件间的相互影响,借助半经验公式对产品进行性能数值模拟。
尽管性能预测目前不尽完善[1],但仍然是高效叶轮机械设计中一个不可缺少的环节和产品设计体系的重要组成部分[2],国外著名透平公司或研究机构从20世纪60年代就开展离心鼓风机及离心压缩机性能预测的大量研究工作[3~8]。
本文以NASA TN D-6729/7487研究报告为基础并结合其它已公开的预测模型,对共计11个模型级算例进行性能预测并与实测数据对比,此外还给出有叶与无叶扩压级相适用的损失模型[4、5]。
2损失计算离心鼓风机及离心压缩机的损失主要包括进口导叶损失、叶轮进口冲角损失、叶片载荷损失、叶片摩擦损失、叶片尾迹混合损失、无叶扩压器损失、叶片扩压器损失、进气室与排气损失。
损失计算站点有:0(导叶进口)、1(叶轮进口)、2(叶轮出口)、3(叶片扩压器进口)、4(叶片扩压器喉部)、5 (叶片扩压器出口)、6(下级入口或蜗壳入口),具体站点如图1所示。
站点2-3间为无叶扩压部分。
图1鼓风机或压缩机损失计算站点及速度三角形收稿日期:2009)05)12基金项目:国家科技支撑计划(2008BAF34B12)2.1进口导叶损失进口导叶损失与导叶几何形状、流体动能水平、边界层动量厚度等有关,进口导叶损失计算式[4]:$h IGV=es K E id(1)其中es=0.0076cos A1M F-0.025[1+cos(A1MF/2)0.7]KE id=0.5V21MF/(1-es)式中es)))导叶损失系数KE id)))流体离开导叶时理想动能,J/kgA1MF)))气流绝对气流角,b,与子午线夹角V1M F)))叶轮进口处气流绝对速度,m/s MF)))下标,几何平均直径计算中,输入近似速度,通过迭代与试算直至满足质量守恒。
2.2叶轮进口冲角损失轴向进气离心压缩机或鼓风机叶轮进口冲击由进口速度及叶片阻塞等因素决定,在忽略垂直于最优冲角速度分量后,冲角损失计算为[4]:$h I N C=W2L/2(2)其中W L=W1M F si n(B op t-B1MF)B op t=B1MF-EE=tan-1(1-B1)tan B1MF1+B1tan2B1MFB1=1-z1t u 2P r1M F式中W1MF)))叶轮叶片进口处相对速度,m/s B1MF)))进口叶片角,bB1)))叶轮进口阻塞系数Z1)))进口叶片数(几何平均)t U)))叶片厚度(几何平均)r1MF)))几何平均半径,m2.3叶轮叶片载荷损失叶片表面存在较大的速度与压力梯度,使叶道内边界层加剧增长易造成分离,形成叶片载荷损失。
目前,计算叶片载荷损失有简化边界层法[2、3、8]和扩压因子法[2~4、9]。
本文计算中采用扩压因子法:$h BL=0.05D2f U22(3)其中D f=1-w2/w1T+{k BL q aero/w1T U-12[Z2P-1@(1-D1T/D2)+2D1T/D2]}q aero=$h aero/U22$h a ero=C P T0c(T2c/T0c-1)式中U2)))叶轮外圆周速,m/sD f)))扩压因子k BL)))普通叶轮时取0.75,带分流叶片叶轮时取0.6w2)))叶片出口相对周速,m/sw1T)))叶片进口顶部相对周速,m/sD2)))叶片出口顶部外径,mD1T)))叶片进口顶部外径,mZ2)))叶轮出口叶片数C P)))比热,J/(kg#K)T0c)))导叶进口总温,KT2c)))叶轮出口总温,K2.4叶轮叶片摩擦损失流体与叶轮边界面发生的粘性摩擦损失,工程中常视为按完全发展的湍流流过直径和长度分别等于叶轮流道的平均水力直径和平均长度的圆管时的损失相当。
摩擦损失$h s f计算式可参见文献[2~4、8、9]。
其中文献[8]给出了详细的水力直径和当量管长度推导过程并考虑了流道曲率的影响。
2.5叶片尾迹混合损失[4]叶片尾迹混合损失,它由叶轮出口尾迹与主流混合而产生,尾迹混合损失计算采用扩压因子法:$h RC=0.02(tan A2)-1/2D2f U22(4)式中A2)))叶轮出口绝对速度气流角,b,与子午线夹角上述有关计算中,叶轮滑移系数按W e isner 算法[9、10]。
2.6无叶扩压器损失尽管无叶扩压器进口处气流旋转扭曲,使其内流为三维、粘性、非定常[11]。
但作为设计前期阶段的性能预测,无叶扩压器宜用一元定常流分析[12]。
本文采用以下两种计算模式:(1)S tan itz模式[4、7]:计算中按绝热定常流动,基本方程包含马赫数、流动角与扩压器半径及有效宽度,具体计算公式如下:1M2d M2d R)=-2[1+0.5(K-1)M2]M2-sec2A{(k M2-tan2A)FB sec A+1Bd Bd R)-sec2AR)}(5)1tan A d tan A d R )=sec 2A M 2-sec 2A{[1+(K -1)M 2]@F B cos A +1B d B d R )-M2R)}(6)其中 F =C f r 2/b 2;R )=r /r 2B =b /b 2;r 2=D 2/2式中 M )))叶轮出口绝对马赫数K )))气体绝热指数C f )))摩擦系数b 2)))无叶扩压器宽度,m ,近似等于叶轮出口宽A )))气流角气流在扩压器内流动近似为对数螺旋线,气流角为A 。
边界层引起有效通道宽度变化$B =B i -B i +1,且:B i +1=B i -2$D c /b 2$D c =0.037S-0.2(V 2/M )-0.2$SS =2n i =1$S i式中 M )))运动粘度,m 2/si )))无叶空间等分序号,n =10无叶扩压器损失:$h VLD =C P T c 2[(P 3/P c 3)(k -1)/k-(P 3/P c 2)(k -1)/k](7)扩压器出口总压P c 3:P c 2/P c 3=1+kc f cos A 2r 2b 2@QR~1M 3(a /a c )(Q /Q c )R )d RM 2(a /a c )2(Q /Q c )2(8)式中 P 2)))无叶扩压器进口静压,PaP c 2)))无叶扩压器进口总压,Pa a 、a c )))当地音速Q 、Q c )))当地密度[4]扩压器出口静压P 3由上述方程求得M 和总压P 3c 后按等熵过程获得。
(2)基于试验数据的 . .坚模式[13、14],采用该种模式计算较为简单:无叶扩压器损失:$h V LD =0.5F V 22(9)式中 N )))损失系数具体计算见文献[13]V 2)))叶轮出口绝对速度,m /s 2.7 叶片扩压器损失叶片扩压器损失模型主要有:压力恢复系数C P *试验法[4、7]、当量锥形扩张角与损失系数N V 试验法[10、13]以及叶片扩压器速度与入口攻角为基础的算法[2、3],该算法的攻角系数A C 一般取0.01~0.06[3、8]。
本文叶片扩压器损失以压力恢复系数法或损失系数法计算。
压力恢复系数法以叶片安装角、叶片出口与喉部面积比、喉部马赫数、通道有效宽度为变量,根据试验数据进行压力恢复系数线性插值求得C P *,叶片扩压器出口静压P 5=C P *(P c 4-P 4)+P 4(计算中认为喉部静压P 4与无叶扩压器出口压力P 3相等),扩压器总压P c 5通过出口临界速比试算与迭代并满足质量守恒直至收敛,叶片扩压器损失为:$h VLD =C P T 2c [(P 5/P 5c )(k -1)/k-(P 5/P 4c )(k -1)/k](10)损失系数法估算叶片扩压器损失如下:$h V D =0.5N v V 23式中 V 3)))叶片扩压器进口绝对速度,m /sN V )))叶片扩压器损失系数,具体经验计算式见文献[10]2.8 进气室与排气损失鼓风机或压缩机如有进气室,进气室损失为:$h I C =0.5F IC V 02(11)式中 F IC )))进气室损失系数,F IC =0.1~~0.4V 0)))进气室出口速度,m /s扩压器出口排气损失一般按:$h EX =0.5K e x V 52式中 V 5)))扩压器出口速度,m /sK ex )))损失系数,对蜗壳为0.18~0.22[10]或0.5[3],对排气进下一压缩级为0.7~0.8[10],对排气进高压舱室为1.0[2]2.9 轮阻损失轮盘轮阻损失计算式[3]:$h DF =0.01356(Q 2/m R e 0.2)U 32D 22(12)式中 Q 2)))叶轮出口密度,kg /m3m )))质量流率,kg /sR e )))雷诺数,R e =U 2D 2/M 3 阻塞与不稳定点计算[5]鼓风机或压缩机阻塞工况预测主要考虑:叶轮进口阻塞和叶片扩压器阻塞,进口阻塞点根据试验数据(共3组,具体可参见文献[5])按进口相对马赫数和几何直径平均处叶片安装角来决定是否接近阻塞区,叶片扩压器如出现如下,则阻塞:[(m (T c 2)1/2P c 4A 4B 4)]m a x \[k R (2k +1)(k +1)/(k -1)]1/2(13)式中 A 4、B 4)))喉部面积与宽度R )))气体常数不稳定点依据叶片扩压器进口部位的马赫数大小由试验数据确定鼓风机或压缩机阻塞与喘振点比值,进而确定不稳定工作点位置,有关试验数据见文献[5]的图2。
