【正文】 th pressors would be sized to achieve their best efficiency at 100% flow, while allowing for 10% flow above the design flow. Different mechanical efficiencies have not been considered for this parison. The reciprocating pressor efl39?！疤烊粴鈮嚎s服務(wù)六主線壓縮機(jī)閥門的性能和耐用性試驗(yàn)”。美國機(jī)械工程師協(xié)會，第 124 欄 .R， 2021?！安粚ΨQ接壓縮機(jī)站閑置產(chǎn)能” 。當(dāng)效率值用來計(jì)算功耗時機(jī)械效率具有重要作用。高速往復(fù)壓縮機(jī)在效率上可能比較低。大中型壓縮機(jī)都將達(dá)到 100%流量的最佳效率，并允許超出設(shè)計(jì)流量的 10%。特別地，壓縮機(jī)設(shè)計(jì)修改的戰(zhàn)略需求（如：離心壓縮機(jī)重新旋轉(zhuǎn)，改變缸徑，或給往復(fù)壓縮機(jī)添加固定間隙）在這里不被考慮。 改變流量的常用方法是改變速度，改變間隙，或取消激活缸頭（保持進(jìn)口閥開啟）。從一個單元的角度來看，負(fù)荷控制包含降低單元流量（通過卸載或速度）使操作盡可能的貼近設(shè)計(jì)扭矩限制，并在壓縮機(jī)或驅(qū)動程序沒有超載的情況下進(jìn)行。這個容量和負(fù)荷可通過速度調(diào)諧，或者通過一個單一單元的缸間隙中的許多小調(diào)整（加載步驟 ）來調(diào)諧。因此，如果沒有額外的措施，流量將大致恒定 —— 除了容積效率將增加的變化，所以降低壓力比而增加流量。 圖 3 顯示了一個典型的實(shí)際例子：不同流動要求的管線運(yùn)行點(diǎn)繪制成用于壓縮機(jī)站中的速度控制離心壓縮機(jī)性能圖。 假設(shè)由公式 4 得到管線特點(diǎn)，壓縮機(jī)的葉輪將在達(dá)到或接近其最大效率時被選出來運(yùn)行，這個最大效率是由管線強(qiáng)加在整個系列的頭部和流量條件下的。調(diào)制解調(diào)器控制系統(tǒng)通過打開一個循環(huán)閥來控制這種情況。 離心壓縮機(jī)的運(yùn)行封套受最大允許速度限制，最小流量（涌）和最大流量（窒息或石墻）（圖 3）。 事實(shí)上，在過去 15 年安裝的任何離心壓縮機(jī)在管線服務(wù)方面是由調(diào)速器來驅(qū)使的，通常是兩軸燃?xì)廨啓C(jī)?？刂茐嚎s機(jī)內(nèi)的流程可以實(shí)現(xiàn)壓縮機(jī)不同的運(yùn)行速度。管線壓縮機(jī)提供了在操作條件經(jīng)驗(yàn)下的大量變化，一個重要問題就是如何使壓縮機(jī)適應(yīng)這樣變化的條件，具體的說就是如何影響效率。管道因此 將不需要改變頭部的流量恒定（或壓力比）。 對于給定的，標(biāo)準(zhǔn)管線定量流動能力將在吸入階段強(qiáng)加壓力 sp ，在壓縮機(jī)放電區(qū)強(qiáng)加壓力 dp 。對于可分機(jī)機(jī)械效率一般使用97%。這些歧管系統(tǒng)（過濾器）引起壓力下降，因此必須在效率計(jì)算時考慮到。機(jī)械效率m? ，在描述軸承和密封件的摩擦損失以及風(fēng)阻損失時可以達(dá)到 98%和 99%。 理論（熵）功耗（這是絕熱系統(tǒng)可能出現(xiàn)的最低功耗）如下： )],(),([. s u c ts u c ts u c td is c hth e o r TphsphmP ?? () 流入和流出離心式壓縮機(jī)的流量可以視為“穩(wěn)態(tài)”。所用的燃?xì)廨啓C(jī)，總的來說，是兩軸發(fā)動機(jī)，電動馬達(dá)使用的是變速馬達(dá)或者變速齒輪箱。 我們也需要承認(rèn)，效率的定義，甚至是在評估公平的情況下，仍不能完全回應(yīng)操作員的主要關(guān)心問題：壓縮過程所需的驅(qū)動力量是什么？要做到這一點(diǎn)，就需要討論在壓縮過程中的機(jī)械損失。此外，對于管道的工作環(huán)境影響和在不同負(fù)載水平的影響給出了評估。中文 3906 字 離心式和往復(fù)式壓縮機(jī)的工作效率特性 Rainer Kurz , Bernhard Winkelmann , and Saeid Mokhatab 往復(fù)式壓縮機(jī)和離心式壓縮機(jī)具有不同的工作特性，而且關(guān)于效率的定義也不同。 乍一看，計(jì)算任何類型的壓縮效率看似是很簡單的：比較理想壓縮過程和實(shí)際壓縮過程的工作效率 。 隨著時間的推移效率趨勢也應(yīng)被考慮，如非設(shè)計(jì)條件，它們是由專業(yè)的流水線規(guī)定，或者是受壓縮機(jī)的工作時間和自身退化的影響。往復(fù)壓縮機(jī)是低速整體單位或者是可分的“高速”單位，其中低速整體單位是燃?xì)獍l(fā)動機(jī)和壓縮機(jī)在一個曲柄套管內(nèi)。環(huán)境的熱交換通?？梢院雎浴? 對于往復(fù)式壓縮機(jī)，理論的氣體馬力也是由 給出的，鑒于吸力緩沖器上游和排力緩沖器下游的吸氣和排氣壓力脈動。潛在的，從吸氣壓力扣除的額外壓力不得不包含進(jìn)殘余脈動的影響。這些數(shù)字似乎有些樂觀，一系列數(shù)字顯示，往復(fù)式發(fā)動機(jī)機(jī)械損失在 815%之間，往復(fù)壓縮機(jī)的在 612%（參考 1 往復(fù)壓縮機(jī)招致號碼：庫爾茲， R.， K.，光布倫， 2021）。對于給定的管線，壓縮機(jī)站頭部（ sH ）流（ Q）關(guān)系可以近似表述為 ????????????????????????????????????11112243skkdsppQCCTCH （ ） 其中 3C 和 4C 是常數(shù)（對于一個給定的管道幾何）分別描述了管道兩邊的壓力和摩擦損失（文獻(xiàn) 2：庫爾茲 .R， ， 2021 年）。 圖 2：建立在 4 式上的機(jī)頭流量關(guān)系。 離心壓縮機(jī)具有相當(dāng)大的平頭部和流程特點(diǎn)。這是控制離心壓縮機(jī)最便捷的方法。年長的設(shè)施和服務(wù)設(shè)施在其他管線服務(wù)有時使用單軸燃?xì)廨啓C(jī)（允許速度 90%到 100%的變化）和恒速電動機(jī)。另一個限制因素可能是可用的驅(qū)動電 源。出于這個原因，幾乎所有的現(xiàn)代壓縮機(jī)裝置都使用帶有控制閥的循環(huán)線，當(dāng)壓縮機(jī)內(nèi)的流量趨于穩(wěn)定極限時這種控制閥允許流量的增加。這可能是有一個速度（ N）控制的壓縮機(jī)，因?yàn)橐粋€壓縮機(jī)的最有效點(diǎn)是由一種關(guān)系而連接的，這種關(guān)系需要大約（風(fēng)扇法方程）： 525 CNH ? 6CNQ ? 26525 CCQH ?? () 為滿足上述關(guān)系的操作點(diǎn)，吸入氣壓 gP 是（基于效率幾乎保持不變這個的事實(shí)）： 37653726557g NCCCQCCCQHCP ?????????? () 正因?yàn)槿绱?，這種力 速度關(guān)系允許動力渦輪運(yùn)行達(dá)到或非常接近其整個范 圍的理想速度。 往復(fù)壓縮機(jī)將自動服從系統(tǒng)壓力比的需求，只要沒 有超出機(jī)械的限制條件（桿負(fù)載功率）。 控制的挑戰(zhàn)存在于系統(tǒng)要求的流量調(diào)整。隨著壓縮機(jī)的發(fā)展，控制容量的負(fù)擔(dān)轉(zhuǎn)移到獨(dú)立壓縮機(jī)上。對于任何給定的機(jī)組入口和出口壓力，在任何負(fù)荷圖曲線上的關(guān)鍵限制都是桿負(fù)荷限制和馬力 /扭矩限制。另一種方法是卸載無限步驟，從而延緩吸氣閥封閉以減少容積效率。需要指出的是，對于往復(fù)式壓縮機(jī)一個關(guān)鍵的控制要求是不超載驅(qū)動或超過機(jī)械限制。不同的機(jī)械效率并沒有考慮這種對比。 圖 4：以穩(wěn)態(tài)管線特性運(yùn)行為基礎(chǔ)的在不同流量率的壓縮機(jī)效率。如果不考慮這些定義，不同系統(tǒng)的優(yōu)缺點(diǎn)討論將變得不準(zhǔn)確和有誤導(dǎo)性。美國機(jī) 械工程師協(xié)會 文章 202190069 .S..， 2021。“離心壓縮機(jī)性能的物理”。天然氣機(jī)械會議。iciency is derived nom valve efficiency measurements in Ref 5 (Noall, M., W. Couch, 2021) with pression efficiency and losses due to pulsation attenuation devices added. The efficiencies are achievable with low speed pressors. High speed reciprocating pressors may be lower in efficiency. Figure 4: Compressor Efficiency af different flow rates based on operation aiong a steady state pipeline characteristic. Figure 4 shows the impact of the increased valve losses at lower pressure ratio and lower flow for reciprocating machines, while the efficiency of the centrifugal pressor stays more or less constant. Conclusions Efficiency definitions and parison between different types of pressors require close attention to the definition of the boundary conditions for which the efficiencies are defined as well as the operating scenario in which they are employed. The mechanical efficiency plays an important role when efficiency values are used to calculate power consumption. If these definitions are not considered, discussions of relative merits of different systems bee inaccurate and misleading. REFERENCES 1 Kurz . R.. K. Brun. 2021. EfTiciency Definition and Load Management for Reciprocating and Centrifugal C ompressors, ASME P