第5章 膨胀机
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第5章 膨胀机 5.1 空分设备配套膨胀机的基本要求及工作原理 绝热等熵膨胀是获得低温的重要效应之一，也是对外作功的一个重要热力过程，而作为用来使气体膨胀输出外功以产生冷量的膨胀机则是能够实现接近绝热等熵膨胀过程的一种有效机械。膨胀机可分为活塞式和透平式两大类，一般来说，活塞膨胀机多适用于中、高压小流量领域，而低、中压、相对流量较大的领域中则多用透平膨胀机。随着透平技术的进一步发展，近几年来，中、高压、小流量、大膨胀比的透平膨胀机在各领域也有越来越多的应用。与活塞膨胀机相比，透平膨胀机具有占地面积小（体积小）、结构简单、气流无脉动、振动小、无机械磨损部件、连续工作周期长、操作维护方便、工质不污染、调节性能好、高效率等特点；而活塞膨胀机正相反，一般多用在高膨胀比小流量的场合。 对于空分设备来说，低温精馏、装置冷量损失的及时补充、产品产量的有效调节等都使得为其提供充足冷量的膨胀机显得尤为重要，可以说它是空分设备的心脏部机。事实上，在空气分离设备中，膨胀机获得了广泛的应用。随着科学技术的不断进步，现代空分设备对膨胀机提出了更高的要求：要具有更高的整机效率、更好的稳定及调节性能、更安全及可靠的保护系统、更长的运行周期及使用寿命等等。特别是随着内压缩流程和液体液化设备等的广泛使用，中压甚至高压等级透平膨胀机使用得越来越多，这类产品膨胀机出口常带一部分液体、有的具有很大的膨胀比。 活塞膨胀机是利用工质在可变容积中进行膨胀输出外功，也称为容积型膨胀机。工质在气缸内推动活塞输出外功，同时本身内能降低。 透平膨胀机是利用工质在流道中流动时速度的变化来进行能量转换的，也称为速度型膨胀机。工质在透平膨胀机的通流部分中膨胀获得动能，并由工作轮轴端输出外功，因而降低了膨胀机出口工质的内能和温度。 5.2 透平膨胀机 5.2.1 透平膨胀机的分类 工质在工作轮中膨胀的程度称为反动度。具有一定反动度的透平膨胀机就称为反动式透平膨胀机。如果反动度很小以至接近于零，工作轮基本上由喷嘴出口的气流推动而转动并对外作功，则称为冲动式透平膨胀机。 根据工质在工作轮中流动的方向可以有径流式、径-轴流式和轴流式之分，如图5.2.1-1所示。 如果叶轮叶片两侧有轮盘和轮盖，则称为闭式叶轮，如图5.2.1-2b。没有轮盖只有轮盘的则称为半开式叶轮，见图5.2.1-2a。轮盖和轮盘都没有的（轮盘只有中心部分）称为开式叶轮，见图5.2.1-2c。 根据一台膨胀机中包含的级数多少又可以分为单级透平膨胀机和多级透平膨胀机。为了简化结构、减少流动损失，径流透平膨胀机一般都采用单级或由几台单级组成多级膨胀。 按照工质的膨胀过程所处的状态，又有气相膨胀机和两相膨胀机之分。 按照透平膨胀机制动方式，又有风机制动透平膨胀机、增压机制动透平膨 1 胀机、电机制动透平膨胀机和油制动透平膨胀机之分。 根据透平膨胀机轴承的不同型式，可分为油轴承透平膨胀机、气体轴承透平膨胀机和磁轴承透平膨胀机等等。 现代空分设备上所普遍采用的是向心径-轴流反动式透平膨胀机，它具有级的比焓降大，允许转速高，结构简单，热效率高等特点。 图5.2.1-1透平膨胀机通流部分的基本形式 a) 径流式 b) 径-轴流式 c) 轴流式 图5.2.1-2径-轴流工作轮的形式 a) 半开式 b) 闭式 c) 开式 5.2.2 透平膨胀机的基本方程和工作原理 2 5.2.2.1基本方程 实际气体流动的理论基础主要是由状态方程、连续性方程、动量方程和能量守恒方程建立起来的。 状态方程 透平膨胀机是一种低温机械。对于空分装置来说，膨胀机的出口状态通常接近于冷凝温度，有时出口已带有部分液体。这样，在计算时就必需考虑到实际气体的影响。 实际气体状态方程的形式很多，大多数都很复杂，不便于工程上的计算。相对来说，在空分设备用透平膨胀机的计算中，利用压缩性系数Z来对理想气体状态方程进行修正是最方便的，精度也能满足要求。 pvZRT （5.2-1） 式中： p 绝对压力 (Pa) v 气体比容 (m3/kg) R 气体常数 (J/(kg.k)) T 气体温度 (k) 压缩性系数可由z-p图表中查得。 另外,建立在扎实理论基础上的维里方程，也是使用比较方便的气体状态方程之一； pRTRTBRTC2 （5.2-2） 3vvv式中:B、C、„为第二、三、„维里系数。 当然还有一些其它的比较方便的气体状态方程这里就不一一介绍了。要说明的是，随着计算机技术的普及及发展，用计算机来进行繁杂的计算和查询各介质的物性数据现在也变得十分便捷。 由于实际气体的膨胀过程存在摩擦、涡流，所以其膨胀过程不是绝热等熵热力过程，而是一个绝热非等熵的热力过程。它的过程方程式可表述为： pvn常数 （5.2-3） 式中： n 多变指数 n式中： k 绝热指数 kk2k1 （5.2-4） φ 速度系数: 3 C （5.2-5） Cs式中：Cs 理想出口速度(等熵比焓降全部转换为气流动能时所能获得的理论气流速度) (m/s) C 实际出口速度(实际比焓降全部转换为气流动能时所能获得的理论气流速度) (m/s) 连续性方程 在透平膨胀机流道中，一般流动过程可简化为一元稳定管流，在一元稳定流动时，如果在流体流经的任意两截面间既没有流体加入，也没有流体排出，则在该管道内的每一个与流速向垂直的横截面上单位时间内流过的流体质量始终不变（见图5.2.2-1所示）。 m1c1f12c2f2常数 （5.2-6） 式中： m 质量流量 (kg/s) ρ 气体密度 (kg / m3) c 气体速度 (m/s) f 垂直于c的流道截面积 (m2) 从上式很容易看出，当流体体积流量V（= mρ-1）一定时，流道截面积和气体速度成反比关系。 图5.2.2-1 动量方程 在透平膨胀机的固定流道（比如喷嘴和扩压器）中，对于一元稳定流动，下式所表示的动量方程得到广泛的应用： nn1p122k （5.2-7） 2c2c1ZRT11p12k1该式适用于有摩擦的不可逆绝热流动过程。 对于以某一旋转速度工作的膨胀机工作轮来说，可以导出一元稳定流动时的动量方程式： 22w2w12u12u2h1h2 （5.2-8） 22式中： h 工质的比焓 (J/kg) w 工质的相对速度 (m / s) u 工质的牵连速度 (m / s) 式(5.2-8)是计算透平膨胀机工作轮中流动的重要公式，它适用于一元稳定流动绝热非等熵热力过程。在工作轮进出口相对速度w1和w2相同的条件下，从 4 式中可以看出不同形式叶轮的工作情况： u212u22 向心径流式工作轮 ＞0 轴流式工作轮 ≈0 离心径流式工作轮 ＜0 由此可见，向心径流式工作轮具有最大的比焓降和温降。 能量守恒方程 根据能守恒定理，当工质在绝热膨胀过程中，与外界既无热量交换，又无功能传递，则膨胀过程始－终的单位质量能量是不变的，即： 2c12c2h1h2常数 （5.2-9） 22 在透平膨胀机中，喷嘴和扩压器是固定元件，其内工质流速的增加和减少是由工质的比焓变化来实现的，所以在理想情况下，工质在喷嘴和扩压器中的流动过程就属于这类流动。 上式中，h1、h2为工质在两个状态下的比焓；c12／2、c22／2为工质在两个状态下的动能。 同样，对于工质在膨胀过程中，既有与外界的热量交换，又有功能的传递，根据热力学定律，对于一元稳定流动的理想气体，在任意两个截面之间，可以推导出单位质量工质的能量方程式： 2c2c12qh2h1A （5.2-10） 2式中： q 在两截面间单位质量工质与外界交换的热量（J/kg） A 在两截面间单位质量气体与外界传递的能量（J/kg） 透平膨胀机中，气体在工作轮中的流动就属于这样的膨胀过程，一方面有冷量的损失，另一方面气体的比焓降和动能的变化要通过和工作轮相连接的主轴转变为机械功传递给外界。 当工质流动过程为绝热膨胀过程时，式中q=0，(5.2-10) 方程式为： 2c12c2Ah1h2 （5.2-11） 2如果是没有功能的传递的绝热膨胀过程，则 (5.2-11)式就可以写成(5.2-9) 式的形式。考虑(5.2-9) 式后，则(5.2-11)可表达为： 222c12c2w2w12u12u2A （5.2-12） 222式中各项的物理意义可表述为： c21222c22 工质在叶轮流道中因动能减少而作的功 工质在叶轮流道中因流动速度变化而作的功 w w122 5 u212u22 工质在叶轮流道中克服离心力而作的功 考虑c、w、u之间的关系可以得出: Au1c1uu2c2u （5.2-13） (5.2-12)式、(5.2-13)式是透平机械的基本方程式：欧拉方程式的两种形式。对于透平膨胀机工作轮来说，从式中可见，膨胀过程工作轮所产生的功只取决于工作轮进、出口的速度而与工质的性质无关。 5.2.2.2工作原理 透平膨胀机是一种高速旋转的热力机械，它是利用工质流动时速度的变化来进行能量转换的，因此也称为速度型膨胀机。它由膨胀机通流部分、制动器及机体三部分组成。 工质在透平膨胀机的通流部分中膨胀获得动能，并由工作轮轴端输出外功，因而降低了膨胀机出口工质的内能和温度。图5.2.2-2给出了透平膨胀机主机的剖面示意图。 图5.2.2-2 透平膨胀机主机结构示意图 1-扩压器；2-蜗壳；3-工作轮； 4-喷嘴； 5-内轴封； 6-内轴承； 7-主轴； 8-机壳；9-外轴承；10-外轴封；11-制动器 膨胀工质由进气管进入蜗壳2，被均匀的分配进入喷嘴,经过喷嘴4膨胀，降低了压力和温度后进入工作轮3，在工作轮中工质进一步膨胀作功，然后经由扩压器1排入膨胀的出口管道，而膨胀功则由和工作轮相连的主轴7向外输出。 6 由膨胀机主轴输出的能量可被用来驱动一台压缩机或一台发电机；如果输出的能量较小，则可用风机或油制动器来平衡能量，以使透平膨胀机有一个稳定的运行条件。 下图表示出了各参数在膨胀机通流部分的变化趋势。 图5.2.2-3 参数在膨胀机通流部分的变化趋势图 5.2.3透平膨胀机的通流部分 膨胀机的通流部分是指膨胀工质在整个膨胀过程中所流经的部分(图5.2.3-1)，是工质进行能量转换的主要部件，膨胀工质在通流部分膨胀降温，同时将内能转换为外功输出。 5.2.3.1气体在蜗壳中的流动 进入蜗壳的介质速度较低，且蜗壳一般设计成无能量转换型的，只是将流体均匀的分配导入喷嘴环，起导向作用，故保证蜗壳内出口介质的轴对称流动是蜗壳形状的基本设计条件。圆形和矩形截面蜗壳使用得比较多，其它形状还有梯形、三角形截面等等。 5.2.3.2 气体在喷嘴中的流动 图5.2.3-1 透平膨胀机通流部分 喷嘴是由一组喷嘴叶片均布而成的一组叶栅, 1-蜗壳 2-喷嘴 3-叶轮 4-扩压器 喷嘴是由一组喷嘴叶片均布而成的一组叶栅,在透平膨胀机中为了使工作轮能有效地获得尽可能大的动量矩，喷嘴总是按圆周分布的且有一定倾斜角。气体在喷嘴中完成的能量转换约占总量的50％左右，它是透平膨胀机的重要部件之一。从结构上看，喷嘴由三部分所组成：进口段1、主体段2和出口段3，如图3-2.3-2所示。进口段是把从蜗壳出来的气体导入喷嘴主体，在进口段气流速度较低，能 7 量转换很少。主体段是气体膨胀的主要部分，根据膨胀比的大小可以是收缩型通道，也可以是缩-放型通道。出口段是由出口正截面、单侧的叶型面和出口圆弧面组成的一 个近似三角形部分。实质上它是一段不完 善的喷嘴流道，常称为斜切口。斜切口的 形状将影响从喷嘴主体段出来气流的大小 图5.2.3-2喷嘴流道 和方向。 Ⅰ-进口段 Ⅱ-主体段 Ⅲ--出口段 1) 速度系数 气体在喷嘴内的实际流动过程不是等熵过程，损失是不可避免的，不仅有气流与壁面的摩擦，还有气流内部相互间的摩擦。这就引起了气流内部的能量交换，气流的实际出口速度C1低于理想出口速度C1s，使一部分动能转换成热量而使焓降减少，对于透平膨胀机来说，实际焓降的减少也就意味着制冷量的减少。这一损失通常用速度系数φ来反映，即 C1 （5.2-14） C1S速度系数φ是一种综合性的经验损失系数，它的影响因素很多，如喷嘴的结构尺寸、叶片形状、加工质量、气流参数等。对于现代大中型透平膨胀机来说，速度系数φ一般在0.92～0.98之间。 2) 喉部和临界截面 由连续性方程和动量方程可以得到一元稳定等熵流动方程式： mfp0Z0RT0kp2k1p02kk1kp1 （5.2-15） p0对于某一工质，在稳定流动时m、p0、Z0、T0、R都是常数，（5.2-15）式表述了流道截面积f和膨胀过程中压力p的关系。图5.2.3-3表示出了流量密度m/f和压力比p/p0的变化关系。 从（5.2-15）式中可见，当p/p0=0和p/p0=1时，m/f=0；在0＜p/p0＜1时，m/f总大于0，很明显在这当中存在一个值p/p0=p*/p0，使所对应的流量密度达到最大值，m/f= (m/f)max。也就是说，当m不变时，流道截面积f达到最小值。 8 通常把喷嘴流道的最小截面称为喉部截面，而把当地气流速度等于该地音速的那个截面称为临界截面。由计算可知，在不考虑损失的等熵流动时，出现最大流量密度时的截面（喉部截面）与临界截面相重合。但流动过程存在摩擦，使喉部截面上的气流实际速度小于当地音速，既该截面与临界截面不相重合，也就是说在有摩 图5.2.3-3流量密度和压比关系 擦的绝热流动中，膨胀比减小了，且临界截面出现在喉部截面之后。 对（5.2-15）式求导并令等于零，可以得出这个喉部压力比： p2p0k1*kk1 （5.2-16） 由（5.2-16）式可见，对于确定的工质来说p*/p0的值是一定的。 3) 斜切口膨胀 从前可见，所谓斜切口是指喷嘴叶片由于倾斜放置，而在出口部分存在的一段不完善的喷嘴流道，它对于气流的大小和方向有着重要的影响，必须加以考虑。 图5.2.3-4表示出喷嘴的斜切口部分，以及气体在斜切口中发生附加膨胀的示意图。显然，斜切口一边有限流壁面，而另一边是敞开的。当喷嘴前后压力比 图5.2.3-4 斜切口膨胀图 大于临界压比时，气体在斜切口不发生 附加膨胀。但当喷嘴压力比小于临界压比时，则在收缩型喷嘴的斜切口中，气流还将出现附加膨胀而加速，气流朝敞开边偏离δ角，这时喷嘴斜切口出口气流角α1，等于喷嘴流道中心线倾斜角α11。与偏转角δ之和，即 111 （5.2-17） 4) 在变负荷下的工作 在空分实际运行过程中，很少有膨胀机运行在设计工况下，产量有时经常需要调节，在空分启动过程中也是如此，膨胀机往往在偏离设计工况下运行。 从（5.2-15）式分析可以看出，流量与喷嘴出口截面积及进口压力成正比，与进口温度的平方根成反比。而空分中透平膨胀机的进出口压力往往变化不大，所以只有增大喷嘴出口截面积和降低进口温度来增加流量。在低温装置的启动过 9 程中，膨胀机进口气流温度是高于设计工况的，因此在启动过程中透平膨胀机的流量比设计工况要小，增加了整个装置的启动时间，而进口温度只能随着装置温度慢慢地下降，为了弥补这一缺陷，使低温装置较快地达到设计工况，只有采取增大喷嘴出口面积来提高流量，从而增加制冷量的措施。 对于大中型透平膨胀机来说，几乎无一例外地采用可调喷嘴进行流量的调节，它的调节是依靠一执行机构带动喷嘴叶片转动而改变喷嘴之间通道截面积来实现的。下面是目前应用较多的几种喷嘴形式 图5.2.3-5 喷嘴形式 喷嘴一般多采用不锈钢铸件或锻件来制造。 5.2.3.3 气体在工作轮中的流动 1）工作轮的作用、型式 透平膨胀机工作轮的作用主要是使工质在叶轮中进一步有效膨胀作功，并同时把这部分能量和工质动能有效地转换为机械功，并通过轴输出，同时，还应把膨胀后的气体平稳地导入到扩压器中。也就是说叶轮的叶片一直从径向延伸到轴向。因此，径-轴流式叶轮均可将其流道分解成主体段和出口导流段两部分，如图5.2.3-6所示。 图5.2.3-6 透平膨胀机工作轮 Ⅰ- 主体段 Ⅱ- 导流段 主体段中气体的流向，主要是轮缘处向中心的径向流动，而导流段气体为轴向流动，故这种径-轴流式叶轮实际上是径流式叶轮和轴流式叶轮的组合，当 10 然这种径-轴的转换是逐渐的和连续的。所以这种组合叶轮具有焓降大损失小的特点。 工作轮不但接受从喷嘴出来气流的动能，而且气体还在工作轮中继续膨胀作功，进一步降低比焓和温度。冲动式和反动式的区别就在于工作轮中气体继续膨胀的程度。在冲动式工作轮中，膨胀几乎全部在喷嘴中完成，机械功几乎全部由喷嘴出来的气流动能转换而得。对于反动式工作轮来说，除去一部分比焓降在喷嘴中完成外，还有一部分则在工作轮中继续膨胀。这样，膨胀机总的比焓降就分成两部分，它们的大小通常用反动度ρ来表达。它是工作轮中的等熵比焓降△hs2与膨胀机总的等熵比焓降△hs之比 hs2 （5.2-18） hs 在相同的进出口参数条件下，冲动式透平膨胀机出喷嘴的气流速度要比反动式的大，从工作轮排出的气流速度也比反动式的大，造成很大的流动损失，降低了它的效率。 目前国内外大中型透平膨胀机几乎都采用径-轴流反动式工作轮，反动度一般在0.4~0.54之间。通常使用的是90°进气的工作轮（进口安装角为90°），允许存在一定的冲角，然而过大的冲角将在叶轮进口形成附加的冲击损失，使效率降低。 2） 速度系数 和喷嘴相同，在工作轮中也存在着流动损失，这一损失用工作轮中的速度系数ψ来表述，即： w2 （5.2-19） w2s其中，w2s 为按等熵比焓降△h2s求得的理论出口相对速度；w2为实际出口相对速度。同样，它也是一个综合性的经验损失系数，它与叶轮的结构尺寸、叶片造型、加工质量以及气流参数等有关。对大中型透平膨胀机来说，速度系数φ一般在0.85～0.95之间。 3） 速度三角形 从喷嘴出来的气体以绝对速度c1进入工作轮，方向角为α1，但同时工作轮又以等角速度ω在旋转，实际上气体是以相对运动进入工作轮的。我们把进口绝对速度c1、相对速度w1和牵连速度u1(进口处的圆周速度)按矢量相加就可以得到一个三角形；同理，工作轮出口也可以得到一个三角形，它们称为工作轮进、出口速度三角形，见图5.2.3-7。速度三角形便于分析研究气体在工作轮进出口处的状态、流动、损失情况等等。 11 图5.2.3-7 工作轮进、出口速度三角形 5.2.3.4气体在扩压器中的流动 为了使工作轮的设计具有较高的效率，现代透平膨胀机的叶轮出口，排出的气流绝对速度可达45～70m／s，甚至更高，若这样高的速度直接排到管道中，将会引起很大的摩擦损失，因而增大了冷损，为此，通常在叶轮出口设置一个专门的排气扩压管，如图5.2.3-8所示。用来把气流速度降低到能接受的数值，约5～10m／s。 图5.2.3-8 扩压器 扩压管的扩压比与扩张角θ及管长有关，θ角不宜过大，否则将引起较大的扩压损失，但也不宜大小，过小将增加扩压管长度，因而增加摩擦损失，通常取θ＝6°～12°。 通流部分是透平膨胀机最重要的部分，它与膨胀机的效率、产量的调节、变工况特性等有直接的关系。随着透平膨胀机的进一步发展，它的效率水平也越来越高，现在人们不但在工作轮和喷嘴等主要元件上进行充分的研究和试验，在其它诸如蜗壳、出口扩压器、蜗壳和喷嘴间的流动、喷嘴和工作轮间的流动等上面也投入了更多的精力进行研究，以至把全部通流部分串在一起进行整体的分析计算，以进一步提高整机的效率水平。 5.2.4透平膨胀机的损失和效率 在透平膨胀机中标志能量转换过程完善程度的指标就是效率，习惯上使用等熵效率。对于空分用的制冷透平来说，它是评价透平膨胀机热力性能的最主要指标。它表述为透平膨胀机进、出口实际比焓降△h与相同条件下可能实现的最大比焓降（既等熵比焓降△hs）之比（见图5.2.4-1）。 sh （5.2-20） hs有效率就必然存在损失，透平膨胀机的损失基本可分为两大类，既内部损失和外部损失；内部损失影响透平膨胀机的等熵效率；外部损失只对膨胀功的回 12 收和利用率有影响而与透平膨胀机的等熵效率无关。内部损失又可分为流道损失和非流道损失。在气流流经的通道中，由于因气流与壁面、气流与气流之间摩擦和冲击而引起的损失等称流道损失，比如气流在喷嘴、工作轮和扩压器中的损失、喷嘴后气流对工作轮的冲击损失、喷嘴与叶轮之间的流动损失等等。而工作轮与静止件之间的气体摩擦、气体内泄漏等损失称为非流道损失。综合地来说，影响透平膨胀机等熵效率的主要损失有五种： 1）喷嘴损失：膨胀气体流经喷嘴时，产生流道表面的阻力、局部涡流和气流冲击等损失。它与气体流动速度、喷嘴叶片叶型、叶片高度，叶片表面粗糙度及叶片出口边缘（尾部）厚度等因素有关。 2）工作轮损失：气体在叶轮流动中的流动损失。当气体流经叶轮流道时，由于叶片型线、表面粗糙度等因素引起的摩擦损失，气体流动时的涡流和冲击损失等。 3）余速损失：现代透平膨胀机中，气体多以较高的气流速度排出叶轮后进入扩压器，经扩压器进一步来降低介质的速度（压力和温度有所升高，见图5.2.2-3）,使达到允许值。实际上, 气体在扩压器中的流动是一种压缩过程，需要消耗部分能量。对透平膨胀机来说同样减少了有效能量。这两部分能量的损失称为余速损失。 4）轮背摩擦鼓风损失：叶轮摩擦鼓风损失是由叶轮轮背、轮盖和静止元件之间间隙中的气体而产生的。紧靠轮背、轮盖的那部分气体附着在叶轮上，以和轮背、轮盖相同的圆周速度运动，而紧靠壳体的那部分气体则和壳体一样，是静止不动的，在这个间隙中就形成了一个速度梯度。这一速度梯度是由于气体的粘性引起的，因而要消耗一定的摩擦功。这部分摩擦功又转换成热量，通过叶轮把热量传给气体，提高了工作气体出工作轮时的比焓值，因而降低了制冷量。 5）泄漏损失：泄漏损失包括内泄漏损失和外泄漏损失两种。对闭式叶轮，在轮盖处采用迷宫密封，有一小股工作轮前未经膨胀的气流，经密封器与叶轮间的缝隙漏出，它与经工作轮膨胀后的低比焓气体在叶轮出口处汇合，从而使叶轮出口处气体的比焓升高，降低了膨胀机的制冷量，这种损失称为内泄漏损失；在半开式工作轮中由于没有轮盖，无法设置密封器，这时希望尽量减少叶片和固定件的间隙。外泄漏损失，是由工作轮前的一小股气流，经轮盘外测与壳体之间的缝隙，沿轴漏向外界泄漏，它不会影响膨胀后气体的比焓，仅仅是减少了有效膨胀气体量，影响了膨胀机总的制冷量。 当然，对于透平膨胀机来说还有一些其它的损失影响等熵效率，比如上面提到的一些流动损失损失，装置的热损失等等，但在设计良好的情况下它们对效率及制冷量影响都比较小。 由上节可知，透平膨胀机的通流部分由蜗壳、喷嘴、工作轮、扩压器等部分组成，工质在通流部分的实际流动是非常复杂的，为便于说明,各过程在比焓-熵 13 图中简化为直线，并假定蜗壳中无能量转换，损失不计，喷嘴与工作轮、工作轮与扩压器之间的各损失不计，图如图5.2.4-1表述了工质在透平膨胀机通流部分中的膨胀过程。 图5.2.4-1工质在焓-熵图上的膨胀过程 等压线P0和等温线T0确定了点0为膨胀机的进口状态（在上述假定下也就是喷嘴的进口状态），P2为膨胀机要求的出口压力。理想状态下，工质在喷嘴中等熵膨胀至状态点1s、在工作轮中等熵膨胀至状态点3s′（一般来说，膨胀机要求的出口状态指的是扩压器后的状态，因此工作轮后的压力P3低于膨胀机出口压力P2。）,再在扩压器中等熵扩压至状态点2s。但实际上，在喷嘴中的膨胀过程，由于损失的存在使比焓增加，实际膨胀至状态点1（P1、T1）。工作轮中理想状态下工质应由点1等熵膨胀至状态点3s″,由于工作轮中的流道损失及非流道损失的存在使比焓增加，实际上膨胀至状态点3。在扩压器中，同样由于损失的存在，使工质在理想状态下能等熵膨胀至状态点2′而实际上只能膨胀至状态点2。 5.2.5透平膨胀机的制动 5.2.5.1制冷量与输出功 透平膨胀机的制冷量 由（5.2-20）式及图5.2.4-1可得膨胀机的制冷量 Qmhmhss （5.2-21） 按上式计算的制冷量没有考虑外泄漏的冷量损失，一般来说这两项损失比较 14 小，是可以忽略不计的。 透平膨胀机轴端输出的功率 Pemhssm （5.2-22） 式中： m 机械效率 前面说过, 由膨胀机主轴输出的能量一定要被制动器吸收掉，式（5.2-22）是选择和设计制动器的主要依据之一,在透平膨胀机轴端输出功要求被利用时,上式还是评价透平膨胀机整体性能优劣的重要指标之一。 5.2.5.2透平膨胀机的制动 对于空分来说，透平膨胀机在降低温度获得冷量的同时，它的主轴输出的转换能量必须要被消耗掉或者加以利用，以使透平膨胀机有一个可以调节的稳定运行环境，这就是所谓的制动器（见图5.2.2-2），制动器把透平膨胀机发出的功率消耗掉或将其转换为其它形式的能量输出，从而使膨胀机转子维持在所要求的转速上，通过对制动器制动能力的控制调节可以在一定范围内满足透平膨胀机各种工况的调节要求。 为了提高装置的运转经济性，较大型的透平膨胀机中制动器所接受的功率常常需要加以利用，对于功率回收型的透平膨胀机，更是如此。功率消耗型的制动器则常用在功率较小的透平膨胀机中，以简化工艺流程。按照功率的利用与否，制动器可以分成两大类：功率回收型的制动器与功率消耗型的制动器。前者如异步交流发电机、透平增压机（即透平压缩机）等；后者如风机、油制动器等。在现代大中型空分装置中应用最广的是透平增压机、风机以及异步交流发电机。几种制动方式简要说明如下： 1）制动风机：一般用于中小型或者有特殊要求的透平膨胀机中，在空分装置中，为了不影响工艺流程的稳定工作，一般风机都直接从大气吸入空气，空气提高压力后直接排入大气；有时为了减小风机轮的尺寸，可以采用封闭循环的制动方式。风机制动器系统设计和制造都比较简单，操作调节方便。它只着眼于结构和强度反面，效率是不重要的。 2）透平增压机制动：在现代大中型空分装置中，增压透平膨胀机应用十分广泛，增压后的气体往往都直接用于工艺流程中。透平增压机实际上就是一台单级透平压缩机，它的设计要求高，在保证透平膨胀机工况性能的基础上，要求增压机有尽可能高的效率，以及有很好的变工况调节性能。 由于膨胀机叶轮和增压机叶轮是装在同一根转轴上的，具有相同的转速。在设计时为保证良好的整机性能，两者的功率平衡、力的平衡、性能和调节工况的匹配等十分关键。 15 3）电机制动：在空分中主要用于较大功率的透平膨胀机中；另外，该类制动方式较多用于能量回收的透平膨胀机中。通常，它发出的电能要并入外界电网中。由于外界电网功率远大于透乎膨胀机的输出功，故电机制动的透乎膨胀机就有几乎恒定的转速。 n060f （5.2-23） p其中：n0-------发电机的同步转速（r/min） f-------电网频率（Hz） p-------电极对数 由于电机最大转速每分钟只有几千转，而透平膨胀机要求的转速却很高，为此必须通过减速装置来传递功率，即要配一套减速箱。 4）油制动：主要用于小功率的透平膨胀机中。制动器为一系列位于转子和定子之间的油腔，工作时油腔内充有润滑油，透平膨胀机的轴功率通过油的摩擦而转变为热量由油带入冷却器中冷却，可以通过制动油腔数量和制动油压力的调节来适应不同的输出功率，以维持一定的工况要求。为减化结构，一般来说，在这类透平膨胀机中轴承润滑用油和制动器用油都由同一供油系统提供，进油参数是相同的，以简化机组结构和便于操作。 5.2.6透平膨胀机的性能曲线及工况调节 在空分设备中，透平膨胀机作为心脏部机，为整个装置提供了90％以上的冷量。由于每个阶段对产品产量的要求不同，或由于天气的季节性变化等情况，有时要求对透平膨胀机的制冷量做适当的调整，以满足新工况的要求。从（5.2-21）式我们知道，膨胀气量m，等熵比焓降△hs以及等熵效率ηs决定了制冷量Q的大小，也就是说原则上可以通过上面三个参数的任何一个来调节制冷量。然而，对一台既定的透平膨胀机来说，一般它的进口压力、温度、出口压力是相对不变的(△hs相对不变，如果能通过△hs的增加来增加制冷量，能耗也将增加)，通过膨胀量的增加当然可以增加制冷量，但这常常会引起装置能耗的增加，所以最经济的方法是维持ηs始终在最高点附近。事实上，在上述三个因素中，调节任何一个量都将使其它两个量发生变化，特别是对于目前空分中广泛使用的增压机制动透平膨胀机来说。但应该说明的是，在任何情况下能保持透平膨胀机等熵效率ηs最大无疑能提高整个装置的经济性。 5.2.6.1 透平膨胀机的特性曲线 在影响透平膨胀机等熵效率的诸因素中，特性比u1cs具有决定性的意义。因此，在透平膨胀机中就把等熵效率ηs随特性比ν变化的关系曲线称为透平膨胀机的特性曲线，实际使用中，透平膨胀机等熵效率ηs随流量m的变化关 16 系曲线也非常有用。图5.2.6-1给出了ηs-ν和ηs-m的关系曲线。 图5.2.6-1透平膨胀机特性曲线 图5.2.6-2给出了我国（杭州杭氧股份公司）八十年代产品20953（配10000空分用）透平膨胀机的实测特性曲线。 图5.2.6-2透平膨胀机(20953)实测特性曲线 真实的透平膨胀机特性曲线都是由实测数据经整理绘制而成的，不同类型透平膨胀机的特性曲线变化趋势也不仅相同，当然也可以通过计算绘制出供参考的预测特性曲线。透平膨胀机特性曲线可以帮助我们分析膨胀机的性能；可以指导透平膨胀机的设计以及帮助操作人员掌握正确的操作调节方法。 从上两图可见，特性比在某范围之内（本例为0.67～0.72），等熵效率都比 17 较高，习惯上称这个特性比为最佳特性比。每一台透平膨胀机都存在着一个最佳特性比，实际操作时只要能维持这个最佳特性比，透平膨胀机的等熵效率都能达到较高的水平。 5.2.6.2 透平膨胀机的工况调节 对于空分设备来说，为了提高整个装置的运行经济性，选择合理有效的透平膨胀机调节方法非常重要，好的调节方法应能使机器始终运行在最佳特性比范围内，总具有较高的运行效率。根据结构和配置的不同，空分中透平膨胀机冷量调节的方法主要有：转动喷嘴叶片组调节；机前节流调节；部分进气调节；改变喷嘴叶片高度调节；多台机组组合调节。分别简述如下： 1．转动喷嘴叶片组调节：它是靠安装在外部的执行机构（可以是电动的、气动的或手动的执行器）来带动喷嘴叶片转动而改变通道截面积来实现的。调节时，通过传动机构同步转动均匀排列在导流器盘上的所有的喷嘴叶片，使叶片倾斜角改变，改变喷嘴喉部通道截面积从而改变膨胀机的气量。它基本属于对膨胀量m的一种调节方式；但对于气体增压后再进入膨胀机膨胀的增压机制动透平膨胀机来说，由于膨胀气量的改变使膨胀机轴端输出功率也发生变化，造成增压后气体参数的改变，从而改变了膨胀机的进口参数，也就改变了等熵比焓降△hs，所以对这类膨胀机来说，喷嘴叶片组调节是量和质的混合调节。图5.2.6-3为一转动喷嘴组件图。 图5.2.6-3转动喷嘴组件图 转动喷嘴组件分为固定盘和转动盘，图中喷嘴叶片尾部的转动销与固定盘固定，而头部设有滑槽，当执行机构带动转动盘（外盘）转动时，通过插在滑槽中且固定在转动盘上的销就能带动喷嘴组转动。图5.2.3-5为几种常用转动喷嘴型式，a)图表示的喷嘴，习惯上称之为小叶片喷嘴，其转动轴心位于喷嘴出口边上，在整个调节过程中喷嘴出口与叶轮进口的间隙始终不变，只是进口冲角发生了改 18 变，增加了部分附加损失；而b)和c) 表示的喷嘴，习惯上称之为大叶片喷嘴，在整个调节过程中喷嘴出口与叶轮进口的间隙以及进口冲角始终是变化着的，增加了附加损失。从气流均匀分布的角度来说，小叶片喷嘴略优于大叶片喷嘴，但从方便使用和便于维修、简化结构、使用寿命上来说，大叶片喷嘴更优于小叶片喷嘴，设计时应仅可能使转动销距离喷嘴出口边近一点。 转动喷嘴叶片组调节性能好，在调节过程中能最大限度地利用工质的等熵比焓降，操作平稳、方便，是目前国内外大中型空分用透平膨胀机所普遍采用的，它的调节性能见图5.2.6-1。 2．机前节流调节：在透平膨胀机的进口管道中，设置一气动薄膜（或电动或手动）调节阀，通过调节阀开度的改变来调节膨胀前的气体压力，从而改变膨胀机等熵比焓降△hs和流量m，以实现制冷量调节的目的。这种调节方法基本上属于质的调节。但由于调节阀的特性以及膨胀机进口压力等变化对喷嘴进气量的改变，在气体节流的同时，也会使气体量发生改变，确切地说是一种质和量的混合调节，调节特性见图5.2.6-4。这种调节方法结构简单、工 作可靠、操作方便、可大大简化膨胀机的结构，又 图5.2.6-4节流调节特性 可实现较宽范围的无级调节，若配以可变转速的风机制动，把特性比调到最佳值附近，则对膨胀机的等熵效率没有太大的影响。因此，这种调节方法在小型空分设备的透平膨胀机中获得较广泛的应用。它的最大缺点是不能充分利用工质的有效焓降，降低了装置的运行经济性。 3．部分进气调节：相当于把圆周方向的喷嘴叶片组分成几个数目不等的互相隔开的小组，每一个小组都可以单独控制进气与否，考虑到结构的因素一般设3~4个小组，调节时根据需要可以全开各小组喷嘴，或选开部分小组喷嘴组成不同的组合。它基本属于量的一种调节方式，图5.2.6-5为这种调节方法的示意图。 图5.2.6-5部分进气调节方法示意图及调节特性 1-当为无限多喷嘴组时 2-有限喷嘴组加节流调节时 19 当喷嘴组数目无限多时，它具有较好的调节性能，否则就应和节流调节配合一起使用，机器的效率与喷嘴组开启的数量有关。部分进气调节方法简单可靠，常用在冲动式透平膨胀机中，这时对膨胀机等熵效率影响不大。但用于反动式透平膨胀机时，由于不进气的一段喷嘴弧产生的鼓风损失和气体周向窜漏以及反动度的改变，增加了膨胀机的部分进气损失。这种调节方法现在较少采用。 4．改变喷嘴叶片高度的调节：见5.2.6-6示意图。它的调节原理是，在工作轮进口宽度不变的情况下，通过传动机构来轴向移动喷嘴压盖1（压盖1上铣有与喷嘴叶片断面相同形状的槽），来实现导流器叶片宽度的改变，基本属于量的调节。改变导流器叶片宽度的调节是各种调节方法中调节性能最好的一种方法。它可以充分利用膨胀机的焙降。显然，这种调节方法结构比较复杂，制造加工的要求也较高，因而在一定程度上限制了它的推广应用。 图5.2.6-6改变喷嘴叶片高度 这种调节方法在调节过程中，喷嘴出口与叶轮 的调节方法示意图 进口间的间隙以及进口冲角是不变的，它的附加损失主要是过盖度损失，它主要是由喷嘴开度过大时气流出喷嘴对叶轮的冲击损失和喷嘴开度过小时造成的工作轮内的涡流损失，在透平膨胀机的设计时应充分考虑工况的调节要求，以设定合理的喷嘴开度范围，尽可能减少调节时的附加损失；另一项就是喷嘴和压盖1间的内泄露损失。实验表明，采用这种调节方法，当负荷减少50％时，膨胀机效率仅降低7％左右。 5．多台机组组合调节：按工况调节要求，设置2～3台容量不同的透平膨胀机组来满足变负荷的需要。届时根据情况来确定开哪一台、哪两台或全部开机组。这种调节方法成本较高，且不能实现无级调节。在小型的采用风机制动的透平膨胀机中有采用，以节流调节配合使用效果较好。 图5.2.6-7是反动式透平膨胀机几种调节方法在调节性能上的比较。从图中可以看出，改变喷嘴叶片高度和转动喷嘴叶片组的调节特性相差不多，是最好的；而全节流的调节特性最差；部分进气加节流的混合调节特性介于1和2之间；多台机组组合调节加节流的混合调节特性介于1和3之间。实用上，考虑结构的复杂性、加工工艺性、装配维修方便性和调节可靠性等诸因素，对于大中型透平膨胀机，目前国内外绝大部分厂商都采用转动喷嘴叶片组的调节方法。对于小型的透平膨胀机，由于结构尺寸的限制，一般仍采用节流调节方法为主。 当然，透平膨胀机的调节还应与制动器一起通盘考虑。为了使膨胀机能够经济地为装置提供所需要的冷量，应该尽可能使其维持在最大效率下工作，这就存在一个如何恰当地把调节方法和制动方式配合起来的问题。很显然，发挥透平 20 相对制冷量 图5.2.6-7透平膨胀机特性曲线 1-全节流调节（风机） 2-部分进气调节 3-转动喷嘴叶片组调节 4-改变喷嘴叶片高度调节 膨胀机最大效能的一个重要关键是维持特性比始终保持最佳值。当采用质调节时，由于比焓降△hs有了变化，所以要求转子的转速也要跟着调整，这时用风机、油制动器这一类的制动方式就比较容易实现这种调节；而当采用量m的调节时，由于△hs保持相对不变，这就要求膨胀机也有相对不变的转速，这时电机制动就变的非常适合。 对于增压风机制动的透平膨胀机来说，采用转动喷嘴叶片组调节制冷量，有两种不同的工艺流程，一种是工作介质先通过增压机提高压力，从而提高了单位工质的制冷能力，经装置换热器换热后直接进入同轴的膨胀机进行膨胀，见图5.2.6-8 a)所示。对于这类透平膨胀机来说，前面已经说过，在冷量的调节过程中由于膨胀功的改变，而使得等熵比焓降亦有所变化，是量和质的混合调节，在调节时要同时考虑到转速和△hs对特性比的影响。另一种流程中膨胀机的气源和增 a) b) 图5.2.6-8增压风机制动透平膨胀机的工艺流程示意图 21 压机的气源相对来说是不相干的，见图5.2.6-8 b)所示。调节时，膨胀气量（冷 量）的改变仅影响了增压机的流量和压比，一般来说不会改变膨胀机的等熵比焓降，属于量的调节。只要保持转速不变就能使特性比维持在最佳值附近，获得最佳的运行效率。 对于冲动式透平膨胀机来说，因工作轮前后压力差基本相等，因此大都采用部分进气的调节方法。实验表明，当负荷下降50%时，效率约降低8%，冲动式膨胀机的效率水平较低。 5.2.7透平膨胀机的主机结构 5.2.7.1透平膨胀机的主要特点 空气分离设备中用的透平膨胀机主要功能是为装置提供冷量以进行和维持气体的分离或液化。 透平膨胀机是高速旋转机械，转子的转速从10000 r/min到200000r/min不等，因此设计时要充分考虑转子和轴承系统的工作稳定性、强度和刚度要求，以保证机器的稳定运行周期。在通流部分，介质出喷嘴时的速度高达200m/s以上，所以要避免固体颗粒进入流道中，以很高的速度打在叶轮进口叶片上或反弹打击喷嘴造成叶轮和喷嘴环的损坏。 空分用透平膨胀机一般工作在极低的温度之下，有时出口已带有部分液体。它与周边环境温度形成很大的温差，为了减少热传导和泄漏造成的冷量损失，膨胀机必须有良好的隔热和密封。如低温部分应用性能良好的绝热材料包裹起来；低温和常温的过度部分应尽可能用绝热材料隔开，不能隔开的（如主轴、转动喷嘴传动杆等）则应采用导热性能差的材料等等。另外，在结构和方法上要考虑防止膨胀轮侧低温气体沿轴封的泄漏，这种泄漏减少了制冷量，同时也恶化了内轴承的工作条件，严重时造成轴承毁坏。 工作时工况变化频繁，其一，空分设备在实际运行中，由于不同季节的跑冷损失不同、产量需求的变化等，使所需冷量发生明显变化。其二，在空分启动阶段，由于进膨胀机的气体温度较高，容积流量较大，为尽量缩短空分启动时间，应尽可能增加膨胀量，在整个启动过程中需要不时的加以调节。所有这些都要求膨胀机具有良好的工况调节范围，配以灵敏可靠的冷量调节机构。 我们知道，透平膨胀机工作在极低的温度和极大的温差之下；在工作中，有时膨胀部分在几分钟之内就由常温降到-170~-180℃，或在短时间内又被恢复至常温。这就对膨胀机关键部件使用的材料和加工工艺有较高的要求，要求材料有较高的强度、良好的低温性能、能承受由于瞬间温度的剧烈变化而引起的交变应力、较差的导热性能以及良好的抗腐蚀性能等等。 透平膨胀机是一种对外做功的机械，由介质比焓降的变化而产生的膨胀功必须通过和工作轮相连接的主轴传递给消耗机械功的设备—制动器（见图5.2.2-3）， 22 只有能量平衡了才能有稳定的运行工况。设计制动器时要充分考虑到膨胀机设计及变工况的调节范围和调节手段以满足整个调节过程的功能平衡。 5.2.7.2透平膨胀机主机典型结构 下面给出几种透平膨胀机的典型结构，图5.2.7-1给出的是增压机制动的透平膨胀机结构（风机制动的透平膨胀机也大致相同）；图5.2.7-2给出的是电机制动的透平膨胀机结构，制动器端与减速齿轮箱和电机连接；图5.2.7-3给出的是油制动的透平膨胀机结构; 图5.2.7-4 给出的是增压机制动气体轴承透平膨胀机结构。 参见图5.2.2-2透平膨胀机主机结构示意图。透平膨胀机主要由膨胀机蜗壳、喷嘴环、转子、出口扩压器、轴承箱、密封系统、制动系统等组成。 1) 膨胀机蜗壳：一般来说，蜗壳的截面应按流体流动的变化规律来进行设计，截面形状主要有圆形、矩形、梯形、三角形等等。按形式可分为单蜗室蜗壳、半蜗室蜗壳和双蜗室蜗壳，见图5.2.7-5所示，单蜗室蜗壳的结构相对简单，气流的分配性好，故而使用最为普遍。现代空分设备中，一般膨胀机蜗壳都安装在冷箱里面，膨胀机体从外面装入，这样在装拆机器和检修时非常方便，不用考虑冷箱内绝热材料的问题。为使结构更加紧凑，一般蜗壳内容纳了膨胀机叶轮、喷嘴环、喷嘴压紧机构和喷嘴调节机构。为了避免温度变形造成间隙的不均称，蜗壳多数采用整体轴向装配的结构。 蜗壳是形状复杂而又处在低温下工作的部件，因此蜗壳材料的低温性能要求比较好，低压多用铸铝结构或板材焊接结构，中、高压则常用铸不锈钢、高强度铝合金铸件或铸造铜合金等材料。 2）喷嘴环：喷嘴环各流道是膨胀机进行能量转换的主要部件，对于反动式透平膨胀机来说，约有50%的比焓降在喷嘴内完成，其流道中的损失是影响膨胀机效率的主要因素之一，因此，为提高效率和减少损失，喷嘴环必须有设计良好的流道，组成流道的叶片表面粗糙度应足够小。叶片材料既要有良好的加工性能，又应具有足够的耐冲蚀性。现代空分透平膨胀机中普遍采用转动喷嘴组结构，只是在一些比较小型的膨胀机中为不使结构过于复杂而仍有采用固定喷嘴。图5.2.7-6提供两种典型转动喷嘴环的型式，图a为由转动叶片组组成的喷嘴环，由于它的叶片尺寸相对来说比较大一点，所以习惯上称之为大叶片喷嘴。喷嘴叶片1一般用不锈钢来制造，两平面经磨床磨出，型线和槽可用线切割机来加工。销2为叶片的转动中心，底盘5固定在机壳上，转盘4相对于5是可以转动的，销3固定在4上，当转盘4转动时通过3和喷嘴叶片上的滑槽就能使叶片转动。由于它的转动中心不在叶尖顶端，在调节过程中喷嘴出口直径总是变化着的，但这种喷嘴这种能保证良好的气动性能，并且结构比较简单，目前使用比较广泛。图b为另一种形式的转动喷嘴，叶片3（如图5.2.3-5中a所示）由不锈钢精密浇铸而成， 23 图5.2.7-1 增压机制动透平膨胀机结构24 25 图5.2.7-2 电机制动透平膨胀机结构 图5.2.7-3 油制动透平膨胀机结构26 图5.2.7-4 增压机制动气体轴承透平膨胀机结构 图5.2.7-5 膨胀机蜗壳形式 a) 单蜗室蜗壳 b)半蜗室蜗壳 c)双蜗室蜗壳 1为固定底盘，2为叶片的转动中心，转动中心与喷嘴叶尖顶端在同一圆周上，当转盘5相对于1转动时，固定在5上的销轴通过连接件及固定在3上的销4使叶片转动，这种喷嘴在调节过程中，喷嘴出口直径始终保持不变。由于叶片相对比较小，习惯上称为小叶片喷嘴。它的特点是气流分布比较好，但结构比较复杂。当然，还有另外一些转动喷嘴的结构，但原理上都不出其左右，这里就不一一介绍了。 图5.2.7-7提供了其他一些转动喷嘴的传动方式，在使用中无论采用哪一种方式，结构简单可靠、调节同步、转动灵活始终是它的最终目标。 27 图5.2.7-6 典型转动喷嘴环型式 a) 带转动叶片组的喷嘴环 b) 带有摇臂的转动叶片组的喷嘴环 图5.2.7-7 转动喷嘴叶片的传动方式 a) 滑槽式 b) 扇形齿式 c) 齿轮式 d) 杠杆式 28 图5.2.7-8提供了国内某台小型膨胀机中使用的固定喷嘴，它的叶片是在喷嘴底盘上直接铣制出来的，采用节流方法来调节制冷量。 图5.2.7-8 固定喷嘴叶片结构 为了使喷嘴能达到良好设计的高效率，除了叶片本身的型线和结构外，在各种工况条件下使喷嘴叶片两端面没有间隙（所谓零泄漏喷嘴）十分重要，一般在喷嘴叶片端面设置一压紧机构机，以保证喷嘴端面没有泄漏，气体不会出现短路。图5.2.7-9提供了机构上的一组弹簧4将喷嘴压盖2压紧，从而使喷嘴1的端面没有间隙，活动的滑圈3靠活塞环5进行密封。工作时喷嘴压盖的压紧力除受弹簧力外还受到膨胀前后（喷嘴前后）压力 图5.2.7-9 喷嘴压紧机构图 差在滑圈上的作用力。 3）转子：转子是透平膨胀机中转动部分的部件总成，主要有由主轴、叶轮等组成。主轴的一端装有膨胀机叶轮，另一端装有增压机轮或风机叶轮或联轴器等等，绝大多数为带悬臂端的刚性转子（转子的自振频率高于工作转速）。图5.2.7-10为膨胀机的两种典型转子组件图。图a是增压机制动膨胀机的转子组件图，由主轴、膨胀机叶轮、增压机叶轮及固定螺钉组成。图b是电机制动膨胀机的转子组件图，由主轴、膨胀机叶轮、连接齿套、止推环、压块及固定螺钉组成。 主轴是传递功率的零件，它的一端处于低温区，一端处于常温区甚至高温区，工作条件较差，故对于材料的要求比较高，除要有足够的强度，良好的刚性外，还要求材料的导热性差一些，一般多采用合金结构钢作为主轴的材料，比如：40Cr、40CrNi、12CrNi3等等，在两轴承档处采用渗碳处理，增加表面硬度。 29 一种喷嘴压紧机构机的结构。借助一弹性压紧 a) b) 图5.2.7-10透平膨胀机转子图 高速旋转的膨胀机叶轮是保证膨胀机设计性能的重要部件，同时也是衡量一台膨胀机性能优劣的一个关键部件，不仅应有良好的气动性能，而且应具有足够的机械强度。半开式的径-轴流式叶轮（见图5.2.3-6）具有制造工艺比较简单、结构强度高的优点，对于外径相同的叶轮，它比闭式叶轮能获得更高的圆周速度，因此当前使用非常广泛。对于径-轴流闭式工作轮来说，由于有了轮盖，可以在上面设置密封（如图5.2.7-11），这样就减少了内泄漏损失，能进一步提高透平膨胀机的效率水平，因此闭式工作轮在国内外的许多生产厂家得到了应 图5.2.7-11闭式膨胀机叶轮图 30 用。工作轮的材质一般为铸铝（如ZL201、ZL402等）或锻铝（如LD2、LD5等），半开式叶轮可以采用铸铝精密铸造或锻铝铣制来制造，闭式叶轮也可以采用精密铸造或铣制来制造，但工艺上比半开式叶轮要复杂许多。闭式叶轮可以整体铣制，也有先铣制成半开式叶轮再采用钎焊等方法把轮盖焊上去的。 对于增压机制动的膨胀机来说，增压机就相当于一台单级离心压缩机，它的动力来源于膨胀机。它们在结构上是同轴关系，转速相等。作为一个有机的整体，两者间的性能匹配十分重要。可以用功转换率这个概念来衡量增压透平膨胀机的整机性能： gNENb （5.2-24） NE式中： g 功转换率 NE 膨胀功（膨胀机叶轮输出功） (Kw) N 膨胀机机械损耗 (Kw) b 增压机绝热效率 功转换率越高说明膨胀机的整机性能水平越高，NE实际上就是膨胀机的制冷量Q。从式（5.2-24）可以看出，膨胀机的效率越高，NE就越大，功转换率就越高；增压机的效率ηb越高, ηg也就越高。可以看出，增压机叶轮与膨胀机叶轮同样重要，其气动性能的好坏直接影响着透平膨胀机整机的性能水平。它的结构形式、加工特点和材料选用与膨胀机叶轮是相同的。 膨胀机中，目前国内外厂商多按三元流要求来设计叶轮及通流部件，以求进一步改善整机运行性能。 由于膨胀机中叶轮多用铝材制成，为了提高流道表面的硬度，增加它的耐磨和耐腐性，在加工后须再进行阳极氧化处理，使表面生成坚固的保护层。 主轴和叶轮的连接，各厂商都有所不同，如图5.2.7-12所示为采用端面齿连接的结构，分别在叶轮和主轴上加工出沿周向均布的齿牙，齿牙的分布精度很高，齿面有一定的斜度，安装后起着定心定位和传递扭矩的作用。这种连接 方法结构紧凑，拆卸方便，重复安装精度高，但齿牙的加工精度要求较高。图5.2.7-10所示的连接为带锥形的三角轴连接结构，该种连接同时兼顾了对中功能和传递扭矩的功能，具有良好的重复 图5.2.7-12端面齿连接方式 31 精度和对中性。除了以上两种连接方式，常用的还有，端面多柱销连接方式：沿周向均布若干圆柱销，定位同时传递扭矩；圆柱加键的连接方式：圆柱定 位，键传递扭矩；圆锥连接方式：圆锥定位，靠螺钉预紧产生的摩擦力来递扭矩等等。 实际工作中转子有可能从静止状态瞬间达到1~2万转/分钟，也可能从几万转/分钟瞬间就停了下来，这有可能造成转子螺钉的松落，造成事故，为此转子结构设计还应考虑叶轮的防松措施。 为保证良好的密封间隙和运转时的稳定性，转子组装完毕后，还应进行严格的动平衡，动平衡精度要求可按JB/T5904.2标准中G1级执行。要注意的是，由于透平膨胀机多是套筒式安装的，也就是说动平衡后转子必须拆掉才能装入机器，所以转子动平衡的重复精度一定要好，这样才能保证机器的良好运行。 4）轴承：透平膨胀机中常用的都是整体式的滑动油轴承，目前使用较多的有椭圆轴承、三油楔轴承、四油楔轴承和可倾瓦轴承。图5.2.7-13给出了径向和止推轴承一体的油楔轴承结构，它们有良好的动态性能，且结构相对简单，被广泛使用。它们的止推轴承由油槽分为若干块小轴瓦，每块轴瓦都由带一定斜度的斜面和止推平面组成，一般不允许修刮，只要安装正确并提供清 洁而充足的润滑油，它们就能保证转子的良好运转而不致磨损。图5.2.7-14给出的是一种径 图5.2.7-13多油楔轴承 向和推力一体的可倾瓦组合轴承结 a)三油叶轴承 b) 四油叶轴承 构，这种轴承具有良好的动态性能，运行稳定性较好。轴承的排油经油管回入油箱循环使用，轴承温度用一般铂电阻温度计测量。 图5.2.7-14可倾瓦轴承 32 对于一些高速轻载的小型透平膨胀机，更多的都采用气体润滑轴承。由于气体的粘度很小，故而气体轴承的承载能力一般只有油轴承的百分之一左右。但由于它没有油汽等的污染，所以其环保特点是勿庸质疑的。气体轴承分静压轴承和动压轴承，各有优缺点，目前在小型透平膨胀机中均有采用，但使用较多的还是气体静压轴承。静压轴承需要外界不断地供气，即要消耗部分能量，它的承载能力根据供气压力的不同而变化；而气体动压轴承工作时则无需外界提供压力气，在运行时靠自身的结构自动形成 图5.2.7-15气体静压轴承 气膜，结构相对复杂一些。图5.2.7-15介绍了一种静压气体轴承的结构，径向采用1/4双排节流小 孔，止推采用沿周向均布的单排节流孔。 图5.2.7-16则提供了一种动压气体轴承的结构，径向三块轴瓦是可以摆动的（图示a），它与柔性体之间用球铰链连接，止推动压轴承则采用对数螺旋槽式结构（图示b）, 图5.2.7-16气体动压轴承 共有15个槽。 另外，电磁轴承在膨胀机领域也得到应用，但由于它一次性的投资比较大，控制要求比较高，所以使用不是很广泛，在油田天然气膨胀机上使用较多。 5）密封：密封一般分为内密封和轴密封。内密封为设在膨胀机内部的防止或减少介质在流动过程中产生内泄漏的密封，如图5.2.7-17 b所示为某台膨胀机的内部结构图，2和3处易造成喷嘴进出口间的短路，使蜗壳后介质不经喷嘴膨胀而直接进入工作轮，为此必须设置喷嘴压紧机构使喷嘴端面没有间隙，同时要保证喷嘴动静滑块之间有良好的密封；图1处容易造成工作轮进出口间的短路，使喷嘴后介质直接进入工作轮后的扩压器，对于闭式工作轮，常在叶轮顶部设置阶梯式的迷宫密封（如图b）或端面迷宫密封（如图a）来保证尽可能小的泄漏量；而对于半开式工作轮来说，则应在保证安全运行的情况下使叶轮叶片顶 33 部动静件之间的间隙尽可能小。 图5.2.7-17泄漏与密封 在工作轮背面，低温带压气体会沿轴间向外泄漏，减少了膨胀机的制冷量，另外，由于冷量的外泄还会导致轴承润滑油的固化，造成事故，因此需要设置可靠的轴密封。目前透平膨胀机的轴封普遍采用刚性式迷宫密封，以保证很小的间隙值。图5.2.7-18是几种轴封形式的示意图。 图a所示为在转轴上加工（也可镶轴套）出密封齿，而在静止的密封器体内镶有电化石墨或巴氏合金， 图5.2.7-18轴封形式 加工保证它们具有很小的间隙值或略有过盈，运行时经跑合而在密封器体内刻出密封槽，从而获得很小的密封间隙。图b为光轴而在密封器体内用电化石墨或胶木等制成若干条密封齿和槽，保证较小的间隙。图c所示，密封器体内加工出密封齿，轴上镶套并做出密封槽，它们都做成圆锥形的，通过密封器轴向位置的调整可以获得最佳的间隙值。通过轴封的泄漏是轴封上流和下流压力，间隙值和轴封长度的函数，而轴封上流压力取决于间隙压力。因此，为了更好地控制气体的泄漏和防止润滑油渗入到工作介质内，必须向轴封中通入干燥密封气体，其压力要根据间隙压力(工作轮背气体的压力)的大小来控制。一般设置一差压自动控制阀，调整时应控制密封气压力与间隙压力之差为一较小值，以防止冷气体的泄漏并不至将密封气本身的热量带入透平。 6）扩压器：一般扩压器都采用结构比较简单的圆锥管状扩压管。为了减少损失(见5.2.3.4所述)有时需要采用较长的扩压管，常分成两段，机体内设置一段， 34 出口管口上设置一段。 7）制动器：透平膨胀机中制动器分为功率回收型的和功率消耗型的，空分中增压机制动、电机制动都属于功率回收型的制动器；而风机制动、油制动则属于功率消耗型的制动器，参见5.2.5.2节。 增压机制动器 增压机一般由进气接管、 增压叶轮、扩压器和蜗壳等组成(见图5.2.7-1)，增压轮和膨胀机叶轮装在同一主轴上构成转子，其所需功率由膨胀机提供，气体轴向吸入在增压轮内加速，压力增高，使得气体流经扩压形流道后，将动能转变为势能，随后气体汇集出增压机蜗壳。 为获得高效率，在增压机叶轮轮盖上设置了叶轮密封，同时在增压机叶轮背面也设置了密宫式轴封，并通入一定压力的密封气体，以确保润滑油不渗漏进工艺气中。 风机制动器 风机的结构和与增压机相差不多，只是它对性能方面的要求不是很高，通流部分的设计不象增压机那样讲究。 电机制动 对于电机制动透平膨胀机来说，膨胀机转子的另一端连接一个齿套（见图5.2.7-10b），用以和减速箱连接(见图5.2.7-2)，电机制动透平膨胀机的减速箱有采用平行轴齿轮的、有使用行星齿轮减速的等等，图5.2.7-19~20介绍了这两种 图5.2.7-19行星齿轮减速箱 图5.2.7-20平行轴减速齿轮 减速箱的结构。在空分中，一般发电机的功率按膨胀机最大设计负荷的1.2~1.3倍来选择。 油制动 对于油制动透平膨胀机来说，可在轴承箱上制成多个油槽，和油槽相配的是转子的一段光轴，每个或每几个油槽都可单独进入或者调节润滑油。相当于多个可选择使用或停用的轴承，如图5.2.7-3所示。 35 5.2.8透平膨胀机组 5.2.8.1机组的组成 要保证透平膨胀机主机能长期、稳定、高效、安全地运行，其它的一些辅助设备及安全控制系统是必不可少的，所有这些就组成了所谓透平膨胀机组。一套完整的透平膨胀机组至少应包括： 经良好设计、制造的膨胀机主机 可方便调节的制动系统和工况调节手段 可靠的轴承润滑系统 密封系统 完善、可靠的安全保护和监视系统 支架与冷箱 相应的配套阀门等等 现代空分中普遍使用的是单级透平膨胀机组，在内压缩流程中往往采用大膨胀比或中压级的透平膨胀机组。越来越来越多的液化流程中则常采用两台透平膨胀机组串联起来使用的流程。 下面是比较典型的增压机制动和风机制动的单级透平膨胀机组的机组配置和流程。 图5.2.8-1为国内某台增压机制动透平膨胀机组的组成图，图中没有标示出仪表和控制部分。从分子筛后过来的气体首先由增压机进口截止阀导入增压前过滤器（进一步保证安全），过滤后的气体进入增压机进行增压，增压后的气体通过气体冷却器，将气体的温度冷却到增压前的水平。提高了单位制冷能力后的气体进入空分冷箱中的换热器进行换热，然后再经膨胀机进口截止阀、快速关闭阀和膨胀前过滤器进入膨胀机进行膨胀制冷。 膨胀机采用滑动油轴承，配置了一套完备的轴承供油系统。制冷量的调节采用气动薄膜执行机构带动可调转动喷嘴组。机组配置了两个重要的阀门，其一是快速关闭阀，它是保证在紧急情况下膨胀机能在第一时间停车的重要手段，一般要求反应速度在0.5~1秒之间；其二是在增压机进出口间设置一气动调节回流阀，设置该阀主要有以下用途： 压力调节：根据空分流程的要求，一般希望增压机出口压力保持恒定，该阀 的开大或关小，可使该压力降低或升高，该阀在仪控系统自动控制下，则可达到压力恒定的目的。 防喘振：增压机在一定的进口压力，转速和阀门的开度下，其出口压力上升到一定数值时，机器会发生喘振，此时压力会大幅度波动，并发出强烈的“喘气”声响和振动，将引起机器损坏。为防止这种情况出现，该阀会在参数达到所设 36 定的保护点时自动全开。 图5.2.8-1增压机制动透平膨胀机组 连锁停车：在所设定的参数越限时，电磁阀电源将自动切断，快速关闭阀会迅速关闭，与此同时增压机回流阀将迅速自动全开，以防止增压机喘振，并缩短停车时间，使机器的到最好的保护。 膨胀机密封气系统则采用精密减压阀，根据间隙压力对密封气进气压力进行自动跟踪。 该机组采用整体撬装结构，如图5.2.8-2所示。主机、供油装置、冷箱和支架都装在同一公共底架上，快速关闭阀体也直接做在膨胀机蜗壳上，执行机构则安装在冷箱上方，这使现场机器的安装变得非常方便，结构紧凑，占地面积小。 图5.2.8-3为某台风机制动的气体轴承透平膨胀机组的组成图，图中没有标示出仪表和控制部分。过滤后的膨胀气体经快速关闭阀进入膨胀机，膨胀后经由出口扩压器排出。制动空气从大气经过滤后吸入，经风机压缩后，通过气动调节蝶阀，再进入消音器后排入大气。 机组采用气体静压轴承，配有轴承气系统。设有可调喷嘴，通过喷嘴和风机出口调节蝶阀的有效调节，可以调节制冷量，并使膨胀机始终维持在最佳工作状态。由控制保证对膨胀机密封气进气压力进行自动调节。 参数越限时，电磁阀电源将自动切断，快速关闭阀会迅速关闭，与此同时 37 图5.2.8-2撬装增压机制动透平膨胀机组 1— 冷箱 2—主机 3—公共底架 4—支架 5—供油系统 6—快速关闭阀 7—喷嘴调节阀 图5.2.8-3气体轴承风机制动透平膨胀机组 38 风机调节阀自动全开，以防止风机喘振，并迅速停车。 5.2.8.2轴承润滑系统 现代空分膨胀机中多采用油润滑轴承或气体润滑轴承。对于油润滑轴承的膨胀机，机组的润滑系统是用来为轴承、齿轮等零件润滑和冷却用的。在油制动时，润滑油还作为制动油使用，为简化结构,两者常合并在一个系统内。由于透乎膨胀机转速高，一般都采用带压力的连续循环润滑，而且经过强制冷却。进入润滑点的油压一股要求不低于0.2Mpa，油温控制在30℃~40℃。为了提高轴承的使用寿命和运行的稳定性，一般希望油过滤器的过滤粒度能达到对大于5μm直径微粒的滤除效果。此外，为了保证安全运转，还应设有紧急供油装置和辅助油泵以便紧急情况下的供油。紧急供油装置可采用放在较高位置的高位油箱，利用重力自动供油；或者采用压力油箱，它是利用正常供油时的油压使密封的压力油箱上部空气得到压缩而保持一定的压力，一旦供油压力消失时，利用容器内空气的压力保持短期的供油；也可以采用囊式蓄能（油）器，它的原理是在筒式蓄油器的内部设有一个耐油橡胶皮囊，皮囊内预充有一定压力的气体，当压力油进入蓄油器（筒壳内，皮囊外）时，皮囊被挤瘪，当供油压力消失时，皮囊又慢慢鼓起，将润滑油压入各润滑点。通常紧急供油装置的容量应可以维持机组在l分钟内的润滑需要。润滑油从摩擦表面带出了大量的摩擦热，因此在循环的油路上必须设置油冷却器。对于采用油制动的场合，油冷却器的热负荷还应包括制动功率所转换的热量。 见图5.2.8-1所示供油系统部分，油箱内的油经油泵打上来后进入油冷却器，通过单向阀后再进入油过滤器过滤，过滤器后的油就直接进入各润滑点。在油冷却器后和油箱间设有调节阀，通过回流油量的增减可以自动调节油的压力。通过对油冷却器冷却水量的调节可以控制润滑油的温度，也可在油冷却器的前后短路（不经冷却而直接从油泵出口到油冷却器后）一根油管，设置一个自动温度控制阀，油温过高则短路管口自动关小，反之则开大，自动控制油温。在油过滤器前设有一紧急供油用的蓄能器。油箱内的油蒸气经油气分离器，把蒸气中的油分离出来排回油箱中，“气”则被放至室外。 对于静压气体滑动轴承的膨胀机，轴承气系统就是轴承气的净化和稳定系统，如图5.2.8-3所示。 5.2.8.3安全保护系统 对于高速运转的透平膨胀机，为确保其安全可靠地运转，对机组内的一些关键参数要进行监测，这些参数包括转子转速、振动、油温油压、进出口温度和压力等等，合理地为它们设定报警提示和联锁停车的越限值，最大限度的保证机组的安全运行。图5.2.8-4给出了如图5.2.8-3所示的风机制动气体轴承透 39 图5.2.8-4风机制动气体轴承透平膨胀机逻辑控制图 表5.2.8-1 项 目 供油压力低 供油压力过低 间隙与出口间差压高 轴承温度高 轴承温度过高 膨胀机密封气压力低 增压机密封气压力 转速高 转速过高 增压机出口压力控制 增压机出口压力高 油箱油温控制 油泵失电 膨胀端密封气与间隙差压 回流阀阀位 轴振动大 轴振动过大 报警 △ △ △ △ △ △ △ △ △ 联锁 △ △ △ △ 设定启动条件 设定油泵启动条件 设定油泵启动条件 自动调节 自动全开回流阀 设定启动条件 自动维持 全开为启动条件 40 ≤ 15加温 ≥25加温终 △ △ △ 平膨胀机组的逻辑控制图。表5.2.8-1给出了一般增压机制动透平膨胀机组的控制连锁要求。 5.2.9透平膨胀机的运行、维护和故障处理 5.2.9.1运行 透平膨胀机启动前的准备工作和运行操作，应按厂家提供的使用说明书进行。运行前严格检查机组各系统是否处于完好状态，是否具有启动运行的条件，是保证机组正常运行的一个重要环节。其中以下内容启动前应予以注意： 1）有条件时应用手进行盘车，转子应转动灵活，无任何卡住或滞转现象。 2）润滑系统工作正常。供油装置的油品、油压和油温应满足运行要求。为了不使润滑油进入工作介质中，启动油泵之前轴封应通入密封气；对于气体轴承膨胀机，则要求轴承气压力稳定，满足启动要求。 3）喷嘴调节阀调节线性好，工作正确。 4）所有的报警连锁设置必须灵敏、准确、可靠，特别是膨胀机进口快速关闭阀 联锁关闭应快速可靠，符合设计要求。厂家规定的所有启动条件必须满足。 5）所有阀门关-开位置必须正确。 膨胀机启动后应密切注意机器的运行情况，随时观察轴承温度、间隙压力、转速及整机运行情况是否正常。应注意以下几点： 1）按使用说明书要求启动膨胀机。 2）在启动膨胀机的过程中，应尽量避免膨胀机在过低的转速下长时间运行，因 为过低的转速下轴承难以形成良好的油膜，可能导致轴承的损坏。 3）如果同时启动两台并联的增压机制动透平膨胀机，则要注意开车的同步性问 题，既启动后两台机组应同步进行调整。 4）临时停车后重新启动膨胀机前应特别注意内轴承温度，不得低于厂家规定的温度值，一般不得低于15℃。 5）在正常运行过程中，应尽可能保证膨胀机始终工作在最佳工况点附近，这 样制冷能力才能得到充分发挥，使空分设备在最经济的情况下运行。 5.2.9.2维护和检修 透平膨胀机的正常维护和检修是保证透平膨胀机安全可靠运转的必要措施，也是保持发挥膨胀机最好效能的重要前提。 装拆说明： 透平膨胀机的拆卸、清洗和装配应由具有良好素质的技术工人来完成，严格按照生产厂家提供的技术文件进行。膨胀机的拆装必须在十分清洁的条件下进行，所有零部件特别是轴承、密封、叶轮、压紧机构和喷咀环等都必须特别 41 小心地处理，应注意以下事项： 1）拆卸时各主要件应做好对应标记，复装时按标记进行。 2）一般来说，轴承本身是不允许进行任何修正的。每次安装都应对轴承的完好程度进行确认，对止推间隙（轴向间隙）进行检查。 3）转子更换零件或对转子动平衡有怀疑时（在运转时，根据运转噪音的增加也可判断其不平衡），必须按转子图纸的要求对动平衡进行校正。 4）必须按装配间隙图要求，使喷咀叶片与工作叶轮进口处叶片、增压机轮出口处叶片与扩压器对中。 5）对于零泄漏喷咀，喷咀叶片两端面与盘的滑动配合面，应喷涂低温润滑剂，以免传动过程中或装拆时拉毛。 6）主机完成装配后，用手拨动转子时应转动灵活，无任何卡住或滞转现象，更不允许有不正常的碰触声音出现。 维护说明： 1）喷嘴环：只要供应的气体是清洁的，即使喷嘴叶片的光泽变暗，也不会影响效率。但如气体中含有较大的即使是少量的固体颗粒或含有二氧化碳以及产生液滴时，就会产生喷嘴叶片的磨蚀，严重时会出现凹坑，使效率明显下降，这时就应更换喷嘴环，在装置启动期间，最容易产生磨蚀，因此操作时要特别注意。 2）叶轮：与喷嘴环相同的原因，也可能造成对叶轮叶片进口边磨蚀，如果磨蚀严重甚至出现凹坑，就会影响运行效率，导致破坏动平衡，应更换工作轮。 3）膨胀机与增压机的叶轮密封：叶轮密封器易遭轻微磨损，这样导致效率下降，如果密封器发生明显磨损就必须进行更换。 4）轴密封：一般来说轴密封在运转时也会发生轻微磨损，但如磨损严重，就应调换轴密封，因为过大的间隙会使轴承温度降低并增加漏气损失。 5）轴承：轴承一般都经过良好的设计并用机械加工保证，因此其内孔和止推面一般都不允许进行任何修正。如果发现由于暂时超负荷或润滑不良而引起轴承损伤，就应更换轴承。 6）供油系统：a.油冷却器一般一个运行周期应进行一次清洗，如果冷却水不干 净，清洗次数相应增加，可以根据冷却效果决定。b.发现油过滤器阻力明显增加时就应对滤芯进行清洗或更换。c.润滑油品质是保证轴承性能的重要因素，应定期检查油的性能（外观、粘度、成份、流动点、闪点等）。d.按厂家的说明书，定期检查紧急供油装置，确保其人何时间在线能起作用。 7）快速关闭阀：应定期检查，每次开车前和停车后均应进行检查。以确认其关 闭速度和与其它连锁的协调功能，比如快速关闭阀关闭的同时，增压机回流阀 42 或风机调节阀是否打开、电机是否分闸等等。 8）一般来说，在各种情况下都不允许膨胀机反向旋转，避免损坏轴承。 主要故障及其处理： 以下列举一些常见的主要故障及其产生原因，以便针对这些原因进行相应的处理。 1）轴承温度太高 a 供油量不足； b 供油系统不清洁（如油过滤器堵塞等）； c 旋转部件不平衡。 d 轴承已经磨损。 e 轴承过载。 2）内轴承温度太低 其危害性是：温度太低会使轴承间隙太小而影响正常运行，严重时还会引起润滑油固化，破坏轴承工作环境。其原因主要有： a 内轴封间隙过大。 b 轴封气压力太低。 c 停车时装置冷气体的窜流（此时必须起动油泵加温轴承）。 d 机体内有冷气体泄漏（短路）。 3）膨胀机进口带液 出现这种情况时，容易打坏喷嘴环和叶轮，同时由于这时叶轮起了“泵”的作用，会使间隙压力增高，加重止推轴承的负荷，可能引起轴承等零件的损坏，应予以注意。 4）固体的颗粒进入叶轮 固体异物进入会打坏叶轮和喷嘴环，固需要检查机前过滤器的工作是否良好。 5）膨胀机间隙压力高于正常值 对间隙压力应特别注意，间隙压力与出口压力之间的压差与止推轴承的负荷有直接关系，为了防止间隙压力过高引起机器故障，因此在出现间隙压力过高时必须查明原因，及时处理。可能有以下原因： a 实际运行参数偏离设计值。 b 安装不正确。 c 液体进入喷嘴和叶轮间的空间。 e 膨胀机叶轮有“冰堵”现象。 6）膨胀机间隙压力过低 43 喷嘴流道堵塞 7）膨胀机振动变大 a 转子动平衡被破坏(叶轮损坏、安装不正确、叶轮上有凝结物等)。 b 工作转速与转子本身的固有频率相近或相等而产生共振。 c 油膜厚度周期性变化引起的油膜振荡。 d 膨胀机喷嘴出口带液，液滴被抛向叶轮外缘并迅速汽化，使间隙压力产生大幅波动。 e 增压机或风机制动时，制动器进入喘振区工作而引起的振动。 44 本文来源：https://www.wddqw.com/doc/ab3617dc9d3143323968011ca300a6c30c22f120.html