第二章 压缩机(二次修改).doc

第二章 压缩机压缩机是用于输送气体介质并提高其压力能的一种流体机械。压缩机在国民经济各个部门中已成为必不可少的关键设备,如在化工生产中，为了保证某些合成工艺在高压条件下进行，一般要通过压缩机把气体予先加压到所需的压力；在海上油田平台上被广泛应用，例如,在W12-1油田上,天然气就是通过压缩才外输；压缩空气被广泛应用在仪表自动化控制系统.化学药剂气功泵以及各种气动设备、气动工具中作为动力。压缩机种类很多，按其作用原理分类见表2-1。表2-1 压缩机的种类压缩机速度式叶片式离心式轴流式混流式喷射式容积式往复式活塞式隔膜式回转式螺杆式滑片式涡旋式滚动活塞式图2-1 各类压缩机的适用范围速度式压缩机分两种，叶片式压缩机是依靠高速旋转的工作叶轮将机械能传给气体介质，并转化为气体的压力能。根据介质在叶轮内的流动方向，又分为离心式、轴流式和混流式等。喷射式也可归属于速度式，但它没有叶轮，依靠一种流体介质的能量来输送另一种流体介质。 容积式压缩机是通过其工作容积的周期性变化来实现气体的增压和输送的。在容积式压缩机中，往复式压缩机是依靠活塞在气缸内作往复运动来实现工作容积的周期性变化，分活塞式压缩机和隔膜式压缩机；回转式压缩丢机是借助于转子在气缸内作回转运动来实现工作容积的周期性变化，如螺杆式、滑片式、涡旋式、滚动活塞式等。 这些压缩机各有特点，适用于不同的生产条件。目前常用的压缩机的适用范围。如图2-1所示。本章仅介绍石油矿场应用较多的活塞式、离心式、螺杆式三种压缩机。第一节 活塞式压缩机一、往复活塞式压缩机的特点往复活塞式压缩机的有如下特点：(1) 适用压力范围广 这种机器依靠容积变化的原理工作，因而不论其流量大小，都能达到很高的工作压力。目前工业上超高压压缩机的工作压力已可达350MPa。(2) 热效率较高 因而功率消耗较其他型式的低。(3) 适应性较强 可用于较广的排量范围，而且排量受排气压力变化的影响较小；当介质密度改变时，压缩机的容积排量和排气压力的变化也较小。(4) 复杂、笨重 因往复惯性力大，转速不能太高，因此机器较笨重；结构复杂，易损件多，维修工作量大。此外由于排气不连续，造成气流压力脉动，易产生气柱振动。由于以上特点，往复活塞式压缩机主要适用于中、小流量而压力较高的场合。在国内，目前活塞式压缩机的应用仍然最为广泛。图2-2 空气压缩机1-油泵;2-曲轴;3-皮带轮;4-二级气缸;5-油气分离器;6-中间冷却器;7-排气阀;8-一级气缸;9-吸气阀;10-活塞组件;11-减压阀;12-填料函;13-十字头;14-连杆;15-曲轴箱二、往复活塞式压缩机的基本构成往复活塞式压缩机主要由传动机构、工作部件及机体构成。此外还有润滑、冷却、调节等辅助系统。如图22所示，4L208动力用空气压缩机是一台立式两缸往复活塞式压缩机。其排气量为20m3min，排气终压为表压08MPa。传动机构为曲柄连杆机构，由曲轴、连杆、十字头、活塞杆、轴承、联轴器或皮带轮等部件构成。连杆的大头与曲轴相连，小头与被固定在滑道内的十字头相连，十字头与活塞杆相连。工作时，驱动机通过联轴器或皮带轮带动曲轴旋转，曲轴通过连杆带动十字头在滑道内往复运动，十字头通过活塞杆带动活塞在气缸内做往复运动，从而完成旋转运动与往复运动的转换。一根连杆所对应的气缸活塞组为一列。本机有两根连杆，分别对应两列气缸活塞组。工作机构是实现对气体压缩的主要部分，由气缸、气阀、活塞组件及填料等部件构成。气缸的内表面与活塞工作端面所形成的空间是实现气体压缩的工作腔。气阀的作用是控制气体作单向流动。气阀的启闭动作主要由缸内外压力差及气阀弹簧控制。气缸呈圆筒形，在顶端或侧部装有吸气阀和排气阀，活塞在气缸中做往复运动，实现对气体的压缩。机身用来支承和安装整个传动机构和工作机构，同时兼作润滑油箱。润滑系统有二：一个供传动机构的润滑，通常用机油润滑，靠轴头的齿轮油泵循环供油；另一个供气缸内活塞组件等的润滑，采用压缩机油，靠高压注油器注入气缸。冷却系统为位于一级汽缸和二级汽缸之间的中间冷却器，采用循环水冷却。二、往复活塞式压缩机的工作原理如图2-2所示，当动力机旋转时，通过曲柄连杆机构和十字头，带动活塞在气缸内作往复运动。当活塞从上死点（左死点）往下（右）运动时，使工作腔的容积增大，缸内气体的压力降低，在压差的作用下，吸气阀打开，排气阀关闭，气体被吸入进工作腔，直至活塞运动到下死点（右死点）为止，吸气过程结束；动力机继续旋转，活塞从下死点（右死点）往上（左）运动时，使工作腔的容积减小，缸内气体被压缩，其压力升高，吸气阀关闭，当压力达到能顶开排气阀时，在压差的作用下，排气阀打开，气体被排出，直至活塞运动到上死点（左死点）为止，排气过程结束。如此循环，工作腔容积作周期性变化，与吸、排气阀的启闭动作相配合，实现包括膨胀、吸气、压缩和排气4个过程的工作循环，从而不断吸入、排出并压缩气体。本机为双作用气缸，曲轴旋转一周，气缸两侧各实现一次工作循环。本机为两级压缩，气体经一级缸压缩到03MPa后，经中间冷却装置降温，再被吸入二级缸继续压缩到08MPa。三、往复式压缩机的特点（一）往复式压缩机的优点:1、适用压力范围广.这种机器依靠工作容积变化的原理工作,因而不论其流量大小,都能达到很高的工作压力.目前工业上超高压压缩机的工作压力已可达350Mpa。2、热力效率较高,功率消耗较其它型式压缩机低。3、对介质及排气量的适应性强。可用于较大的排气量范围,且排气量受排气压力变化的影响较小.另处当介质密度改变时,压缩机的容积排量和排气压力的变化也较小。（二）往复式压缩机的主要缺点1、气体带油污.若对气体量要求较高时,压缩后气体的净化任务繁重。2、因受往复运动惯性力的限制,转速不能过高,故所能达到的最大排量较小。3、由于气体压缩过程间断进行,排气不连续,气体压力有波动,故在排出口一般设有稳压装置。4、易损件较多,维修工作量大,一般需要有备机。（三）往复式压缩机中的作用力在压缩机工作时，通过机身传到基础上的力和力矩有往复质量惯性力，不平衡回转质量惯性力和反转矩。这些力和力矩的大小和方向都周期性变化，从而引起基础的振动。过大的振动会使压缩机连接松弛，基础不均匀下沉，影响附近精密设备的操作。同时，这种振动要消耗能量。单纯用加大加重基础的办法来减少振动，将消耗大量人力、物力，这是不合算的。因此最好是在结构上将惯性力及其力矩平衡掉一部分，以减少振动。（四）回转质量惯性力回转惯性力的平衡可采用在曲柄相对方向装上“平衡重”这一特殊零件的方法，是平衡重产生的离心离力（即惯性力）与曲柄连杆机构的回转惯性力大小相等，方向相反，以达到平衡的目的。（五）往复质量惯性力图2-3 曲轴的组成1-主轴颈；2-曲柄；3-曲柄销；4-平衡铁往复质量惯性力，对单列压缩机一般无法平衡的，只能利用配置平衡重的办法改变一级惯性力的方向。例如W12-1园田天然气压缩机为单缸双作用活塞压缩机，只能从基础上来减振。而对多列压缩机，则可以通过各列尖曲柄错角的合理排列，使各列的往复惯性力在机器内部得到平衡，从而得到全机部分或全部的平衡。四、往复活塞式压缩机的主要零、部件1、曲轴曲轴是往复活塞式压缩机中的重要受力部件，一方面，要接受驱动机输入的转矩并传给连杆；另一方面，又要承受从连杆传来的周期变化的气体力和惯性力。曲轴由主轴颈、曲柄、曲柄销和平衡铁等部分组成，如图2-3所示。根据气缸数及气缸排列形式的不同，可分为单拐曲轴和多拐曲轴。其中，主轴颈用来安装主轴承，曲柄与曲柄销配合通过连杆大头轴瓦与连杆连接，平衡铁平衡惯性力和惯性力矩。曲轴要有足够的抗疲劳强度和刚度，各部分应力分布要均匀，多用中碳钢锻造或球墨铸铁铸造。曲轴运转时，主轴颈与轴瓦、曲柄销与连杆大头瓦等相对运动部件间应有良好的润滑。一般是在曲轴内钻出如图2-3中虚线所示的通道，由曲轴轴头油泵将润滑油送到主轴瓦和曲柄销处。2、连杆连杆是曲轴与十字头或活塞(无十字头的小型压缩机)之间的连接部件，一方面将作用在活塞上的气体力等传递给曲轴，另一方面将曲轴的旋转运动转换为活塞的往复运动。连杆包括大头、小头和杆体三部分，如图2-4所示。图2-5 十字头1-十字头体；2-滑板；3-销；4-连接螺纹图2-4 连杆组件1-小头瓦；2-小头；3-杆体；4-大头；5-连接螺栓；6-大头盖；7-大头瓦；8-连接螺母其中大头一端装有大头瓦，与曲柄销相连，小头一端装有小头瓦，与十字头销(或活塞销)相连。大头常用剖分结构，装配时用连杆螺母固紧。杆体截面有圆形、矩形和工字形等，以工字形最为常用。为了将大头瓦与曲柄销处的润滑油引到小头瓦与十字头销处，杆身中常钻有润滑油孔。3、十字头十字头安装于机体上的滑道内，是连接连杆和活塞杆的零件，其结构如图25所示。十字头与活塞杆的连接，除图示的螺纹连接外，还有法兰连接、连接器连接等形式。其中，螺纹连接多用于中、小型压缩机，大型压缩机多采用法兰或连接器连接。十字头通过十字头销与连杆相连接。4气缸气缸是压缩机中完成气体压缩的场所，其工作环境温度高、压力大、磨损严重。因此，要求气缸应具有足够的强度和刚度、良好的冷却与润滑条件、足够的耐磨性等。用于制造气缸的材料有铸铁、球墨铸铁、铸钢、碳钢、合金钢等。其中，铸铁多用于工作压力低于6Mpa的气缸，球墨铸铁或铸钢多用于工作压力在620Mpa的气缸，工作压力更图2-7 双层水冷式气缸图2-6 风冷式气缸高的气缸多用碳钢或合金钢制造。活塞在气缸内做往复运动，活塞与气缸(或缸套)的接触面(称为镜面)要求有较高的表面光洁度，以保证足够的耐磨性和密封性，一般要求表面粗糙度不大于04m。气体在气缸中压缩产生大量的热量，所以，气缸是需要冷却的主要部件。根据冷却方式的不同，可分为水冷式气缸和风冷式气缸于两种。风冷式气缸在气缸外铸有环向或纵向散热片，如图2-6所示，工作时靠散片推动空气强制对流散热，其结构简单，重量轻，多用小型低压移动式压缩机。图2-10 环状气阀1-阀座；2-连接螺栓；3-阀片；4-弹簧；5-升程限制器；6-螺母；7-开口销图2-9 气阀安装在气缸盖上图2-8 三层水冷式气缸水冷式气缸是在气缸工作容积周围铸有冷却水道，形成如图2-7或图2-8所示的二层或三层结构。工作时，冷却循环水通过冷却水道冷却气缸、阀室及填料函等部件。水冷式气缸冷却效果好，但结构较复杂。5气阀气阀安装于气缸上，是气体进出气缸的通道。根据需要，气阀可以安装在气缸体上，如图2-8所示；也可以安装在气缸盖上，如图2-9所示；对于双作用气缸，还可以混合布置，如图2-2所示。气阀在气缸上安装的基本要求是，流道截面大，余隙容积小，安装和维修方便。气阀的种类很多，如图2-10所示，为目前常用的环状气阀，它由阀座、阀片、弹簧及升程限制器等零件组成。图2-12 网状气阀1-阀座；2、4、6-垫片；3-阀片；5-缓冲片；7-弹簧；8-升程限限制器；9-螺母垫片；10-螺母；11-螺栓图2-11 碟状气阀阀座上刻有15道同心的环形气体通道，与之相配合的圆环形阀片在升程限制器的导向与控制下按需要启、闭，完成气体的吸入与排出。升程限制器上铸有凸台、凹槽与导向块，其中，凸台高度控制阀片的开启高度，凹槽内放入控制阀片启、闭压力的弹簧，导向块对阀片的启、闭运动起导向作用。其他还有碟状气阀(图2-11)、网状气阀(图2-12)等。 6活塞 压缩机工作时，活塞在气缸内做往复运动，构成压缩机的工作容积。根据其结构形状的不同，常用的有筒形活塞和盘形活塞两种。如图2-13所示。筒形活塞(图2-13a)常用于小型单作用无十字头的压缩机中，通过活塞销与连杆直接相连。筒形活塞可分为顶部、环部及裙部三部分，其中顶部直接承受缸内气体的压力；环部上方装有活塞环，保证活塞与气缸接触面间的密封；裙部下方装有刮油环，上行时均布润滑油，下行时刮油，同时，裙部还起到承受侧向力的作用。图2-13 活塞a-筒形活塞 b-盘形活塞盘形活塞(图2-13b)常用于中、低压双作用压缩机中，通过活塞杆与十字头相连。盘形活塞无裙部，不承受侧向力。为了减轻活塞质量，盘形活塞多铸成空心结构，两端面间用筋板加强。7活塞环活塞环的主要作用是密封活塞与气缸间隙，同时，具有布油与刮油作用。活塞环上有切口，在自由状态下，其直径大于气缸直径，装于气缸后，由于弹性产生对缸壁的预压力。工作时，在高压气体的作用下，活塞环一方面被撑开，压紧在气缸壁上；另一方面，被压紧在活塞槽上；使气体既不能从气缸壁又不能从活塞槽泄漏，达到良好的密封效果。 根据切口方式的不同，活塞环有直口、斜口和搭口三种形式，如图2-14所示。 8密封填料活塞与气缸间由活塞环密封，活塞杆与气缸间隙采用填料密封。常用的有平面填料与锥面填料两种，如图2-15所示。 图2-15 填料密封结构a-平面填料 b-锥面填料图2-14 活塞环开口形式图2-15a为常用的三六瓣平面填料，在填料盒每个小室内装有一个三瓣环和一个六瓣环，三瓣环靠近气缸侧，由镯形弹簧将各环箍紧在活塞杆上。工作时，气缸内的高压气体沿三瓣环与活塞杆的径向间隙漏入小室内，由于六瓣环的径向切口被扇形块盖住，轴向被三瓣环挡住，小室内的高压气体不会通过六瓣环向外泄漏，而是使六瓣环紧抱在活塞杆上，压力越高，抱紧度越大，从而达到密封的效果。这种密封填料常用铸铁、青铜或其他耐磨材料制成，适用于气体压力p10MPa时，多采用锥面密封填料。如图2-15b所示，锥面密封填料的基本密封元件是一个T形环和两个锥形环，放置于由支承环和压紧环组成的锥面密封小室中，T形环与锥形环的切口彼此错开120 ，由定位销固定，在轴向由预密封弹簧压紧。工作时，气体压力轴向作用于支承环与压紧环的端面，通过锥面将力传递给锥形环与T形环，并分解出径向分压P=ptana，使密封环紧抱在活塞杆上，且角越大，抱紧度越大，从而达到良好的密封效果。改变角的大小，可以适应不同的工作压力要求。锥面密封填料的密封环多用青铜或巴氏合金制造，支承环和压紧环用碳钢制造。五、往复活塞式压缩机的分类活塞式压缩机的分类如表22所示。规定的型号命名为： -/ 排气压力值，0.1MPa（表压） 吸入状态下的排气量，m3/min 活塞力值，10KN（小于10KN者不标） 机型代号（见表2-1） 列数或设计序号，或不标表2-2 活塞式压缩机的分类分类方法名称说明按排量微型排气量1m3/min小型排气量为110m3/min中型排气量为10100m3/min大型排气量100m3/min按排气压力低压排气压力0.31MPa中压排气压力为1.010MPa高压排气压力为10100MPa超高压排气压力100MPa按级数单级气体经一次压缩即达排气终压多级气体经多次压缩才达排气终压按气缸排列方式直列式立式气缸中心线与地面垂直，机型代号为Z卧式气缸中心线水平，且气缸只布置在机身的单侧，机型代号为P角式气缸中心线互成一定角度，气缸排列形式为其机型代号，如V、L、W等对置式对称型气缸水平置于机身的两侧，相邻的曲拐相差180。气缸在电机的单侧，机型代号为M，气缸在电机的两侧，机型代号为H对置型气缸水平置于机身的两侧，相邻的曲拐相差非180，机型代号为D按气缸的工作容积单作用式活塞的一侧气缸为工作容积双作用式活塞的两侧气缸均为工作容积，并实现同一级次的压缩级差式同一气缸与活塞各端面形成几个工作容积，并实现不同级次的压缩按冷却方式风冷式气缸用空气冷却水冷式气缸用水套冷却按润滑方式有油润滑气缸内注润滑油无油润滑气缸内不注润滑油按用途动力用提供动力或仪表用压缩气源工艺用在工艺流程中输送工艺气体六、往复活塞式压缩机的工作循环1几个基本概念1）上止点(外止点、上死点)活塞在气缸中做往复运动时，离曲轴旋转中心最远的位置称为活塞的上止点，有时也称外止点或上死点。2）下止点(内止点、下死点)活塞在气缸中做往复运动时，离曲轴旋转中心最近的位置称为活塞的下止点，有时也称内止点或下死点。3）活塞行程活塞从上止点行至下止点或从下止点行至上止点的距离称为活塞行程。其值等于曲轴曲柄半径的两倍。若曲柄半径为R，活塞行程为S，则S=2R。4）气缸工作客积气缸上止点与下止点之间的工作室容积，即活塞移动一个行程所扫过的气缸容积称为气缸工作容积。若气缸内径为D(m)，工作容积为Vh(m3)，则有： （2-1）5）余隙容积造成余隙容积存在的原因主要有三：一是考虑运动结构受热膨胀的特性，为了保证活塞在气缸中的灵活运动，且不碰撞气阀，在活塞与气缸及气阀与活塞端面之间需留有一定的间隙；二是不可避免的加工及装配误差引起的一定容积；三是气阀及活塞结构造成的一定容积。其中由气阀结构造成的余隙容积最大，约占压缩机全部余隙容积的一半。余隙容积主要包括三部分：一是活塞位于上止点时，活塞顶面与气缸端面之间的容积，二是气阀与气缸相通的通道容积，三是第一道活塞环以上的活塞外圆与气缸内壁之间的环形容积。余隙容积一般用符号“Vc”表示。6）相对余隙客积余隙容积与气缸工作容积之比，用c表示，则有： （2-2）相对余隙容积在一定意义上表明了压缩机排气能力的大小。2理论工作过程（循环） (1) 吸气过程图2-16 往复活塞式压缩机的理论工作循环如图2-16a所示，活塞在上止点时，曲柄与气缸轴线的夹角为0，当曲柄按顺时针方向开始旋转时，活塞自上止点开始向内运动。在理论工作的假设条件下，缸内压力即刻低于吸气阀开启压力，吸气阀在吸气管内气体的推动下打开，开始等压吸气过程。此过程直到曲轴旋转至180，活塞行至下止点为止，吸气过程在pv图中表示为线段01，如图2-16b所示。(2) 压缩过程当曲轴转过180，活塞从下止点向左回行时，缸内气体压力即刻高于吸气阀关闭压力，吸气阀在缸内气体的推动下关闭。此时，缸内压力尚未达到排气阀的开启压力，排气阀处于关闭状态。在吸、排气阀均关闭的状态下，开始绝热压缩过程。此过程直到活塞行至位置2，缸内气体压力升至p2，排气阀打开为止，pv图中表示为线段12，如图2-16c所示。（3）排气过程随着曲轴的旋转、活塞的左移，气缸内的气体体积不断减小，压力不断升高；当缸内气体压力达到排气阀的开启压力时，排气阀在缸内气体的推动下打开，开始等压排气过程。此过程直到曲轴转至360，活塞回到上止点为止，其p一v图的表示为线段23，如图2-16d所示。 综上所述，压缩机曲轴旋转360，活塞从上止点出发又回到上止点，对应于p一v图形成01230的闭合回路。这样的一个循环过程称为压缩机的理论工作循环。曲轴在驱动机的带动下不停地旋转，上述循环周而复始地进行，完成气体的连续吸入、压缩与排出。 3实际工作循环实际工作循环过程如图2-17所示，由膨胀、吸气、压缩与排气四部分构成。实际工作循环与理论工作循环的区别：(1) 由于余隙容积的存在，使实际工作循环比理论工作循环多了膨胀过程；膨胀过程的存在，使得压缩机的实际吸气量小于理论吸气量。(2) 在吸、排气过程中，均存在阻力损失。这部分损失主要包括阀片重力、气阀弹簧弹力、气体流动阻力等。这些阻力的存在，导致实际吸气压力低于吸气管内的压力，实际排气压力高于排气管内的压力，从而引起实际排气量减少，功率消耗增大。图2-17 往复活塞式压缩机的实际工作循环(3) 实际工作过程中存在着气体与气缸及活塞间的热交换。膨胀过程中吸热，使气体比容增大，实际吸气量减少；压缩过程中放热，使得压缩机功率消耗增大。(4) 活塞环、填料、气阀等处都可能因密封不严造成气体外漏或高低压气体间的窜漏，使实际排气量减少。(5) 运动构件间的摩擦损失使得功耗增大。4实际吸、排气量1) 实际排气量的定义由于气体的体积与其状态(温度、压力等)有关，所以，压缩机的排气量在不同的状态换算下，有不同的定义。排气量的常用单位是m3min或m3s。(1) 实际排气量经压缩机压缩并在标准排气位置(对应的状态)排出的气体，换算到标准吸气位置下(对应的状态)的气体体积，称为实际排气量。标准吸、排气位置是在压缩机的实验方法中规定的，随其结构与安装方式不同而变化的有代表性的位置。实际排气量可表征压缩机的大小，但并不能表明压缩机所能提供有效气体的数量。(2) 额定排气量压缩机铭牌上标注的排气量称为额定排气量，是将经压缩排出的气体换算成特定状态(压力为105Pa、温度为20)时的气体体积。额定排气量可用来比较不同压缩机排气能力的大小，指导压缩机的选用。 (3) 标准排气量将实际排气量换算为标准状态(压力为760mmHg、温度为0)时的气体体积，称为标准排气量。标准排气量表征了一台压缩机供气能力的大小，故也称标准排气量为供气量。2）实际吸气量的计算压缩机工作时，缸内气体压力及温度是不断变化的，而吸气管的名义压力和名义温度则是基本稳定的，因此压缩机的吸气量是指折算到名义吸气状态下的气体容积。设气缸的余隙容积为Vc，工作容积为Vh。吸气终了点A对应的缸内压力为pA，温度为TA，缸内总容积为VA+Vc。余隙容积Vc经过膨胀过程，在吸气终了时所占体积为Vh+V。因此吸入的新鲜气体容积为VhV。根据定义，从吸气终了点A的状态折算到吸气状态Ps、Ts下，得每转的实际吸气量Vs为： (2-3)式中容积系数，；压力系数， ；温度系数，；3）实际排气量的计算 分析压缩机实际排气量计算问题的思路与分析离心泵实际工作特性的思路类似，我们先从分析压缩机实际工作过程与理论工作过程的不同入手，对各不同点引入不同的修正系数对理论排气量进行修正，从而得到实际排气量。当压缩机一个循环的实际排气量为Vs时，实际工作循环与理论工作循环的排气量之比为：，称为排气系数，且=VPTL，其中： V容积系数，余隙容积对排气量影响的修正系数； P压力系数，压力波动对排气量影响的修正系数； T温度系数，热量传递对排气量影响的修正系数； L泄漏系数，各密封处泄漏对排气量影响的修正系数。 因此，对于转速n(rs)一定的单级压缩机，其实际排气量Q(m3s)的计算公式为： （2-4）对于多级压缩机，因为其排气量取决于一级缸的吸气量，所以可将一级缸的各参数1、Vhl代入式(2-4)中计算。减小余隙容积、改善气缸的冷却效果、采用可靠的密封，可以提高压缩机的排气量。从上式可以看出，计算压缩机的实际排气量主要是确定其排气系数。 容积系数V的确定图2-18 往复活塞式压缩机的实际示功图从压缩机的实际示功图图2-18可知，压缩机气缸的余隙容积为VC，工作容积为Vh，吸气过程终了时缸内实有的气体容积为VC+Vh；排气终了时缸内剩余气体容积为VC，该部分气体膨胀后的容积为VC+V；所以，压缩机在一个吸气过程中实际吸入的气体容积为（VC+Vh）(VC+V)= VhV，则压缩机余隙容积对气缸容积有效利用的影响为： (2-5)其中V可由膨胀过程的状态方程确定。已知膨胀过程为多变过程，设其过程指数为m，则有：，即：将其代入式(2-12)得： （2-6）或 （2-7）式中，为相对余隙容积，其值与气缸、气阀结构，气阀的安装位置，活塞行程，压缩气体压力等因素有关，据统计，压力2MPa时，=0.070.12；压力在232 MPa时，=0120.16。为名义压缩比，其值越大，容积系数V越小，如图2-19所示，当c大到一定程度时，容积系数V=0，压缩机失去吸入新鲜气体的能力，此时的压缩比称为极限压缩比。将V=0代入式(2-7)得：，若取=0.1，m=1.2，则max=17.8。从而可知多级压缩时的压缩比不能太大。图2-19 压缩比对容积系数的影响图2-20 膨胀过程指数对容积系数的影响膨胀过程指数m的大小与气缸的冷却效果有关，其冷却效果越好，气体在膨胀过程中的吸热越少，m值越大，膨胀线越陡，V值越大，反之亦然，如图220所示。M与吸入气体的压力及绝热过程指数等因素有关，应用时可参照表2-3取值。表2-3 膨胀过程指数m标准吸气压力p1/paK=1.4时K为任意值时P11.5105m=1.20m=1+0.5(K-1)1.5105 P14.0105m=1.25m=1+0.62(K-1)4.0105 P110.0105m=1.30m=1+0.75(K-1)10.0105 P130.0105m=1.35m=1+0.88(K-1)P130.0105m=1.40m=K 压力系数p的确定图2-21 温度系数的取值从图2-18可以看出，由于气阀弹簧及气体通过气阀时的流动阻力，吸气过程终了时的缸内压力pA低于标准吸气位置的压力p1(吸气管内压力)，我们将两者的比值定义为压力系数p，即，影响p的因素主要是气阀的弹簧力，目前p的取值一般根据经验确定，对于正确设计的气阀， 常压进气时，p=0.950.98；多级压缩后各级进气压力逐渐增高，气阀弹簧力的影响逐渐减小，可取p=0.981.0。另外，吸气管道内的压力波动对p也有较大的影响，当吸气终了正处于波峰时，p较大，有时甚至可能大于1；当吸气终了正处于波谷时，p较小。 温度系数T的确定由于气体在吸气过程中不断地从气缸吸热，导致在吸气终了时气体的温度TA高于标准吸气温度T1，我们将两者的比值定义为温度系数T，。影响T的因素主要是气体性质及缸壁的温度，在压缩相同的气体时，主要取决于压缩比和缸壁冷却效果。图221表示了不同气体在不同压缩比下T的取值范围，可供应用时参考。其中，I区适用于双原子气体、空气等，在吸气量大、气缸冷却效果好、转速高时取较大值；反之，取较小值。区适用于气缸不冷却的制冷压缩机。区适用于吸气温度低于25的筒型制冷压缩机，如氨压缩机等。 泄漏系数L的确定压缩机的泄漏分外泄漏和内泄漏两种。外泄漏是指气体从填料、管道密封、活塞环等处向机体外部的泄漏。内泄漏是指气体从压缩机的高压级向低压级或级间管道的泄漏。其中内泄漏影响级间压力分配，不直接影响排气量，所以，L是外泄漏的修正系数。影响L的主要因素是填料、气阀及活塞环的严密性，一般可根据经验在L=090098范围内取值。其中，级数较少、压力校低、密封结构可靠的压缩机取较大值；级数较多、压力较的压缩机取较小值；被压缩气体分子小、粘度低时取较小值；无油润滑的压缩机取较小值。 排气系数的确定在实际应用中，除按上述方法通过分别计算各修正系数计算排气系数外，在粗略估算时，也可以通过查表确定，表24列出了一些常用压缩机的排气系数取值范围。表2-4 压缩机排气系数参考值类型排气量（m3min）排气压力(105pa)级数排气系数空气压缩机L 小 微型 型 型 L W0.150.900.0150.06133121010077777112220.580.600.330.400.600.700.790.880.700.82氮氢气压缩机石油气压缩机Co2压缩机o2压缩机401001011735653312015032032010422102044466245240.730.790.750.800.650.800.750.760.650.73七、功率和效率1、指示功率图2-22 指示功计算图 压缩机中直接消耗于压缩气体的功称为指示功，单位时间内消耗的指示功称指示功率。指示功率可以在运转的压缩机上用示功仪测得示功图，再通过换算得到，也可以按等功法(即等面积法)通过解析计算得到。(1) 实测法确定指示功率 实测法确定指示功率的方法是，首先用示功器测得压缩机工作时气缸的做功指示图，如图2-22中ABCDA围成的闭环图形；再由求积仪求得指示图的面积A，并根据此面积利用坐标变换求得一个工作循环的指示功；最后根据转速求得指示功率。 Ni=Win=Ampmvn (2-16)式中：Ni压缩机的指示功率，W；A实测气缸做功指示图的面积，cm2；mp指示图的压力坐标比例尺，Pacm2；mv指示图的容积坐标比例尺，m3cm2；n压缩机转速，rs。 测定示功图可用机械示功器、电子示功器、计算机智能示功系统等。其中计算机智能示功系统可将绘图、求面积、计算功率、打印结果等环节同时完成。 双作用气缸的指示功率，应取两侧气缸的指示功率之和；多级压缩时，取各级气缸指示功率之和。 (2) 解析法确定指示功率 参照理论功率的计算公式，解析法计算压缩机指示功率的公式是： (2-8)式中： m当量过程指数，根据经验，低压级取m=(095099)K，高压级取m=K；V气缸的容积系数；Vh气缸的工作容积，双作用气缸取两侧气缸工作容积之和，m3；N压缩机的转速，rs；P1、P2实际平均吸、排气压力，Pa，如图2-22所示。 图2-24 功率构成图图2-23 相对压力损失参考值式中，称为吸、排气过程中的相对压力损失，可由图2-23查取，气阀阻力较大时按实线取值，阻力较小时按虚线取值。 2轴功率与驱动机功率 压缩机由驱动机带动曲轴连杆机构工作，使活塞在气缸中做往复运动而压缩气体。在这个过程中的能量构成如图2-24所示。 (1)轴功率 轴功率是压缩机曲轴上所得到的功率，或者说是为了达到一定的工作目的，驱动压缩机轴所需要的功率。这部分功率应满足指示功率、传热及泄漏损失功率、机械损失功率的需要。其中，指示功率与传热及泄漏损失功率之和称为内功率，则轴功率等于机械损失功率与内功率之和。为了计算方便，我们取指示功率与轴功率之比为机械效率，则有轴功率： （2-9）式中：N轴功率，KW； Ni指示功率，KW； 机械效率，大中型压缩机=090096；小型压缩机=085092；微型压缩机=082090。（2）驱动机功率 驱动机的额定功率应满足轴功率、传动损失功率的需要。我们定义压缩机的轴功率与驱动机的输出功率的比值为传动效率，则有驱动机的输出功率为： （2-10）式中：No驱动机的输出功率，KW； 传动效率，皮带传动= 096099；齿轮传动=097099。 考虑到驱动机的效率及操作条件变化和运转负荷的波动，在实际选用压缩机的驱动机功率时，一般需留出515的储备功率，即驱动机的额定功率为(105115)No。 3效率 效率是表征压缩机经济性能的指标。一台压缩机机组的总效率等于各级指示功率之和与驱动机输入功率的比值，即： （2-11）式中：压缩机机组的总效率； d驱动机的效率。 对于驱动机效率d ，目前用于驱动压缩机的动力设备有电动机、内燃机、蒸汽轮机等，使用时可根据不同的设备查相关资料确定。对于三相交流电动机可用式计算，其中为电机的输入功率，I为输入电源的电流(A)，U为电源的电压(V)，为电机的功率因数；No=NR(Nm+Nx+NZ+Nt)为电机的输出功率，Nm、Nx、NZ、Nt 分别为电机的机械损失、铁芯涡流损失、杂损及定子铜损，可实测或根据电机的相关资料查取。4热效率和比功率 压缩机的经济性能可用热效率来衡量，热效率又有等温及绝热之分。压缩机的理论等温指示功率Ni-is与相同吸气压力、相同吸气量下的实际指示功率相比，得i-is，与轴功率Na相比得等温轴效率is，即: （2-12） (2-13)等温指示效率反映了实际循环中热交换以及吸、排气过程阻力造成的损失情况，常用来评价水冷式压缩机的经济性能。等温轴效率则包含了机械损失。压缩机的理论绝热指示功率Ni-ad与相同吸气压力、相同吸气量下的实际指示功率相比，得绝热指示效率i-ad，与轴功率Nax相比得绝热轴效率ad，即: (2-14)压缩机的实际压缩过程更接近绝热过程，因此绝热效率较好地反映了压缩机吸、排气过程阻力损失造成的影响，但它并未直接反映压缩机的功率指标是否先进。比功率，即单位排气量所消耗的轴功率，反映了同类型压缩机在相同的吸、排气条件下，其能量消耗指标的先进性，它是动力用压缩机中用来衡量经济性的重要指标。八、实际气体的压缩在理想气体状态方程中，气体分子本身的体积及分子间的相互作用力略去不计，在压力较低时，这样处理造成的偏差不大；但当压力增高、温度降低，越接近于液态时，其偏差就越大。如令，可得一个理想气体状态方程相类似的实际气体状态方程：PV=ZRT (2-15)式中 Z气体压缩性系数。Z是实际气体偏离理想气体的校正系数，与气体性质有关，且随温度和压力而变化，可由实验测定，或由实际气体压缩性系数通用图查得。九、排气温度由热力学状态方程可知，各级的排气温度： （2-16） 式中，Ti1，Ti2分别为第i级的吸、排气温度，K需要指出的是，由于受到各种条件的限制，压缩机的排气温度是不能过高的。通常，在有油润滑的压缩机中，温度过高，一方面会降低润滑油的粘度，使润滑性能降低；另一方面，会使润滑油分解出挥发组分，在缸内及气阀上形成积炭，加剧磨损，这一点在180210时更为严重。因此，国内一般规定固定式往复活塞压缩机的排气温度不超过160，移动式不超过180。无油润滑压缩机的排气温度取决于润滑材料的耐温性能，如用填充聚四氟乙烯材料时的排气温度应限制在180以下。另外，压缩机的排气温度还受到被压缩气体性质的限制。如在压缩石油裂解气时，高温下有些组分会聚合成胶状物，堵塞气阀，卡住活塞等；压缩乙烯、乙烃等气体时，高温下会分解释放出大量热量，可能引起爆炸；故在压缩这些气体时，其排气温度一般不宜超过100。 十、变工况工作和排气量的调节1变工况工作在偏离原设计的条件下工作称为变工况工作。当吸气压力降低时(如在高原上工作)，如排气压力不变，对单级压缩机将导致压力比升高，容积系数降低，排气量将随之有所减少。在多级压缩机中将引起级间压力比改变，总压力比升高，排气量会有所下降。当排气压力升高而吸气压力不变时，会因压力比的提高而使吸气量有所减少，功率一般也会有所增加。当其他条件不变时，绝热指数高的气体，其膨胀和压缩过程指数也高，功率消耗就大。导热率高的气体在吸入过程容易受热膨胀，温度系数较小。密度大的气体流动损失大，功耗增加。对于有毒气体，还应采取改善密封等结构措施。2排气量的调节 生产条件改变时，压缩机的排气量应能在一定范围内加以调节。排气量的调节分为连续调节和间断调节两种。在缸径和行程一定的工况下，改变排气系数和转速，即可实现排气量的调节。具体方法有：(1) 改变转速或间断停车 能改变转速的压缩机，可通过连续改变转速而使排气量连续改变。电机不能变速时，只能采取间断停车的方法。图2-25 完全顶开吸气阀调节装置1-阀座;2-压叉;3-弹簧;4-小活塞;5-压阀罩;6-阀孔盖;7、8-密封圈(2) 停止进气 当压力超过规定值时，通过调节阀和减荷阀自动将进气通道关闭，使压缩机进入空转状态而停止吸气。当压力下降后进气通道又自动打开。图2-26 部分顶开吸气阀调节装置1-导向杆;2-压叉;3-小弹簧;4-压阀小杆 (3) 旁路调节 将排出的气体全部或部分地引回一级入口，达到连续调节的目的。方法简单，但不经济，常作为压缩机空载启动的辅助手段。(4) 顶开吸气阀 在全部或部分排气行程中强制顶开吸气阀，使缸内的气体重又回到吸气管而达到排气的目的。如图2-25、26所示。图2-28可变容积的辅助余隙容积调节阀图2-27 固定辅助余隙容积调节阀(5) 连通补助余隙容积 将一补助容积作为附加的余隙容积与气缸连通，因相对余隙容积增大，容积系数下降，吸气量减小，从而达到调节气量的目的。如图2-27、28所示。十一、往复活塞式压缩机的试车与运行1试车前的检查与准备新安装的压缩机在投入使用前应进行试车，试车前应做好如下检查与准备工作：(1)检查注油器及轴承箱内的润滑油质量及注油量是否符合要求。(2)摇动注油器手柄，使各润滑点、面得到充分润滑。(3)检查冷却系统，打开冷却水阀门，保证冷却系统畅通。(4)检查安全阀、防护罩及仪表，保证其性能完好。(5)盘车检查有无异常现象。2运行中的检查完成试车前的检查并准备充分后可按启动按钮启动压缩机，进入试车运行。压缩机运行中应做好如下检查：(1)检查气缸内有无冲击、碰撞等不正常声音。(2)检查润滑、冷却系统的工作情况。(3)检查并记录各段压力，保证在工艺要求的范围内。(4)检查压缩机各部位的温度，其中曲轴轴承、连杆轴承、十字头滑板等摩擦部位的温度不超过50，有十字头的压缩机油箱内润滑油温度不超过60，无十字头的压缩机油箱内润滑油温度不超过70，各级排气温度均不超过160。(5)检查密封盘根及其他各连接处，保证无泄漏。(6)检查压缩机基础的振动情况，保证其振幅不超过如下值：转速200 rmin时，最大振幅020 mm；转速在200400 rmin时，最大振幅400rmin时，最大振幅010mm。试车运行合格后可转入正常运行，正常运行过程中的检查内容与试车过程相同。十二、压缩机的润滑往复活塞式压缩机运动部件多，并且其运动部件的工作温度高，受力大，良好的润滑是保证压缩机正常工作所不可缺少的。1润滑部件及润滑方式(1)润滑部件压缩机在工作时，需要润滑的部件包括气缸、活塞、活塞环、填料等工作部件及轴承、曲轴销、十字头、十字头导轨等运动部件。(2)润滑方式常用的润滑方式有飞溅润滑与压力润滑两种。在无十字头的压缩机中，多采用飞溅方式润滑。飞溅润滑是靠曲轴的旋转将曲轴箱内的润滑油溅到各润滑部位。在有十字头的压缩机中，多采用压力方式润滑。压力润滑是利用专门设置的注油器将润滑油送到各润滑部位。按注油压力分，目前常用的注油器有中压(16MPa)和高压(32MPa)两种；按注油器的驱动方式分，有主机驱动和单独电动机驱动两种；按工作方式分，有往复式和旋转式两种。2润滑油对压缩机用润滑油的基本要求是：(1)在工作温度下有足够的粘度，以便保持一定的油膜强度和一定的密封能力。(2)在工作条件下有良好的稳定性，不变质，不与被压缩气体发生化学反应，不与水形成乳状液。(3)具有足够的高温性能，其闪点温度要比最高排气温度高出2025。使用时，根据不同的工作条件和被压缩气体的种类，可参照表2-5选配润滑油。表2-5 压缩机润滑油的选配气体对润滑油的要求应选用的润滑油能代用的油品空气有较好的抗腐蚀性，其闪点应高出最高排气温度40，应选用矿物油。压缩机油（SYB1216-60），冬季HS-13，夏季，35