第一章概述
第一节分类
轴流压缩机是气体压缩机械的一种型式。气体压缩机械的类型很多，下面根据我国具体情况，简述一下常见的分类方法。
一、气体压缩机械的分类
二、透平式压缩机械的分类
1．按气气流运动方向分类
离心式——气体在压缩机内沿离心方向（或半径方向）流动，也称径流。
轴流式——气体在压缩机内沿与转轴平行方向流动。
混流式——气体在压缩机内的流动方向介于离心式和轴流式之间。
图1—1列出了透平式压缩机械的三种通流形式。
2．按压力分类
透平式压缩机械按出口压力高低可分为通风机、鼓风机和压缩机。
通风机：指大气压力为101.32KPa，温度为20℃，出气口全压值小于15 KPa（表压）
的风机。
鼓风机：指升压在15KPa～20OKPa（表压）之间或压比大于1．15小于3的风机。
压缩机：指升压大于200KPa（表压）或压比大于3的风机。
3．按用途分类
根据风机用于某种装置的名称或者以通过风机的介质名称来命名分类。如高炉鼓风机、空气分离压缩机、锅炉引风机、烧结鼓风机、煤气鼓风机。天然气压缩机、氧气压缩机等。
图1－2中表示了各类压缩机的使用范围
表1－l中对透平式压缩机和容积式压缩机的特点进行了比较。
三、透平机械
透平是外来语Turbine的音译技术名称，可意译为涡轮机械，它泛指具有叶片或叶轮的动力机械，如汽轮机、燃气轮机和水轮机（有时也称为蒸汽透平、燃气透平和水力透平）和风能装置中的风力透平等。对于具有叶片或叶轮的压缩机械，原则称为透平式压缩机和透平式泵。透平机械中还包括液力透平传动装置，如液力偶合器等。
轴流式压缩机属于透平机械类。有时也将汽轮机，燃气轮机和透平式压缩机统称热力透平机械。
表1—1 透平式压缩机和容积式压缩机的特点比较
透平式压缩机容积式（以活塞式为例）压缩机
（1）流量大。如果与活塞式的具有相同流量的压缩机相比较，透平式压缩机的尺寸
要小得多。出口压力变化幅度小。（2）输气均匀，无脉动，气体无油污染。（1）排气压力可以在较大的范围内波动，高压力、小流量区域尤为合适。（2）输气脉动，进排气流速低、机组热效率高。
第二节 透平压缩机的主要参数和术语
一、表征性能的主要参数
1．流量
容积流量：指单位时间内流经风机的气体容积，习惯上均指进气容积流量多，用Qj 表
示,其单位为m 3/s,m 3/min,m 3/h 在冶金、石油、化工及空气分离等流程中应用的压缩机，常以
标准状态下的容积流量为指标，称作标准容积流量，用Q N 表示，其单位为N m 3/min ,Nm 3/h 。
质量流量：指单位时间内流经风机的气体质量，用G 表示，其单位为Kg/s,Kg/min 。
2．压力
气体在单位面积的容器壁上所作用的力叫气体压力，其单位有某mmH 2O ，mmHg ，
kgf/cm 2，Pa ，bar ，MPa 。
1Mpa=10 bar=106 Pa
压力单位换算详见表1－2。
动压：单位体积气体流动时所具有的能量。用Pd 表示。
22
c P
d ρ=
静压：单位体积气体所具有势能，垂直作用在壁面上。用表示。
全压：单位体积气体所具有的总能量。全压等于动压和静压之和，用P 表示，即
Pst Pd P +=
表压力：用压力表测量所指示的压力。用Pg 表示。
绝对压力：气体的真实压力，即表压力加上当地大气压。用Pa 表示。
进口压力：指压缩机进口法兰处的气体压力。用Pj 表示。
出口压力：指压缩机出口法兰处的气体压力。用Pc 表示。
压比：指压缩机进口压力和出口压力之比。用ε表示。
Pj
Pc =ε 3．功率
单位时间所作的功叫功率，常用单位是kW 。
有效功率：用来提高气体压力所消耗的功率。用N 有表示。
内功率：用于提高气体压力和克服内损失（流动和泄漏）所消耗的功率。N i 表示。
轴功率：用于提高气体压力和克服内、外损失（机械损失）所消耗的功率，也就是驱动
压缩机所需要的功率。用N s 表示。
4．效率
效率是评价透平压缩机质量的重要指标之一，用η表示。效率是相对值，为无因次量。
对透平压缩机来说，它表示气体经过压缩后，气体所获得的有效功与实际耗功的比值，即
实际耗功
气体获得的有效功=η 由于气体在压缩过程中要发生各种损失，所以效率总是小于1的。透平压缩机多变效率
通常为0.70~0.90。
多变效率：指多变压缩功hpol 与实际总耗功htot 之比。用ηpol 表示。
绝热功率：指绝热压缩功had 与实际总耗功htot 之比。用ηad 表示。
等温效率：指等温压缩功his 与实际总耗功htot 之比。用ηis 表示。
5．转速
指压缩机转子在单位时问内的转动速度，用n 表示，其单位为r/min （转／分）。
6．温度
一般用摄氏温度t ℃表示，在工程上多采用绝对温度TK 来表示，两者之 间的换算关
为
TK ＝t ℃＋273
每台压缩机必须标出其流量、压力、转速、功率等主要性能参数，并注明其进气条件（进
气压力、温度、相对湿度）和气体介质。
二、主要术语
1．标准状态：指压力为 76 0mmHg ，温度为0℃的干空气。
2．湿度：表示大气干湿程度的物理量。
3．绝对湿度：指单位体积空气中所含的水蒸气质量。
4．相对湿度：指单位体积空气中实际所含水蒸气密度和同温度下饱和水蒸气密度的百
分比值。用φ表示。
5．多变压缩过程：压缩过程与外界有（或无）热交换，过程方程指数为m 的压缩过程。
1＜m ＜K 。
6．绝热压缩过程：压缩过程与外界没有热交换，过程方程指数为K 的压缩过程。
7．等温压缩过程：保持温度不变的压缩过程，过程方程指数为1。
8．气体常数R ：R ＝μ（μ是分子量），对每一种气体它是一个常数，单一气体可以查表，
混合气体可以计算。
9．绝热指数K ：气体的定压比热预定容比热之比。
10．马赫数M ：表征气体可压缩性的无因次数，等于气流速度与当地音速的比值。
11．雷诺数Re ：表征粘性流体流动状态的无因次数，等于惯性力与粘性力的比值。
12．几何相似：两台风机流道的所有几何尺寸（包括流道表面粗糙度）对应值之比等常
数。
13．运动相似：两台风机在几何相似的基础上，刘道中各对应点处的速度比值相等。各对应点的速度三角形相似。
14．动力相似：在几何相似和运动相似的基础上，两台风及对应点上性质相同的力大小成比例相等，方向相同。
第三节透乎压缩机的基本工作原理
透平压缩机是利用高速回转的叶轮（叶片组）对气体作功，将机械能加给气体，使之压力升高，速度增大。在叶轮后部一般设置有面积逐渐扩大的扩压元件（扩压器），高速气体从叶轮流出后再流经扩压器，使气体的流速降低，将气体的速度能（动能）部分转变为压力能，压力继续提高。透平式压缩机气体的吸人、压缩和流出均是在连续流动的状况下进行的，这一点和活塞式压缩机间歇性的吸气和排气有着本质的区别。
一、离心压缩机的基本工作原理
图1—3为离心压缩机的单级示意图。在压缩机主轴上安装有离心式叶轮。当原动机回转时，叶轮的叶片对气体做功，并推动气体流动，然后气体经过扩压器和蜗壳流出。由理论分析可知，旋转叶片给气体以作用力，并使气体受离心力的作用由内向外甩出，得以升压和升速，从而获得压力能和速度能（即动能）。
气体从叶轮流出后具有很高的速度，我们希望将气体速度降低以提高其压力，为此不仅叶轮的通道作成扩散型（由里向外面积逐渐扩大），而且扩压器的通道也是扩散型的，因而使高速气流逐渐减速，动能转化为压力能，使气体压力升高。通常一级离心叶轮的压比约为1．30～1．70，要获得较高的压力，可以在主轴上装设几级叶轮，并使流道串联起来，使气体经过逐级压缩，则成为图1－4所示的多级离心压缩机。
二、轴流压缩机的基本工作原理
图1－5为轴流压缩机的构造示意图。在压缩机主轴上安装有多级动叶片，整个通道由收敛器、进口导流叶片、各级工作叶片（动叶片）和导流叶片、扩压器等组成。气体由进口法兰流经收敛器10，使进人进日导流叶片1的气流均匀，并得到初步的加速。气流流经进口导叶叶片间的流道，使气流整理成轴向流动，并使气体压力有少许提高。转子8由原动机拖动作高速旋转，由工作叶片2将气流推动，使之大大加速，这是气体接受外界供给的机械能转变为气体动能的过程。高速气流流经导流叶片3构成的流道（相当于扩压管），在其中
降低流速而使气体压缩，这是靠减少气流动能来使气体压缩的升压过程。一列工作叶片（动叶）与一列导流叶片（静叶）构成一个工作级。气体连续流经压缩机的各级，逐级压缩升压。最后经整流装置4将气流整理成轴向，流经扩压器7，在扩压器中气流速度降低，压力升高，最后汇入蜗壳经出口法兰排出压缩机。
轴流压缩机每级的增压比不大，约为1．15～1．25，若要获得较高压力，需要较多的级。例如压比为4的空气压缩机，一般需要十几级。
第四节轴流压缩机发展概况
在十九世纪，轴流式鼓风机已应用于矿山通风和冶金工业的鼓风。但限于当时的理论研究和工业水平还比较落后，这种风机的全压只有10~30mmH2O，效率仅达15~25%。
1853年都纳尔（Touraire）向法国科学院提出了多级轴流式压缩机的概念。1884年英国C.A.帕森斯（Parsons）将多级反动式透平反向旋转，得出了第一台试验用轴流式压缩机，但效率很低。二十世纪初期，帕森斯制造了第一台轴流式压缩机，19级，流量85m3/min，压力12.1KP a·G,转速4000r/min，效率60%。由于效率低，故轴流式压缩机未能成功推广应用。
从二十世纪三十年代开始，由于航空事业发展的需要，对航空燃气轮机进行了大量的理论和试验研究，特别是对轴流式压缩机的气体动力学的理论研究和平面叶栅吹风的实验研究，使轴流式压缩机的理论和设计方法不断完善，效率提高到80～85%。从四十年代开始，轴流式压缩机已广泛应用于航空燃气轮机中，迄今仍占有很重要的地位。现代轴流式压缩机的效率可高达86～91%,除航空发动机外，还广泛应用于发电燃气轮机装置，舰船燃气轮机装置和机车燃气轮机装置中。
1932年苏尔寿公司制造了世界上第一台增压锅炉使用的工业轴流压缩机，1945年苏尔寿公司制在了第一台轴流式高炉鼓风机，其流量为1200～1800m3/min，压力为78775～142179Pa，转速为5200r/min，功率为3900Kw，由电动机驱动。此后轴流式高炉鼓风机逐渐被采用，多为固定静叶式，由汽轮机驱动，通过改变汽轮机转速来调节高炉使用工况。这种压缩机的缺点是稳定工作区较窄，而且在部分负荷时压缩机效率较低。为了改善变工况时压缩机性能，瑞士BBC公司研制了静叶可调机构，并于1960年制造出第一台静叶可调轴流式高炉鼓风机。其优点是在压力不变的情况下，流量范围较宽而且变工况运行时效率降低不
多，因而在大型高炉鼓风机中得到广泛应用。目前国外1000m3以上高炉界采用轴流压缩机。
静叶可调机构的主要问题是解决静叶支承轴承的可靠性和耐用性。BBC公司采用了特殊的石墨轴承，在200℃的条件下进行了5×106次转动试验，轴承磨损只有18微米。按每小时转动25次计算，轴承寿命可达20万小时，如果每年工作时间按8000小时计算，可使用25年以上，故可认为是足够可靠耐用的。
随着世界各国氧气炼钢的飞跃发展，轴流压缩机在大型空气分离装置中亦获得了广泛应用。六十年代初期，日本日立公司在10000Nm/h的制氧机装置中采用了轴流压缩机，其空气流量为1083Nm3／min，出口压力为6．03bar，功率为6300kW，压缩机为双缸，气缸间设中间冷却器。近代制氧机装置中的空气压缩机多采用轴流式加离心式的复合式机型，如德国GHH公司的AGR、AKF型和瑞土苏尔寿公司的等温压缩机ARI型。
轴流压缩机具有效率高、容量大和性能调节范围宽等特点，除了高炉、空分装置、炼油厂催化裂化装置、大型风源风洞等传汛川枚外，伴随着石油化工的发展，还不断扩大到新的领域，如热压缩装、液化气天然气装置、制药及动力装置。在能源日益紧缺的今天，世界各国把节能作为一项重要工作来不断开发新技术和新工艺，其中电站增压流化床燃气/蒸汽联合循环发电装置（PFBC－CC）己从试验进入实用阶段，轴流压缩机做为增压锅炉主风机得到推广应用。大型钢铁厂为提高综合热效率，也成功的研制了高炉煤气单燃气燃烧综合循环发电装置(CCPP),其中的煤气压缩机采用了细流压缩机。
1979年，陕西鼓风机（集团）有限公司从已有五十多年轴流压缩机生产历史、具有世界先进水平的瑞士苏尔寿兄弟有限公司引进了标准型轴流压缩机的专利和技术秘密，包括设计、计算资料、全系列产品图纸、制造工艺。检验标准、质量控制和有关试验研究资料等；先后为冶金、石油及化工、电站、制药和风洞试验等行业设计制造了六十余台套轴流压缩机产品，1988年已完全实现国产化，质量完全符合国际有关通用标准以及用户的技术规范，实现了替代进口的目标并销往国外，对我国轴流压缩机的生产与发展起到巨大推动作用。目前，陕鼓集团已成为国内唯一的设计、制造全静叶可调轴流压缩机的企业。
从透平压缩机的发展方面看，其主要的目标是提高压缩机的经济性、可靠性和实用性。具体地说，目前主要的发展趋势是：
大容量化：即不断提高装置的容量和压缩机流量，这是由于当前工业生产日趋大型化所决定的。如高炉从1000m3逐步发展到4000m3，高炉鼓风机从1961年到1970年的十年中，其流量提高了三倍，功率提高了六倍。炼油装置从60年代到80年代，炼油厂规模从120万t/年提高到500万t/年，到90年代初，原油加工能力已达扎1000～2000万t/年，而催化裂化装置巳达600万t/年（美国埃克森公司）冶金工业高炉、炼油厂用的大型轴流压缩机功率已达60000～70000kw。目前轴流压缩机的功率最大已达15 万kw，流量最大达
20000m3/min。
高效化：由于透平压缩机耗电量大，是各种工业装置中主要的耗能设备，目前世界各国节能意识不断加强，提高压缩机效率对提高其经济性具有重大的现实意义，特别对常年运行的大容量压缩机，节能更为迫切和显著。要提高效率，就要设法减小压缩机中的各种损失，开展这方面的理论与试验研究工作；改善设计工况及变工况下压缩机的性能；采用符合实际流动情况的设计计算方法等等。目前，对压缩机中的二次流、旋转失速与喘振的研究及三元流动设计法的研究等，都属于这方面的课题。对于轴流压缩机，要获得宽广的工作范围，合理设计叶片叶栅，采用静叶可调方式对扩大高效率区的工作范围也是极其重要的，一般可达到额定流量的55％～105％。
高压化：轴流压缩机的不足是压比较低，为了扩大使用范围，就要努力提高压缩机的级压比，解决高压比下压缩机的性能问题。超音速、跨音速透平压缩机已在航空工业获得普遍的应用，而固定式的轴流压缩机也正在开展这方问的工作，与此有关的有高流速、冲击、
闪转速及材料等问题。目前固定式轴流压缩机单压比已达至7～9，用于天然气液化的双缸轴流压缩机最高排气压力已达到3．89MPa。
低噪音化：国际标准化组织（ISO）建议工业区内的噪音不能超过85dB，因为透平机械的噪音较大，直接影响到人们的工作与健康。所以，噪音的高低已成为衡量压缩机性能好坏的一项重要技术指标。降低轴流压缩机的噪音，除了机械噪音外，主要是研究气动噪音产生的原因、机理、影响因素和降噪措施。由于轴流压缩机的噪音以高频为主，易于防护，所以国外将降噪的重点多放在噪音的防护上，即采用隔音和消音的方法。
计算机及自动化：八十年代中期，国外已应用计算机辅助设计（CAD）、辅助制造（CAM）、辅助试验（CAT）和信息管理（ADM）等先进技术，并致力于企业实现计算机集成制造技术（CIMS）的应用。从九十年代机械工业发展的总趋势看，实现企业的高度集成化和自动化是发展方向之一，CIMS把工厂中原来独立操作的计算机CAD、CAM、CAPP（计算机辅助工艺设计入CAE（计算机辅助工程设计）等单元技术嫩过计算机集合成一个相互协调、总体优化的集成系统。该系统从压缩机气动性能计算，强度分析、工作图绘制到数控程序编制，以及检验、试车测试数训的采集和处理等都联成一体，对提高产品技术水平，缩短新产品研制周期，提高产品质量、降低产品成本和提高企业竞争能力都将发挥巨大的作用。
高度三化。透平压缩机的“三化”（即系列化、通用化、标准化）也是各制造厂追求的目标之一。透平压缩机的应用面广、种类繁多，要最大限度地满足用户的需要，同时又要尽可能减少品种，缩短生产周期，提高产品质量，降低生产成本，就必须提高“三化”水平。这不但是节省人力、物力，缩短设计与制造周期的一种先进的工业生产管理力方法，而且能使企业集中力量，研究少量的基本叶型、叶轮与元件，提高压缩机效率和各种性能，从而更快地更有效地提高压缩机质量和发展新产品。
第二章轴流压缩机基本气动原理
第一节叶型及叶栅参数
基元级平面叶栅是由一定数量的相同也行，相隔一定距离，按照一定的要求排列起来组成的。要了解气流在叶栅中的流动，必须先对叶型和叶栅有所了解。下面先介绍一下基元级叶型和叶栅的一些主要几何参数和气流特征角。
一、叶型几何参数（图2-1）
型面——叶型型线所包围的切面。
中线——叶型型线内切圆圆心的连线。
b——弦长，连接中线两端点的长度。
c——叶型最大的厚度。
-
c=c/b——叶型相对厚度。
f——叶型中线最大的挠度。
-
f=f/b——叶型相对挠度。
a——叶型前缘至最大挠度处的距离，相对距离-
a=a/b。
e——叶型前缘至最大厚度处的距离，相对距离-
e=e/b。
x1——前缘方向角，叶型前缘点处中线的切线与叶弦所形成的夹角。x2——后缘方向角，叶型后缘点处中线的切线与叶弦所形成的夹角。θ = x1+ x2——叶型弯曲角。
r1——叶型前缘小圆半径。
r2——叶型后缘小圆半径。
二、叶栅几何参数及气流特征角（图2-2）
叶栅前额线——各叶型前缘点之连线。
叶栅后缘线——各叶型后缘点之连线。
t——栅距，叶栅中两相邻叶型在圆周方向之距离。
-
t=t/b——相对栅距。
b/t——叶栅稠度，它反映了叶栅中叶型的稠密程度。
βb——叶型安装角，叶弦与圆周方向之夹角。
β1A——进口安装角，叶型前缘点中线切线与圆周方向之夹角。
β1A ——进口安装角，叶型后缘点中线切线与圆周方向之夹角。
θ=β2A —β1A ——叶型弯曲角。
β1——气流进口角，是气流进口相对速度w 1与叶栅前额线之夹角。
β2——气流出口角，是气流进口相对速度w 1与叶栅后缘线之夹角。
i=β1A -β1——气流进口冲角。
δ=β2A -β2——气流进口落后角。
?β=β2-β1——气流转折角。
a ——攻角，叶弦与平均速度ωm （或C m ）之夹角，它是研究弧立叶型的主要气流特征角。
第二节 气体流动的基本方程式
本节主要讲述热力学及流体力学中几个重要方程式在轴压压缩机工作中的应用。
一、气体状态方程
气体的主要参数有：压力P 、比容υ、密度ρ、温度T 、气体常数R 等，它们之间存在着一定的关系：
?（P ，υ，T ）=0
在理想气体的情况下，上述关系可表达为：
Pυ=RT 或P/ρ=RT
式中P ——压力，N/m 2。
υ——比容，m 3/kg 。
ρ=1/υ——密度，kg/m 3。
R ——气体常数，N·m/kg·K ，它是与P ，υ，T 无关的常数。
在自然界虽然不存在理想的气体，但某些气体，如空气、氮气、氢气、氧气等，在压力低于5~10MPa ，温度大于摄氏零度的范围内，在工程上允许应用理想气体状态方程进行计算。
近代透平式压缩机广泛应用于石油、化工工业，特别是在高压、低温的情况下，被压缩的气体不能当理想气体来处理，否则，计算会有一定甚至很大的误差。而应按实际气体来考虑，其状态方程式为：
Pυ=ZRT
式中Z 为气体压缩型稀疏，其值和压力、温度有关。显然对于理想气体，Z=1。对于高温、低压下的实际气体，Z 近似为1。对于低温、高压下的实际气体，Z 偏离1。
二、连续性方程
在工程设计中，一般把流体视为连续介质，因而连续方程式也是物质不灭定律的一种表达形式。
对于稳定流动的一个微元流管，存在下面的规律：
=?dA C A
n
ρ常数 其中C n 为垂直于微截面dA 上的速度，见图2-3。
对于稳定一元流动的通流截面，连续性方程可转化为最简单的使用方程式：
ρC n A =常数
ρ1C 1n A 1=ρ2C 2n A 2=ρn C n A n
它表明沿通流部分各截面上的质量流量不变。
三、欧拉方程
根据能量守恒与转化定理，作用在转子动叶栅上的机械工转化成气体的能量，把单位质量气体所获得的能量成为能量头，也成为理论能量头，用ht 表示：
()Cu u C C u ht u u ?=-=12
这就是著名的透平机械欧拉方程式，根据速度三角形，上式可转化为另一种表达形式：
ht =2
222212122w w C C -=- 它有明确的物理意义，右边第一项是气流通过动叶栅时其绝对速度动能的增加，第二项是由于动叶栅流道面积的变化使相对速度下降转为压力能的提高。
四、能量方程
从热力学和气体动力学可知，能量守恒和转化定律，在稳定的一元流动中，对一公斤质量的气体而言，如略去为能变化，则外界对气体所做的机械功加上气体与外界的热交换量等于气体的焓增和动能的变化之和，即：
H±Q w =（?2-?1）+2
1122C C - 式中H ——外界对单位质量气体所做的质量功，N ?m/kg 。
±Q w ——气体与外界的热交换量，J/kg 。正号表示自外界吸热，负号表示向外界散热。 ?2，?1——控制截面1和2处的气体热焓，J/kg 。
C 1，C 2——控制截面1和2处的气体速度，m/s 。
上式即为稳定流动的能量方程，值得指出的是，该式中没有摩擦损失这一项，故不用考虑气体粘性的影响。另外，气体的流动损失几乎全部转化成热量使气体的焓之增加，故有无损失对上式的应用没有影响。一般在设计时，不考虑Q w 这一项，因为气体对外的热交换与气体压缩时的比焓变化比较起来很小。
五、伯努利方程
从气体动力学知道，叶轮对每公斤气体所作的功，还可以与表征气体压力升高的静压能联系起来，通用伯努利方程式位：
r h C C dP H +-+=?2
212221ρ 式中h r 表示气体在集中流动时的流动损失，J/kg 。
如果计及内漏气损失h df ，上式可写成：
df l r h h h C C dP
H +++-+=?2
212221ρ 从上式可以看出，对整个压缩机来说，原动机传给转子的总功转换成下面四个部分： ⑴ 提高气体的静压能，从级的进口P 1上升到级的出口P 2。
⑵ 提高气体的功能，在一般情况下，压缩机进、出口动能变化不大，常可以忽略不计。 ⑶ 克服气流在级中的流动损失。
⑷ 克服内漏气损失和轮阻损失。
第三节 压缩功及效率
在压缩机的工作过程中，损失总是客观存在的，主要有流动损失（包括摩擦损失、分立损失、二次流损失计尾迹损失）、轮组损失、内漏气损失和机械损失等，故外界作用于机组的能量不能全部转换为气体的有效能量。为此，有效率来表征能量转换过程的完善程度。由于处理的方法不同，功率和效率就有多种表达方式，但它们的本质是一致的。
压缩过程主要有绝热压缩（多边指数m=k ）、等温压缩（m=1）、多边压缩（和外界有热交换时，1
不同过程的压缩功表示在T-s 图上，见图2-6。其中，面积2ad 1bcd2ad 表示绝热压缩功H ad ；面积21bcd2表示多变压缩功H POL ；面积21ba2表示流动损失所转换的焓增H r 。H pol 比H ad 多出了一小块面积212ad 2，用ΔH r 表示，称为热阻损失。热阻损失的物理意义是：在实际压缩过程中，由于流动损失对气体加热，使得气体的体积增大而额外增加的压缩功。面积1dcb1表示等温压缩功H is 。
一、 绝热压缩功H ad 及绝热效率ηad
绝热压缩过程是指与外界无热交换且无损失的压缩过程，其过程方式为：
常数=K Pv
绝热压缩功为：????
??????-???
? ??-=-1P P RT 1K K H K 1K 121ad 绝热效率为：1
212ad
r pol ad ad T T T T H H H --=+=η 绝热效率的意义是：用于实际压缩气体的多边压缩功和库甫流动损失的耗功中，有多少转变为气体的有用功。它表征了压缩机通流部分的完善程度，即当流动损失H r 减少时，热阻损失ΔH r 也相应减少，H pol 也减少，而H ad 不变，则ηad 增加。在压缩机中，理想的绝热压缩过程是不能实现的。但它可以作为一个标准，即实际过程越接近绝热压缩过程，熵增越小，则说明压缩级中的损失越少。
二、多变压缩功H pol 及多变效率ηpol
多变压缩过程中有损失，可与外界无热交换或有热交换（如进行中间冷却时）的压缩过程，其过程方程式为：
常数=m Pv
多变压缩功为：??????????-???? ??-=-1P P RT 1m m H m 1m 121pol
多变效率为：r pol pol pol H H H +=
η 并有指数系数：pol K K m m ησ1
1-=-= 因为H pol >H ad ，故ηpol >ηad 所以在谈到压缩机效率或级效率时，应指明是那种效率，两种效率
的关系为：
11112112-???? ??-???
? ??=--pol K K K
K ad P P P P ηη
三、 等温压缩功H is 及等温效率ηis
等温压缩过程是指始终与外界有热交换，且压缩终了温度和过程间温度与初始温度相等的压缩过程，其过程方程式为：
常数=Pv 等温压缩功为：1
2is P RTln H P = 等温效率为：()
r pol is H H H +∑=is η Σ（H pol +H r ）是具有中间冷却的压缩机各段或各级的热焓增值之和。
等温效率不能作为评定压缩机通流部分完善程度的指标，因为冷却器及其系统随其影响很大。因此，它主要用来评价奥扩冷却系统在内的透平压缩机装置的动力经济性的指标。因为等温压缩功最小，所以带有多次冷却的邓文压缩机需要的功率最小。另外，如果实际过程越接近等温过程，则压缩机的等温效率越高。
四、 压缩机的内功率H i 及内效率ηi
压缩机转子对气体所做的功H i 成为内功率，它除了考虑流动损失H r 外，还应包括漏气损失H dfi 和轮阻损失H li ，则有：
li dfi r pol i H H H H H +++= 内效率：i
pol i H H ==内功有用功η 压缩机的输入功率为轴功率，用H s 表示，他等于内功率H i 与机械传动损失功率之和，即：
m i s H H H +=
第四节 压缩机的级单元
轴流压缩机一般都是多级的，其气体的压缩过程是一系列循序地在各级中进行压缩过程的组合，所以对级的分析是对整机研究的基础。所谓级，是由工作轮叶栅（或称动叶栅）和导流叶栅（或称静叶栅）组成的基本单元，如图2-7所示。工作轮叶栅的功用是将外界的机械功传给气体，增加气体的压力能和动能；导流叶栅的功用是将从工作轮叶栅流出气体的动能转化为压力能，并将气体扭转到下一级工作轮叶栅进口处所需要的速度值和方向。
上图中，Dh 表示工作轮毂叶栅内径，也称转毂内径，Dt 表示其叶顶外径。用Dt Dh d /=表征叶片相对高度，称为轮毂直径比，简称轮毂比，它是轴流压缩机最重要的几何参数之一。用Dm 表示叶片平均直径，它有两种计算方法：
22
2Dh Dt Dm +=（几何平均直径）
2
Dh Dt Dm +=（算数平均直径） 一般常用几何平均直径。
一、 基元级及其工作原理
1、 基元级
假定级中流动是圆柱体的，则在任意直径上（如取Dm ），切割以无限小段Δr 的圆柱体，予以展开，即得出由工作轮叶栅和导流叶栅的组合，如图2-8所示，称之为基元级。既可以看成是由无穷多个基元级组成的，故为了研究级，首先应该研究在基元中的机理。
2、基元级的速度三角形
图-8上示出了气流在动叶栅和静叶栅中的变化规律，为方便起见，常将动叶栅进、出口的速度三角形画在一起，如图2-9所示。该图作两点假设：(1)基元级u1=u2=u；(2)气体密度和流通界面变化不大，C1z=C2z=C z。
在导流叶栅中，气流以绝对速度C2，气流角a2进入，而以绝对速度C3，气流角a3流出，一般C3≈ C1，a3≈a3。
3、基元级的扩压工作原理
从图2-8可以看出，在动叶栅中气流的转折角为Δβ=β2-β1，在导流叶栅中气流的转折角为Δa=a3-a2。由于所设计的叶栅通道面积是逐渐增大的，即f2>f1，f3>f2，所以流经叶栅通道的速度也相应降低，即ω2<ω1，C3 这样，可以把气流看作是相当于流经扩压气流动，两种气流速度的降低均使气体的压力升高。下面研究它们之间的能量转换关系。 （1） 动叶栅 在动叶栅中，外界传给气体的能量ht 可根据伯努利方程和欧拉动量矩方程分别表示如下： 212122212 -+-+=?r t h C C dp h ρ 2 222212122ωω-+-=C C h t 式中：h r1-2——动叶栅中的损失功。 将上两式合并，得出动叶栅中的相对运动的伯努利方程式： 212122 212-+=-?r h dp ρωω 可见，相对速度减少所转换的能量，等于动叶栅中气体升压的压缩功和克服流动损失功之和。 （2） 静叶栅 在静叶栅中无外功加入，只存在能量转换，其伯努利方程式为： ? -+-+=323222232 r h C C dp O ρ 或 ?-+=-323223222 r h dp C C ρ 式中：h r2-3——导流叶栅中的损失功。 可见，速度减小（扩压效果）相应的使气体继续压缩并克服流动损失。 （3） 基元级工作原理 基元级中的能量转换为动叶栅与静叶栅中能量转换的总和。将式(1)和（2）相加得： ??--+++=-+-213232212322222122 r r h h dp dp C C ρρωω 改写成： ?-+=-+-+-31312321212222 21222 r h dp C C C C ρ ωω 或 ?-+-+=313121232 r t h C C dp h ρ 式（3）充分说明了基元级中能量转换机理，即加入基元级的外功，用于压缩气体以提高气体的压力，克服流动损失，使气体动能发生变化。式（3）即基元级的伯努利方程式。 二、流量及流量系数 叶栅的进口容积流量为： Z t z h t C d D C D D V 1221221)1(4)(4-=-=π π 压缩机中任意通流截面上的质量流量保持不变，即 Z C d D V m 1221111)1(4-==πρρ 从上述关系可知，当进气状态和进口截面一定是，气流轴向速度C 1z 表征了压缩机的通流能力。一般固定式压缩机C 1z =80～120m/s ，运输式压缩机C 1z =140～200m/s 。 定义流量系数为Ф=C 1z /u,是个无因次变数，用来表征级的通流能力。一般平均半径处基元级的流量系数Фm =0.5～0.75,叶顶处Фt =0.3～0.5（大者可达0.7）。 三、能量头及能量头系数 1.动叶栅传给单位质量气体的机械功称为理论能量头 )(12u u t C C u h -= (欧拉动量矩方程) )(21ββctg ctg uC h Z t -= 要增加级的压比，则必须增加理论能量头。其途径有： （1）增加叶轮的圆周速度u(或D t ),但它受到叶片材料强度的限制。目前固定式压缩机u t =150～300m/s ，运输式压缩机u t =200～370m/s 。 （2）增加气流转折角△β=β2～β1，但△β过大会使气流易于脱离，流动恶化，一般△βmax <40°～45°。 （3）增加轴向速度，但主要是引起东压力头增大，且会引起马赫数增大的负效应。 由于受到上述种种限制，，单级轴流压缩机的增压比是不大的，一般亚音速压缩机级的压比≦1.35～1.45,固定式压缩机级的压比约1.15～1.25。 2.气体从压缩机基元级所获得的有效能量头用h ad 或h pol 表示。 3.对于基元树，理论能量头系数定义为： u C C u h h u u t t 122-== 则有 )(21ββφctg ctg h t -= 4.有效能量头系数分别有： 2/u h h ad ad = 2/u h h pol pol = 5.级的理论能量头系数为： 2t t t u h H = 当圆周速度一定时，能量头系数就表征了能量的大小。所以，它是表征能量的无因此参数，是轴流压缩机设计、特性及相似的主要参数之一。 四、 反动度及预扭 1.反动度（或称反作用度） 在动叶栅中增加的理论静压能量头h st 与基元级理论能量头h t 之比称为反动度，用Ω表示，即： t st h h =Ω 式中2 2122C C h h t st --= 当Z Z Z C C C ==21时，Ω可写成下面的形式： )(2 221212121112ββωωctg ctg u u C u C u C C u u u u u u +Φ=+=?--=+-=Ω 式中u u u C C C 12-=?，称为扭速。它表征气流在叶栅中的绕流现象，与气流转折角?β的意义是一致的，并且u u u u C 21ωωω-=?=? 2.几种典型反动度的基元级 图2-10示出了四种典型反动度的基元级的速度三角形。 现假定它们具有相同的圆周速度u 、轴向速度Cz 和扭速△Cu(或△ωu ),则四者具有相同的流量系数Ф、理论能量头系数h t ，即相当于它们具有相同的流量和能量头。如果仅改变反动度，从图4——10中可以看出，动叶栅进、出口速度三角形具有不同的形式，且各具特点。下面分别讨论之。 （1） Ω=0的基元级 21ωω= 且u u 21ωω-=
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