1、中文 3906 字 离心式和往复式压缩机的工作效率特性 Rainer Kurz , Bernhard Winkelmann , and Saeid Mokhatab 往复式压缩机和离心式压缩机具有不同的工作特性，而且关于效率的定义也不同。本文提供了一个公平的比较准则，得到了对于两种类型机器普遍适用的效率定义。这个比较基于用户最感兴趣的要求提出的。此外，对于管道的工作环境影响和在不同负载水平的影响给出了评估。 乍一看，计算任何类型的压缩效率看似是很简单的：比较理想压缩过程和实际压缩过程的工作效率 。难点在于正确定义适当的系统边界，包括与之相关的压缩过程的损失。除非这些边界是恰好定义的，否则离心式
2、和往复式压缩机的比较就变得有缺陷了。 我们也需要承认，效率的定义，甚至是在评估公平的情况下，仍不能完全回应操作员的主要关心问题：压缩过程所需的驱动力量是什么？要做到这一点，就需要讨论在压缩过程中的机械损失。 随着时间的推移效率趋势也应被考虑，如非设计条件，它们是由专业的流水线规定，或者是受压缩机的工作时间和自身退化的影响。 管道使用的压缩设备涉及到往复式和离心式压缩机。离心式压缩机用燃气轮机或者是电动马 达来驱动。所用的燃气轮机，总的来说，是两轴发动机，电动马达使用的是变速马达或者变速齿轮箱。往复压缩机是低速整体单位或者是可分的“高速”单位，其中低速整体单位是燃气发动机和压缩机在一个曲柄套管内
3、。后者单位的运行在 750-1,200rpm 范围内（ 1,800rpm 是更小的单位）并且通常都是由电动马达或者四冲程燃气发动机来驱动。 效率 要确定任何压缩过程的等熵效率，就要基于测量的压缩机吸入和排出的总焓(h)，总压力 (p)，温度 (T)和熵 (s)，于是等熵效率 s 变为： ),(),( ),(),( su c tsu c td isc hd isc h su c tsu c tsu c td isc hs TphTph Tphsph (Eq.1) 并且加上测量的稳态质量流 m，吸收轴功率为： ),(),(.s u c ts u c td is c hd is c hmTphTph
4、mp (Eq.2) 考虑机械效率 m 。 理论（熵）功耗（这是绝热系统可能出现的最低功耗）如下： ),(),(. s u c ts u c ts u c td is c hth e o r TphsphmP (Eq.3) 流入和流出离心式压缩机的流量可以视为“稳态”。环境的热交换通常可以忽略。系统边界的效 率计算通常是用吸入和排出的喷嘴。需要确定的是，系统边界要包含所有内部泄露途径，尤其是从平衡活塞式或分裂墙渗漏的循环路径。机械效率m ，在描述轴承和密封件的摩擦损失以及风阻损失时可以达到 98%和 99%。 对于往复式压缩机，理论的气体马力也是由 Eq.3 给出的，鉴于吸力缓冲器上游和排力缓冲
5、器下游的吸气和排气压力脉动。往复压缩机就其性质而言，从临近单位需要多方面的系统来控制脉动和提供隔离（包括往复式和离心式），以及可以自然存在的来自管线的管流量和面积管道。对于任何一个低速或 高速单位的歧管系统设计，使用了卷相结合，管道长度和压力降元素来创造脉动（声波）滤波器。这些歧管系统（过滤器）引起压力下降，因此必须在效率计算时考虑到。潜在的，从吸气压力扣除的额外压力不得不包含进残余脉动的影响。就像离心压缩机一样，传热就经常被忽视。 对于积分的机器，机械效率一般取为 95%。对于可分机机械效率一般使用97%。这些数字似乎有些乐观，一系列数字显示，往复式发动机机械损失在 8-15%之间，往复压缩
6、机的在 6-12%（参考 1 往复压缩机招致号码：库尔兹， R.， K.，光布伦， 2007）。 工作环境 在这样的 情况下，当压缩机在一个系统中运行时，管道长度 Lu 上游和 Ld下游，以及管道 pu 上游的初始压力和管道 pe 下游的终止压力均被视为常量，在管道系统中我们有一个压缩机运行的简单模型（图 1）。 图 1：管道段的概念模型（文献 2：库尔兹 .R， M.由罗穆斯基， 2006 年）。 对于给定的，标准管线定量流动能力将在吸入阶段强加压力 sp ，在压缩机放电区强加压力 dp 。对于给定的管线，压缩机站头部（ sH ）流（ Q）关系可以近似表述为 11112243skkdsppQ
7、CCTCH （ Eq.4） 其中 3C 和 4C 是常数（对于一个给定的管道几何）分别描述了管道两边的压力和摩擦损失（文献 2：库尔兹 .R， M.由罗穆斯基， 2006 年）。 除去其他问题，这意味着对于带管道系统的压缩机站，头部所需流量扬程是由管道系统规定的（图 2）。特别地，这一特点对于压缩机需要的能力允许头部减量，按照规定的方式反之亦然。管道因此 将不需要改变头部的流量恒定（或压力比）。 图 2：建立在 4 式上的机头流量关系。 在短暂的情况下（如包装其间），最初的操作条件遵循恒功率分布，如头部流量关系如下： constHPss m （ Eq.5） QconstH ss 1 并将渐进地
8、达到稳定的关系（文献 3：奥海宁 S.， R.库尔兹， 2002 年） 在上述要求的基础上，必须控制压缩机输出与系统要求匹配。该系统需求的特点是系统流程和系统头部或压力比的强烈关系 。管线压缩机提供了在操作条件经验下的大量变化，一个重要问题就是如何使压缩机适应这样变化的条件，具体的说就是如何影响效率。 离心压缩机具有相当大的平头部和流程特点。这意味着压力比的改变对机器的实际流程有重大的影响（文献 4：库尔兹 R.， 20004 年）。对于一个恒速运行的压缩机，头部或压力比随着流量的增加而减少。控制压缩机内的流程可以实现压缩机不同的运行速度。这是控制离心压缩机最便捷的方法。两轴燃气轮机和变速电机
9、允许大范围的速度变化（通常是最大速度或更多的 40%或 50%到 100%）。应当指出，被控制的值通常不是速 度，但速度是间接平衡由涡轮产生的动力（受进入燃气轮机燃油流量控制）和压缩机的吸收功率。 事实上，在过去 15 年安装的任何离心压缩机在管线服务方面是由调速器来驱使的，通常是两轴燃气轮机。年长的设施和服务设施在其他管线服务有时使用单轴燃气轮机（允许速度 90%到 100%的变化）和恒速电动机。在这些装置中，吸节流或可变进气导叶用来提供控制方法。 图 3：典型的管线运行点绘制成的典型离心压缩机性能图。 离心压缩机的运行封套受最大允许速度限制，最小流量（涌）和最大流量（窒息或石墙）（图 3）
10、。另一个限制因素可能是可用的驱动电 源。 只有最小流量需要特别注意，因为它被定义为压缩机的一种气动稳定性的极限。跨越这个限制以降低流动将导致压缩机流动逆转，这可能会损坏压缩机。调制解调器控制系统通过打开一个循环阀来控制这种情况。出于这个原因，几乎所有的现代压缩机装置都使用带有控制阀的循环线，当压缩机内的流量趋于稳定极限时这种控制阀允许流量的增加。控制系统不断地监测压缩机关系喘振线的运行点，并且有必要的话自动地开关循环阀。对于大多数应用来说，带有开放或部分开放循环阀的运行模式只被用于开启和关闭阶段，或者是在混乱运行条件时的短暂时期。 假设由公式 4 得到管线特点，压缩机的叶轮将在达到或接近其最大效率时被选出来运行，这个最大效率是由管线强加在整个系列的头部和流量条件下的。这可能是有一个速度（ N）控制的压缩机，因为一个压缩机的最有效点是由一种关系而连接的，这种关系需要大约（风扇法方程）： 525 CNH 6CNQ 26525 CCQH (Eq.6) 为满足上述关系的操作点，吸入气压gP是（基于效率几乎保持不变这个的事实）： 37653726557g NCCCQCCCQHCP (Eq.7) 正因为如此，这种力 -速度关系允许动力涡轮运行达到或非常接近其整个范
