流体机械设计说明书-校核计算4L-7-15型CO2气压缩机 精品.docx

校核计算4L-7/15型CO2气压缩机课程设计任务书1、题目内容校核计算4L-7/15型CO2气压缩机。2、已知数据a. 型式L型双缸二级双作用水冷式CO2气压缩机。b. 工艺参数级名义吸气压力：P1I =0.1MPa（绝压），吸气温度T1I =35 级名义排气压力：P2II =1.6MPa（绝压），吸入温度T2II =40 排气量（级吸入状态）:Vd=7m/min排气温度T2II130相对湿度: =0.8c. 结构参数活塞行程：S=2r=240mm；电机转速：n=422r/min；活塞杆直径：d=45mm连杆长度：l=500mm气缸直径：级，DI =280mm 级，DII =160m相对余隙容积：I=0.1，II=0.15电动机：JB0355S1-14型隔爆电动机，75 KW联接：电动机转子直接装在曲轴端（电动机转子兼做飞轮）各运动部件质量如下表1所示：表1 运动部件质量名称级级连杆质量（kg）45.294545.2945活塞及十字头组件质量(kg)119.521562.2086第1章 绪论容积式流体机械（Positive displacement fluid machinery）：靠工作腔容积的变化来吸入与排出介质，来转换能量的为容积式流体机械。主要有：容积式压缩机、容积泵。1.1压缩机的分类1.1.1按工作原理分类容积式压缩机-直接对一可变容积中的气体进行压缩，使该部分气体容积缩小、压力提高。其特点是压缩机具有容积可周期变化的工作腔。动力式压缩机-它首先使气体流动速度提高，即增加气体分子的动能；然后使气流速度有序降低，使动能转化为压力能，与此同时气体容积也相应减小。其特点是压缩机具有驱使气体获得流动速度的叶轮。1.1.2按排气压力分类表1-1 压缩机按排气压分类表分 类名 称排气压力(表压)风 机通风机100Mpa1.1.3按压缩级数分类 单级压缩机-气体仅通过一次工作腔或叶轮压缩。 两级压缩机-气体顺次通过两次工作腔或叶轮压缩。 多级压缩机-气体顺次通过多次工作腔或叶轮压缩，相应通过几次便是几级压缩机。1.1.4按容积流量分类 名 称 容积流量/(m3/min) 微型压缩机 30m=k1.31I 级多变膨胀指数m=1.16；II级多变膨胀指数m=1.19；则各级容积系数为：l=1-a（e-1）其中：a=0.1，a=0.15。将下相关数据带入上式得：lv=0.7696，lv=0.6691。2.3.2压力系数的选择 考虑到用环状阀，气阀弹簧力中等，吸气管中压力波动不大，两级压力差也不大，可选取=0.97, =0.99（选择范围：级0.950.98；多级0.981.0）2.3.3温度系数的选取 考虑到压缩比不大，气缸有较好的水冷却，气缸尺寸及转速中等，从教材图2-12 查得lT在0.9350.975范围内，可选取lT=lT=0.96。2.3.4泄漏系数的计算 (2-6) 由于无油润滑压缩机的取值范围在0.85-0.95，且介质为二氧化碳粘度低易泄漏以下相对泄漏值取上限，用相对漏损法计算： (1)考虑气阀成批生产，质量可靠，阀弹簧力中等，选取气阀相对泄（气阀不严密或延迟关闭的泄漏）。 （2）活塞均为双作用，无油润滑，缸径中等，压力不高。选活塞环相对泄漏值., （双作用气缸活塞环的泄漏）。 （3）因无油润滑，压力不高，选取填料相对泄漏值Vp=0.0016，Vp=0.0024（经验范围）。由于填料为外泄漏，需要在第I级内补足，所以第级相对泄漏中也包含第级填料的外泄漏量在内，泄漏系数的计算列入表2-4。表2-4 泄漏系数的计算泄漏部位相对泄露值级级气阀0.040.04活塞环0.0140.015填料 0.00160.0024总相对泄露0.0580.0574泄露系数0.9450.9462.3.5各级排气系数计算结果列入下表表2-5 各级排气系数计算结果级数0.76960.970.960.9450.67720.66910.990.960.9460.60162.4计算各级凝析系数及抽加气系数2.4.1凝析系数 （1）冷却判断其中有无冷凝水析出查表2-6得水在35和40时的饱和蒸汽压Pb=5.622（35），Pb=7.375（40）表2-6 水的饱和蒸汽压和密度温度t饱和蒸汽压kPa密度kg/m3温度t饱和蒸汽压kPa密度kg/m300.6110.00485314.4910.0320510.6560.00519324.7530.0338120.7050.00556335.0290.0356530.7570.00595345.3180.0375840.8130.00636355.6220.0396050.8720.00680365.9400.0417260.9350.00726376.2740.0439371.0000.00775386.6240.0462381.0690.00827396.9910.0486491.1470.00882407.3750.05115101.2270.00940417.7770.05376111.3120.01001428.1980.05649121.4010.01066438.6380.05935131.4970.01134449.1000.06234141.5980.01206459.5820.06545151.7040.012824610.0850.06868161.8170.013634710.6120.07205171.9370.014474811.1620.07557182.0620.015364911.7360.07923192.1960.016305012.3350.08300202.3370.017295112.9610.08696212.4850.018335213.6130.09107222.6420.019425314.2930.09535232.8080.020575415.0020.09980242.9820.021775515.7410.1044253.1670.023045616.5100.1092263.3600.024375717.3120.1142273.5640.025765818.1460.1193283.7790.027225919.0210.1247294.0040.028756019.9170.1302304.2410.03036而级进气的相对湿度由已知可得则kPa所以在级间冷却器中必然有水分凝析出来，这时。 (2)计算各级凝析系数 (2-7) =0.972.4.2抽加气系数因级间无抽气，无加气，故2.5初步计算各级气缸行程容积 (2-8) =0.0245m3 (2-9) =0.0068m32.6确定活塞杆直径为了计算双作用气缸缸径，必须首先确定活塞杆直径，但活塞杆直径要根据最大气体力来确定，而气体力又需根据活塞面积（气缸直径）来计算，他们是互相制约的。因此需先估算压缩机中可能出现的最大气体力，按附表2 中的数据初步确定活塞杆的直径。再根据相关公式确定气缸直径和最大气体力，然后校核活塞杆直径是否满足要求。2.6.1计算任一级活塞总的工作面积 ，（Z同一级汽缸数） （2-10）有： = =0.10208m2=1020.8cm2 = =0.02833m2=283.3cm22.6.2暂选活塞杆直径 根据双作用活塞面积和两侧压差估算出该空气压缩机的最大气体力约为21 吨左右，由过程流体机械课程设计指导书附表2，暂选活塞杆直径d=45mm。活塞杆面积 d =d 2 =4.52=15.90cm22.6.3非贯穿活塞杆双作用活塞面积的计算盖侧活塞工作面积 （2-11）轴侧活塞工作面积 （2-12）级： F g =(F+d )=（1020.8+15.90）=518cm2 F Z =(F-d)=（1020.8-15.90）=502.45cm2 级： F g =(F+d )=（283.3+15.90）=149.6cm2 F Z =(F-d)=（283.3-15.90）=133.7cm2 2.6.4计算活塞上所受气体力 （1）第一列（第级） 外止点： （2-13） =0.1106502.4510-4-0.410651810-4 =-15695.5N 内止点： （2-14）=0.4106502.4510-4-0.110651810-4=14918N （2）第二列（第级） 外止点： （2-15） =0.4106133.710-4-1.6106149.610-4 =-18588N 内止点： （2-16） =1.6106133.710-4-0.4106149.610-4 =15408N 由以上计算可知，第二列的气体力最大，为-18588N约合1.9吨。由过程流体机械课程设计指导书附表2 可知，选取活塞杆直径d=45mm。2.7计算各级汽缸直径2.7.1计算非贯穿活塞杆双作用气缸直径 根据 DK = (2-17)有： DI = =0.257m DII= =0.138m2.7.2确定各级气缸直径根据汽缸直径标准，将计算缸径圆整为公称直径：DI = 260mm ；DII = 140mm2.8计算气缸直径圆整后实际行程容积、各级名义压力及压力比2.8.1计算各级实际行程容积非贯穿活塞杆直径双作用气缸行程容积：Vhk= (2Dk2 d2)SZ (2-18)VhI= (2DI2 d2)SZ = (20.262 0.0452)0.241=0.0251m3 VhII= (2DII2 d2)SZ = (20.1420.0452)0.241=0.0070m3 2.8.2各级名义压力及压力比 因各级实际行程容积Vhk与计算行程容积Vhk不同，各级名义压力及压力比必然变化。各级进、排气压力修正系数k及k1分别为： （1）各级进气压力修正系数：k = (2-19) I = =1II = =0.9952（2）各级排气压力修正系数：k+1 = (2-20) I+1 = =0.9952 II+1 = =1 （3）修正后各级名义压力及压力比Plk= k P1k (2-21)P2k=k+1 P2k (2-22) = (2-23)计算结果列入表2-7中。表2-7 气缸直径圆整后的实际行程容积、各级名义压力及压力比级 次III计算行程容积Vhk/ m30.02450.0068实际行程容积Vhk/m30.02510.0070修正系数k= 10.9952k+1=0.99521名义吸气压力MPaPlk0.10.4Plk= k P1k0.10.398名义排气压力MPaP2k0.41.6P2k=k+1 P2k0.3981.6修正后名义压力比= 3.984.022.9按修正后的名义压力考虑压力损失后计算缸内实际压力 根据修正后名义压力，并由图2-1查得相对压力损失如下： 当P1I0.1MPa时s1=0.05 ； 当P2I0.398MPa时d1=0.078 ； 当P1II0.398MPa时s2=0.031； 当P2II1.6MPa时d2=0.053； 由Cm 值不相同，在下面公式加以修正： = 2 (2-24) 其中：修正的相对压力损失值； Cm 实际的活塞平均线速度，m/s；由附表查的Cm =4.0m/s ，空气及所用气体的密度。图2-1 相对压力损失 故：s10.052 =0.0653 d10.0782 =0.1019 s20.0312 =0.0405 d2 0.0532=0.0692 缸内实际压力：PS= P1(1s) Pd = P2(1+d) (2-25)由修正后的相对压力损失s、d，及计算各级气缸内实际压力，结果见表2-8。表2-8 考虑压力损失后的缸内实际压力及压力比级次修正后名义压力（MPa）相对压力损失（修正后）1s1+d缸内实际压力（MPa）实际压力比P1P2sdPSPd=I0.10.3980.0650.1020.9351.1020.0940.4394.47II0.3981.60.0410.0690.9591.0690.38217104.482.10根据实际压力比，计算各级实际排气温度 T2=T1 (2-26) 按k=1.31和m=1.18况计算，结果见表2-9。从中可以看出，按k=1.31计算出的排气温度超过130的允许范围，但实际测出的排气温度接近多变压缩指数m的结果，认为在允许的范围内。表2-9 据实际压力比求的各级实际排气温度级次吸气温度实际压力比k=1.31mI353084.471.4254391661.257387114II403134.48 1.4264461731.2573931202.11计算缸内最大实际气体力并核算活塞杆直径 气缸直径的圆整，活塞杆直径的选取及各级吸排气压力的修正都直接影响到气体力，需重新计算如下：2.11.1第I列（第I级） （1）活塞面积 盖侧：=0.053093m2 轴侧：0.0530930.001590.051503m2 （2）压力 0.0940.94105Pa 0.4394.39105Pa （3）气体力 外止点： 0.940.0515034.390.053093 18466.5N 内止点： 4.390.0515030.940.053093 17619.1N2.11.2第II列（第II级） （1）活塞面积 盖侧：0.01539 轴侧：0.015390.001590.0138 （2）压力 0.3823.82 1.71017.10 （3）气体力 外止点： =3.821050.0138-17.101050.01539 =-21045.3N 内止点： =17.101050.0138-3.821050.01539 =17719.0N 由以上计算表明，最大气体力在第二列外止点(-21045.3N)，约为2.1吨，没有超过活塞杆的允许值，可用。2.12复算排气量 气缸直径圆整后，压力比发生变化，引起容积系数相应的变化。 lv=1-a（e-1）=1-0.1（4.47-1）=0.7364 lv=1-a（e-1）=1-0.15（4.48-1）=0.6211 如其它系数不变，则排气系数为： (2-27) =0.6772 =0.6479 (2-28) =0.6016 =0.5584经上述修正后的排气量为：Vd=Vh1l1n=0.02450.6479422=6.70m3min7m3min 计算结果与题目要求接近，说明所选用的气缸是合适的。2.13计算功率并选取电机2.13.1计算各级指示功率 (2-29) =0.941050.73640.0251（1.425-1）=21.9kw =3.821050.62110.0070（1.426-1） =21.0kw2.13.2整机总指示功率 Ni=Ni+Ni (2-30) Ni=Ni+Ni=21.9+21.0=42.9kw2.13.3计算轴功率 因本机为无油润滑中型压缩机，取机械效率，则： (2-31) =45.6kw2.13.4计算电机功率 因本机是电动机转子直接装在曲轴端，取传动效率 （2-32） =(1.051.15)=(49.454.1)kw实际本机选用JB0355S1-14型隔爆电动机，功率为75kW是够的，说明以上计算可用。2.14热力计算结果数据2.14.1各级名义、实际压力及压力比 见表2-10表2-10 各级名义、实际压力及压力比级别修正后实际压力实际压力比名义压力名义压力比0.10.3983.980.0940.4394.470.3981.64.020.3821.7104.482.14.2各级计算结果见表2-11表2-11 计算结果 级次 实际排气温度K 气缸直径mm 气缸行程容积m3实际排气量m3/min活塞上最大气体力N 电动机功率kw 活塞直径mm3872600.02516.70-21045.375453931400.0070第3章 压缩机的动力计算 动力计算部分需要使用热力计算部分数据，现将计算已知数据汇总见表3-1。表3-1 动力计算已知数据表级次活塞面积0.0530930.015390.0515030.0138压力（MPa）吸入0.10.40.0940.382排出0.41.60.4391.710温度吸入3540308313排出114120387393相对余隙容积0.10.15行程（mm）240240余隙容积折合行程程（cm）2.43.6指示功率（kW）21.921.0轴功率（kW）45.6机械效率0.94转速（r/min）422连杆长（mm）5003.1运动计算3.1.1速度r=s/2 (3-1)l=/ (3-2) (3-3) (3-4) (3-5)3.1.2位移盖侧： (3-6)轴侧： (3-7) 速度： (3-8)加速度： (3-9)3.2气体力计算用列表计算法作各级气缸指示图及气体力展开图。3.2.1各过程压力膨胀过程 (3-10)进气过程 (3-11)压缩过程 (3-12)排气过程 (3-13）本机属于中型压缩机，取m =m=1.4，xi是活塞位移，是运动计算中各点的位移值。因本机为双作用活塞，盖侧气体力与轴侧气体力应分别列表计算。3.2.2气体力盖侧： (3-14)轴侧： (3-15)对双作用活塞盖侧与轴侧气体力应分别计算，然后将同一转角时两侧气体力合成。气体力符号规定：轴侧气缸的气体力使连杆受拉伸，气体力为正值；盖侧气缸的气体力使连杆受压缩，为负值。3.2.3将计算结果列入表中级盖侧气体力列入附表1，级轴侧气体力列入附表2，级盖侧气体力列入附表3，级轴侧气体力列入附表4。 3.3往复惯性力计算3.3.1往复运动质量的计算连杆质量 ml=45.2945kg取小头折算质量 ml=0.3 ml=0.345.2945=13.59kg级活塞组件及十字头组件质量 mp=119.5215级活塞组件及十字头组件质量 mp=62.2086于是得到各级集中在十字头销的往复运动质量为：ms=mp+ ml=119.5215+13.59=133.11kgms=mp+ ml=62.2086+13.59=75.80kg3.3.2活塞加速度加速度值由运动计算已知。3.3.3计算各级往复惯性力 （3-16）关于惯性力的符号规定：使连杆（或活塞杆）受拉伸的力作为正值，使连杆（或活塞杆）受压缩的力为负，这一规定恰好和惯性力与加速度方向相反的规定一致。计算函数cos+cos2的数值，按式（3-16）求的往复惯性力，计算结果列于附表5。3.4摩擦力的计算压缩机总是存在着往复摩擦力和旋转运动摩擦力，其两者的计算分别如下：3.4.1往复摩擦力的计算往复摩擦力Rs可以看作是活塞环与气缸壁、活塞杆与填料函、十字头滑板与滑道等所有往复运动摩擦力的总和。一般往复摩擦力所消耗的功率Nm占总的机械摩擦功率的6070%，即：即： (3-17)式中 (3-18)其中指示功率；压缩机机械效率.取往复摩擦力为总摩擦力的70%，则有:级往复摩擦力=289.8N级往复摩擦力=277.9N关于往复摩擦力的符号规定：（1）方向始终与活塞的运动方向相反，仍以使活塞杆受拉为正,受压为负；（2）在整个向轴行程中（）往复摩擦力使活塞杆受拉，始终为正值；而在整个向盖行程中（）往复摩擦力使活塞杆受压，始终为负值。3.4.2旋转摩擦力的计算旋转摩擦力Rr包括：曲柄销与连杆大头瓦、十字头销与连杆小头瓦以及主轴与主轴承的摩擦力。一般旋转摩擦力小号的功率约占摩擦功率的4030%，其计算式为： (3-19)取旋转摩擦力为总摩擦力的30%，则=154.0NRr就是旋转运动产生的被折算成作用于曲柄销上阻止曲轴旋转的摩擦力。规定摩擦力的方向为：凡与压缩机转向相反的为正值，相同的为负值。3.5综合活塞力计算及综合活塞力图的绘制当压缩机正常工作时，其气体力、往复惯性力及往复摩擦力都同时存在，都是沿着汽缸中心线方向，这些力的代数和就称为压缩机列的综合活塞力。3.5.1将气体力、往复惯性力及往复摩擦力合成得到综合活塞力 (3-20)上式中各种力都是曲柄转角的函数，所以综合活塞力是随着曲柄转角而变化的，其正负号规定同前。计算结果列入附表6、附表7中。3.5.2列的综合活塞力图的绘制做综合活塞力图时需要注意：进行叠加的各种力的比例尺应取得一致，横坐标长度（）都相等；力的正负值均按照使连杆受拉为正，受压为负值处理；各种力的叠加均为在相同转角下的瞬时力的代数和。将每列的气体力、往复惯性力和往复摩擦力相叠加，绘在同一比例尺的图上，从而得到列的综合活塞力图，横坐标为曲轴转角，纵坐标为活塞力。其图见附图1、附图2。显然，当压缩机空负荷运行时，气体力为零，此时综合活塞力就是往复惯性力和往复摩擦力之代数和；当满负荷而突然停车时，惯性力和摩擦力为零，此时综合活塞力就是气体力。最大气体力也就是压缩机名牌上标志的活塞力值。对活塞杆、十字头销进行强度及稳定性计算时，应取气体力、往复惯性力及综合活塞力中的最大值作为计算载荷。3.6切向力的计算及切向力图的绘制活塞两面受到气体力。综合活塞力通过活塞杆作用到十字头销，在十字头销分解为两个分力：一个分力传递给连杆，沿连杆中心线方向，称为连杆力；另一个分力通过十字头滑板垂直作用到滑道上称为侧向力N。连杆力作用到曲柄销上，又分解为两个分力，一个分力是垂直与曲柄方向的切向力T，另一个分力是沿着曲柄方向的法向力Z。3.6.1切向力的计算设连杆力与切向力之间的夹角，切向力为： (3-21)将代入上式得切向力的计算公式为： (3-22)切向力符号规定：切向力与曲轴转向相反时，规定为正值，反之为负值。计算结果列入附表6、附表7。3.6.2作切向力图 （1）横坐标为曲柄转角，比例尺为，换算为长度比例尺ml = (3-23) ml = =0.0419mcm（2）纵坐标为切向力，比例尺mT=2kN/cm（3）根据切向力的计算表作切向力图，如附图1、附图2。3.6.3平均切向力的计算 （1）由列表计算的切向力求平均切向力 (3-24)=8.98KN （2）由热力计算所得到的轴功率计算平均切向力为 (3-25)=KN(3)计算作图误差 (3-26)以上说明，当m=1.4时，误差没有超过，在允许范围内。(4)将平均切向力水平线画在切向图上。3.7作列中各相关力图 如附图1、附图2所示，惯性力I、轴侧气体力、盖侧气体力、综合活塞力和切向力T随曲柄转角的分布：3.8作幅度面积向量图3.8.1求曲线包围面积 用面积法求得平均切向力与总切向力曲线所包围的面积F1=-119.68cm2；F2=226.18cm2；F3=-256.19cm2；F4=266.68cm2；F5=-76.66cm23.8.2作幅度面积向量图 将平均切向力下方的面积定为向上作向量，平均切向力上方的定为向下做向量，把所有这些向量依次首尾相接平行做出（最末一个向量的终点与第一个向量的始点在同一水平线），得到向量图上最高点与最低点的差值190.02cm2，如图3-1。比例尺：。图3-1 幅度面积向量图3.9飞轮矩的计算3.9.1压缩机一转中的能量最大变化量 (3-27)0.0488m/cm2kN/cm190.02cm2=18550Nm3.9.2旋转不均匀度的选取 本压缩机与电机是转子直接装在曲轴端传动，采用弹性联轴器，由教材3.9.3飞轮矩的计算 (3-28) =2700kgm23.10分