风机和压缩机FanBlowerCompressor 第一章概述
风机和压缩机是用于输送气体的机械，把原动机的机械能量转换成气体的能量。 §1风机和压缩机的分类和应用 一．分类
1．按工作原理分类 按工作原理可分三类： （1）容积式，包括活塞式和回转式，后者又有罗茨式风机，滑片式和螺杆式等。 （2）叶片式又称透平式，包括离心式，轴流式，混流式（斜流式）和横流式。 （3）喷射式。
图1－1活塞式
图1－2罗茨式
图1－3滑片式
图1－4螺杆式
图1－5离心式
图1－6斜流式机
图1－7轴流式机械
图1－8横流式
图1－9喷射式
2．按产生的压力的高低分类
根据排气压力（以绝对压力计算）的高低，输送气体的机械可分为： 通风机，排气压力低于11.27×104N/m2 鼓风机，排气压力在（11.27~34.3）×104N/m2 压缩机，排气压力高于34.3×104N/m2
（大气压1kg/cm2=1.01972kg/cm2=1.01325×105Pa）
二．风机的应用
风机广泛地应用在国民经济的各个领域。 §2风机的结构和参数 以离心式通风机为例：
图1－10离心通风机简图
以离心式通风机为例可以看出风机的主要的几个部件：进气室，进气口，叶轮，蜗壳，出气口，扩散器等几个部件组成。 其主要参数与水泵相似的有：（1）流量（体积流量式质量流量）；（2）压力；指风机的压力升，即进出口压力之差，分全压△P，静压△Ps，及动压△Pd (3)转速n(r/m)；（4）轴功率Ns(kw=1.36ps)；（5）效率。 §3气体的物理性质
我们着重介绍通风机常用的空气的物理性质。 一．标准大气状态 温度为273K（0℃），绝对压力为101325N/m2（760mmHg）,
重力加速度g=9.807m/s2时干燥空气状态称为标准大气状态，或叫大气的标准状态。在标准大气状态下空气的密度为ρ=1.2931Kg/m3。随着海拔高度的增加，大气的压力，温度，密度都变化，海平面的大气压力为101325N/m2，温度为288K（15℃），密度为1.2258Kg/m3。海拔高度为H时的大气状态可分为两种情况： H≤11Km时：(troposphere)
Pb=101325(1-0.02257H)5.256,N/m2(H单位为km) T=288-6.5H,K
ρ=1.2258(1-0.02257H)4.256,Kg/m3
H≥11Km时：同温层（stratosphere） Pb=101325×1.266e-0.1578H,N/m2(H单位为km) T=216.5,K
ρ=1.2258×1.684e-0.1578H,Kg/m3 二．风机标准进口状态
我国规定的风机进口状态是指：工质为空气，压力为101325N/m2（760mmHg）,温度为293K（20℃），相对湿度Φ为50%的湿空气状态，其密度为1.2Kg/m3。 三．空气的其他参数
（一）密度单位体积气体的质量。
空气在标准状态下的密度为1.2931Kg/m3，随着压力，温度，相对湿度的变化，空气的密度亦要改变。 1．干燥空气的密度
在任意温度T，压力P时干空气的密度用下式表示：ρ=1.2931×（273/T）×（P/101325），Kg/m3 （R=287），J/（Kg·K） 2.湿空气的密度
ρ=1.2931×（273/T）×(（P-0.378ΦPs）/101325），Kg/m3 式中Φ——相对湿度；
Ps——Tk时饱和水蒸气的压力（N/m2） （二）.粘度
流体具有粘性，这样在流体质点间做相对运动时，就会产生内摩擦力（阻力）。实验证明两层流体之间的内摩擦力F（单位为N）与面积A（m2），速度梯度dc/dg(m/s·m)成正比。 F=μAdc/dg
比例系数μ称为动力粘性系数（Pa·s）,而运动粘性系数ν（m/s2）为 ν=μ/ρ。
粘性系数与压力和温度有关，一般压力影响很小。液体的粘性系数决定于分子间的引力，故随温度升高而下降，空气的粘性系数决定于分子运动的动量交换，温度升高，分子运动加速，粘性增大，即 μ=17.24×10-6×(380/380+k)×(273+k/273)3/2Pa·s (三)比热
单位质量的物体温度升高一度所需的热量为比热用C表示，单位为J/Kg·K。 气体的比热与气体状态变化过程有关，在气体压力式比容保持不变的过程中，气体的比热分别称为定压比热Cp,和定容比热Cν。Cp与Cν的比值叫比热比。对于不考虑分子之间作用力及分子本身大小的理想气体，比热比等于绝指数K，即 K=Cp/Cν
对于空气K=1.4。 （四）气体的比重
某一气体的重度与同一温度，同一压力下干燥空气的重度之比，称为比重： 气体比重=气体重度γ'/干空气的重度γ =气体密度ρ'/干空气密度ρ
=气体分子量/干空气的分子量。 气体的比重是无量纲量。 三.压缩系数
假设使体积为V（m3）的流体压力变化为dp(N/m2）时发生的体积变化为dV,其压缩系数表示为： β=-(1/v)·dV/dp(m2/N)
β的倒数叫做体积弹性系数。可以用-dρ/ρ代换dV/V，上式可改写为： 1/（ρβ）=dp/dρ(m2/s2). 令1/（ρβ）=α2
则α是该流体内压力波（声波）的传播速度（声速）： α=（dp/dρ）1/2(m/s)
理想气体做等熵变化时： α=（KRT）1/2(m/s) 式中R是气体常数（J/Kg·K）。对于一种气体，气体在等熵变化时的音速α与T1/2成正比。另外在t℃的纯水和干燥空气中的声速αw和αa可用下式计算：
αw=1404.4+4.8215t-0.047562d2+0.00013541t3 αa=331.68×((273.16+t)/273.16)1/2 =331.5+6.61tm/s §4气体的状态变化和能量转换
在低压风机中，流体的内能可以认为是不变的，但是压缩机中，由于压力和温度的变化很大而造成气体内能的变化。为了说明气体在风机中的工作过程，先说明一下热力学中的基本概念。 一．热力学第一定律
物体靠温度和压力等保持在内部的能量成为内能，用u表示。内能是分子的动能和由于分子相互之间的吸引力所产生的位能的总合，它与物体本身的速度和高度无关。
现考虑一个跟周围环境没有质量交换，但有热和功交换的抽象的热力学封闭系统。对此系统中的气体加一微热量dQ,dQ一部分消耗在系统抵抗外部的压力p,使系统的气体体积变化了dV（膨胀）时所做的功dw上面,另一部分用于增加了内能du，
而贮存在气体内部，这样热力学第一定律的表达式为 dQ=du+p·dV
如果用单位质量气体的内能u，单位质量气体得到的热量dq，和比容变化dv表示,则上式为： dq=du+pdv
二．理想气体的状态方程
气体在变化过程满足下式的气体，称为理想气体或空气气体。 Pv=RT
式中V为比容，T为绝对温度，R为气体常数。大多数气体可近似看成为理想气体。若气体的分子量为μ，那么一摩尔（mol）气体的状态方程为： μvP=μRT
由物理学可知，当压力，温度相同时，一摩尔的各种理想气体的体积μv均等于22.4m3，故上式为： 22.4P=μRT
μR=22.4×101325/273=8314.7J/(mol·K)
μR称为通用气体常数，与气体性质无关。以μR值代入状态方程： μvP=8314.7T
根据比容的定义：Cν=（dq/dT）ν和Cp=(dq/dT)p及第一定律： Cν=du/dT,Cp=du/dT+Pdv/dT 三．气体机械中的能量转换 （一）不可压流体的伯努利方程 低压风机中可认为气体不可压缩。如图所示的系统进口的压力和速度为P1，C1，距离基准面的高度为z1，密度为ρ1, 而出口断面以下标―2‖表示。假定单位时间内外界对系统所作的功为l21,那么在不考虑损失的情况下，伯努利方程为： P1/ρ1+C12/2+gz1+l21=P2/ρ2+C22/2+gz2
单位为J/Kg,P为流体的静压，ρC12/2为流体的动压，动压和静压之和为总压P*：（滞止压力） P*=P+ρC2/2（Pt）
(二)气体机械中的能量转换
对于气体机械由于内能可以变化，而且有热量传递，图中q21为系统中单位质量的气体排出的热量，根据v=1/ρ,此时能量方程可以写成为： P1v1+C12/2+u1+l21'=P2v2+C22/2+u2+q21
在气体中定义单位质量气体的功能u和功Pv之和叫做气体的焓，用h表示 h=u+Pv
这样能量方程可以简化为： h1*+l21=h12*+q21
四．封闭系统中气体的状态变化
系统中的气体以一种状态（PT）过渡到另一种状态就是变化。可以用T，P或体积的变化来描述变化过程。对于理想气体的变化包括等容变化，等压变化，等温变化和绝热变化。而实际气体的变化比较复杂可用多边变化来描述。下面就封闭系统来说明上述几种变化。
1．等温变化（isothermalchange）
气体在保持温度一定的条件下进行的状态变化，叫做等温变化。在等温变化中，状态方程为： Pv=const
那么dv=-v(dp/p)。故在等温过程中单位质量气体从P1，v1到P2，v2状态，外部对系统所做的功（绝对功）为： （注：Pdv为系统的膨胀功） Wis,21=Pdv=-Pv(dp/p)=P1v1·ln(P2/P1)=P1v1·ln(v1/v2)
在等温变化中，气体的内能保持不变。因此系统向外排除的热量就等于W21，故 qis,21=wis,21
2．等容变化（isovolumetricchange） 在等容变化中，系统的体积保持不变，这样外部对系统所做的功为零，即W21=0，那么系统的内能变化du为： du=CνdT
故气体内能的变化为温升与定容比热的乘积，一般情况Cν是常数式是T的函数，故内能u可以看成只是T的函数。 3．等压变化isobaric
在等压变化中dP=0,理想气体的状态方程可以写成 RdT=Pdv
那么CP=du/dT+RdT/dT=Cν+R CP=(K/K-1)R,或Cν=（1/K-1）R. 同时可得： dh=du+Pdv+vdP dh=CνdT+Pdv =(Cν+R)dT=CPdT
4.绝热变化（adrabatic）
与外部没有热量交换的变化叫绝热变化。即dq=0,由第一定律： du=CνdT,Pdv=dl CνdT+Pdv=0
代入微分形式状态方程Cνdv/v+Rdv/v+CνdP/P=0 Cpdv/v+CνdP/P=0
Kdv/v+dP/P=0(K=Cp/Cν)
从上式得到绝热变化中的状态方程： Pvk=const(Tvk-1=const,T/Pk-1/k=const)
这样在绝热变化中，系统从外部得到的功为： Wad,21=Pdv=(P2v2-P1v1)/(k-1)
=P1v1((P2/P1)(1-1/k)-1)/(k-1)=R(T2-T1)/(k-1) =Cν(T2-T1) 上式表明，在绝热变化中气体对外做功等于其内能之差Cν(T2-T1)，引入状态量熵（entropy）的概念来考虑绝热变化，熵的增量为： ds=dq/T(J/Kg·K)
在可逆变化中dq=0，因此熵是常数，所以绝热变化也称为等熵变化（isentropicchange）
注：dQ表示的热量不是状态量，而P,v,T,h等称为状态量。 理想气体的状态由二个量表示就行了。由第一定律： dq=CνdT+Pdv代入状态方程 CνdT+RTdv/v=dq
当方程两边除以T时，右边的dq/T就会成为全微分的形式： CνdT/T+Rdv/v=dq/T
这样dq/T的积分就会与积分路径无关，所以dq/T是表示一个状态量的全微分。 5．多变变化(polytropicchange)
在实际的压缩机械中，状态变化激烈，因此，即使从外部进行冷却也形成不了等温变化，如果不进行冷却，就总会有一定的热量交换，也不是完全的绝热变化。这样实际气体在压缩机中的变化可以通过在下面的式中选择适当的n值近似表示，按这种关系进行的变化为多变变化： Pvn=const,Tvk-1=const,T/Pk-1/k=const 由上面可知：
n=1时相当于等温变化 n=k时相当于绝热变化 n=0时相当于等压变化 n=∞时相当于等温变化
在图1-11为多种变化中P-v曲线。在多变变化中 Wpal,21=(P2v2-P1v1)/(n-1)
=P1v1((P2/P1)(1-1/n)-1)/(n-1)=R(T2-T1)/(n-1) =Cν(k-1)(T2-T1)/(n-1)=(k-1)(u2-u1)/(n-1)
图1-11
五．开式系统中气体状态变化和功的计算
压缩机等风机在稳定状态下，可以看成是开式气体系统，流体从进口1进入，从出口2流出，在稳定流动中系统内的流体质量是不是不变的。单位质量的气体从进口1的状态到出口2状态外界所做的功l21由三部分组成： l21'=（q21+u2-u1)+(P2v2-P1v1)+(C22/2-C12/2) 第一项相当于封闭系统状态变化所需的功 第二项为气体在系统进出口所做的功 第一，二项之和为l=vdP压缩功。
第三项为动能变化。由图可见第一，二项的面积（在侧面）可得： lis,21'=lad,21+(C22/2-C12/2) =P1v1ln(P2/P1)+(C22/2-C12/2)
(l21'称为工程功)W21称为绝对功，l21为系统的压缩功，在绝热变化中 lad,21'=(k/(k-1))*RT1((P2/P1)k/(k-1)–1)+(C22/2-C12/2) =K/K-1*R(T2-T1)+(C22/2-C12/2) 令总温度T*为：
Tb*=T+(K-1)*C2/2KRk/k-1=Cp lad,21'=(k/(k-1))*R(T2*-T1*)
=(k/(k-1))*RTb1*((P2t/P1t)1-1/k–1) 对于多变变化：
lpod,21'=(n/n-1)*RT1((P2t/P1t)1-1/n–1)+1/2(C22-C12) =(n/n-1)R(T2-T1)+(C22/2-C12/2)
一般在往复式压缩机中，靠外部冷却，其内部变化接近于等温变化，故n
第八章离心式压缩机原理 §1离心式压缩机的结构及应用 排气压力超过34.3×104N/m2以上的气体机械为压缩机。压缩机分为容积式和透平式两大类，后者是属于叶片式旋转机械，又分为离心式和轴流式两种。透平式
主要应用于低中压力，大流量场合。
离心式压缩机用途很广。例如石油化学工业中，合成氨化肥生产中的氮，氢气体的离心压缩机，炼油和石化工业中普遍使用各种压缩机，天然气输送和制冷等场合的各种压缩机。在动力工程中，离心式压缩机主要用于小功率的燃气轮机，内燃机增压以及动力风源等。
离心压缩机的结构如图8-1所示。高压的离心压缩机由多级组成，为了减少后级的压缩功，还需要中间冷却，其主要可分为转子和定子两大部分。分述如下： 1.转子。转子由主轴、叶轮、平衡盘、推力盘、联轴器等主要部件组成。 2.定子。由机壳、扩压器、弯道、回流器、轴承和蜗壳等组成。
图8-1离心式压缩机纵剖面结构图
(1:吸气室2:叶轮3:扩压器4:弯道5:回流器6:涡室7，8:密封9:隔板密封10:轮盖密封
11:平衡盘12:推力盘13:联轴节14:卡环15:主轴16:机壳17:轴承18:推力轴承19:隔板20:导流叶片) §2离心式压缩机的基本方程 一、欧拉方程
离心式压缩机制的流动是很复杂的，是三元，周期性不稳定的流动。我们在讲述基本方程一般采用如下的简化，即假设流动沿流道的每一个截面，气动参数是相同的，用平均值表示，这就是用一元流动来处理，同时平均后，认为气体流动时稳定的流动。
根据动量矩定理可以得到叶轮机械的欧拉方程，它表示叶轮的机械功能变成气体的能量，如果按每单位质量的气体计算，用能量：
（8-1）
式中
和分别为气体绝对速度的周向分量，和叶轮的周向牵连速度，下标1
表示，称为单位质量气体的理论
和2分别表示进出口。利用速度三角形可以得到欧拉方程的另一种形式：
（8-2）
二、能量方程
离心式压缩机对于每单位质量气体所消耗的总功做功
，内漏气损失和轮组损失所组成的。
，可以认为是由叶轮对气体
首先根据能量守恒定律可以得到：
（8-3）
式中
为输入的热量，
为内能，
为压能，
为动能。那么（8-3）
式表示：叶轮对气体所做功，加上外界传入的热量等于压缩机内气体的内能，
压能和动能的增加之和。可以把内漏气损失和轮阻损失看成是传入到气体内的热量
，因为损失和
(8-4)
就会得到
（8-5）
那么压气机所做的总功等于气体的焓增和动能的增加。 三、伯诺里方程
对于可压缩的气体，压缩机中的伯诺里方程可以用下式表示：
转化成热量会使机内气体的温度升高。那么：
（8-6）
式中：为压缩机中从进口1到出口2之间的流动损失，积分表示压缩机
压缩过程的压缩功，与变化的过程有关。（8-6）式可以从热力学第一定律和能量方程（9-3）式得出，热力学第一定律的微分形式为：
(8-7)
即系统能量的增加等于传入的热量与绝对功之和，其中为比容，积分（8-7）式得到：
（8-8）
其中
(8-9) 、
为出口和进口的焓。
是流动损失，
上两式与式（8-4）（8-5）结合可以得到式（8-6）式，（8-6）与式（8-2）比较，得出：
（8-10）
式（8-10）中为压缩功表示为了提高压力所做的功，压力的提高由叶轮通
道进出口的动能减少和离心力所做的功()组成，并且要减去流动
损失部分。压缩功与叶轮中的气体变化过程有关。 1．等温过程。用
表示压缩功
（8-11）
2．绝热过程 对于完全绝热过程
，
。其过程方程为：
=常数或绝热过程压缩功
＝常数 为：
（8-12）
3．多变过程的压缩功
为：
（8-13）
四、压缩过程在T—S图上的表示 热力学第二定律的表达式为：
（8-14）
式中S为熵。在T—S图中，
为过程曲线下的面积，如图8-2(a)表示。
图8-2（a）图8-2(b)
同样，从过程起点1至终点2，热量为： q12=如图8-2(b)所示，为吸入热量 根据热力学第一定律可以得出：
（8-15）
对于等压过程：
常数，
，故有：
（8-16）
（8-17）
由式（8-16）可知等压过程在S—T图上为对数曲线，如图8-3所示。所吸入的热量用式（8-17）表示。
图8-3等压过程线 1．等温过程
等温过程在T—S图上为水平线，当从1点至
点，此时应该传出热量
至
点时（
），即从图8-4上的
表示，即：
，其值由图8-4中的面积
（8-18）
式（8-18）表示传出的热量为等温过程中的压缩功。
图8-4等温过程线
2．绝热过程
绝热过程在S—T图上为垂直线，即为图8-4中的绝热过程中，传入的热量
线。
那么dS＝0，S
，同时没有流动损失，即
可表示为：
＝常数，故又称为等熵过程，此时压缩功
（8-19）
即
相当于等压压缩从
所以等熵压缩功大于等温压缩功，差值为高，压缩功就必然大。 3．多变过程
实际的压缩过程比较复杂，可用多变过程表示，在多变过程中为了简单分别讨论：
a．在多变过程中存在流动损失，无传入的热量，即此种多变过程由图8-5（a）中12曲线表示。
，
，
，
，这是由于等熵压缩的终点温度
至
，也相当于
所围的面积，同时可以看出：
图8-5（a）多变过程线路图8-5（b） 多变压缩功为
(8-20)
为图8-5（a）中的a2‖2’21ba所围的面积。而理论功
为：
（8-21）
其中
为图8-5（a）中
所围的面积，在不考虑动能变化时，为
即为损失转化为热量传入系
所围的面积，在图8-5（a）中流动损失所做的功统，此热量为当有热量
。
为：
传入时，总功
（8-22）
当不考虑动能变化时，此时
。
b．有热交换的多变过程，考虑比较简单的（b）中的曲线12表示，此时过程为放热过程仍由图8-5(b)中面积那么在不考虑动能变化时，
表示，
为
，。 ，而
为
的情况，可用图8-5
即为
所围的面积。此时图8-中
为
为
所围的面积。此种多变过程为放热过程，由于有冷却那么
。
五、总耗功和功率
对于压缩机的一个工作级，其理论功率可用
(w)，
同理，总功率
为有效质量流量。 为：
式中：
为轮阻损失功率，
为漏气损失。
表示：
（8-21a）
可用下式表示：
其中：那么：
那么总功率为：
(kw)（8-21b）
轮阻功率为：
(kw)（8-21c）
漏气功率为：
和
(kw)(8-21d)
六、滞止参数的表示： 令
为滞止温度（即总温
），其表示为：
（8-22a）
或令
M为马赫数
，那用
表示时，总功可以写成：
（8-22b）
为滞止焓。滞止压力
，可以用绝热过程表示出：
在绝热流动中，
，那么
如果有流动损失存在
，故在绝热流动中
存在，使
减少，那么
七、压缩机效率的表达式
由于压缩机中存在多种压缩过程，故可以用各种效率来表示，其中有多变效率
，绝热效率1．多变效率
，以及等温效率
多变效率为多变压缩功与总功率之比：
（8-23a）
其中
多变效率
（8-23b）
当忽略
的动能变化时：
（8-23c）
2．绝热效率 绝热效率可以用
和
表示，后者为滞止绝热效率，它们分别定义如下：
（8-24a）
忽略动能变化时：
（8-24b）
（8-25a）
(8-25b)
此时：
(8-26)
3．等温效率等温效率
和流动效率
为：
（8-27）
流动效率
为：
（8-28）
§3压缩机内的基本过程变化
图8-6离心式压缩机简图
离心式压缩机的每一个工作级一般由（1）、进气道
；（2）、叶轮分导风轮
和工作轮组成；（3）、无叶扩压器22－33；（4）、叶片扩压器33－55（44断面为叶片扩压器喉部截面）；（5）、集气管等组成（55有时表示集气管出口）。叶轮进
口直径为8-7所示。
(和分别为进口轮缘和轮毂直径)。各部分的气动参数变化如图
图8-7压气机多部分参数的变化
压缩机工作级中的气体压缩过程可以用焓熵图表示。如图8-8所示，各部分的压缩过程分别叙述如下： 1．压缩机进气道 进气道从
至1―1，进气道的滞止压力为
，
叶轮进口的滞止压力为
，
如图8-8所示，由于有流动损失至1点，1点（点）的熵值大于焓
<
，可以认为在进气道的膨振过程由
点
的熵值，流动损失使的内能加大，而滞止
而可以认为
（8-29）
78．出口气流角79．长度
五、叶片扩压器参数 80．取轮径比
19.110 23mm
1.457
81．出口直径82．出口宽度83．进气口冲角84．叶片进口角85．叶片出口角86．叶片进口阻塞系数87．进口通道面积88．叶片数2D=16～3029 89．进口喉部宽度90．设出口气流密度
408mm 14.5mm 2～520
21.110 (8-12～20)410 =0.8～0.90.9
48cm2
114mm 2.12kg/m2
91．出口气流速度103m/s
92．出口空气温度93．多变效率
0.7～0.80.8
406K
94．多变指数项2.8
95．出口空气压力
2.47×105pa
96．出口空气密度
六、蜗壳参数 97．蜗壳出口气流速度
2.21kg/m3
60m/s
98．出口空气温度99．多变效率
0.5～0.650.60
409.5K
100．多变指数项
101．出口压力
2.52×105pa
102．蜗壳出口密度
211kg/m3
103．出口滞止温度411.3K
104．出口滞止压力七、压气机参数校核 105．增压比106．滞止增压比
2.4ρ
2.53
2.56×105pa
107．等熵压缩功J/kg
108．压头系数
109．绝热效率
110．功率
§9离心压气机的特征曲线 在进气条件一定【即进口压力压力比
，效率
随流量
273kw
，温度】和转速不变条件下，
的变化关系，通常称为压气机的流量特性曲线包
括压力比特性和效率特性两组曲线。如图8-18所示。
图8-18离心压气机的流量特性曲线图8-19等效率线 由图可见在n一定的情况下 1．2．
减小，起初压比加大至某一个值后，压比缓慢下降。 减小至某一个数值
出现喘振流过压气机的气流出现喘振流过压气机
的气流出现强烈的低额脉动。 3．一定转速下，流量增加至象。
压力比、效率均急速下降，出现压气机喘振现
4．流量范围其流量范围，随
增加而减少。
同时可以得出压气机的等效率线。
喘振和堵塞产生的原因为压气机内部流动的状态所决定的。
1．产生喘振的原因，是由于压气机在某一个小流量下工作时，在叶轮和扩压器中产生强烈的气流分离索引起的。
当转速一定时，流量等于设计值时，叶轮进口和扩压器进口冲角为零，气流平顺的流入叶片通道。
当流量大于设计直时，叶轮进口冲角<0叶片的股面产生气流的分离。由于气流的转变产生的离心力，使气流挤向叶片凹面，因此分离不会向叶道内部发展。而扩压器的进口冲角
，在扩压器叶片的背面产生分离，而在扩压器叶道中，
气流按对数螺线运动趋势总是挤向叶片的背面。因此分离总是限于叶片的进口部分。这两种进口的分离仅仅带来―冲击损失‖。
a．设计工况b.大于设计流量c.小于设计流量 图8-20一定转速下不同流量叶轮前缘的流动情况 当流量小于设计值时，叶轮进口的冲角
，在叶片背面产生分离，离心力的
，在凹部
作用使气流的分离加剧，如图8-20（c）。此时扩压器进口的冲角
产生气流分离，由于气流挤向叶背，使气流分离加剧，图8-20（c）。由于气流的分离使压气机工作处于不稳定状况，而出现喘振。 2．压气机产生阻塞的原因
当压气机叶轮进口截面与扩压器进口截面任何一处气流速度达到声速时，就会出现阻塞现象，出现声速的截面称为临界截面。其上游的压力比已达到临界值，不会再影响下游气流速度，通过该截面的流量也就不再增加，就是说达到了压气机某一转速下的最大流量，称为阻塞流量。
离心压气机，阻塞现象多在导风轮入口的喉部，或叶片扩压器进口喉部。对于轴向进气的叶轮，堵塞流量
为：
式中——导风轮进口喉部面积；
——进口滞止密度； ——进口滞止声速。
随转速n的增加而增加。叶片扩压器的阻塞流量是喉部面积速
之乘积：
，密度
声
图8-21一定转速下不同流量扩压器的流动情况
