对称平衡型CO2压缩机热力与动力校核

1、对称平衡型CO2压缩机热力与动力校核学 生 姓 名丁小龙 专 业过程装备与控制工程学 号100331203指 导 教 师朱振华 李晶学 院机电工程学院课程设计任务书1、题目内容校核计算2D3.5-15/0.4-13对称平衡型CO2气压缩机。2、条件1型式两列二级二缸双作用无油润滑水冷式对称平衡型。2工艺参数级名义吸气压力：P1I =0.04MPa绝压，吸气温度T1I =40 级名义排气压力：P2II =1.3MPa绝压，吸入温度T2II =40 排气量级吸入状态:Vd=15m/min排气温度T2II100相对湿度: =0.953结构参数活塞行程：S=2r=180mm；电机转速：n=533r/m

2、in；活塞杆直径：d=50mm连杆长度：l=450mm气缸直径：级，DI =370mm 级，DII =210m相对余隙容积：I=0.08，II=0.11电动机：JB400S-10型电动机，132 KW联接：电动机转子直接装在曲轴端电动机转子兼做飞轮运动部件质量见表1表1 运动部件质量(kg)名称级级连杆质量kg46.95547.49活塞及十字头组件质量(kg)63.563.5目录 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc375907583 第一章、 绪论 PAGEREF _Toc375907583 h - 1 - HYPERLINK l _Toc375907584 1.

3、1、压缩机的分类 PAGEREF _Toc375907584 h - 1 - HYPERLINK l _Toc375907585 、按工作原理分类 PAGEREF _Toc375907585 h - 1 - HYPERLINK l _Toc375907586 、按排气压力分类 PAGEREF _Toc375907586 h - 1 - HYPERLINK l _Toc375907587 、按压缩级数分类 PAGEREF _Toc375907587 h - 1 - HYPERLINK l _Toc375907588 、容积流量分类 PAGEREF _Toc375907588 h - 2 - HY

4、PERLINK l _Toc375907589 、压缩机按结构或工作特征的分类 PAGEREF _Toc375907589 h - 2 - HYPERLINK l _Toc375907590 1.2、压缩机的工作原理 PAGEREF _Toc375907590 h - 3 - HYPERLINK l _Toc375907591 1.3、压缩机的根本结构 PAGEREF _Toc375907591 h - 3 - HYPERLINK l _Toc375907592 1.4、活塞式压缩机的应用 PAGEREF _Toc375907592 h - 4 - HYPERLINK l _Toc375907

5、593 1.5、设计活塞式压缩机应符合以下根本原那么 PAGEREF _Toc375907593 h - 4 - HYPERLINK l _Toc375907594 第二章、压缩机的热力计算 PAGEREF _Toc375907594 h - 6 - HYPERLINK l _Toc375907595 2.1、初步确定压力比及各级名义压力 PAGEREF _Toc375907595 h - 6 - HYPERLINK l _Toc375907596 、等压力比分配原那么确定各级压力比 PAGEREF _Toc375907596 h - 6 - HYPERLINK l _Toc375907597

6、 、各级名义进、排气压力如下 PAGEREF _Toc375907597 h - 6 - HYPERLINK l _Toc375907598 2.2、初步计算各级排气温度 PAGEREF _Toc375907598 h - 6 - HYPERLINK l _Toc375907599 2.3、算各级排气系数 PAGEREF _Toc375907599 h - 7 - HYPERLINK l _Toc375907600 、算容积系数 PAGEREF _Toc375907600 h - 7 - HYPERLINK l _Toc375907601 、压力系数的选择 PAGEREF _Toc375907

7、601 h - 7 - HYPERLINK l _Toc375907602 、温度系数的选取 PAGEREF _Toc375907602 h - 8 - HYPERLINK l _Toc375907603 、泄漏系数1的计算 PAGEREF _Toc375907603 h - 8 - HYPERLINK l _Toc375907604 、各级排气系数计算结果列入表2-5 PAGEREF _Toc375907604 h - 9 - HYPERLINK l _Toc375907605 2.4、算各级凝析系数及抽加气系数 PAGEREF _Toc375907605 h - 9 - HYPERLINK

8、 l _Toc375907606 、凝析系数 PAGEREF _Toc375907606 h - 9 - HYPERLINK l _Toc375907607 、抽加气系数0 PAGEREF _Toc375907607 h - 10 - HYPERLINK l _Toc375907608 2.5、初步计算各级气缸行程容积 PAGEREF _Toc375907608 h - 10 - HYPERLINK l _Toc375907609 2.6、确定活塞杆直径 PAGEREF _Toc375907609 h - 11 - HYPERLINK l _Toc375907610 、计算任一级活塞总的工作面

9、积 PAGEREF _Toc375907610 h - 11 - HYPERLINK l _Toc375907611 、暂选活塞杆直径 PAGEREF _Toc375907611 h - 11 - HYPERLINK l _Toc375907612 、非贯穿活塞杆双作用活塞面积的计算 PAGEREF _Toc375907612 h - 11 - HYPERLINK l _Toc375907613 、计算活塞上所受气体力 PAGEREF _Toc375907613 h - 12 - HYPERLINK l _Toc375907614 2.7、计算各级汽缸直径 PAGEREF _Toc375907

10、614 h - 13 - HYPERLINK l _Toc375907615 、计算非贯穿活塞杆双作用气缸直径 PAGEREF _Toc375907615 h - 13 - HYPERLINK l _Toc375907616 、确定各级气缸直径 PAGEREF _Toc375907616 h - 13 - HYPERLINK l _Toc375907617 2.8、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 PAGEREF _Toc375907617 h - 13 - HYPERLINK l _Toc375907618 、计算各级实际行程容积Vh PAGEREF _Toc375907

11、618 h - 13 - HYPERLINK l _Toc375907619 、各级名义压力及压力比 PAGEREF _Toc375907619 h - 13 - HYPERLINK l _Toc375907620 2.9、按修正后的名义压力考虑压力损失后计算缸内实际压力 PAGEREF _Toc375907620 h - 14 - HYPERLINK l _Toc375907621 2.10、根据实际压力比，计算各级实际排气温度 PAGEREF _Toc375907621 h - 16 - HYPERLINK l _Toc375907622 2.11、计算缸内最大实际气体力并核算活塞杆直径

12、PAGEREF _Toc375907622 h - 16 - HYPERLINK l _Toc375907623 、第I列第I级 PAGEREF _Toc375907623 h - 16 - HYPERLINK l _Toc375907624 、第II列第II级 PAGEREF _Toc375907624 h - 17 - HYPERLINK l _Toc375907625 2.12、复算排气量 PAGEREF _Toc375907625 h - 18 - HYPERLINK l _Toc375907626 2.13、计算功率并选取电机 PAGEREF _Toc375907626 h - 18

13、 - HYPERLINK l _Toc375907627 、计算各级指示功率 PAGEREF _Toc375907627 h - 18 - HYPERLINK l _Toc375907628 、整机总指示功率 PAGEREF _Toc375907628 h - 19 - HYPERLINK l _Toc375907629 、轴功率Nz PAGEREF _Toc375907629 h - 19 - HYPERLINK l _Toc375907630 、所需电机功率 PAGEREF _Toc375907630 h - 19 - HYPERLINK l _Toc375907631 2.14、热力计算

14、结果数据 PAGEREF _Toc375907631 h - 19 - HYPERLINK l _Toc375907632 、各级名义、实际压力及压力比 PAGEREF _Toc375907632 h - 19 - HYPERLINK l _Toc375907633 、各级实际排气温度 PAGEREF _Toc375907633 h - 20 - HYPERLINK l _Toc375907634 、气缸直径 PAGEREF _Toc375907634 h - 20 - HYPERLINK l _Toc375907635 、气缸行程容积 PAGEREF _Toc375907635 h - 20

15、 - HYPERLINK l _Toc375907636 、实际排气量 PAGEREF _Toc375907636 h - 20 - HYPERLINK l _Toc375907637 、活塞上最大气体力 PAGEREF _Toc375907637 h - 20 - HYPERLINK l _Toc375907638 、电动机功率 PAGEREF _Toc375907638 h - 20 - HYPERLINK l _Toc375907639 、活塞杆直径 PAGEREF _Toc375907639 h - 20 - HYPERLINK l _Toc375907640 第三章、压缩机的动力计算

16、 PAGEREF _Toc375907640 h - 21 - HYPERLINK l _Toc375907641 3.1、运动计算 PAGEREF _Toc375907641 h - 21 - HYPERLINK l _Toc375907642 、速度 PAGEREF _Toc375907642 h - 21 - HYPERLINK l _Toc375907643 、位移 PAGEREF _Toc375907643 h - 22 - HYPERLINK l _Toc375907644 3.2、气体力计算 PAGEREF _Toc375907644 h - 22 - HYPERLINK l _

17、Toc375907645 、各过程压力 PAGEREF _Toc375907645 h - 22 - HYPERLINK l _Toc375907646 、气体力 PAGEREF _Toc375907646 h - 22 - HYPERLINK l _Toc375907647 、将计算结果列入表中 PAGEREF _Toc375907647 h - 23 - HYPERLINK l _Toc375907648 3.3、往复惯性力计算 PAGEREF _Toc375907648 h - 23 - HYPERLINK l _Toc375907649 、往复运动质量的计算 PAGEREF _Toc3

18、75907649 h - 23 - HYPERLINK l _Toc375907650 、活塞加速度 PAGEREF _Toc375907650 h - 23 - HYPERLINK l _Toc375907651 、计算各级往复惯性力 PAGEREF _Toc375907651 h - 23 - HYPERLINK l _Toc375907652 3.4、摩擦力的计算 PAGEREF _Toc375907652 h - 23 - HYPERLINK l _Toc375907653 、往复摩擦力的计算Rs PAGEREF _Toc375907653 h - 24 - HYPERLINK l _

19、Toc375907654 、旋转摩擦力Rr的计算 PAGEREF _Toc375907654 h - 24 - HYPERLINK l _Toc375907655 3.5、综合活塞力计算及综合活塞力图的绘制 PAGEREF _Toc375907655 h - 25 - HYPERLINK l _Toc375907656 、将气体力、往复惯性力及往复摩擦力合成得到就是得到综合活塞力 PAGEREF _Toc375907656 h - 25 - HYPERLINK l _Toc375907657 、列的综合活塞力图的绘制 PAGEREF _Toc375907657 h - 25 - HYPERLI

20、NK l _Toc375907658 3.6、切向力的计算及切向力图的绘制 PAGEREF _Toc375907658 h - 26 - HYPERLINK l _Toc375907659 、切向力的计算 PAGEREF _Toc375907659 h - 26 - HYPERLINK l _Toc375907660 、作切向力图 PAGEREF _Toc375907660 h - 26 - HYPERLINK l _Toc375907661 、平均切向力的计算 PAGEREF _Toc375907661 h - 26 - HYPERLINK l _Toc375907662 3.7、作列中各相

21、关力图 PAGEREF _Toc375907662 h - 27 - HYPERLINK l _Toc375907663 3.8、作幅度面积向量图 PAGEREF _Toc375907663 h - 27 - HYPERLINK l _Toc375907664 、求曲线包围面积 PAGEREF _Toc375907664 h - 27 - HYPERLINK l _Toc375907665 、作幅度面积向量图 PAGEREF _Toc375907665 h - 27 - HYPERLINK l _Toc375907666 3.9、飞轮矩的计算 PAGEREF _Toc375907666 h -

22、 28 - HYPERLINK l _Toc375907667 、压缩机一转中的能量最大变化量L PAGEREF _Toc375907667 h - 28 - HYPERLINK l _Toc375907668 、旋转不均匀度的选取 PAGEREF _Toc375907668 h - 28 - HYPERLINK l _Toc375907669 、飞轮矩的计算 PAGEREF _Toc375907669 h - 28 - HYPERLINK l _Toc375907670 3.10、分析本压缩机动力平衡性能 PAGEREF _Toc375907670 h - 29 - HYPERLINK l

23、_Toc375907671 附表1 活塞位移、加速度计算表 PAGEREF _Toc375907671 h - 31 - HYPERLINK l _Toc375907672 附表10 总切向力计算表 PAGEREF _Toc375907672 h - 40 - HYPERLINK l _Toc375907673 参考文献 PAGEREF _Toc375907673 h - 42 -第一章、 绪论容积式流体机械Positive displacement fluid machinery：靠泵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

24、类、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，使该局部气体容积缩小、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。、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100Mpa、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-气体顺次通过屡次工作腔或叶轮压缩，相应通过几次便是几级压缩

25、机。、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；那么各级容积系数为：=1-1其中：=0.1，=0.15。将下相关数据带入上式得：v=0.7213，v=0.6351。、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、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，从图II-1-6 查得T在0.9350.975范围内，可选取T=T=0.96。、泄漏系数1

26、的计算 (2-6) 由于无油润滑压缩机的取值范围在，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

27、.015填料 0.00160.0024总相对泄露0.0580.0574泄露系数0.9450.946、各级排气系数计算结果列入表2-5表2-5 各级排气系数计算结果级数0.72130.970.960.9450.63470.63510.990.960.9460.5712.4、算各级凝析系数及抽加气系数、凝析系数 1冷去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=5.62235，Pb=7.37540表2-6 水的饱和蒸汽压和密度温度饱和蒸汽压密度温度饱和蒸汽压密度而级进气的相对湿度由可得那么kPa所以在级间冷却器中必然有水分凝析出来，这时。 (1)计算各级凝析系数 (2-7) =

28、0.85242.4.2、抽加气系数0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) =0.04434m3 =0.00737m32.6、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： = =0.2463m2=2463.3cm2 = =0.0409

29、44m2=409.44cm22.6.2、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 )=2463.3+15.9=1239.6cm2 F Z =(F-d)=502.45cm2 级： F g =(F+d )=409.44+15.9=236.53cm2 F Z =(F-d)=409.44-15.90=172.91

30、cm2 2.6.4、计算活塞上所受气体力 1第一列第级 外止点： 2-13 =0.041061199.8410-4-0.2281061239.610-4 =-23463.52N 内止点： 2-14=0.2281061198.4510-4-0.041061239.610-4=22397.952N 2第二列第级 外止点： 2-15 =0.228106172.9110-4-1.3106236.5310-4 =-26806.552N 内止点： 2-16 =1.3106172.9110-4-0.228106236.5310-4 =15408N 由以上计算可知，第二列的气体力最大，为-26806N约合2.

31、7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=50mm。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 = EQ r(, EQ f(2Vhk,SZ) + EQ f(d2,2) ) (2-17)有： DI = EQ r(, EQ f(2Vhl,SZ) + EQ f(d2,2) ) =0.3977m DII= EQ r(, EQ f(2VhII,SZ) + EQ f(d2,2) ) = =0.1653m2.7.2、确定各级气缸直径根据查表II-1-6，将计算缸径圆整为公称直径：DI = 400mm ；DII = 180mm2.8、计算气缸直径

32、圆整后实际行程容积、各级名义压力及压力比、计算各级实际行程容积Vh非贯穿活塞杆直径双作用气缸行程容积：Vhk= EQ f(,4) (2Dk2 d2)SZ (2-18)VhI= EQ f(,4) (2DI2 d2)SZ = EQ f(,4) (20.42 0.052)0.181=0.0449m3 VhII= EQ f(,4) (2DII2 d2)SZ = EQ f(,4) (20.1820.052)0.181=0.0088m3 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

33、修正系数：k = EQ f(VhI, VhI) EQ f(Vhk, Vhk) (2-19) I = EQ f(VhI, VhI) EQ f(VhI, VhI) =1 II = EQ f(VhI, VhI) EQ f(Vh, Vh) =0.8482各级排气压力修正系数：k+1 = EQ f(VhI, VhI) EQ f(Vh(k+1),Vh(k+1) (2-20) I+1 = EQ f(VhI, VhI) EQ f(Vh(+1),Vh(+1)=0.848 II+1 = EQ f(VhI, VhI) EQ f(Vh(II+1), Vh(II+1) = EQ f(P2II,P2II) =1 3修正后

34、各级名义压力及压力比Plk= k P1k (2-21) P2k=k+1 P2k (2-22) = EQ f(P2k,P1k) (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计算行程容积实际行程容积修正系数 EQ f(VhI, VhI) EQ f(VhI, VhI) EQ f(VhI, VhI) EQ f(Vh(k+1),Vh(k+1)名义吸气压力名义排气压力修正后名义压力比 EQ f(P2k,P1k) 2.9、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P1I0.04MPa时s1

35、=0.05 ； 当P2I0.1933MPa时d1=0.085 ； 当P1II0.1933MPa时s2=0.035； 当P2II1.3MPa时d2=0.053； 由Cm 值不相同，在下面公式加以修正： = EQ f(Cm,3.5) 2 EQ f(, ) EQ f(2,3) (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：s10.05 EQ f(4.0,3.5) 2 =0.0653 d10.085 EQ f(4.0,3.5) 2 =0.111 s20.035 EQ f(4.0,3.5

36、) 2 =0.0457 d2 0.045 EQ f(4.0,3.5) 2=0.0718 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28。表28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相对压力损失修正后缸内实际压力实际压力比 EQ f(Pd,Ps) EQr(,w) 2.10、根据实际压力比，计算各级实际排气温度 T2=T1 EQ f(k-1,k) (2-26) 按k=1.31和m=1.2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

37、排气温度接近多变压缩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=1.31mI403136.721.574912181.37429156II403137.54 1.6135052321.44381652.11、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：=0.124163m2 轴侧：0.124160.001590.12257m2 2压力 0.0320.32105Pa 0.2152.15105Pa 3气体力 外止点：

38、 0.320.12252.150.12416 818.24N 内止点： 2.150.122570.320.12416 22379.43N2.11.2、第II列第II级 1活塞面积 盖侧：0.021449 轴侧：0.021440.001590.01985 2压力 0.18441.844 1.3913.9 3气体力 外止点： =1.8441050.01985-13.91050.02144 =-26141.26N 内止点： =13.91050.01985-1.8441050.02144 =17719.0N 由以上计算说明，最大气体力在第二列外止点(-23637.964N)，约为2.4吨，没有超过活塞

39、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。 v=1-1=1-0.086.72-1=0.667 v=1-1=1-0.117.54-1=0.5177 如其它系数不变，那么排气系数为： (2-27) =0.6347 =0.587 (2-28) =0.571 =0.465经上述修正后的排气量为：Vd=Vh11n=0.04490.587533=6.70rmin 计算结果与题目要求接近，说明所选用的气缸是适宜的。2.13、计算功率并选取电机2.13.1、计算各级指示功率 (2-29) =0.321050.6670.04491.57-1=56.47kw

40、=1.8441050.51770.00881.61-1 =50.87kw2.13.2、整机总指示功率 Ni=Ni+Ni (2-30) Ni=Ni+Ni=56.47+50.87=107.34kw2.13.3、轴功率Nz 因本机为无油润滑中型压缩机，取机械效率，那么： (2-31) =108.19kw2.13.4、所需电机功率 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)=(117.1128.27)kw实际本机选用JB0355S1-14型隔爆电动机，功率为132kW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

41、-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2.14.2、各级实际排气温度 T2=429K 或 T2=156 T2=438K 或 T2=1652.14.3、气缸直径 DI=400mm，DII =180mm2.14.4、气缸行程容积 VhI=0.0449m3，VhII=0.0088m32.14.5、实际排气量 Vd=14.08m3/min 2.14.6、活塞上最大气体力 Pmax=PII外=-23637.964N2.14.7、电动机功率 Ne =132kw2.14.8、活塞杆直径 d =50mm第三章、压缩机的动力计算 动力计算局部需要使用热力计算局

42、部数据，现将计算数据汇总见表3-1。表3-1动力计算数据表级次活塞面积压力吸入排出温度吸入排出相对余隙容积行程余隙容积折合行程程指示功率轴功率机械效率转速连杆长3.1、运动计算3.1.1、速度r=s/2 (3-1)=/ (3-2) (3-3) (3-4) (3-5)、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。

43、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=30.9kg取小头折算质量 ml=0.3 ml=0.330.9=9.27kg级活塞组件及十字头组件质量 mp=79.5

44、5级活塞组件及十字头组件质量 mp=80.09于是得到各级集中在十字头销的往复运动质量为：ms=mp+ ml=79.55+9.27=88.82kgms=mp+ ml=8009+9.27=89.36kg3.3.2、活塞加速度加速度值由运动计算。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3-26求的往复惯性力，计算结果列于表5，6。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

45、摩擦力的计算Rs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%，那么有:级往复摩擦力=1075N级往复摩擦力=968N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Rr的计算旋转摩擦力Rr包括：曲柄销与连杆大头

46、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%，那么=558NRr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就是得到综合活塞力 (3-20)上式中各种力都是曲柄转角的函数，所以综合活塞

47、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、往复惯性力及往复摩擦力相迭加，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。其图标见附图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

48、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

49、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 = =0.0314mcm2纵坐标为切向力，比例尺mT=2kN/cm3根据切向力的计算表作切向图，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)=20.5KN 2由热力计算所得到的轴功率计算平均切向力为 (3-25)带入相关数据得:T=21.37KN (7)计算作图误差 (3-26)带入数据得：=4.21以上说明，当m=1.31时，误差没有超过，在允许范围内。(8)将

50、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 用求机仪或其他方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

51、点的差值190.02cm2，如图3-1。比例尺：。 图3-13.9、飞轮矩的计算3.9.1、压缩机一转中的能量最大变化量L (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) =3799kgm23.10、分析本压缩机动力平衡性能 校核的卧式压缩机采用两列二级二缸双作用无油润滑对称平衡置于曲轴侧，曲拐错角的压缩机如图3-2图3-2 对动式压缩机气缸反向平行，故中心线的夹角为，得： 即由于对列的运动件作对称于主轴的运动，当第一列曲轴曲柄转角

52、为时，第二列曲柄转角也同样是相对于本列的外止点而言。 列的运动方向相反，所以从整个机器看，两列的往复惯性力的方向是相反的，惯性力为： 只有相对列的运动件质量相等即： 所有惯性力都相互抵消，只是由于相对两列的气缸中心线不在一条中心线上，存在列间距，因此才产生未平衡的惯性力矩： 两列对动式式压缩机由于气缸分置在曲轴两侧，列间距较小，所以不大，它对机器振动的影响也就很小。旋转惯性力仍可用平衡质量加以平衡。如果采用四列或四列以上对动式压缩机，可以设法使两对对动曲拐之间相互错开适宜的角度，已到达不仅惯性力完全平衡，同时惯性力矩也得以平衡。这便是对动压缩机的最大优点，所以对动式也可以称为平衡式压缩机。这种

53、类型的压缩机转速可以提高，从而减轻机器质量以及压缩机根底，在大型机中得到广泛应用。附表1 活塞位移、加速度计算表曲柄转角活塞位移/mm活塞加速度a(m/)XgXz00.000 240.000 280.944 102.185 237.815 274.563 208.642 231.358 255.870 3019.084 220.916 226.166 4033.053 206.947 187.477 5049.949 190.051 142.359 6069.069 170.931 93.648 7089.649 150.351 44.204 80110.915 129.085 -3.346

54、90132.122 107.878 -46.824 100152.591 87.409 -84.655 110171.734 68.266 -115.943 120189.069 50.931 -140.472 130204.218 35.782 -158.620 140216.904 23.096 -171.215 150226.931 13.069 -179.342 160234.168 5.832 -184.132 170238.539 1.461 -186.563 180240.000 0.000 -187.296 190238.539 1.461 -186.563 200234.16

55、8 5.832 -184.132 210226.931 13.069 -179.342 220216.904 23.096 -171.215 230204.218 35.782 -158.620 240189.069 50.931 -140.472 250171.734 68.266 -115.943 260152.591 87.409 -84.655 270132.122 107.878 -46.824 280110.916 129.084 -3.346 29089.649 150.351 44.204 30069.069 170.931 93.648 31049.949 190.051 1

56、42.359 32033.053 206.947 187.477 33019.084 220.916 226.166 3408.642 231.358 255.870 3502.185 237.815 274.563 3600.000 240.000 280.944 附表2 级气缸盖侧气体力计算表活塞位移xi/m膨胀过程pi进气过程Pi=Ps压缩过程Pi排气过程Pi=Pd气体力Pi000.215 -26.664 101.580.186 -23.068 206.270.130 -16.124 3013.860.084 -10.420 4024.040.054 -6.700 5036.40.037

57、 -4.592 6050.440.032 -3.972 7065.630.032 -3.972 8081.420.032 -3.972 9097.270.032 -3.972 100112.680.032 -3.972 110127.20.032 -3.972 120140.440.032 -3.972 130152.10.032 -3.972 140161.930.032 -3.972 150169.750.032 -3.972 160175.420.032 -3.972 170178.850.032 -3.972 1801800.032 -3.972 190178.850.032 -3.9

58、72200175.420.033 -4.096 210169.750.035 -4.344 220161.930.037 -4.592 230152.10.040 -4.964 240140.440.044 -5.460 250127.20.050 -6.204 260112.680.058 -7.196 27097.270.070 -8.684 28081.420.086 -10.668 29065.630.111 -13.768 30050.440.149 -18.480 31036.40.209 -25.920 32024.040.215 -26.687 33013.860.215 -2

59、6.687 3406.270.215 -26.687 3501.580.215 -26.687 36000.215 -26.687 附表3 级气缸轴侧气体力计算表活塞位移xi/m膨胀过程pi进气过程Pi=Ps压缩过程Pi排气过程Pi=Pd气体力Pi01800.032 3.835 10178.420.032 3.879 20173.730.034 4.015 30166.140.035 4.253 40155.960.038 4.613 50143.60.21525.766 60129.560.21525.766 70114.370.21525.766 8098.580.21525.766 90

60、82.730.21525.766 10067.320.21525.766 11052.80.21525.766 12039.560.21525.766 13027.90.21525.766 14018.070.21525.766 15010.250.21525.766 1604.580.21525.766 1701.150.21525.766 18000.215 25.766 1901.150.193 23.138 2004.580.146 17.504 21010.250.101 12.140 22018.070.069 8.254 23027.90.048 5.700 24039.560.