(往复式压缩机)作业论文要点

1、往复式压缩机数学模型及应用作业姓名：学院：专业：班级：学号：联系电话：（1）以盖侧吸气盘片阀为例，建立气阀工作过程的数学模型。解：（2个假设）忽略气体与壁面的热交换；气体为理想气体。对气体流动微分方程式和阀片运动规律的微分方程式联立求解，具体形式为:d2hMvw2珥Ps- p)Ap-ZP(H + h)dpk-1式中Ps(卫)PssvAss 2k -1RTsll-C-1) k -wpPsdVwVk :比热比；t:时间， p :气缸内气体压力，V :气缸内气体容积， p s:吸气腔内气体压力,s;（:svAsv）:吸气阀瞬时有效阀隙面积，m2;R :气体常数，J /kgK;Z : 一个气阀中的弹簧

2、数，取Z = 1;p:弹簧刚性系数， H :弹簧预压缩量, h :阀片位移，m;w :曲轴旋转角速度,N /m;m;rad / s.初始条件和边界条件：（初始条件）阀片即将离开阀座的瞬时为初始时间 t,相应的曲轴转角为初始角。其初始11=0=0dyd 日 e=od2y条件有四个，即：初始位移、初始速度、初始加速度和气缸内气体的初始压力。阀片的初始位移 y、初始速度和初始加速度均为0,即：(边界条件)气缸内气体的初始压力用力平衡公式计算。阀片即将离开阀座时:片- F? - F3 = 0（对吸气阀）F1 = PosAPF2 = ZPh。F3 = Poa式中F；:缸内气体对阀片的作用力; f2：阀弹

3、簧的作用力；F3气腔内气体对阀片的作用力;A：阀片受力面积；Ap :阀座出口处通道面积；F0：缸内的初始气体压力；Pos；吸气腔内的初始气体压力 则可得到式子PosApP)AZPHo = 0亠 1 或Pos= ( PoA ZPHo)2Ap(2) 气流脉动对往复式压缩机性能有何影响？消减往复式压缩机气流 脉动的方法有哪些？答：气流脉动对往复式压缩机的排气量、功率消耗，对气阀工作都有影响。气体压力脉动对压缩机热力学性能的影响可归纳为四类：1. 轴功率与计算的正常轴功率相等，但排气量低于计算值;2. 排气量与计算值相符，轴功率比计算的轴功率大；3. 排气量与轴功率均比计算的正常值大；4. 排气量与轴

4、功率均比计算的正常值小。无论属于哪一类影响，都使得压缩机的效率降低。因气体压力脉动增加的功率损失约在420沱间名义 排气压门權图1为未受压力脉动影 响的压缩机正常运转指 示图，并作为比较各种压 力脉动影响的基础。图中，a点的吸气压力和 c点的排气压力与名义 吸气压力和排气压力重 合。压缩过程线a-b线和 膨胀过程线c-d线用计 算确定。图4,1圧缩机正常运转指示图图2表明了第一类影响 此时，排气侧的压力脉动很大，且使点c的压力大于名义排气压力。因而在排气 终了时，残留在余隙容积内的气体较正常情况下多， 使膨胀过程线c-d从正常位 置向右移动。吸气侧的压力脉动使吸气过程线 d-a向下移动，使a点

5、的吸气压力 低于名义吸气压力。彳亍程气傢旳J脈劲心生fJ第一类曙响图3表示指示功的变化。面积A1和A3表示减少的指示功。面积A2和A4为 增加的指示功。且有A1 A A2 A4 ,因而轴功率与计算的正常轴功率相符， 但排气量低于计算值。图4中，功损失与正常情况下气体吸、排气过程的功损失不同。面积ADL表示正常情况下排气过程的功损失。当排气管道上出现压力脉动时，缸内气体压力沿 图上实线变化，排气腔内气体压力沿图上虚线 变化。面积ADL表示气体流 经气阀和管道时的损失，它与面积 ADL相等。指示图中排气腔内气体压力与名 义排气压力之间的面积，是排气腔内压力脉动引起的损失。(3) 阐述(数学模型)的

6、最优化设计过程数学模型为研究压缩机工作过程提供了重要工具。利用数学模型可求得不同 工况、不同结构参数条件下气体热力学参数的变化，指示功，排气量，气阀运动 规律，并在此基础上进行压缩机的优化设计，或开展专题研究，如压力脉 动研究；气阀升程研究等。最优化设计可以表述为：在满足约束条件时，使目标函数极小化。目标函数 是设计者追求的最优指标，它与设计参数，即自变量之间有一定关系。约束条件 是自变量间的相互制约关系。在压缩机中，目标函数反映了压缩机的一种性能。 由于能源对人类生活所起的重大作用， 许多目标函数与压缩机能耗指标有关， 要 求在保证排气量的前提下耗功最小。解决上述问题的步骤如下：一、列出数学

7、模型为了使数学模型简化，可以作以下假定：1. 吸、排气腔容积无限大，故腔内的温度和压力不变，且等于名义吸、排气 压力和吸、排气温度。压缩机吸、排气管道中的压力脉动将使压缩机的比功率上升，但采取一些技术措施后，能使压力脉动量降低到很低的水平，因而可采用此假定。2. 空气为理想气体常温下排气压力为3 105N/m2的空气，其压缩因子几乎等于 1,完全可按 理想气体来处理。3. 气体在吸、排气腔通道内的流动以及通过活塞与气缸间隙的泄漏均为绝热 流动，并可用稳定流动公式计算。4. 吸、排气阀有良好的运动规律。按上述假定，列出能量平衡式、质量平衡式、气阀运动规律方程式、流量计 算式等一组公式，用龙格-库

8、塔法求解。二、作平面图转速给定后，压缩机的排气量 Ve和比功率q为气缸直径D和行程S的函数，即Ve 二 Ve(s,D)； q=q(s,D)在Ve - s - D直角坐标系和q-s-D直角坐标系中，排气量 Ve和比功率q均系曲面。 如图5.2所示。倒5.2册:七駅化初*功*空 ZX将排气量曲面和比功率曲面投影到 s-D平面内，得到一组等Ve线和等q线， 如图所示。126# 卜绒和# q线r/niiiib p=3h 105 N/nH).075仑 0J25o Mqy闵.”Q(g)等儿线和等9线(N=【0O0j7mi】=3xi2N/m2)三、求最佳行程Sop和最佳气缸直径Dop3图5.35.5中，与V

9、 Om /min的等排气量线相切的等q线，其切点表示该 转速下最佳的行程和缸径。不同转速下有不同的最佳缸拚和行程：N=500 r / min 时，Sop = 158 mm,Dop=304mm ;N=750 r / min 时，Sop =117 mm,Dop=309mm ;N=1000 r / min 时，Sop 二 88 mm,D op二313mm .在某台两级压缩机中间冷却器优化设计时， 建立并确定的目标函数不但考虑了节 能，而且考虑了设备投资。这样得出兵中间冷却器的最佳尺寸保证压缩机的综合 经济效益最佳。应用中间冷却器后，节省的能量如图所示：【釣5 . G网级压:细中阿泠却压縉机的丹田图中

10、 p 1为吸气压力, 压缩单位质量气体消耗 w = h 3 - h 采用两级压缩、中间冷 冷却器内无压力损失，p 3为排气压力。单级压缩的等熵指示功却循环时，假定气体在 压缩单位质量气体消耗时,w为中间的功为w = ( h 2- h 1 )( h - h 4 )与单级压缩相比，节省的功为I-w - ( h - h 2 ) (h5 一 h 4 )实际上，气体在中间冷却器内有压力损失，中间冷却器出口压力为p 6 ,压缩单位质量气体消耗功W为I Iw = (h2- hi) (h7 - h 6 )与单级压缩相比，节省的功为I Iw =( h 3 - h 2 )( h - h 6 )理论上，气体在中间冷

11、却器内放出的热量越多，温度 匕 越低，节省的功越多。为此需增加传热面积或传热系数。增加传热面积可降低 匕，但同时增加了中间 冷却器的造价。增加流体速度可提高传热系数，但增加了消耗于流体流动的泵功。 因此，存在眘最佳传热面积和冷、热流体的流速，以及相应的中间冷却器最佳尺 寸。(4) 简要阐述一种往复式压缩机领域的新技术，并评价该项技术。20往复式压缩机冷却系统的研究Study on cooli ng system of reciprocati oncompressors专业：化工过程机械联系电话名：许浩 学院：化学化工学院班级：研143班学号：1414305004 摘要

12、：针对水冷式压缩机和风冷式压缩机冷却系统的组成、设计原 则、特点和应用进行了研究，使往复式压缩机运行的高效性、经济性 和可靠性等得到了保证，可作为压缩机设计和应用的参考依据。关键词:冷却系统;冷却器;中冷器;压缩机Abstract :The paper studied the compos ing , desig n rules , feature and applicati on of the cooli ng systems o f water-cool compressors and air-cool compressors, in order to en sure reciprocat

13、i on compressor s to run high efficie ntly , econo mically and reliablyprovides a basis for desig n and applicati on of the compressors.Key words:cooli ng system ;cooler ;in ter cooler ;compressor主复式压缩机气阀气流脉动有限元强度及模态分析热力学及动力学模拟压缩机的主i机的主要性能参数线性压缩机（冰箱制冷系统）排气压力范围名称鼓风机低压压缩机中压压缩机高压压缩机- 超高压压缩机按所能达到的排气压力分

14、1000 X105Pa压缩机在石油、化工、机械、采矿、制冷、制药、冶金、建筑、土木、食品 和国防等工业部门得到广泛应用。 冷却系统是压缩机的重要组成部分之一， 它的 优劣直接影响着压缩机的性能和正常操作，因此对冷却系统的设计应予以足够重 视。目前中国大量生产和应用的压缩机的冷却部件技术十分落后，大都处于20世纪5060年代水平。然而冷却器在多级压缩机中起着举足轻重的作用，对压缩 机的结构、性能、经济性、成本和安全操作等都有影响。国产压缩机冷却系统与 国外产品相比差距很大，主要是冷却性能不佳。对于水冷压缩机，由于冷却系统 性能差，操作工人只有开大水阀、加大冷却水量以提高其冷却能力，因此国产机 组

15、的耗水量往往是国外机组的3倍多。绝大多数石油化工、化工气体压缩机所用 的级间冷却器多数仍沿用光滑管作为传热元件。1 冷却系统的用途压缩机的冷却包括气缸组件冷却、级间冷却、压缩气体排出压缩机后的后冷 却，以及润滑油的冷却等。冷却效果好，可以降低压缩机的排气温度，避免因气 缸内壁温度过高导致的润滑油变质，减缓了气缸的磨损；也可以避免因排气温度 过高导致润滑油氧化而在设备、管道内“积碳”发生的爆炸事故。对于水冷式压 缩机，冷却良好可以减少水量和电量的消耗。 冷却系统良好，气缸内壁温度就低 传给气体的热量少，从而提高压缩机的容积系数和温度系数，进而提高排气量。 对多级压缩，级间冷却越完善，就越好。计算

16、表明，级间冷却温度每降低3 C 则压缩机功耗可减少1 %,可见级间冷却不仅可收到节能效果，而且对压缩机保 持润滑油性能、确保机器安全运行都有重要意义。后冷却可使气体温度降低，便 于将气体中所含的水分与油雾进行分离。2 冷却系统中冷却介质的选取往复式压缩机冷却系统中常用的冷却介质为水和空气，故冷却系统可分为水 冷式和风冷式。对于中、大型压缩机，排气量较大，压力高，所需传递的热负荷 大，一般选用比热容大、价格低、容易获得的水作为冷却介质。应该指出：运行一段时间后，在冷却系统内会有水垢形成，致使水流通道截面积减小，水循环 的阻力增加，阻碍正常的热交换，造成设备冷却不良，增加功率消耗，甚至发 生事故。

17、因此，使用前必须对冷却水进行软化处理，并当水垢超过一定厚度时及 时将其清除掉。空气具有免费易得、无需泵和水处理等辅助设备的优点，故小型、 移动式或撬装式压缩机一般选用空气作为冷却介质。当在野外特别是在缺水地区 作业时，选用空气冷却较为适宜。显然，风冷效果比水冷效果差，压缩机的轴功 率会相应增大。吸气压力 Suction Pressure排气压力 Discharge Pressure注意；表压(g) 鱼压(a)换算：1 MPa=10bar=10.1972kg f/cm2=145.04lbf/in2(psi)排气量(容积流量)Delivery Volume定义；额定排气压力下压缩机单位时间吸入的自

18、由空气容积。 单位：辭/皿込，NnP/mintlata, 0DC), m3/ cfm(ft3/min), 换算：lm3/inin=35i 31467cfm3 冷却系统的研究现状目前中国大量生产和应用的压缩机的冷却部件技术十分落后，大都处于20世纪50 -60年代水平。国产压缩机冷却系统与国外产品相比差距很大，主要是冷却性能不佳。对于水冷压缩机，由于冷却系统性能差，操作工人只有开大水 阀、加大冷却水量以提高其冷却能力，因此国产机组的耗水量往往在34 L/m3 ,是国外机组的3倍多。绝大多数石油化工、化工气体压缩机所用的级间 冷却器多数仍沿用光滑管作为传热元件。3 .1水冷式冷却系统冷却器在多级压

19、缩机中起着举足轻重的作用，对压缩机的结构、性能、经济性、 成本和安全操作等都有影响。常用的水冷式冷却器有管壳式、元件式、套管式和 蛇管式等。管壳式冷却器由外壳和管束组成，一般气体在管间流动，冷却水在管 内流动。为了提高气侧的传热系数，可使冷却水走管外，而气体走管内，气体流 动速度得到提高。采用低翅的螺纹管或在光滑管外滚压翅片而得的翅片管，其总 传热系数比光滑管提高0 .51倍，气体出口温度降低10C左右。元件式冷 却器是将管束外穿散热片组，固定组合后作为整体放入壳体，结构紧凑，广泛用 于L型压缩机，但不便于除垢清洗。套管式冷却器是 2根同心管套在一起组成 的冷却器，管间、管内分别走2种流体，通

20、流面积小，流速大，利于传热，但 消耗的金属多，结构笨重，用于中、高压体积流量小、换热面积较小的场合。将 套管式冷却器的套管直径加大，可改善冷却效果。蛇管式冷却器是将换热管绕 成螺旋形置于水箱中，气体在管内流动，具有结构简单、制造方便、冷却效果不 受水质的影响等优点，用于小型压缩机或高压压缩机。水冷式压缩机气缸的冷却是通过水在缸内壁与缸套之间的空隙内流动来实现 的。设计时应保证水流通道畅通，不应在流道中产生死区或气囊，以免影响冷却 效果。要保证压缩机不工作时水腔中的冷却水能全部放出，以使机器气缸在 0 c以下时不致冻裂。对于水冷式多级压缩机，必须对冷却系统中的各组件进行 合理组织以获取较佳的冷却

21、效果，可分为串联式冷却系统、并联式冷却系统和混 联式冷却系统。对于两级压缩机常用串联式冷却系统，冷却水顺序经过中冷器、 各级气缸水套，最后经后冷器排出，这样有利于提高温度系数，保证压缩机的 排气量。这种系统具有结构简单、耗水量小的优点 ，但发生故障时不便于检修。 对于级数较多的压缩机常用并联式冷却系统，冷却水从总水管分别流到每个需 冷却的部分（各级气缸、中冷器）,经总溢水槽汇入总泄水管。进入中冷器的全部 为最冷的水，故回冷完善，冷却效果好，各部分的水量、水温均可调节，但管线 复杂，水耗高。混联式冷却系统是每一中冷器与其相应的气缸水套构成串联系统 而各级之间为并联系统。该系统具有串联和并联两者的

22、优点，综合性能较佳，但 管线较为复杂。3 .2风冷式冷却系统风冷式冷却系统包括风扇、中冷器及压缩机上的散热装置等。对于风冷式压 缩机，无论是单级还是多级都需设置风扇，将冷却空气按一定顺序和方式强制 性地吹送到需冷却的部位进行冷却。绝大多数风扇采用轴流式，广泛采用便于制 造的平直叶片，沿圆周对称布置46片叶片。对于微型压缩机，飞轮通常兼 作风扇，因此设计时不仅要满足飞轮矩的要求，还要满足冷却所需要的风量。风 冷式冷却系统有吹气式和抽气式 2种送风方式。吹气式先冷却气缸组件，后冷 却中冷器。抽气式则是把中冷器置于风扇进风侧，最冷的空气先冷却中冷器，而 后才冷却气缸组件，冷却效果较好，但必须在机身上

23、标明旋转方向。小、中型压 缩机常用单独的电机通过皮带传动驱动冷却风扇，此时风扇需置于中冷器与主 机之间。对于微型压缩机，为简化结构、方便安装，常采用由传热效果好的铜管弯制 而成的蛇管式中冷器，为改善冷却效果，绝大多数小、中型压缩机采用管壳式中 冷器。压缩气体走管内，由风扇产生的冷却空气横向掠过管束，对其进行冷却。 可在管外缠绕翅片提高散热效果，但必须保证翅片与管子间贴合紧密。对于气缸和缸盖,除用风扇吹来的冷风冷却外，还通过在其上加设散热片来 增加散热面积，提高散热效果。散热片的厚度应从根部到头部递减以符合铸造工 艺要求。气缸上的散热片可沿环向或纵向布置，多采用冷却均匀的环向布置式。 缸盖上也应

24、设散热片，而进气阀室一侧的进气温度较低，可不设或少设散热片。4 强化传热技术的应用近10余年来，强化传热技术发展迅速，而其在压缩机冷却系统上的应用一 般限于管壳式水冷中冷器，目前已有一些应用于工程实际的例子，取得了满意 的效果。华南理工大学化工所研制的花瓣状翅片管（PT管）冷却器3已成功应 用于D-100/7型空压机。PT管是在铜或铝管外壁轧制出尖齿状的整体翅片，流 经花瓣翅片的流体呈三维流动，湍动程度高，传热及流阻性能均优于绕片管、翅 片管。不锈钢波纹管是一种新型高效强化传热管，冷热流体在波纹管的波峰与波 谷之间流动时流速和压力发生周期性变化，产生强烈的扰动而达到充分的湍流。 由波纹管制成的

25、波纹管冷却器的换热系数比普通管壳式冷却器高61 %。另外，波峰与波谷的存在使其可以轴向伸缩，相当于设置了膨胀节，可有效减小温差 应力，便于污垢的脱落,具有防垢、自动除垢能力。在2D12-70/0 .1-1.3 型 天然气压缩机上应用波纹管冷却器表明，每年减少停机20次，减少停机时间 100 h ,设备维护费用大幅度下降。5 散热片间距与高度风冷式压缩机气缸上加设散热片，有助于提高气缸的散热效果。显然，散热 片高度越高、间距越小，散热片就越多，散热面积则越大。但是散热片数增多及散热片高度增加导致的散热面积增大并不一定能产生散热越好的效果。这是因为如果散热片间距过小、高度过高时，反而阻碍空气的流动

26、，冷却气体常常会滞留 于它们之间的空隙，冷却效果反而变差。笔者通过实验并对结果进行分析认为，一般的空气压缩机的散热片偏高，为保证冷却效果，应确定出合适的散热片高 度，散热翅片间距不可过密，以避免增加热阻、流动阻力和减小风量。为制造方 便,可取散热片间距为2 .83 .2 mm 。6 全无油润滑压缩机的冷却对于全无油润滑压缩机，由于不能像有油压缩机那样通过润滑油来带走部分 摩擦热，并且活塞环、导向环采用非金属材料制造，导热性能比金属环差得多。 因此，冷却系统的作用显得尤为重要，而风冷型全无油润滑压缩机的冷却系统 设计与水冷型相比更应引起重视。板翅式冷却器结构紧凑，安装使用方便，由于采用全铝材料而

27、使得其质量 轻、外观精美，比传统的元件式冷却器传热系数高。全无油润滑压缩机处理、排 出的气体洁净无油污，不存在阻塞问题，因而板翅式冷却器特别适于在全无油 润滑压缩机上应用。板翅式冷却器已被应用到 WW-25/10-Q型全无油润滑压缩 机上5,并逐渐在小型压缩机上得到推广。在对SW-2.5/7型风冷全无油润滑压缩机进行设计研究时,为保证冷却效果, 采取了诸多措施：考虑到曲轴箱中不需要润滑油，在曲轴箱底部采用全开通结构， 使冷却空气经底部开口直接进入曲轴箱内部，对气缸和活塞组件进行冷却，进 一步降低了气缸和活塞组件的工作环境温度，有利于提高非金属活塞环和导向 环的运行寿命；采用了三级风扇冷却方式，

28、一级风扇轮上加装了二级风扇轮，在 曲轴的另一端增加了三级风扇轮，使冷却风量充足；设置了导流风罩，便于引导 冷却空气对气缸体和缸头进行良好的冷却；中冷器选用结构紧凑的翅片管换热 器。上述措施不仅使活塞环和导向环的性能、 可靠性得到了保证，还避免了密封 轴承过快磨损或烧毁等故障的发生。经用户实际应用反映，该机性能稳定可靠， 排气温度低，活塞环和导向环的使用寿命高，不易损坏。表1SW-2.5/7型全无油润滑压缩机性能Tah. 1 Properties of SW-2. 5/ 7 oiHess 8 0007 优缺点分析总结冷却系统是往复活塞式压缩机运行可靠性和经济性的重要保证之一，而国产压缩机冷却系统

29、的相关技术与国外相比仍较落后，主要是冷却性能不佳，大都处于20世纪五六十年代水平，急需不断更新改进。特别是在能源紧张、节能降 耗要求和呼声日益高涨的今天，对冷却系统更新改造的需求更加迫切。相信随 着对强化传热新技术的研究与应用，以及相应新产品的不断涌现，对压缩机冷 却系统的研究不断改进和完善，从而保证往复式压缩机更加长期、高效、经济 和安全地运行，使其更好地服务于社会。采用水冷式冷却系统方案还应注意以下问题 在冬天使用应注意防冻问题。高寒地域冬季气温大部分时间在 0C以下,防冻问题应引起足够重视。11月份气温降低时，需适时将软化水更替为防冻液。 防冻液一般由基础液和添加剂组成， 基础液主要是乙二醇和水，添加剂主要是染 色剂等。纯乙二醇凝固点为12.5C左右，沸点为198C左右，随着水的加入， 它的凝固点不断降低，当达到乙二醇质量分数为70%时，其凝固点可达一68C。市场上一些劣质防冻液基本是采用甲醇和乙醇勾兑，其沸点只有80C左右，如果夏季仍然使用，会影响换热效果。 选择合理的冷却器结构型式，提高冷却器换热效果，尽可能使冷却器结构尺寸小、重量轻。 避免腐蚀、结垢，便于清洗。循环冷却水一般虽采用电子除垢器或钠离 子交换软化法进行处理，但效果不佳。循环冷却水的水质受各种因素的综合影响， 如浊度较高、悬浮物含量高、硬度较高，甚至含油，菌藻滋生严重。冷却水的循 环使用，给冷却器带来腐