关于压缩机热力学计算文档格式.docx
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1.31023
一级的排气温度Td1=Ts1厂29432382（K）
二级的吸气温度Ts2=40°
C+273=313（K）
1.31
二级的排气温度：
Ts2厂31325.471（K）=386（K）
表2-2各级排气温度
级数.
名义吸气温度T1
压缩过程
指数n
（产-
名义排气温度T2
C
K
21
294
1.30
1.31
130
382
40
313
1.313
1.23
386
2.2确定各级的进、排气系数
2.2.1计算容积系数v
占据，而对气缸容积利用率产生的影响
1）
（2-4）
V—容积系数;
—相对余隙容积;
—压力比。
各级膨胀过程指数m按下表计算
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--1*2
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J5（Jf-J）
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1-i）
rb—1.35
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m^10.5k110.51.411.2
m210.62k110.621.411.25
确定相对余隙容积a
根据统计，压缩机的相对余隙容积值多在以下范围内：
压力W20公斤/厘米2：
a=0.07〜0.12
压力〉20〜321公斤/厘米2：
a=0.12〜0.16
微型压缩机的相对余隙容积：
排气量在0.2米2/分以下：
a=0.088〜0.10
排气量在0.3米2/分以上：
a=0.035〜0.05
贝取相对余隙容积a=0.035〜0.05
根据不同的气阀结构，选用各级的相对余隙容积值。
0.07~0.12，中
米用环状气阀时，一般值在下列范围内选取：
低压级
压级0.09~0.14，咼压级0.11~0.16o
米用舌簧阀的微小型压缩机，0.03~0.04o
根据本设计的技术要求，选用舌簧阀结构，由上述经验选取各级相对余隙容
积：
10.035,20.04o
由此，各级V计算如下
2.2.2、确定压力系数
气压力，从而产生的对气缸利用率的影响
影响压力系数p的主要因素一个是吸气阀处于关闭状态时的弹簧力，另一
个是进气管道中的压力波动。
在多级压缩机中，级数愈高，压缩系数p应愈大
对于进气压力等于或接近大气压力的第一级，进气阻力影响相对较大，可在
p0.95~0.98范围内选取，第二级进气阻力相对于气体压力要小的多，可在
0.98~1.0范围内选取。
2.2.3、确定温度系数
压缩机的吸入气体，其温度总是高于吸气管中的气体温度（由于缸壁对气体加热），折算到公称吸气压力和公称吸气温度时的气体吸气容积将比吸入时的容积小，因而使气缸行程容积的吸气能力再次降低。
用来表示在吸气过程中，因气体加热而对气缸吸气能力影响的系数称为温度系数，用t表示。
影响气缸内气体在吸气终了时温度的主要因素是：
在吸气过程同气体接触的气缸和活塞的壁面传给气体热量的大小；
膨胀终了时余隙容积中残余气体温度的高低；
气体在吸气过程中阻力损失的大小（这部分阻力损失转化为热量使气体温度上升）。
显然，在吸气过程，气体吸收的热量越多，温度便越高，温度系数就越小。
要全面地考虑这些因素对温度系数的影响，精确地求得t，是比较困难
的；
计算时可根据压力比的大小从图选择适当的T.
温度系数T的大小取决于进气过程中加给气体的热量，其值与气体冷却及该级的压力比有关，一般T0.92~0.98。
如果气缸冷却良好，进气过程中加入气体的热量少，则T取较高值；
而压力比高，即气缸内的各处平均温度高，传热温差大，造成实际气缸容积利用率低，T取较低值。
查图时应注意以下几点：
（1）压力比大者，t取小值。
（2）冷却效果好时，t取大值，水冷却比风冷却的T大。
（3）高转速比低转速的压缩机，T大。
（4）气阀阻力小时，T取大值。
（5）大、中型压缩机T取大值，微、小型压缩机T取小值。
压力比七
O
图2-1系数入T与压力比&
的关系查表得：
ti0.95~0.975,T20.946~0.981。
综合考虑：
ti0.96,T20.95
2.2.4确定泄漏系数（气密系数）
泄漏系数表示气阀、活塞环、填料以及管道、附属设备等因密封不严而产生的气体泄漏对气缸容积利用率的影响。
泄漏系数的取值于气缸的排列方式、气缸与活塞杆的直径、曲轴转速、气体压力的高低以及气体的性质有关。
对于一般有油润滑压缩机，i0.90〜0.98；
无油润滑压缩机，i0.85〜0.95o
选取：
ii0.95,120.92
2.2.5、确定各级排气系数
d按下式计算：
余隙容积的影响、吸气阀的弹簧力和管线上的压力波动、吸气时气体与气缸壁之间的热交换、气体泄漏等因素，使气缸行程容积的有效值减少。
在气缸行程容积相同的情况小，上述四因素的影响愈大、则排气量愈
小o设计计算中，考虑上述因素对排气量的影响而引用的系数称排气系数，以
d表示：
dvpT1（2-5）
式中v—容积系数
p—压力系数
T—温度系数
贵阳的
（2-6）
（2-7）
（2-8）
2
l—泄漏系数
表2-4各级排气系数
v
0.943
0.957
P
0.96
0.98
T
0.95
l
0.92
dv*p*T*l
0.826
0.820
2.3确定各级气缸的行程容积
2.3.1凝析系数『的确定（干气63页）
当压缩机进口含有水蒸气（或其它蒸汽），气体经过压缩，蒸汽的分压将会提高，当压缩机的蒸汽分压超过冷却器气体出口温度下的饱和蒸汽压时，气体中
的蒸汽将冷凝而析出水分。
水分的析出会影响第一级以后各级的吸气量。
计算时,
如不考虑水分的析出，将会使得实际压力同计算结果不相同。
气体中的蒸汽含量可用相对湿度表示：
进口气体的相对湿度以重庆市的空气相对湿度为准，以成都、昆明、
空气平均相对湿度为参照，0.75
有、无水析出的判别式
ipbipPbi则无水析出，$1
Psi
1pb1牛pbi则有水析出，$1
若本级前有水析出，则本级吸入的为饱和气体，凝析系数可按下式计算
Ps11Pb1Psi
$i
PsiPbiPs1
Pb1,Pbi—分别为一级和i级在进口温度下的饱和蒸汽压，MPa；
Ps1,Psi—分别为一级和i级的名义吸气压力，MPa；
1,i—分别为一级和i级进口气体的相对湿度。
查文献<
<
活塞式压缩机设计>
>
表2-7得：
Pb10.02534公斤/厘米
Pb20.07520公斤/厘米
已得：
Ps10.1MPa，ps20.32MPa。
第一级从大气中吸气，无析水问题，故
032
第二级析水系数为：
0.750.02534――0.06082pb2
二级进气水蒸气分压小于二级进气温度下的水蒸气饱和蒸汽压，故二级无水
析出故：
21。
2.3.2抽气系数oi的确定
在化工中流程中，经常遇到从级间抽气或加气的情况，例如在合成氨生产中，要在不同压力下清楚有害气体，使得压缩机各段的重量流量不相等。
在确定各级的气缸行程容积时，要考虑到它的影响。
为此，引进抽气系数uoi，他表示某级的吸入容积（不考虑泄漏、析水且换算到一级吸气状态）与I级吸入容积的比值。
有抽气oi1，无抽气oi1。
本设计中间无抽、加气，故uo1uo21。
2.3.3、压缩机行程容积的确定
压缩机第I级的气缸行程容积按下式计算
（2-9）
d1
Vd—压缩机的排气量，m3/min；
d1—压缩机第一级的排气系数。
多级压缩机其余各级的气缸行程容积按下式计算
Ps1,Ps2—分别为一级和二级的名义吸气压力，MPa；
Ts1,Ts2—分别为一级和二级的名义进气温度,K;
d2—压缩机第二级的排气系数；
u2—压缩机第二级的凝析系数;
o2—压缩机第二级的抽气系数。
按给定排气量范围，取Vd0.6m3/min。
则
压缩机第一级的行程容积：
压缩机第二级的行程容积:
U2Uo2
Vh2
d2
Ps2Ts1
Ps1
0.820.32293
11
竺0.6
3
0.244m3/min
234、确定气缸直径
计算出各级气缸的行程容积后，可按一下各式计算气缸直径对于单作用气缸
（2-11）
对于双作用气缸
D号°
2Vsnz2
Vhi—i级气缸的行程容积,m3/min；
s—活塞行程，m；
n—压缩机转速，r/min；
z—同级气缸数；
d—活塞杆直径，m。
（2-12）
本设计采用单作用气缸，连杆直接与活塞相连，无十字头和活塞杆
一级气缸：
D1%.4O'
72669mm
'
snz■3.140.19802
故气缸直径为
二级气缸:
D2
4Vh2
56mm
snz
40.244
3.140.1980
参考《活塞式压缩机设计》表2-8气缸的公称直径圆整后：
D1=70mmD2=55mm
2.4、修正各级名义压力和温度
在各级气缸直径计算出后，要按国家标准进行圆整。
圆整后，各级的压力和温度会发生变化，需要进行修正。
2.4.1确定圆整后各级的实际行程容积Vhi
圆整后的行程容积用下式计算。
Vhi一Disnz
4
（2-13）
2.4.2、
Vh1-D12snz3140.0720.198020.754m3/min
44
23.1423..
Vh2-D2snz0.0550.19800.233m3/min
计算各级压力修正系数i及i1
VhiVhi
（2-14）
（2-i5）
因此，修正系数为：
VhiVhii
i
VhiVh2
0.754
0.244,—
i.086
0.726
0.233
3.4.2修正后各级名义压力及压力比
VhiVh（ii）VhiVh（ii）式中：
i、ii—同级吸、排气的修正系数。
PiiiPii（2-i6）
P2iiiP2i（2-i7）
Pii、P2i圆整前的i级名义吸、排气压力;
Pii、P2i圆整后的i级名义吸、排气压力
piip-iii.Oi.Oi05Pa
P22P22P2i.0860.323.45iOPa
级次
计算行程容积Vh,m3
0.244
实际行程容积Vh错误！
未找到引用源。
，m3
修正系数
伙+i
Pii
0.i
iPii
0.345
P2i
iiP2i
修正后的名义压力比
1
3.45
2.32
表2-5修正后各级名义压力及压力比
2.4.5、修正后各级排气温度
表2-6修正后各级排气温度
级数进气温度Ti，K
压力比
错误！
压缩过程n_
未找到引指数n（）“
用源。
排气温度T2，K
I2943.451.31.331391
n3132.321.31.215380
2.5、计算活塞力
2.5.1、计算气缸进排气过程的平均压力
由文献《活塞式压缩机设计》图2-15查得：
s16%、s25%、d112%、
d210%
表2-7气缸内进、排气过程的平均压力
级
数
修正后名义
压力（MPa）
相对压力损
失（%）
1-&
1+&
气缸内实际压力
实际压力比
Ps错误味找到引用源。
P1
P2
PsPi（1s）
PdPi（1d）
6
12
0.94
1.12
0.094
0.387
4.12
5
10
1.1
0.323
0.88
2.72
2.5.2、计算活塞力
列的活塞力是各列气缸中作用在活塞工作面积Fi上的气体压力的代数和
pPiFi（2-18）
最大活塞力（气体力）发生在内、外止点处，规定：
使连杆受拉为正，使连杆受拉为负。
Fgi，Fn错误!
未找到引用源侧活塞工作面积，m2。
轴侧活塞工作面积为
轴侧：
错误!
Pz
pdiFzi
PsiFgi
（2-19）
盖侧：
pg
PsiFgi
（2-20）
Psi，
Pdi—分别为同列缸各级的实际吸、排气压力，
Pa；
—分别为同列缸内各级对应级的轴侧、盖
盖侧活塞工作面积为
Fg
（2-22）
则:
Fz1
Fg1
D12
3.14
0.072
0.001256m2
FZ2
Fg2
D22
0.055
0.002375m2
表2-8各列活塞力
级次
内止点活塞力P（106N）
轴侧（+）
盖侧（-）
Pd
Fz
pdFz
Ps
PsFg
0.001256
0.000486
0.000118
Pz1PdFz
psFg0.000368错误！
0.002375
0.00209
0.000767
Pz2PdF2
PsFg0.001323错误味找到引用源。
外止点活塞力P（106N）
psFz
pdFg
Pg1PsFzp
dFg-0.000368
Pg2PsFzPdFg-0.001323
一级最大活塞力为368N，二级最大活塞力为1323N
2.6、计算轴功率，选择电机
2.6.1、计算各级指示功率及总指示功率
压缩机在单位时间内消耗于实际循环中的功称为指示功率对于理想气体，各级的指示功率按下式计算
Ni
Pi（1
s）vVh
P2（1
Pl（1s）
（2-23
对于实际气体，各级的指示功率按下式计算:
p,，P2—分别为级的名义吸、排气压力，Pa；
Zi，Z2错误!
一分别为同列缸内各级对应级的轴侧、盖侧活塞工
作面积，m2
本设计中工质为看做为理想气体，故用式（2-23）计算
压缩机的总指示功率为叫N1N2246519424407W
2.6.2、压缩机轴功率Nz
指示功率是压缩机活塞作用于气体的功率，属内功率。
驱动机传给压缩机主轴的功率为轴功率，它除了提供内部功率以外还要克服摩擦副之间的机械摩擦功率，通常摩擦损失耗功都用机械效率m表示，故轴功率为
NzN（2-25）
m
根据已有机器的统计，
带十字头的大、中型压缩机：
m0.90~0.95
小型不带十字头的压缩机：
m0.85~0.92
高压循环压缩机：
m0.80~0.85
无油润滑压缩机的机械效率还要低些。
另外如果主轴同时要驱动油泵或风扇等，则m要取下限。
根据以上经验，取m0.9，则
Ni4407
0.9
4897（W）
2.6.3、电机输入功率Nc
对于中、小型压缩机，若用皮带、齿轮等传动时，还要考虑传动损失，则驱动机的效率为
Nc吐（2-26）
c
c—传动效率。
一般皮带传动c0.96~0.99;
齿轮传动c0.97~0.99。
一般驱动功率还应留有（5~15）%的功率储备，故驱动机的功率应为
N
Nc（1.05~1.15）z（2-27）
本设计选用皮带传动，c0.98，按10%的裕度计算。
故
4897
Nc1.15.497（kW）
所以选用丫系列丫132S-4电动机，其额定功率为5.5kW，满载转速为
1440r/min，主轴颈©
为38mm。
3、主要零部件设计
往复活塞式压缩机的主机包括传递动力并将电动机的回转运动转化为活塞的往复直线运动的曲柄一一连杆机构以及来实现压缩工作循环的气缸、活塞以及
密封等组件。
下面将分别对各组件进行设计。
3.1、活塞组件设计
活塞组件与气缸构成了压缩容积。
活塞组件必须有良好的密封性，此外还要求
（1）有足够的强度和刚度。
（2）活塞与活塞杆（或活塞销）的连接和定位要可靠。
（3）重量轻。
两列以上的压缩机中•应根据惯性力平衡的要求配置各列活塞的重量。
（4）制造工艺性好。
对本设计来说，活塞组件的设计包括活塞环的设计、刮油环的设计、活塞的设计和活塞销的设计。
它们在气缸中作往复运动，与气缸一起构成了行程容积。
3.1.1活塞环设计
活塞环是密封气缸镜面和活塞间的缝隙用的零件。
另外，它还起布油和导热的作用。
对活塞坏的基本要求是密封可靠和耐磨损。
它是易损件，在设计中尽量用标谁件和通用件，以利生产管理。
在活塞式压缩机中，活塞环是关键的零件之一，它设计质量的好坏直接影响到压缩机的排气量、功率、密封性及可靠性，从而影响到压缩机的使用成本。
活塞环的材料及结构尺寸的选择对其寿命起至关重要的作用。
3.1.1.1活塞环的材料
如果没有特殊要求，活塞环一般用铸铁或合金铸铁制造。
不同活塞环直径宜选用的灰铸铁牌号见表4-1。
对于小直径活塞环或高转速压缩机用的活塞环，可选用合金铸铁制造。
表3-1灰铸铁活塞直径与铸铁牌号关系
本设计采用的活塞环材料为灰铸铁，牌号为HT250。
3.1.1.2、活塞环的结构设计
常用的活塞环的结构有开口式和45度斜口式两种，搭口的密封性在使用时
和直口、斜口无显著差别，但工艺复杂，而且环端在安装时容易折断，已很少使用。
用塑料做活塞环时，由于强度较低，斜口的夹角处易破裂，故多采用直口。
本设计米用直切口式。
3.1.1.3、活塞环环数的确定
活塞环的数目按下列经验公式估算：
ZTP（3-1）
p—活塞环两边的最大压差，105Pa。
活塞环的数目按上述公式进行计算后，根据压缩机的转速的行程进行圆整。
高转速压缩机，环数可比计算值少些；
对于易泄漏的气体，则可多些。
采用塑料活塞环时，由于优良的密封性能，环数可比金属活塞环少。
Z,1、（0.3870.094）101.712，取乙=2。
Z2、—2.（0.880.323）102.360，取Z2=3。
3.1.14、主要尺寸的确定
（1）径向厚度t
径向厚度t一般取t=（1/22~1/36）D。
D为活塞环外径（mm），且大直径活塞环的t取小值，小直径活塞环的t取大值，最后应取标准值。
t1（122136）D（122136）70（1.9~3.2）mm，取t1=3mm。
t2（122136）D（1.22136）55（1.5~2.5）mm，取t2=2mm。
（2）轴向厚度h
轴向厚度h一般取h=（0.4~1.4）t。
较小值用于大直径活塞环，较大值用于小直径活塞环和压差较大的活塞环，最后应取标准值。
h1（0.4~1.4）t（0.4~1.4）3（1.2~4.2）mm，取m=3mm。
h2（0.4~1.4）t（0.4~1.4）2（0.8~2.8）mm，取h2=2mm。
（3）开口热间隙
开口热间隙按下式计算
aD（t2tj（3-2）
D—活塞环外径，mm；
t2—活塞工作时的温度，通常取排气温度，C；
t1—在检验尺寸时活塞环本身的温度，通常取室温20C；
a—活塞环材料的线膨胀系数（1/°
C），铸铁a1.1105/°
C。
D1（t2t1）1.11053.1470（11820）0.24mm，取1=0.4mm。
D2（t2t1）1.11053.1455（10720）0.21mm，取2=0.3mm。
（4）
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