二级压缩滑片式压缩机开发及其参数确定

樊秀刚

(中石化第十建设有限公司上海分公司， 200540)

二级压缩滑片式压缩机开发及其参数确定

樊秀刚

(中石化第十建设有限公司上海分公司， 200540)

多级压缩形式以其压缩比高、排气压力高、排量大、功耗低和整机效率高等优点，得到了广泛的应用，但由于其工作原理和具体工作状态的限制，以及润滑油的影响，使得多级压缩滑片式压缩机开发受到限制。文章对滑片式压缩机二次压缩状态的诸多基本参数进行了详细的分析与计算，意在论证并促进二级压缩乃至多级压缩技术在实际应用中的可行性。

滑片式压缩机 二级压缩 中间压缩 节流膨胀

在当前资源节约型社会的大背景下，压缩机技术越来越多的渗透到各个领域。由于多级压缩技术能有效地提高压缩比、增加排气压力和提高整机工作效率，同时，多级压缩的过程趋近于等温压缩，相较于相同排气压力下的单级压缩，压缩功耗极大减少。因此，二级以及多级压缩技术发展前景广阔。

然而，在滑片式空气压缩机中，由于其工作原理和具体工作状态的限制，以及润滑油性质的影响，给多级压缩压缩机的开发和应用带来相当的困难。首先，压缩机中起冷却和润滑作用的油，除在压缩过程中对压缩腔的滑片与定子和转子接触部分起到密封作用外，还在工作状态下润滑转子和滑片。压缩比很大时，对应状态的温度也很高，这样会对冷却润滑油的性质产生影响，导致失效，甚至在超过闪点时就会爆炸或燃烧。其次，当压缩腔的压力很大时，相邻压缩腔之间的压差较大，容易在相邻放置的滑片、滑片与转子、滑片与定子、滑片与两端端盖之间的间隙产生泄漏，造成大量的功耗［1］。上述两个问题是文章在滑片式空气压缩机中采用二级压缩的分析和计算中主要解决或避免的。

1 二级压缩参数的选择

1.1 二级压缩最终状态的参数的选择

压缩过程的主要状态参数包括排气量、压缩比、每级的进出气体的工作压力和温度。

排气量是压缩机设计中的基本参数，决定了压缩机的功耗、结构参数设计，并影响气体状态参数。单级压缩机的排气量通常不超过10 m3，这里设定压缩机的排气量为8 m3。

压缩机的最高工作温度应该是二级压缩后的气体和油的工作温度，应根据冷却润滑油正常工作的最高温度来确定压缩过程中的最高温度。由设计中所选的冷却润滑油决定，选择的润滑油密度为900 kg/m3，闪点为255℃，凝点为－10℃。由于第二级压缩的最终温度不能超过255℃(闪点)，为保证压缩机润滑油的正常工作，润滑油的温度不能太高，因此初步设定第二级压缩的最高温度为100℃。排气温度超过进气温度(T1)的值为Td，其值应小于10 K。

二级压缩机的最高工作压力(即二级压缩后压力的最终状态参数)应依据压缩机的具体内部工作条件而定，还要考虑气体在压缩腔中不产生泄漏和结构上允许的最高压力，来确定二级压缩后的最终压力，初步设定为2.0 MPa。

1.2 中间压缩状态参数

最终压缩状态确定后，可以确定中间压缩状态参数。中间压缩状态参数包括一级压缩终了的排气压力和排气温度、二级压缩开始时的吸气压力和吸气温度。

假设中间压力不变，即一级的排气压力同二级的吸气压力相同时的情况确定中间压力。对于二级压缩，最佳中间压力和最适合的压缩比的选择至关重要，应从工艺和节能两方面考虑，最适合的压缩比应是各级的压缩比均相等，此时总的功耗最小［2］。

设理想气体初压p1，一级压缩后p2'，最后排气压力p2。一级压缩后，若将气体冷却到第一级进气温度，二级压缩所耗功为各级压缩所耗功之和。

假设第一级出气压力和第二级进气压力为p2'，排气量为V，n为压缩次数，并且在等温条件下得出:

由此可见，二级压缩所耗总功与中间压力p2'的选择有关。总功为最小时的中间压力称最佳中间压力，其值为总功对中间压力的一阶偏导数等于零［3］，即:

由公式5求解得，当两级压缩比相等(ε1=ε2)时耗功最小，即:

同理，对于多级压缩，要使其耗功最小，则各级压缩比相等，得最佳压缩比和级数的关系为:

设G为压缩机每分钟的生产量(kg/min)，得到多级多变压缩的理论功率

这样，中间压力就确定下来了，即 p2'=，但在实际多级压缩中由于有冷却器和油水分离器会导致压力降，级间的冷却作用也会导致压力降，因而实际上二级的压缩比要比公式(7)求得的ε大。

由于滑片式空气压缩机的二级压缩所存在的密封性和油的性质两个关键问题，因此二级压缩比ε的值不能太大。综合考虑各种因素，以一级压缩为基础，设第一级压缩比为6.2，第二级压缩比为3.0，第一级压缩最终排气压力为0.62 MPa。

第一级压缩终了时温度的确定与一级压缩机的温度确定相似，都是经过了一级压缩后的气体温度，这里设定为361 K(88℃)，经过油气分离装置，由经验值给定压力降Δp=0.02 MPa，ΔT=0。

由多级压缩的原理［5］，气体经过第一级压缩结束到第二级压缩开始的阶段要被冷却降温，传递部分热量，然后才能进入第二级。气体由第一级压缩机流出后主要经过油气分离装置和冷却器，然后进入第二级，进入第二级时还要考虑到节流效应。

在二级压缩机中，采用级间冷却，移去热量，使气体温度降到最初的入口温度，或尽可能降到接近入口的温度。冷却是在恒压下进行，其压力基本上与前一排气压力相同，传递的热量Q可按下式计算:

如果气体入口和出口温度相差不大，近似地用平均热容计算:

式中:Cpm为Ti到T0范围内的平均热容，Ti为入口温度，T0为出口温度。

在多级压缩机的后面几级，当压力很高时，必须考虑真实气体的Cp是压力的函数，即要计及压力对Cp值的影响。

这样，选定 Δp=0.02 MPa;ΔT=T2－ T1，T2为经过冷却器后的温度。

1.3 节流膨胀对参数选择的影响

当冷却后的高压气体向第二级输送时，由于具体结构形式，在进入第二级吸气阀入口阶段，高压气体流经节流阀迅速膨胀到低压产生节流膨胀。

因节流过程进行得极快，高压气体来不及和外界进行热交换，加之阀门保温良好，可看作绝热过程，该过程对外界不作功，节流前后气体的位能和速度变化可忽略不计。由稳定体系的总能量方程可得节流前后气体的焓值不变，即ΔH=0，为等焓膨胀过程。

由于气体节流时，摩擦阻力损耗很大，因而节流过程是典型的不可逆过程，节流后气体的熵值必然增加。

高压流体节流膨胀后，由于压力变化而引起温度变化，称之为节流效应或焦耳·汤姆逊(Joule－Thomson)效应。节流膨胀时，微小的压力变化引起的温度变化，用μJ表示这一变化过程，μJ被称作微分节流效应因子或Joul－Thomson效应因子。

如果已知真实气体的状态方程，利用公式(13)可求出μJ值。通常μJ值由实验测定，根据温度为10℃，最高压力为15 MPa的空气及氧气进行节流试验，获得下面经验公式:

式中:p1，T1为节流前气体的压力(MPa)及温度(K);a，b为气体的特性常数。对于空气:a=0.026 8，b=0.000 86;对于氧气:a=0.313，b=0.000 85。

要使节流获得制冷效应，必须选择合适的条件，使μJ＞0。在常温与压力不太高的条件下，大多数气体节流可产生制冷效应。但在常温下，少数气体如He、H2等节流后产生制热效应。

生产上，为了获得较大的温度降，节流膨胀常常采取大的压力降。实际节流中，气体的温度变化随压力降低的状态称为积分节流效应ΔTH，式(14)表示微分节流效应的积分值:

式中:p1，T1为节流膨胀前的压力、温度;p2，T2为节流膨胀后的压力、温度。

因为μJ不是常数，而是随节流膨胀过程中温度、压力而变化，所以积分较为复杂。有时温度降可用经验式近似计算，例如，当空气压力变化不大，并不考虑温度变化的影响时，ΔTH可按下式近似估算:

由此可见，节流温度降的大小与压力差成正比，而与节流前温度的平方成反比。因此，增加节流前后气体的压力差和降低节流前后的温度均可使气体的温度降低增大。在工程上，积分节流效应值可利用热力学性质图直接读出，根据节流前状态(p1，T1)找出点1，由状态点1沿等焓线与节流后p2的等压线相交得节流后状态点2，对应的温度T2为节流后温度，ΔTH为:

2 各状态参数的确定

通过以上分析求解得到各状态参数值，如表1所示。主要理论根据为一级滑片式空气压缩机的计算试验、理论研究以及其他类型的压缩机如活塞式压缩机的二级压缩理论。在此基础上，进行二级滑片式空气压缩机的分析和计算，并将结果进行反复试验和分析比较。在分析中要具体考虑理论分析中的计算模型、热力性质、传热状态、功率分析、结构分析、内部流体流动的状态分析，以及经过各阀门和管路对工作状态的影响，实际应用中的加工、工艺和装配性能等。

表1 各状态参数值

3 小结

随着压缩机的广泛应用和压缩技术的不断创新，二级压缩滑片式压缩机的开发推广已是大势所趋。综合考虑了各种滑片式空气压缩机在二级开发中存在的问题，以一级压缩的研究理论和实际工作状态为基础开展理论分析和校核，进行了二级压缩状态参数的计算，最终确定了二级压缩滑片式空气压缩机的基本结构形式和状态参数。在此基础上，就可进行二级压缩中的其他状态分析、理论研究和进一步的开发。

［1］ 刘卫华，郁永章．实际中冷时多级压缩最佳压比的计算［J］．化工机械，1999，4(26):216．

［2］ 陈文威，李沪萍．热力学分析与节能［M］．北京:科学出版社，1999:102－109．

［3］ Lee Sang － Joon，Kim Hyoung － Bum，Huh Jeong － Ki，et al．Quantitative Analysis of Flow inside the Accumulator of A Rotary Compressor［J］．International Journal of Refrigeration，2003，26(3):321 －327．

［4］ 郁永章．容积式压缩机技术手册［M］．北京:机械工业出版社，2000:215－219．

［5］ 刘卫华．近十年来压缩机技术研究动向［J］．压缩机技术，1998(4):33－34．

Determination of Basic Parameters of Two Stage Sliding－vane Compressor Development

Fan Xiugang
(SINOPEC the Tenth Construction Company Limited Shanghai Company，200540)

With the strong points of high compression ratio，high exhaust pressure，high delivery capacity，low power consumption and high overall efficiency，multi compression finds wide application．However，due to the restriction of its working principle and specific working condition，as well as effects of lubricant，the development of multi stage sliding－vane compressor was restricted．The various basic parameters of slidingvane compressor at two stage compressing station were analyzed and calculated in details to prove and promote the feasibility of two stage and even multi stage compressing technology in practical application．

sliding － vane compressor，two stage compression，intermediate compression，throttling expansion

1674－1099 (2012)04－0034－04

TH456

A

2012-06-25。

樊秀刚，男，1978年9月出生，2002年6月毕业于辽宁石油化工大学化工设备与机械专业，现任中石化第十建设有限公司上海分公司经理。