1、精選優質文檔-傾情為你奉上摘 要本文概述了活塞式壓縮機設計計算的基本步驟，詳細系統的介紹對2D3.515/9對稱平衡型空氣壓縮機進行熱力計算基本原理及方法。壓縮機的熱力計算是以熱力學理論為基礎，根據氣體的壓力、容積和溫度之間存在的一定關系，結合壓縮機具體的工作特性和使用要求進行的。其計算目的是要求得最有利的熱力參數和適宜的主要結構尺寸。本次課程設計采用常規熱力計算方法亦即設計性熱力計算。目 錄第1章壓縮機的熱力計算11.1初步確定壓力比及各級名義壓力.11.2初步計算各級排氣溫度.21.3計算各級排氣系數.31.4計算各級凝析系數及抽加氣系數.41.5初步計算各級氣缸行程積.61.6確定活塞桿

2、直徑.61.7計算各級氣缸直徑.81.8計算氣缸直徑圓整后的實際行程容積、各級名義壓力及壓力比81.9按修正后的名義壓力考慮壓力損失后計算缸內實際壓力.101.10根據實際壓力比，計算各級實際排氣溫度.121.11計算缸內雖大實際氣體力并核算活塞桿直徑.141.12復算排氣量.141.13計算功率并選取電機.151.14熱力計算結果數據.16第1章壓縮機的熱力計算1.1初步確定壓力比及各級名義壓力已知數據：吸氣壓力0.1Mpa,排氣壓力0.9Mpa,一級進氣溫度20，結構選取，根據總壓比，壓縮機的級數取兩級比較合適，為了獲得較好的動力平衡性能，可選擇V型結構，而且、級采用雙作用氣缸。另外，壓縮

3、機采用水冷方式。1.1.1按等壓力比分配原則確定各級壓力比 (1-1)兩級壓縮總壓力比取為了使第一節有較高的容積系數，第一級的壓力比取稍低值，1.1.2各級名義進、排氣壓力如下， (1-2)表1-1各級名義進、排氣壓力（MPa）級次名義吸氣壓力P1名義排氣壓力P20.10.290.290.91.2初步計算各級排氣溫度按絕熱過程考慮，各級排氣溫度可用下式求解： （1-3）介質是空氣，k=1.4。計算結果如表1-2示。計算結果表明排氣溫度T2160，在允許使用范圍內。表1-2各級名義排氣溫度級次名義吸氣溫度計算參數名義排氣溫度202932.91.41.35527.1300.1252983.11.4

4、1.38234.5307.51.3計算各級排氣系數因為壓縮機工作壓力不高，介質為空氣，全部計算可按理想氣體處理。由排氣系數計算公式： （1-4）分別求各級的排氣系數。1.3.1計算容積系數 （1-5）其中，多變膨脹指數m的計算按表1-3得：表1-3按等熵指數確定氣缸膨脹過程等端點指數進氣壓力×105Pa任意k值時K=1.40時1.5m=1+0.5(k 1)1.201.54.0m=1+0.62(k 1)1.254.010m=1+0.75(k 1)1.301030m=1+0.88(k 1)1.35>30m=k1.40I 級多變膨脹指數m=1.20 II級多變膨脹指數m=1.30 則

5、各級容積系數為：1.3.2 壓力系數的選擇考慮到用環狀閥，氣閥彈簧力中等，吸氣管中壓力波動不大，兩級壓力差也不大，可選取=0.97, =0.99（選擇范圍：級0.950.98；多級0.981.0）1.3.3 溫度系數的選取考慮到壓縮比不大，氣缸有較好的水冷卻，氣缸尺寸及轉速中等，從圖II-1-6 查得T在0.9350.975范圍內，可選取T=T=0.96。1.3.4 泄漏系數的選取 1.3.5 各級排氣系數計算結果列入表1-5表1-5 各級排氣系數計算結果級數0.7860.970.960.9710.7110.7640.990.960.9730.7071.4 計算各級凝析系數及抽加氣系數1.4.

6、1 計算各級凝析系數1.4.1.1計算在級間冷卻器中有無水分凝析出來查表1-6得水在40和40時的飽和蒸汽壓kPa（40）表1-6 飽和水蒸汽的壓力與密度溫度t飽和蒸汽壓kPa密度kg/m3溫度t飽和蒸汽壓kPa密度kg/m300.6110.00485314.4910.0320510.6560.00519324.7530.0338120.7050.00556335.0290.0356530.7570.00595345.3180.0375840.8130.00636355.6220.0396050.8720.00680365.9400.0417260.9350.00726376.2740.043

7、9371.0000.00775386.6240.0462381.0690.00827396.9910.0486491.1470.00882407.3750.05115101.2270.00940417.7770.05376111.3120.01001428.1980.05649121.4010.01066438.6380.05935131.4970.01134449.1000.06234141.5980.01206459.5820.06545151.7040.012824610.0850.06868161.8170.013634710.6120.07205171.9370.014474811.

8、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.

9、7790.027225919.0210.1247294.0040.028756019.9170.1302304.2410.03036第一級無水分析出，故。而各級進口溫度下的飽和蒸汽壓由上述文獻查的（1） 計算各級凝析系數 (1-7)=0.98461.4.2 抽加氣系數0因級間無抽氣，無加氣，故1.5 初步計算各級氣缸行程容積 (1-8)m3 (1-9)=0.0069m31.6 確定活塞桿直徑為了計算雙作用氣缸缸徑，必須首先確定活塞桿直徑，但活塞桿直徑要根據最大氣體力來確定，而氣體力又需根據活塞面積（氣缸直徑）來計算，他們是互相制約的。因此需先估算壓縮機中可能出現的最大氣體力，按附表2 中的數據

10、初步確定活塞桿的直徑。再根據相關公式確定氣缸直徑和最大氣體力，然后校核活塞桿直徑是否滿足要求。1.6.1 計算任一級活塞總的工作面積，（Z同一級汽缸數） （1-10）有： =0.075m2 =750cm2=0.0246m2=246cm21.6.2 暫選活塞桿直徑根據雙作用活塞面積和兩側壓差估算出該空氣壓縮機的最大氣體力約為1.2 噸左右，由過程流體機械課程設計指導書附表2，暫選活塞桿直徑d=90mm。活塞桿面積 1.6.3 非貫穿活塞桿雙作用活塞面積的計算蓋側活塞工作面積 （1-11）軸側活塞工作面積 （1-12）級： 級： 1.6.4 計算活塞上所受氣體力（1）第一列（第級）外止點： （1-

11、13）=0.1×106×343.19×10-4-0.29×106×406.81×10-4=N內止點： （1-14）=0.29×106×343.19×10-4-0.1×106×406.81×10-4=5884.41N（2）第二列（第級）外止點： （1-15）=0.29×106×91.19×10-4-0.9×106×154.81×10-4=N內止點： （1-16）=0.9×106×91.19×

12、;10-4-0.29×106×154.81×10-4=3717.61N由以上計算可知，第二列的氣體力最大，為-11288.39N。由過程流體機械課程設計指導書附表2 可知，選取活塞桿直徑d=30mm1.7 計算各級汽缸直徑1.7.1 計算非貫穿活塞桿雙作用氣缸直徑根據 DK = (1-17)有：DI =0.232mDII= =0.147m1.7.2 確定各級氣缸直徑根據查表II-1-6，將計算缸徑圓整為公稱直徑：DI = 230mm ; DII = 150mm1.8 計算氣缸直徑圓整后的實際行程容積、各級名義壓力及壓力比1.8.1 計算各級實際行程容積Vh非貫穿活

13、塞桿直徑雙作用氣缸行程容積：Vhk= (2Dk2 d2)·S·Z (1-18)VhI= (2DI2 d2)·S·Z = (2×0.2322 0.112)×0.28×1=0.021m3 VhII= (2DII2 d2)·S·Z = (2×0.14720.112)×0.28×1=0.0068m3 1.8.2 各級名義壓力及壓力比因各級實際行程容積Vhk與計算行程容積Vhk不同，各級名義壓力及壓力比必然變化。各級進、排氣壓力修正系數k及k1分別為：（1）各級進氣壓力修正系數：k =

14、 · (1-19)I = ·=1II = ·=·=0.9855（2）各級排氣壓力修正系數：k+1 = · (1-20)I+1 = ·=·=0.9885 II+1 = ·=1（3）修正后各級名義壓力及壓力比Plk= k ·P1k (1-21)P2k=k+1 ·P2k (1-22)= (1-23)計算結果列入表1-7中。表1-7氣缸直徑圓整后的實際行程容積、各級名義壓力及壓力比級 次III計算行程容積Vhk m30.0210.0069實際行程容積Vhk m30.0210.0068修正系數k=

15、83;10.9855k+1=·0.98551名義吸氣壓力MPaPlk0.10.29Plk= k ·P1k0.10.286名義排氣壓力MPaP2k0.290.9P2k=k+1 ·P2k0.2860.9修正后名義壓力比= 2.863.151.9 按修正后的名義壓力考慮壓力損失后計算缸內實際壓力根據修正后名義壓力，并由圖1查得相對壓力損失如下：當P1I0.1MPa時s1=0.043 ；當P2I0.286MPa時d1=0.080 ；當P1II0.286MPa時s2=0.038；當P2II0.9MPa時d2=0.060由Cm 值不相同，在下面公式加以修正：= ×2

16、 × (1-24)其中：修正的相對壓力損失值；Cm 實際的活塞平均線速度，m/s; 由附表查的Cm =4.0m/s、空氣及所用氣體的密度。圖1相對壓力損失故：s10.043×2 =0.0562d10.080×2 =0.1045s20.038×2 =0.0496d2 0.060×2=0.0784缸內實際壓力：PS= P1(1s) Pd = P2(1+d) (1-25)由修正后的相對壓力損失s、d，及計算各級氣缸內實際壓力，結果見表18。表18考慮壓力損失后的缸內實際壓力及壓力比級次修正后名義壓力（MPa）相對壓力損失（修正后）1s1d缸內實際壓力

17、（MPa）實際壓力比P1P2sdPSPd=I0.10.2860.0560.1060.9441.1060.0940.3163.37II0.2860.90.0500.0780.9501.0780.2720.9703.571.10 根據實際壓力比，計算各級實際排氣溫度T2=T1 (1-26)按k=1.4和m=1.25況計算，結果見表1-9。從中可以看出，按k=1.4計算出的排氣溫度未超過160的允許范圍，但實際測出的排氣溫度接近多變壓縮m的結果，認為在允許的范圍內。表1-9據實際壓力比求的各級實際排氣溫度級次吸氣溫度實際壓力比k=1.4mI202933.371.4154151421.27537410

18、1II252983.571.4384281551.2903841111.11 計算缸內最大實際氣體力并核算活塞桿直徑氣缸直徑的圓整，活塞桿直徑的選取及各級吸排氣壓力的修正都直接影響到氣體力，需重新計算如下：1.11.1 第I列（第I級）（1）活塞面積蓋側：×0.0415軸側：0.04150.0.0320（2）壓力0.0949.4×10Pa0.3163.16×105Pa（3）氣體力外止點：0.94××0.0323.16××0.0415N內止點：3.16××0.0320.94××0.041

19、56211N1.11.2 第II列（第II級）（1）活塞面積蓋側：×0.01767軸側：0.017670.0.0082（2）壓力0.2722.72×0.979.7×（3）氣體力外止點：N內止點：N由以上計算表明，最大氣體力在第二列外止點(-14909.5N)，沒有超過活塞桿的允許值，可用。1.12復算排氣量氣缸直徑圓整后，壓力比發生變化，引起容積系數相應的變化。如其它系數不變，則排氣系數為： (1-27) (1-28)經上述修正后的排氣量為：=14.007m3/min15m3/min計算結果與題目要求接近，說明所選用的氣缸是合適的。1.13 計算功率并選取電機1.

20、13.1 計算各級指示功率 (1-29)kwkw1.13.2 整機總指示功率Ni=Ni+Ni (1-30)kW1.13.3 軸功率Nz因本機為中型壓縮機，取機械效率，則： (1-31)kw1.13.4 所需電機功率因本機是電動機轉子直接裝在曲軸端，取傳動效率 （1-32）kW實際本機選用Y225M-2型同步電動機，功率為45kw可以滿足使用要求。1.14 熱力計算結果數據1.14.1 各級名義、實際壓力及壓力比見表1-10表1-10 各級名義、實際壓力及壓力比級別修正后實際壓力實際壓力比名義壓力名義壓力比0.10.2682.680.0940.3163.370.2680.93.150.2720.9703.571.14.2 各級實際排氣溫度 或 或 1.14.3 氣缸直徑DI=230mm，