PAGEPAGEIII摘要本次設計所涉及的燃氣透平式壓縮機具體是天然氣增壓離心式壓縮機。設計內(nèi)容按照設計過程依次包括氣動計算、強度計算、本體設計等。其中，氣動計算設計重點是流道部分的設計和計算，利用歐拉方程、速度三角形法等基本原理和方法進行具體設計。強度計算是在氣動計算結果的基礎上，針對設計要求進行相關的校核，主要是判斷在壓縮機高速旋轉(zhuǎn)時，葉輪和軸的過盈配合而產(chǎn)生的應力是否能夠滿足機器安全運行的許用應力要求，以便于保證在機器正常運行時每一點的應力小于許用應力。本體設計主要是壓縮機具體結構設計，其主要包括定子和轉(zhuǎn)子兩大部分的設計。重點是根據(jù)氣動計算、強度計算的結果確定主軸、推力軸承、支撐軸承、平衡盤、進氣蝸室、排氣蝸室的具體尺寸，從而使機器能夠達到氣動、強度等方面的設計要求。通過本設計系統(tǒng)的運用了所學知識，學習了產(chǎn)品設計過程。關鍵詞透平式壓縮機；氣動計算；強度計算；轉(zhuǎn)子；定子

AbstractWhatthisplanisasectionofturbo-chargedcentrifugalgascompressor.Thisdesignmainlyincludestheairoperatedcomputation,thestrengthcalculation,themainbodytodesignandsoonseveralparts.Whatairoperatedcomputationdesignistheflowchannelpart,whatthedesignmainlyusesisprinciplesandsoonvelocitytrianglelaw,Euler'sequationcarriesonthedesigncalculation.Thestrengthcalculationdesignismainlyforexamineswhencompressorhighspeedrevolving,asaresultoftheimpellerandtheaxisthestresswhichthefullcoordinationproduceswhethercansatisfythemachinesafeoperationtheallowablestress.Guaranteewhenmachinenormaloperationeachspotstressissmallerthananallowablestress.Strengthcalculationherenolongerindetailexplained.Themainbodydesignsthecompressorstructuraldesignwhichcompletesmainlytoincludethestatorandrotor'sdesign.Accordingtoairoperatedcomputation,strengthcalculation'sresulttodeterminationthesizeofmainaxle,thrustbearing,steadybearings,balancedisc,airadmissionsnailroomandexhaustsnailroom'sarea,thusenablesthemachinetoachieveairoperated,theintensityandsoondesignrequirements.KeyWord:centrifugalcompressor；airoperatedcomputation；strengthcalculation；stator；rotor

目錄摘要 IAbstract II1前言 11.1離心式壓縮機技術現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 11.2離心式壓縮機發(fā)展方向 22離心式壓縮機的總體設計 42.1基本概述 42.2離心式壓縮機本體結構及擬采用方案 42.3離心式壓縮機基本原理 62.4離心式壓縮機本體結構特點說明 62.5轉(zhuǎn)子及葉輪 72.6底座 72.7潤滑和調(diào)節(jié)油聯(lián)合系統(tǒng) 93缸體氣動計算 103.1氣動計算依據(jù)的原理 103.1.1葉輪進出口速度三角形 103.1.2基本方程 123.1.3級內(nèi)損失簡介 143.2氣體組分及運行條件 163.3氣動計算方法及分析 183.3.1原始的數(shù)據(jù)： 183.3.2進氣道參數(shù)及其原理公式： 183.3.3壓縮機葉輪參數(shù)及其原理公式： 193.3.4無葉擴壓器參數(shù)及其原理公式： 233.3.5蝸殼參數(shù)及其原理公式： 243.3.6壓縮機參數(shù)校核及其原理公式： 254壓縮機強度設計及軸向推力計算 264.1轉(zhuǎn)子強度設計 264.1.1葉輪強度計算概述 264.1.2葉輪應力計算原理 264.2定子強度設計 274.2.1概述 274.2.2進出風口厚度計算 284.2.3端蓋厚度計算 284.3機殼部分計算 294.3.1機殼厚度計算 294.3.2機殼端部厚度的計算 304.4軸向推力計算 304.4.1平衡盤尺寸的確定 324.4.2軸向推力考慮的三個因數(shù) 325壓縮機本體設計 375.1轉(zhuǎn)子的結構設計 375.1.1轉(zhuǎn)子結構總述 375.1.2葉輪 375.1.3主軸 405.1.4推力盤 405.1.5軸套 415.1.6平衡盤 415.1.7聯(lián)軸器 415.1.8轉(zhuǎn)子上的各螺母 415.2定子的結構設計 435.2.1機殼 435.2.2擴壓器 445.2.3回流器 445.2.4蝸室 445.2.5密封 445.3本設計完成的其他工作介紹 48結束語 49致謝 50參考文獻 511前言1.1離心式壓縮機技術現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢離心式空氣壓縮機屬于速度式壓縮機，在用氣負荷穩(wěn)定時離心式空氣壓縮機工作穩(wěn)定、可靠。優(yōu)點是①結構緊湊、重量輕，排氣量范圍大；②易損件少，運轉(zhuǎn)可靠、壽命長；③排氣不受潤滑油污染，供氣品質(zhì)高；④大排量時效率高、且有利于節(jié)能。目前離心式壓縮機發(fā)展趨勢是：容量不斷增大，以滿足石化生產(chǎn)規(guī)模不斷擴大的要求隨著新技術的發(fā)展，新型氣體密封、磁力軸承和無潤滑聯(lián)軸器的出現(xiàn)，不斷開發(fā)高壓壓縮機和小流量壓縮機產(chǎn)品進一步研究三元流動理論，不僅應用到葉輪設計，還發(fā)展到葉片擴壓器靜止元件設計中，以期達到最高的機組效率低噪聲化，采用噪聲防護以改善操作環(huán)境。國內(nèi)可以生產(chǎn)石化用離心壓縮機的制造企業(yè)主要有沈陽鼓風機廠、上海鼓風機廠、陜西鼓風機廠等。他們引進國外技術，經(jīng)過消化吸收，可以生產(chǎn)石化用大型離心壓縮機。沈陽鼓風機廠從意大利新比隆公司引進了MCL、BCL、PCL三個離心壓縮機系列的全套設計制造專利技術從日本日立公司引進了DH型離心壓縮機、HS型工業(yè)冷凍機設計制造專利技術，從美國費城齒輪公司引進了MHS、HS、HSS、HSD四個系列的高速齒輪變速器的設計制造專利技術從德國德馬格公司引進了VK8型組裝式離心壓縮機設計制造專利技術和從日本川崎重工株式會社引進了GM型污水處理鼓風機技術。沈陽鼓風機廠生產(chǎn)的離心壓縮機在國內(nèi)石化企業(yè)已經(jīng)應用200多臺，市場占有率已達80以上。沈鼓廠生產(chǎn)的300萬t/a催化裂化裝置富氣壓縮機進口流量達到81600Nm3/h，功率達到7166kW離心式循環(huán)氫壓縮機流量達到250000Nm3/h，功率達到1600kW，出口壓力達到18MPa，已經(jīng)應用于120萬t/a加氫裂化裝置沈鼓廠自行設計、制造的裂解氣壓縮機流量達到120000Nm3/h，功率達到18000kW同國外合作設計、制造的丙烯壓縮機流量達到58000Nm3/h，功率達到7500kW乙烯壓縮機流量達到74000Nm3/h，功率達到5500kW，已經(jīng)應用到30～50萬t/a乙烯裂解裝置。沈鼓廠自行設計和制造的大化肥裝置的空氣壓縮機、天然氣壓縮機、氨壓縮機、二氧化碳壓縮機已應用于20～30萬t/a化肥裝置沈鼓設計制造的空氣壓縮機流量達到220000Nm3/h，功率達到17580kW，已經(jīng)應用于40000Nm3空分裝置[1]。目前國內(nèi)離心壓縮機在高技術、高參數(shù)、高質(zhì)量和特殊產(chǎn)品方面還不能滿足國內(nèi)需要。另外在技術水平、質(zhì)量、成套性上和國外還有差距。隨著石化生產(chǎn)規(guī)模不斷擴大，離心壓縮機大型化方面面臨新的課題。100萬t/a乙烯三機中的裂解氣壓縮機，進口流量達到403000kg/h，出口壓力達到3.89MPa，軸功率達到45770kW。45萬t/aPTA裝置原料空氣壓縮機帶尾氣透平進口流量162413Nm3/h，進出口壓力0.1/1.46MPa，軸功率22000kW,國內(nèi)在設計制造這些大型氣體壓縮機上還沒有成熟的經(jīng)驗。因此，對離心式壓縮機的設計理論進行深入、系統(tǒng)的研究非常有必要，從而設計出符合實際工作要求的離心式壓縮機。1.2離心式壓縮機發(fā)展方向大型離心壓縮機組屬技術密集型、高難度產(chǎn)品，必須擁有先進的專業(yè)設計制造技術。由于化工和石油化工裝置不斷向大型化發(fā)展，用戶對壓縮機組的能耗、可靠性、配套水平等技術指標的要求也越來越高。

在二氧化碳壓縮機方面，過去出現(xiàn)了一些壓縮機性能與工藝條件不匹配的事故。現(xiàn)在西安交大、沈陽鼓風機廠都有自己的二氧化碳閉式試驗臺，問題已得到解決。因此，對大型化肥和石油化工壓縮機的改進已基本上集中在壓縮機性能本身的改進上。目前，世界上先進的壓縮機制造廠家都在致力于這方面的研究。如在壓縮機的氣動性能設計上使用的程序，能夠適用于幾百個大氣壓，在近臨界區(qū)域條件下適用于幾十種復雜氣體，大大提高了計算精度；在轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性研究上，已經(jīng)研制出超二階、三階的高柔性轉(zhuǎn)子，并已成功使用；還在部件成套技術上有了很大發(fā)展，如在密封、軸承、調(diào)節(jié)系統(tǒng)、輔機配套水平等方面。因此，如何跟蹤世界上先進的壓縮機設計制造技術是當務之急。大型離心壓縮機組的改進，需要加強以下方面研究。1．三維工程設計CAD開發(fā)。采用三維工程設計可以優(yōu)化設計機組布置，使機組布置美觀，且具有自動進行干涉檢查的功能，避免設計缺陷。能夠自動進行結構分析，提高設計精度和設計效率。CAD的主要開發(fā)內(nèi)容有：建立三維實體造型設計模型，建立三維實體設備圖庫、數(shù)據(jù)庫等。2．轉(zhuǎn)子--軸承系統(tǒng)動力特性設計專家系統(tǒng)的開發(fā)。在設計過程中，當轉(zhuǎn)子--軸承系統(tǒng)動力特性不能滿足設計規(guī)范的要求，或已經(jīng)制造出來的機組出現(xiàn)振動過大、運行不穩(wěn)定等情況時，就必須修改原機組的結構參數(shù)、物性參數(shù)值。但是影響轉(zhuǎn)子--軸承系統(tǒng)動力特性的結構參數(shù)有很多，修改哪一個或幾個結構參數(shù)最有效，能立竿見影地解決設計和機組穩(wěn)定運行問題，是建立該專家系統(tǒng)軟件的目標。主要研究內(nèi)容有：各種轉(zhuǎn)子結構、軸承結構參數(shù)對轉(zhuǎn)子--軸承系統(tǒng)動力特性的影響、建立智能型專家系統(tǒng)設計計算軟件包等。3．智能型計算機控制系統(tǒng)開發(fā)。目前世界上已廣泛采用了微機控制的三重冗余、容錯控制器、多功能防喘振、性能調(diào)節(jié)、安全保護綜合控制系統(tǒng)，使離心壓縮機控制由傳統(tǒng)的模擬儀表控制變?yōu)槎喙δ艿膶＜铱刂葡到y(tǒng)。主要研究內(nèi)容有：研制大化肥裝置用離心壓縮機組專用的、具有防喘振、性能調(diào)節(jié)、安全保護的數(shù)字式微機綜合控制系統(tǒng)[2]。2離心式壓縮機的總體設計2.1基本概述透平式壓縮機是一種葉片式旋轉(zhuǎn)機械，它利用葉片和氣體的相互作用，提高氣體的壓力和動能，并利用相繼的流通元件使氣流減速，將動能轉(zhuǎn)變?yōu)閴毫Φ奶岣摺Ｒ话愕膲嚎s機可以分以下幾類：如圖2.1所示：圖2.1交流直流兩用電動機的結構原理一般透平式壓縮機按氣體主要運動方向分有：離心式，氣體在壓縮機大致徑向流動；軸流式，氣體在壓縮機內(nèi)大致沿平行于軸線方向流動；軸流離心組合式，有時在軸流式的高壓段配以離心式段，形成軸流、離心組合式壓縮機。離心式和軸流式壓縮機相比各有優(yōu)缺點。軸流式壓縮機具有效率高（設計工況下絕熱效率可比離心式高出5%~10%）、流量大等優(yōu)點，但排氣壓力不高，穩(wěn)定工作范圍窄，對工質(zhì)中的雜質(zhì)敏感，葉片易受磨損；離心式壓縮機則不同，除效率比軸流式壓縮機低外，可達到很高的排氣壓力，允許輸送較小的流量。因此本設計選取透平式壓縮機中的離心式壓縮機作為設計對象。2.2離心式壓縮機本體結構及擬采用方案離心式壓縮機的本體結構分為兩大部分：轉(zhuǎn)子，定子。轉(zhuǎn)子由主軸、葉輪、平衡盤、定距套、推力盤、半聯(lián)軸節(jié)等部分組成。定子由氣缸、隔板、支撐軸承、推力軸承、軸端密封等零部件組成。壓縮機按結構大致可分為，水平剖分型、筒型、等溫型三種。水平剖分型，氣缸被剖分為上、下兩部分，一般用于空壓機，排氣壓力限在4—5MPa。不適合用于高壓和含氫多且分子量小的氣體壓縮。筒形，也就是垂直剖分型，筒形氣缸里裝入上、下剖分的隔板和轉(zhuǎn)子，氣缸二側端蓋用螺栓緊固。由于氣缸是圓筒形的，抗內(nèi)壓能力強，對溫度和壓力所引起的變形也較均勻。主要用于汽油改質(zhì)、脫硫等石油精制裝置的循環(huán)機和其他石油化工用的循環(huán)機，使用壓力可達45MPa。等溫型，這種壓縮機就為了能在較小的動力下對氣體進行高效的壓縮，把各級葉輪壓縮的氣體，通過級間冷卻器冷卻后再導入下一級的一種壓縮機。本此設計的壓縮機工質(zhì)為燃氣，天然氣主要成分為CH4，分子相對質(zhì)量為16，小于空氣的相對分子質(zhì)量29，此外燃氣采用液化罐裝運輸時所需壓力很大，因此選用筒型。我們常順著氣體流動路線，將壓縮機分為若干個級。所謂級就是由一個葉輪和與之相配合的固定元件構成的基本單元。而氣體從進入氣缸到排出（進入其他氣缸或者冷卻）之前經(jīng)過的部分，被稱為一段。離心式壓縮機，從具體結構上，可以被劃分為如下幾個部分：(1)吸氣室：在每段的第一級入口都設有吸氣室，將氣體從進氣管均勻地引入葉輪進行壓縮。(2)葉輪：葉輪又稱工作輪，是壓縮機中最重要的部件。葉輪又稱工作輪，是壓縮機的最主要的部件。葉輪隨主軸高速旋轉(zhuǎn)，對氣體做功。氣體在葉輪葉片的作用下，跟著葉輪作高速旋轉(zhuǎn)，受旋轉(zhuǎn)離心力的作用以及葉輪里的擴壓流動，在流出葉輪時，氣體的壓強、速度和溫度都得到提高。從能量觀點來看，壓縮機中葉輪是將機械能傳給氣體，以提高氣體能量的唯一元件。按結構型式葉輪分為開式、半開式、閉式三種，本次設計選用性能好、效率高閉式葉輪。(3)擴壓器：氣體從葉輪流出時，具有很高的流動速度，為了將這部分動能充分的轉(zhuǎn)變?yōu)閯菽埽蕴岣邭怏w的壓力，緊接葉輪設置了擴圧器。擴圧器隨著直徑的增大、流通面積都隨之增加，使氣流速度逐漸減慢、壓力得到提高。擴壓器的種類一般可分為無葉擴壓器、葉片擴壓器和直葉壁形擴壓器。無葉擴壓器，由前、后隔板平行壁構成的等寬度環(huán)形通道，而葉片擴壓器和直葉壁形擴壓器則是在前后隔板之間設置葉片。無葉擴壓器結構最簡單，造價最低，工作范圍大，一般離心式壓縮機都采用這種結構型式的擴壓器，也是本設計的選擇。(4)彎道與回流器：為了把從擴圧器出來的氣體引導到下一級去繼續(xù)壓縮，設有使氣流拐彎的彎道和把氣流均勻地引入下一級葉輪入口的回流器。彎道是由隔板和氣缸組成的通道，回流器則由兩塊隔板和裝在隔板之間的葉片組成。(5)蝸殼：蝸殼的主要作用是把從擴圧器出來的氣體匯集起來，并引出機外。(6)密封：有減少氣體從葉輪出口倒流到葉輪入口的輪蓋密封，減少級間漏氣的定距套密封，以及減少氣體向機外泄露或從外吸入的軸端密封。內(nèi)部密封如輪蓋、定距套和平衡盤上的密封，一般做成迷宮型，防止機器內(nèi)部通流部分各空腔之間泄漏。防止或減少氣體由機器向外部泄漏或由外部向機器內(nèi)部泄漏的密封，稱外部密封。對于外部密封來說，本次設計需要壓縮的氣體為燃氣，易燃，不允許漏至機外，必須采用液體密封、機械接觸式密封、抽氣密封或充氣密封等。本次設計選用機械接觸式密封中的干氣密封。2.3離心式壓縮機基本原理離心式壓縮機的基本原理是通過原動機帶動轉(zhuǎn)子部分的旋轉(zhuǎn)，使進入壓縮機的氣體通過葉輪、擴圧器、彎道、回流器，反復地得到旋轉(zhuǎn)加速加壓的效果，并通過逐級的加速加壓，最后達到設計所需的氣體速度和壓力要求。首先，需要被加壓的氣體從進氣管道進入吸氣室中，被吸氣室中的隔板分流為均勻的氣流，進入旋轉(zhuǎn)的葉輪。在葉輪中，氣體做三元流運動，通過加速獲得動能，然后由葉輪被甩入擴壓器。在擴壓器中，氣體速度減慢，氣體壓力上升。然后升壓后的氣體，通過彎道，進入回流器，然后進入下一級葉輪重復上述加壓過程。這樣，通過每一個葉輪的旋轉(zhuǎn)加壓，最終使氣體壓力上升到指定的要求。如圖2.2所示：圖2.2壓縮機工作原理示意圖2.4離心式壓縮機本體結構特點說明 形式：垂直剖分鍛鋼殼體筒型9級離心壓縮機； 驅(qū)動形式：雙出軸凝汽式汽輪機[1]； 轉(zhuǎn)向：從汽輪機進氣端看壓縮機轉(zhuǎn)向為順時針； 流量調(diào)節(jié)方式：變轉(zhuǎn)速；軸端密封形式：干氣密封；機殼：垂直剖分型鍛鋼殼體，氣體進出口均向下，殼體水壓實驗按最大允許工作壓力1.5倍進行；主軸：鍛鋼軸帶不銹鋼軸套；軸承形式：徑向軸承：水平剖分可傾瓦式[1]；推力軸承：傾斜墊塊（金斯伯雷）式[1]，雙作用自平衡型，推力軸承載荷不應超過制造商允許最大載荷的50%，推力盤和與主軸的配合面為錐面，液壓安裝與拆卸；密封：級間密封和葉輪口圈密封為迷宮密封；壓縮機下機殼排渣：級間排凝設有接管和截至閥，帶有雙閥加配對盲法蘭，法蘭為RJ型，集合管接至底座邊緣。壓縮機與外部鏈接：所有與用戶管道連接的接口采用法蘭連接2.5轉(zhuǎn)子及葉輪壓縮機為鍛造銑制焊接葉輪。單個葉輪超速測驗轉(zhuǎn)速：1.5倍最大連續(xù)轉(zhuǎn)速；轉(zhuǎn)子超速測驗轉(zhuǎn)速（機械運轉(zhuǎn)）：1.1倍最大連續(xù)轉(zhuǎn)速；轉(zhuǎn)子進行高速動平衡[1]，高速動平衡按API617[1,3]進行，整體做高速動平衡；選材考慮了硫化氫和氫氣產(chǎn)生的腐蝕，根據(jù)美國葉輪選型標準選用了沉淀硬化不銹鋼[1,7,8]。2.6底座壓縮機、汽輪機采用公用底座，包括防滑蓋板、地腳螺栓、調(diào)平墊片和不銹鋼墊片，地腳螺栓采用基礎貫穿式[1]。壓縮機公用底座范圍內(nèi)的全部接管交接到底座邊緣，并帶有對應法蘭、螺栓、螺母、墊片。底座范圍內(nèi)的全部儀表，包括接線盒的配線以及至機旁盤的保護管，接到底座上的開架式儀表盤。平衡管的設計應保證平衡盤的特性，其尺寸適用于平衡盤密封最大設計間隙的兩倍。壓縮機就地儀表架為不銹鋼制成。壓縮機設置防喘振控制系統(tǒng)和機組控制系統(tǒng)[10]。聯(lián)軸器及護罩：聯(lián)軸器采用疊片式，護罩為全封閉無火化護罩[1]。壓縮機組所有法蘭（包括油、汽系統(tǒng)）均采用大外徑對焊帶頸突面法蘭，壓力等級不小于class150（公稱壓力等級）,管線外徑選用SH/T3405-96的管線系列。所有墊片均選用纏繞墊[7]。附帶美國太平洋閥門的凸面法蘭尺寸如圖2.3和表2.1：圖2.3壓力等級Class600法蘭結構示意圖表2.1凸面法蘭尺寸標準2.7潤滑和調(diào)節(jié)油聯(lián)合系統(tǒng)機組各單機潤滑油路應統(tǒng)一接到進油集合管，進油集合管末端應裝壓力表。進油支管設專用調(diào)節(jié)閥和壓力表，回油支管設視鏡和溫度計，回油管靠在底座邊緣。潤滑和調(diào)節(jié)聯(lián)合油站的所有設備和儀表，安裝在一個底座上并帶有地腳螺栓。在底座范圍內(nèi)的電氣儀表安裝好并配管。所有與用戶連接的管口帶配對法蘭接到底座邊緣。3缸體氣動計算3.1氣動計算依據(jù)的原理3.1.1葉輪進出口速度三角形為了計算氣體流過葉輪時，葉輪對氣體所作的功，需先分析氣體的運動情況。氣體在一級里所作的運動劃分如圖3.1所示：圖3.1壓縮機級內(nèi)截面劃分現(xiàn)考察常規(guī)葉輪的截面1－1及截面2－2（圖3.1），圖3.2葉輪進出口截面氣流速度分析a)進口速度三角形b)出口速度三角形1－1截面是氣體剛進入葉片的截面，2－2截面是氣體即將離開葉片的截面，設截面上氣流的絕對速度，牽連速度與相對速度分別以c、u及w表示,，則當氣流以進入1－1截面時，其相對速度：（3.1）而當氣流以離開2－2截面時，其絕對速度：（3.2）式中的指截面上的圓周速度，其大小：（3.3）圖3.2表示出了c、w及u三個速度矢量的關系，它們組成的三角形表示出了三者之間的數(shù)量關系，稱為速度三角形。在圖2.2中，a）的正值指c與u之間的夾角，而β的正值指w與u的反向之間的夾角。今后常需把速度分解為圓周方向（即u方向）及垂直于u方向（在常規(guī)葉輪中即為半徑r方向）的分量，由圖3.2，對出口速度三角形作幾何分析可得：（3.4）而且從速度三角形可得下述關系：（3.5）對于進口速度三角形，同樣有如下關系式：（3.6）及（3.7）cu有時被稱為旋繞，而cu1被稱為預旋，在大多數(shù)設計工況時，cu1＝0（或），此時稱為“無預旋”情況。3.1.2基本方程1、歐拉方程式歐拉方程式是動量矩定律（牛頓定律的一種形式）在葉輪機械中的具體應用。歐拉第一方程：（3.8）它表明：只要知道葉輪進、出口截面上的速度u和cu，便可求出葉輪給予流過葉道單位質(zhì)量氣體的能量，即所謂理論能量頭Δhth。關于歐拉方程式的一些說明：(1)歐拉方程式是在假設葉輪內(nèi)氣體的相對運動穩(wěn)定，1－1截面及2－2截面（參見圖2.1）上氣流參數(shù)均勻的條件下，應用動量矩定律求得。它不僅適用于任何氣體，也適用于任何液體。同時，它也適用于葉輪內(nèi)的流動有磨擦及損失的情況。(2)根據(jù)對葉輪內(nèi)部氣體流動的研究，其相對運動可以認為是穩(wěn)定的，但是沿葉輪內(nèi)部的任意圓周截面（以旋轉(zhuǎn)軸為圓心）上，其氣流參數(shù)是不均勻的。在相對坐標系中，氣流參數(shù)可認為是沿上述圓周截面作“周期”的變化，并以一個葉片通道的寬度為一個“周期”。因此葉輪內(nèi)部氣體的絕對運動是不穩(wěn)定的[1,2]。但是由于相對坐標中氣流參數(shù)沿圓周作“周期”變化，因此任何瞬間上絕對座標內(nèi)氣流參數(shù)沿圓周上的分布形式是一樣的，只是其位置轉(zhuǎn)過了一個角度。由于我們所取的控制面包含了整個圓周，所以絕對坐標中控制體內(nèi)的動量矩之和依然是不隨時間而變的。(3)在固定元件或葉輪的截面0－0至截面1－1間，如忽略壁面對氣體的磨擦力，則外力矩T＝0。如認為此時氣體的絕對運動為穩(wěn)定，考察兩任意截面（其上氣流參數(shù)為均勻），則可得或（3.9）此情況稱為動量矩守恒。(4)無預旋情況時的歐拉方程式：對于大多數(shù)情況，葉輪進口0－0上的氣流絕對速度是沿軸向的，由于截面0－0至1－1間壁面摩擦影響不大，故根據(jù)動量矩守恒原理，可得到cu1=0,即無預旋情況，此時歐拉方程式簡化為：（3.10）(5)歐拉第二方程：對速度三角形應用余弦定律，可以得出歐拉方程式的另一種形式，它常被稱為歐拉第二方程。先對出口速度三角形應用余弦定律：（3.11）同樣，對進口速度三角形有：（3.12）把公式3.11和公式3.12代入歐拉方程式（公式2.8），便得出歐拉第二方程：（3.13）2、伯努利方程式伯努利方程式如下：（2.14）它表明一元穩(wěn)定流動中，外界通過流管側表面對氣體所作的功I，用以壓縮和輸送氣體的能耗，提高氣體的速度能的能耗以及消耗在i－i至e－e截面的損失能。關于伯努利方程式的說明：(1)盡管伯努利方程式也是從熱力學第一定律導出的，但是它的獨特的含義補充了能量方程。在能量方程式中，熱能與機械能是被同等地看待的，但是在引用了“損失”的概念后，伯努利方程清楚地把機械功I分為三部分，式中前二項為有效功，而第三項則為相伴隨的無效功（損失），從熱力學第二定律可知，這部分損失是不可避免的，但卻是可以降低的，我們要盡量降低損失。(2)把伯努利方程應用于葉道內(nèi)部實際流量Mˊ的單位質(zhì)量、并取截面1－1為i－i、2－2為e－e、此時I=Δhth，得：（3.15）把上式（公式2.15）與歐拉第二方程（公式2.13）相比較，得：（3.16）即歐拉第二方程的三項速度能差值，二項用于壓送氣體和克服損失，稱為靜能頭。而余下的項則稱為動能頭。(3)把伯努利方程用于固定元件，例如擴壓器，此時取3－3截面為i－i截面，4－4截面為e－e截面，又因為固定元件沒有功加入，故I=0，（3.17）或（3.18）上式說明，固定元件中氣流速度能的減少，轉(zhuǎn)化為氣體的壓送功與流動損失。(4)把伯努利方程應用于級的壓送過程，取截面1－1（開始壓縮的截面）為i－i，而壓縮終了截面仍以e－e表示，則得（3.19）3.1.總能量頭Δhtot、漏氣損失Δhlk、與輪阻損失Δhdf葉輪對流過它內(nèi)部每公斤質(zhì)量氣體作功為Δhth，由于其內(nèi)部的實際流量Mˊ為有效流量M與輪蓋漏氣量MLK之和，因此葉輪對流過它內(nèi)部的氣體所作功率為（3.20）但是當葉輪以高速旋轉(zhuǎn)時，其外表面與氣體相摩擦，也要消耗功率Ndf，因此可得到葉輪的總功率為：（3.21）由于我們從每一級所得到的，只是有效流量M，因此在實際計算對單位質(zhì)量氣體所作的功時，應以有效流量M為基礎做計算。（3.22）式中各項說明： 是漏氣損失（如圖2.3所示）功率，MLKΔhth分攤給單位有效流量M的數(shù)值，稱為輪蓋漏氣損失圖3.3輪蓋漏氣損失是輪阻損失功率，Ndf分攤給單位有效流量M的數(shù)值，稱為輪阻損失是葉輪對氣體所作的總功率分攤給單位有效流量的數(shù)值，稱為葉輪的總能量頭于是，上式（公式2.22）即為：（3.23）令輪蓋漏氣損失系數(shù)為：令輪阻損失系數(shù)為：則而級的總功率為：以上的設計方法和基本原理，就是設計計算的計算依據(jù).3.2氣體組分及運行條件表3.1氣體組分表氣體組分氣體分析（摩爾%）分子量額定、正常重石腦油開工1段2段1段2段*2硫化氫*1*1*1*1甲烷87.3787.3790.4390.98乙烷2.892.912.422.43丙烷2.882.882.152.15正丁烷1.751.711.411.39異丁烷1.061.040.850.84正戊烷0.390.360.290.28異戊烷0.790.730.590.57C6+1.831.121.370.92CP0.020.010.010.012MP1.020.840.480.43氧氣水蒸汽*1*1*1*1二氧化碳一氧化碳氮氣HCL*1*1*1*1其他總計100100100100100平均分子量9.548.677.827.352.0-3.0備注：*1、正常操作時HCL含量為1-3ppm.vol;開工工況為5ppm.vol。正常操作時H2S含量為1ppm.vol；開工工況為3ppm.vol。*2、高純度含氫氣體分子量為2.0-3.0。表3.2運行條件表運行條件正常（輕石腦油）額定（110%）開工1段2段1段2段1段2段體積流量（m3/h）110658.5109359.81217241202965800038000質(zhì)量流量（kg/h）4708042301517884653152203420進口條件壓力（MPa）0.621.250.621.260.410.450溫度（℃）404040404040相對濕度（%）分子量9.548.679.548.672.0162.016K（平均）1.291.311.291.311.41.4壓縮因子（Z平均）111111進口容積流量（m3/h）20619.2100702268111000164009020出口狀況壓力（MPa）1.292.781.302.780.4900.61溫度（℃）103.9122.0104.8123.160.667.2K（平均）1.261.271.261.271.41.4Z（平均）1.01.011.01.011.01.0各段所需功率（KW）3563445039684941478421機組總功率（KW）80138909899轉(zhuǎn)速（轉(zhuǎn)/分）852887658940預計喘振限（m3/h）170008000187008450141007600變能量頭（kgm/kg）225202763022780273702452929500多變效率0.850.760.8430.740.810.74保證點是是性能曲線數(shù)4444443.3氣動計算方法及分析3.3.1原始數(shù)據(jù)參數(shù)，包括壓縮機總流量、壓縮機進口壓力、壓縮機出口壓力、壓縮機進口氣流速度、壓縮機轉(zhuǎn)子額定轉(zhuǎn)速、壓縮機葉輪周向速度、壓縮機總功率。如表3.1和表3.2所示。3.3.2進氣道參數(shù)及其原理公式：1.葉輪對氣體所做的絕熱壓縮功2.葉輪出口的圓周速度（取）3.取近氣道出口的速度4.進氣道內(nèi)空氣降溫5.進氣管出口溫度6.進氣管多彎指數(shù)7.進氣管出口空氣壓力8.進氣道出口空氣密度9.進氣道出口面積3.3.3壓縮機葉輪參數(shù)及其原理公式：10.取葉輪外徑11.轉(zhuǎn)速12.取葉輪進出口直徑比13.葉輪進口外徑14.葉輪進口內(nèi)徑15.葉輪進口平均直徑16.葉輪進口外徑處的圓周速度17.葉輪進口處的圓周速度18.葉輪進口處的圓周速度19.葉輪葉片數(shù)20.取葉輪進口的堵塞系數(shù)21.葉輪進口軸向速度22.葉輪進口相對速度23.葉輪進口馬赫數(shù)24.葉輪進口處的氣流角25.葉輪進口處的氣流角26.葉輪進口處的氣流角27.取沖角28.葉輪進口處的葉片角29.取工作輪葉片數(shù)30.滑差系數(shù)31.葉輪出口氣流圓周向分速32.取葉輪出口氣流徑向分速33..葉輪出口氣流速度34.葉輪出口氣流角35.取葉輪出口葉片角36.取葉輪出口葉片厚度37.葉輪出口阻塞系數(shù)38.取葉輪出口氣流密度39.葉輪出口寬度40.取輪阻損失系數(shù)41.葉輪出口氣溫42.取葉輪多數(shù)效率43.多變指數(shù)項44.多變指數(shù)45.葉輪出口氣體壓力46.葉輪出口氣體密度47.氣體密度誤差48.葉輪出口馬赫數(shù)49.無葉擴壓器寬度50.入口氣流周向分速51.入口氣流徑向分速52.入口氣流角53.入口氣流速度54.入口氣流溫度55.入口氣流壓力56.入口氣流密度57.取出口轉(zhuǎn)徑比58.出口輪徑59.出口密度（取）60.出口氣流速度61.出口氣流溫度62.馬赫數(shù)63.取多變效率64.多變指數(shù)項65.出口空氣壓力66.出口空氣密度67.密度誤差68.出口寬度69.出口徑向分速70.出口周向分速71.出口氣流角72.長度3.3.4無葉擴壓器參數(shù)及其原理公式：73.取輪徑比74.出口直徑75.出口寬度76.進氣口沖角77.葉片進口角78.葉片出口角79.葉片進口阻塞系數(shù)80.進口通道面積81.葉片數(shù)82.進口喉部寬度83.設出口氣流密度84.出口氣流速度85.出口空氣溫度86.多變效率87.多變指數(shù)項88.出口空氣壓力89.出口空氣密度3.3.5蝸殼參數(shù)及其原理公式：90.蝸殼出口氣流速度91.出口空氣溫度92.多變效率93.多變指數(shù)項94.出口壓力95.蝸殼出口密度96.出口滯止溫度97.出口滯止壓力3.3.98.增壓比99.滯止增壓比100.等熵壓縮功101.壓頭系數(shù)102.絕熱效率103.功率使用上面所述的原理公式計算，得出正常工況下的氣動結果：總流量為112659.0Nm3/hr,進口壓力為6.324ata,出口壓力為28.356ata，進口速度為40（ata是“ablosute

atmosphere”的縮寫，它是絕對大氣壓的單位，0.1MPa≈1ata[2]）根據(jù)具體的運行條件、要求達到的性能，通過計算結果選出了滿足要求的最佳方案，即離心壓縮機采用筒型壓縮機，共分為9級，葉輪外經(jīng)為600mm，機組額定轉(zhuǎn)速為8428n/min,周向速度為258.36m/s。總功率為3787.72KW。4壓縮機強度設計及軸向推力計算4.1轉(zhuǎn)子強度設計強度分析主要包括單個葉輪的強度分析和轉(zhuǎn)子軸系的動力學分析。單個葉輪的強度分析包括葉輪應力計算、葉輪的輪盤自振頻率分析、葉輪的葉片自振頻率分析；轉(zhuǎn)子軸系的動力學分析包括轉(zhuǎn)子彎曲臨界轉(zhuǎn)速及不平衡響應計算、扭轉(zhuǎn)臨界轉(zhuǎn)速計算、扭振應力分析及主軸和鍵的強度計算。回轉(zhuǎn)剛體重量、重心、轉(zhuǎn)動慣量計算及軸向推力計算、平衡盤尺寸確定也包含在本部分內(nèi)容中。氣體激振也是轉(zhuǎn)子動力學分析的關鍵內(nèi)容。氣體激振是指在高壓壓縮機（氣體壓力大于40ata）中由于葉輪內(nèi)部發(fā)生旋轉(zhuǎn)脫離而產(chǎn)生的對機器的氣體激勵[9]。對于大分子量及壓力高的的離心壓縮機，如化肥裝置中的壓縮機和合成氣壓縮機，在方案設計中需要考慮此類問題。自激振動是指壓力高、分子量較大的氣體在通過平衡盤等密封時由于壓比高而有可能達到音速進而誘發(fā)對轉(zhuǎn)子的氣體激振。 4.1.1根據(jù)經(jīng)驗機組運行時第一級葉輪受到的應力最大，在葉輪強度校核時第一級葉輪滿足強度要求即可。[9~11]4.1.2計算對象為軸對稱模型，計算方法為有限元法。（4.1） ——安全系數(shù)，取安全系數(shù)為1.3 ——葉輪材料的屈服極限，第一級葉輪選取680 ——葉輪上任意一點的最大應力值驗算時，在額定轉(zhuǎn)速、最大連續(xù)轉(zhuǎn)速和跳閘轉(zhuǎn)速下都是葉輪根部受到的應力比較大，所以，分別對在主軸與支撐軸承間隙為最大間隙和間隙為最小間隙的兩種情況進行計算。本設計中，葉輪所受最大應力為499.0MPa，小于葉輪材料的許用應力，且根據(jù)強度校核規(guī)范：k=，能夠達到設計要求，保證機組安全運行。綜上計算結果分析得出以下結論：（1）主軸與支撐軸承間隙越大，葉輪根部所受應力最大。（2）主軸與支撐軸承間隙一定時，機器轉(zhuǎn)速越高，葉輪根部所受應力越大。[5,6]因此在設計壓縮機時，應在設計和工藝技術條件允許下，盡可能的使主軸與支撐軸承的間隙小一些，并在機組運行中嚴格控制其轉(zhuǎn)速，不能使其轉(zhuǎn)速過高，從而保證機器的安全運行。4.2定子強度設計4.2.11.垂直剖分式壓縮機的進出風口采用下列方法：(1)鍛造或鑄造的進出風口焊接在機殼上，適用于較大的進出風口。(2)用螺紋雙頭螺栓將法蘭固定在機殼上，適用于高壓壓縮機和較小的進出風口。2.風口法蘭連接方法：采用RF、RJ方式連接詳見E.C.C2.1.5。根據(jù)壓力選擇見ITN83000，額定壓力大于176kg/cm2的法蘭采用RJ連接3.材料：(1)鍛造的進出風口材質(zhì)必須與機殼材料相同。(2)鑄造的進出風口材質(zhì)須適合焊接，化學成分和機械性能與機殼材料相近。4.選定的進出風口的最大工作壓力值需等于或高于機殼的設計壓力。5.進出風口的最大允許速度與水平剖分的MCL壓縮機進出風口的速度要求一樣。4.2.2壓縮機的進、出風口與MCL壓縮機（水平安裝式）的進、出風口一樣，同樣采用薄壁容器縱截面上的正應力公式，同時考慮焊接和腐蝕對應力的影響，可以按下列公式計算進出風口的厚度：（4.2）式中：σ——許用應力，MPaE——焊縫系數(shù)，風口的名義直徑Dn≤24″時為1，Dn＞24″時為0.85De——管子內(nèi)徑，mmT——標定厚度，mmC——腐蝕系數(shù)，取值0.75mmP——機殼設計壓力，MPa4.2.3在工程力學手冊中，沿著外周邊固定，并且承受著均布載荷。在固定的地方：（4.3）沿內(nèi)周邊：（4.4）根據(jù)上述公式（公式3.3和公式3.4）采用和的函數(shù)關系來表示。并做圖表以方便計算。整理的結果為：∴∴P——設計壓力——徑向壓力——切向壓力C14和C′14系數(shù)從圖4.1[8]中查出：圖4.1和對應關系圖4.3機殼部分計算4.3.1高壓容器需根據(jù)ASME規(guī)則，檢查高壓容器最薄的厚度（4.5）式中：R——為內(nèi)半徑P——為設計壓力σ——為最大許用應力——最薄的厚度根據(jù)ASME ，AD520-AD540，（美國機械工程師學會鍋爐壓力容器規(guī)范的簡稱），如果機殼開孔，則開口部分應加厚，并應檢查加厚量。機殼的實際厚度必須大于機殼的最小厚度與加厚厚度之和。當實際機殼的厚度是最小厚度值的兩倍時，不需對加后量進行檢查。4.3.2機殼端部的理論厚度：（4.6）式中：σ——為最大許用應力P——為設計壓力D——為內(nèi)直徑 C——tactae——機殼的實際厚度tmin——機殼的最小理論厚度平端孔需要的加厚量，見ASMEVIIIOIV、2AD530-AD540當機殼端部的實際厚度是tr值的兩倍時，不需要檢查加后量。4.4軸向推力計算軸向推力計算示意圖，如圖（4.2）所示：圖4.2壓縮機軸向推力計算示意圖首級葉輪推力：（4.7）中間級葉輪推力：（4.8）式中n為末級的序號末級葉輪的推力：（4.9）各級總的推力：（4.10）平衡盤推力：（4.11）殘余推力：（4.12）殘余推力一般取500Kg左右，最大不超過1000Kg，當 取定后，則平衡盤尺寸可以用上式計算得。4.4.1葉輪的軸向推力可以由安裝在末級葉輪外側的平衡盤（機型為MCL或BCL）或段間的平衡盤（機型為2MCL或2BCL）來平衡。盤的迷宮密封應具有足夠多的齒數(shù)（減少泄漏量），將盤的上下游空間分開。對于機型為MCL或BCL的產(chǎn)品，需將下游空間用適當大的管與壓縮機進口連通。平衡盤的大小要足以平衡不低于幾百公斤的推力ST，以保證殘余幾百公斤的推力，方向指向止推軸承。如圖3.3所示：（4.13）注：d直徑的選取要參考計算末級葉輪軸向推力時φ5’的選取，二者相同；d’直徑的選取要考慮圖4.3平衡盤尺寸示意圖4.4.21．氣體流動在葉輪入口90°轉(zhuǎn)彎時由于動量矩的變化而產(chǎn)生的推力（在葉輪的出口向）。如圖3.4所示：圖4.4葉輪處軸向推力分析示意圖在進口0和1之間，根據(jù)動量定理則有：（C·A）C·φ－0=F·φ（4.14）從而得：（4.15）式中：（4.16）例如，假設空氣的葉輪進口速度為80m/sec,則：（4.17）如果假設（適用于30000的葉輪）：;（4.18）則其相應面積為：（4.19）故：F=0.0785×761=59kg2.考慮在平衡盤下游空間和壓縮機進口法蘭之間的壓力降3.考慮由于氣體從葉輪出口向進口和從回流流道向葉輪出口的泄漏（對末級葉輪，因葉輪下游無回流流道，故該兩次泄漏將在相反方向產(chǎn)生）而造成如圖3.5中所示截面I和II的壓力降。這些壓力降將使空間I和II的壓力圖從等壓分布向可變分布變化。稱之為“二次效應”的這兩種效應，與在相應等壓分布條件下所增加的葉推力是同時發(fā)生的。當需要考慮軸向推力的“二次效應”時，根據(jù)實驗結果可采用以下方式：如果A為相應于空間I和II的平均面積，即：（4.20）則由于“二次效應”的推力由此給出：△P·A△P在相應的壓縮級中可按升壓的百分數(shù)進行計算：△P=4%×（P6－P1）kg/cm2（4.21）附加推力：S=A··△P·Nkg（4.22）N=N總級數(shù)－1（對順排）N=N總級數(shù)－第一段級數(shù)（對背靠背的第一段）N=N總級數(shù)－第二段級數(shù)（對背靠背的第二段）對于總壓超過30ata的壓縮機，考慮2和3節(jié)（平衡管線中的壓降和“二次效應”）是個較好的辦法。圖4.5葉輪進出口壓力差示意圖4.管系中的壓降壓縮機平衡管線中通過的氣量應為計算值的兩倍（考慮密封間隙最大時的情形）動力粘度隨氣體壓力變化而產(chǎn)生的改變，可以忽略不計，因此在層流中，壓降實際上與氣體壓力無關。5壓縮機本體設計5.1轉(zhuǎn)子的結構設計5.1.1轉(zhuǎn)子是離心式壓縮機的主要部件。它是主軸以及套在軸上的葉輪、平衡盤、推力盤、聯(lián)軸器等組成。具體結構參見圖5.1。轉(zhuǎn)子上的各個零件用熱套的方式與軸連成一體，以保證在高速旋轉(zhuǎn)時不至松脫。為了更可靠起見，葉輪、平衡盤和聯(lián)軸器等有時還用鍵與軸固定，或采用銷釘固定以傳遞扭矩和防止松動。每個制造廠家由于安裝工藝和習慣不同，或由于結構要求，采用不同的安裝方式。轉(zhuǎn)子上各零、部件的軸向位置一般靠軸肩（有時還有隔套）來定位。轉(zhuǎn)子上隔套或軸套的的軸向固定，一般采用熱裝工藝靠過盈定位。圖5.1離心式壓縮機轉(zhuǎn)子圖5.1.2葉輪也稱為工作輪。它是壓縮機中一個最重要的部件。氣體在葉輪葉片的作用下，跟著葉輪作高速的旋轉(zhuǎn)。而氣體由于受旋轉(zhuǎn)離心力的作用，以及在葉輪里的擴壓流動，使氣體通過葉輪后的壓力得到了提高。此外，氣體的速度能也同樣是在葉輪里得到了提高。因此，可以認為葉輪是使氣體提高能量的唯一途徑。本設計使用了輪徑為600mm的U、B兩種形式的葉輪，U型輪為三元葉輪，B型輪為二元葉輪。本設計在U系列的葉輪中選用了U1、U2、U3三種葉輪，在B系列的葉輪中選用了B5、B6兩種葉輪，葉輪的具體形式和設計尺寸如圖5.2、圖5.3、表5.1所示：圖5.2葉輪具體形式示意圖a圖5.3葉輪具體形式示意圖b表5.1葉輪設計尺寸表葉輪序號U1U2U3B5B6b2（φ450）26.124.322.52320b2/D20.0580.0540.0500.0510.044葉片出口角β250°50°50°56°58°β126°27°蓋盤傾角θ11.5°10°葉片數(shù)Z2121212121葉片厚δφ450—φ70044444葉輪設計的主要公式：（5.1）（5.2） （5.3）根據(jù)葉輪三角形，我們可以推出：（5.4）對于不同形式的葉輪，我們可以推導出下列公式：如果則（5.5） 如果則（5.6）如果則 （5.7）對于時，如果則（5.8）5.1.3主軸上安裝所有的旋轉(zhuǎn)零件。它的作用就是支持旋轉(zhuǎn)零件及傳遞扭矩。本設計采用的階梯軸，階梯軸便于裝配。由于本設計軸向跨距比較大，為了防止主軸在高速旋轉(zhuǎn)時產(chǎn)生撓性形變，所以選用軸徑為120mm的軸，這樣才能滿足設計的剛度要求。本軸與主動機聯(lián)結端為錐度1：20的無鍵軸端，具體形式如圖5.4所示：圖5.4主軸結構示意圖5.1.4由于平衡盤只平衡部分軸向力，其余軸向力通過推力盤傳給止推軸承上的推力塊，實現(xiàn)力的平衡。本設計采用鍵聯(lián)結的一般推力盤，材質(zhì)為45鋼，硬度HB230～260。5.1.5本設計的設計壓力超過了70kg/cm2,油密封軸套的材質(zhì)均采用40NiCrMo7,滲氮后硬度為HV≥504，氮化層厚度大于0.3。5.1.6在多級離心式壓縮機中，由于每級葉輪兩側的氣體作用力大小不等，使轉(zhuǎn)子受到一個從高壓端指向低壓端的合力，這個合力就稱為軸向力。太大的軸向力對于壓縮機的正常運轉(zhuǎn)是不利的，它使轉(zhuǎn)子向一端竄動，甚至使轉(zhuǎn)子與機殼相碰，造成事故，因此必須要設法平衡它，使軸向推力控制在合適的范圍內(nèi)。平衡盤就是利用它的兩邊氣體壓力差來平衡軸向力的零件。本設計平衡盤位于高壓端，它的一側壓力可以認為是末級葉輪輪盤側的中的氣體壓力（高壓）。另一側聯(lián)通大氣（低壓）。平衡盤熱套在主軸上，采用中間挖空的形式，這樣的形式既能平衡軸向推力，又能減輕平衡盤的重量，減輕主軸的承載，保證機器安全運行。5.1.7聯(lián)軸器是軸與軸互相連接的一種部件。本設計聯(lián)軸器為疊片式聯(lián)軸器。直接有主動機（汽輪機）主軸相連，偉遞扭矩。本設計采用疊片式聯(lián)軸器，便于拆裝且能達到設計要求。5.1.8在離心壓縮機高速旋轉(zhuǎn)時要求各轉(zhuǎn)動部件都要緊密配合，不允許松動，所以在必要的部位要安裝鎖緊螺母。本設計選用三個螺母，依次為推力盤鎖緊螺母，隔套鎖緊螺母，平衡盤鎖緊螺母。具體形式如圖5.5、圖5.6、圖5.7所示：圖4.5推力盤鎖緊螺母結構圖圖5.6隔套鎖緊結構圖圖4.7平衡盤鎖緊5.2定子的結構設計定子中所有零件均不能轉(zhuǎn)動。靜子元件包括：機殼、擴壓器、彎道、回流器和進出氣蝸室，另外還有級間密封、口圈密封、軸端密封、支撐軸承和止推軸承等部件。下面介紹定子的各主要零、部件。5.2.1 機殼也稱為氣缸。機殼是靜子中最大的零件。以前通常是用鑄鐵或鑄鋼鑄造而成。現(xiàn)大部分采用鋼板焊接機殼。本設計為高壓離心式壓縮機（BCL型壓縮機），采用筒型鍛鋼機殼，以承受高壓。 吸氣室是機殼的一部分。它的作用是把氣體均勻地引入葉輪。吸氣室內(nèi)常加有分流筋，使氣流更加均勻。5.2.2氣體從葉輪流出時，它具有較高的流動速度。為了充分利用這部分速度能，常常在葉輪后面設置了流通面積逐漸擴大的擴壓器，用以把速度能轉(zhuǎn)化為壓力能，以提高氣體的壓力。擴壓器一般有無葉、有葉、直壁形擴壓器等多種型式。本設計采用無葉擴壓器。由兩個平壁構成環(huán)行通道組成，氣體從葉輪出來后，經(jīng)過環(huán)行通道，速度逐步降低而壓力逐步升高，然后經(jīng)過后面的彎道和回流器進入下一級。5.2.3回流器的作用是使氣流按所需的方向均勻地進入下一級。它由側板和葉盤（導流葉片）組成。通常，側板和葉盤整體鑄造在一起，在鑄造精度不能滿足精度要求后（一般b5=18mm以下）采用側板和葉盤螺栓把合結構。本設計b5大于18mm，為達到強度要求采用側板和葉盤鑄在一起的形式。取：5.2.4蝸室的主要目的是把擴壓器后面的氣體匯集起來，把經(jīng)過加壓吼的氣體引到壓縮機外面去，使它流向氣體輸送管道或流到冷卻器去進行冷卻。此外，在匯集氣體的過程中，在大多數(shù)情況下，由于蝸室外徑的逐漸增大和通流截面的漸漸擴大，也能起到一定的氣流降速擴壓作用。5.2.5由于壓縮機的轉(zhuǎn)子和定子一個高速旋轉(zhuǎn)而另一個固定不動，兩部分之間必定具有一定的間隙，因此就一定會有氣體在機器內(nèi)由一個部位泄漏到另一個部位。同時還會向機器外部進行泄漏。為了減少或防止氣體的這些泄漏，需要采用密封裝置。防止機器內(nèi)部流通部分各空腔之間泄漏的密封，叫內(nèi)部密封，一般用迷宮型密封。防止或減少氣體由機器向外界繡樓或由外界向機器內(nèi)部泄漏的密封，叫軸端密封，在這次設計中，由于氣體是有毒有害氣體，所以必須使用機械密封，保證內(nèi)部氣體不泄漏到外界。1．迷宮密封的原理氣體在密封前、后壓差的作用下，從高壓端流向低壓端，通過密封齒和軸的間隙時，氣流速度加快，壓力和溫度都降低。由間隙流入齒間空腔時，由于面積突然擴大，氣流形成強烈的漩渦，在比間隙容積大很多的齒腔空腔中，氣流速度幾乎等于零，動能由于漩渦作用全部變?yōu)闊崃俊硐霘怏w來說，氣體溫度又從流經(jīng)間隙時的溫度回升到流入間隙前的溫度，但空腔中的壓力卻回升很少。可以認為保持流經(jīng)間隙時的壓力不變。氣體從合格空間流經(jīng)下圖5.8迷宮密封中氣體流動示意圖一個密封齒和軸之間的間隙，又流入再下一個齒間空隙，重復上述過程,如圖5.8所示。如此流經(jīng)每一個齒，最后從整個密封流出。氣體每從一個大的齒間空腔流經(jīng)一個小的齒和軸之間的間隙，再流入另一個大的齒間空腔，壓力就降低一次，而且隨著流動氣體比容的不斷增加，通過間隙的速度不斷加快，因而越到下游經(jīng)過一個齒的壓力降低得越多。這個現(xiàn)象通常叫節(jié)流現(xiàn)象。由流量計算式 式中，——氣體密度； ——流經(jīng)間隙時的流通面積； ——流經(jīng)間隙時的速度；可知：為了使密封效果更好，第一，是增加密