過程流體機械

在當代產品生產過程中，使用各種流體機械，其目標在于增加流體能量,克服流動阻力，到達沿管路輸送目標。

是煉油、化工、流體管輸心臟、動力和關鍵設備。第1頁流體機械分類按能量轉換分類

軸功流體能量工作機原動機（壓縮機、泵、分離機）（汽輪機、燃氣機、水輪機）第2頁流體機械分類按流體介質分類

工作機

提升流體壓力氣體

壓縮機液體

泵對各種介質進行分離分離機第3頁流體機械分類按流體機械結構特點分類往復式結構流體機械旋轉式結構流體機械往復式壓縮機、往復泵單級升壓高回轉式、葉輪式壓縮機和泵、分離機流量大第4頁流體機械分類按作用原理分類往復式壓縮機離心式壓縮機離心泵基本原理第5頁流體機械用途石油化工連續生產進出料、儀表、鍋爐油氣儲運為油氣管輸提供動力第6頁流體機械發展趨勢1、創造新機型2、流體機械內部流動規律研究與應用3、高速轉子動力學研究與應用4、新型制造工藝技術發展5、流體機械自動控制6、流體機械故障診療7、實現國產化和參加國際市場競爭第7頁學習方法與目標1、掌握基本工作原理、結構形式、運行性能與調整控制基本方法2、重視實踐性教學步驟、試驗3、獨立完成作業，養成良好學風方法：目標：能夠初步選取各種流體機械第8頁參考書1、《化工機器》上、下冊潘永密李斯特主編化學工業出版社2、《化工機器》高慎琴主編化學工業出版社3、《過程流體機械》姜培正主編化學工業出版社第9頁2容積式壓縮機

依靠改變工作腔來提升氣體壓力壓縮機

活塞式壓縮機往復式回轉式第10頁2.1往復式壓縮機組成第11頁往復壓縮機組成工作腔部分傳動部分機身部分輔助設備氣閥氣缸活塞連桿曲軸十字頭潤滑冷卻調整管路第12頁氣閥第13頁活塞與活塞環第14頁曲軸第15頁十字頭第16頁十字頭第17頁2.2活塞壓縮機工作循環級:被壓縮氣體進入工作腔內完成一次氣體壓縮稱為一級級由膨脹、吸氣、壓縮、排氣等過程組成完成一次膨脹、吸氣、壓縮、排氣過程稱為一個循環第18頁2.2.1理論工作循環假設氣體在工作腔內循環滿足以下條件：1.進排氣無壓力損失，且進排氣壓力無波動，保持恒定2.工作腔內無余隙容積，缸內氣體被全部排出3.工作腔與外界無熱交換4.氣體壓縮過程指數為定數5.氣體無泄漏第19頁活塞式壓氣機級理論循環內止點外止點示功圖第20頁活塞式壓氣機級理論循環壓縮過程排氣進新氣1、V是氣缸內氣體容積而不是比容v注意:理論循環吸、排氣過程V變，v不變只有壓縮過程是真正熱力過程2、壓縮機排氣壓力pd取決于背壓，即排氣閥后面系統中壓力。第21頁理論循環進氣量VhAp——活塞面積，m2S——活塞行程，mVh——每轉理論吸氣量，即行程容積，m3i——同級氣缸數第22頁活塞面積Ap雙作用活塞單作用活塞A——活塞蓋側端面積a——活塞桿面積級差式活塞第23頁壓縮過程中V、T、p關系m——多變過程指數。絕熱過程m=k等溫過程m=1pspd對于理想氣體第24頁壓縮過程中V、T、p關系kT——溫度絕熱指數。pspd對于實際氣體Zs、Zd——實際氣體始、終態壓縮性系數第25頁理論循環指示功指示功m——多變過程指數pspd

完成循環所消耗外功技術功壓縮過程曲線1－2方程積分可得Wi，公式（4－3.7)——(4－3.10)第26頁理論循環指示功壓縮過程愈靠近等溫過程愈省功p1p2p2p1m=1m=1m=km=km<km<km>km>k第27頁2.2.2實際工作循環pspd1、余隙容積342、進排氣有壓力損失DB3、氣體與壁面有溫差，過程指數改變5、泄漏4、壓力脈動影響CA未排盡氣體吸熱，m>k放熱，m<k示功圖面積減小第28頁實際循環與理論循環區分1、理論循環：三個過程實際循環：四個過程2、實際循環吸、排氣過程中：吸氣壓力低于ps，有波動溫度有改變

排氣壓力高于pd，有波動溫度有改變3、膨脹及壓縮過程中有吸熱放熱，膨脹過程指數m

及壓縮過程指數m不停改變4、實際循環有泄漏,指示圖面積要變

吸氣量和排氣量，壓縮功與理論不一樣將m簡化為常數第29頁2.3單級壓縮機熱力計算本節主要討論單級壓縮機排氣量、排氣壓力、排氣溫度、確定汽缸直徑、計算級功率、效率第30頁2.3.1排氣量計算排氣量定義：（1）實際容積排量（實際排氣量）：經壓縮在標準排氣位置排出容積流量換算到標準吸氣位置溫度、壓力、全組分（如濕度）狀態容積值只表明機器大小標準吸排氣位置：某種機型有代表性位置實際氣體要考慮壓縮性指數（2）標準容積排量（標準排氣量）：標準排氣位置實際容積流量換算到標準工況(1.0135105Pa,0℃)容積。也稱供氣量表明壓縮機所提供有效氣體量第31頁活塞壓縮機吸氣量pspd34DBCA12理論循環吸氣量為Vh實際循環吸氣量Vs<Vh未排盡氣體Vs=

v

p

T

Vh第32頁容積系數

vpspd34DBCA12VhVcDVVs'未排盡氣體第33頁容積系數

v

V影響原因：——相對余隙容積,=Vc/Vh,其大小取決于氣閥在氣缸上排列方式。取值范圍：壓力20

105Pa

＝0.07~0.12壓力(>20

105~321

105）

＝0.12~0.16第34頁容積系數

v

V影響原因：——壓力比，=pd/ps當相對余隙容積相同時，越大，V越大，V越小。第35頁容積系數

v

V影響原因：m

——膨脹過程指數，m

小近等溫膨脹線平坦V大m

大近絕熱膨脹線陡V小取值見表4-4.1第36頁例題有一單級往復式壓縮機，壓縮比為6，進氣溫度為25C，余隙膨脹指數為1.25，相對余隙容積為0.1。求：1、該壓縮機理論容積系數；2、

V=0壓縮比1、解：＝0.1p2/p1=6m

=1.25已知第37頁例題有一單級往復式壓縮機，壓縮比為6，進氣溫度為25C，余隙膨脹指數為1.25，相對余隙容積為0.1。求：1、該壓縮機理論容積系數；2、

V=0壓縮比2、解：

V＝0即得：p2/p1=6第38頁pspd34DBCA12壓力系數

p

V2

p——主要影響原因是氣閥彈簧力。低壓級：p＝0.95~0.98高壓級：p＝0.98~1第39頁p1p234dbca12溫度系數

T

T——其大小取決于進氣過程中加給氣體熱量，其值與氣體冷卻及該級壓力比相關。第40頁活塞壓縮機排氣量排氣量Vd等于吸氣量Vs減去氣體外漏量Vl泄漏影響用泄漏系數

l表示第41頁泄漏系數

l有油潤滑壓縮機無油潤滑壓縮機影響泄漏系數

l原因很復雜，也有計算方法但很不準確按經驗選取：第42頁實際排氣量計算Vh——氣缸行程容積，n——壓縮機轉數，rpm式中：

——排氣系數，=v

p

T

l第43頁影響排氣量原因Vh機器排氣量大小設計、改造時可取，機器確定后不可改變1、n：轉數電網電壓波動

n波動

Q波動轉數改造n

Q但功耗增加第44頁影響排氣量原因2、

v是

中主要部分，

影響很大，應盡可能減小3、冷卻

T

m

4、密封

l

第45頁實測排氣量Qs、ps、Ts、Zs為進口狀態時參數式中：Qd、pd、Td、Zd為實測狀態時參數第46頁2.3.2氣缸行程容積和缸徑計算氣缸行程容積：第47頁

氣缸直徑計算單作用筒形活塞：雙作用盤形活塞：雙作用級差式：式中：S——行程i——同名氣缸數d——活塞桿直徑第48頁2.3.3排氣溫度和排氣壓力排氣溫度：在標準排氣位置測得氣體溫度Ts↑

↑m↑則Td↑壓縮機排氣溫度受操作條件限制單級壓比不可太高排氣溫度也是判斷壓縮機運轉是否正常主要參數第49頁排氣壓力銘牌上排氣壓力：實際排氣壓力：排氣壓力是供求關系反應標準或協議中要求能力取決于系統壓力“背壓”供>求壓力上升供>求壓力下降供=求壓力保持穩定第50頁2.3.4功率和效率指示功率：單位時間指示功理論指示功率實測法確定指示功率解析法確定指示功率第51頁理論指示功率依據壓縮過程不一樣而不一樣：理論等溫指示功率Nis理論絕熱指示功率NadV1——實際排氣量Vd折合到吸氣狀態容積，m3

n

——轉數，rpm

第52頁實測法確定指示功率繪制指示圖：示功器計算機等采集數據A

——實測指示圖面積，cm2

n

——轉數，rpm

mp——壓力坐標百分比尺，Pa/cmmv——容積坐標百分比尺，m3/cm雙作用：兩邊指示圖功率之和

多缸：各缸指示功率之和

第53頁解析法確定指示功率等面積法簡化指示圖理想氣體級指示功率Ni

v

——容積系數

Vh——氣缸行程容積，m

3n

——轉數，rpm

p

s、p

d——平均實際吸、排氣壓力，Pam——當量過程指數第54頁解析法確定指示功率實際氣體級指示功率NiZs、Zd——名義吸、排氣狀態壓縮性系數kT——溫度絕熱指數

v

——實際氣體容積系數

公式(4-4.5)第55頁影響指示功率原因1、阻力損失影響改進氣閥，降低阻力損失是降低功耗主要路徑p

s↓

v↓Ni↓但p

s↓

v↓會造成質量流量↓從而使得單位質量氣體功耗↑壓力比是主要原因

↑Ni↑第56頁影響指示功率原因2、等溫壓縮最省功，尤其對多級壓縮中間冷卻，ts↑3C

功耗↑1%3、氣缸冷卻時m↓Ni↓4、介質絕熱指數k小，功耗小

小，阻力損失小，功耗小第57頁軸功率和驅動功率第58頁軸功率軸功率：壓縮機驅動軸所需要功率機械效率

m由統計值選取Nc傳熱、泄漏損失功率舊要求第59頁機械效率

m統計值帶十字頭大中型壓縮機

m=0.90~0.96無十字頭小型壓縮機

m=0.85~0.92微型壓縮機

m=0.82~0.92高壓循環壓縮機（填料摩擦損失較大）

m=0.80~0.85摩托壓縮機

m=0.92~0.96第60頁驅動機功率驅動功率N0與軸功率之間相差傳動功耗用傳動效率

c反應傳動損失相對大小皮帶傳動

c=0.96~0.99齒輪傳動

c=0.97~0.99N驅=(1.05~1.15)N0第61頁熱效率與比功率效率是壓縮機工作經濟性指標為了比較方便，取理論循環功率作為衡量實際壓縮循環基礎基準不一樣，有不一樣效率第62頁指示效率指示效率（理論效率）：理論壓縮循環功率與實際壓縮循環指示功率之比等溫指示效率

i-is絕熱指示效率

i-ad第63頁軸效率軸效率（總效率）：理論壓縮循環功率與軸功率之比等溫軸效率

is絕熱軸效率

ad0.65~0.75

is慣用于評價冷卻很好水冷式壓縮機經濟性不但反應循環效率，還反應了機械摩擦損失0.85~0.97絕大多數壓縮機采取ad評價經濟性第64頁比功率比功率q：單位排氣量所消耗軸功率Q<10m3/minq5.4~6.3

反應同類型壓縮機，在相同進、排氣條件及相同冷卻條件下能量消耗先進性。是動力用空壓機主要指標Q10~100m3/minq5.0~5.3

第65頁2.4多級壓縮將氣體壓縮過程分在若干級中進行，并在每級壓縮后將氣體導入中間冷卻器進行冷卻。多級壓縮定義：為何要多級壓縮？第66頁1、節約壓縮指示功2、降低排氣溫度3、提升容積系數4、降低活塞力，減輕機器重量2.4.1多級壓縮優點第67頁等壓比標準：多級壓縮中，當各級壓力比相等，且各級吸入溫度相同時，總指示功最小。2.4.2各級壓縮比分配標準若總壓比

t，分z級進行壓縮，則依據等壓比標準，每級壓比為：第68頁最正確壓力比：等溫指示效率最高時，實際指示功率最小，即最省功。此時壓力比稱為最正確壓力比

02.4.3最正確壓力比

0和級數選擇第69頁最正確壓力比：等溫指示效率

i-is最高時，實際指示功率最小，即最省功。此時壓力比稱為最正確壓力比

0最正確壓力比

0對

i-is求極值

0大

0大，級數少m大

0小，級數多第70頁最正確級數得：將結果圓整成整數第71頁省功等壓比分配及最正確壓比

0

并不是唯一標準實際級數選擇及壓力比分配1、首先要依據排氣溫度考慮各級壓力比和級數2、實際壓比與理論有偏差：各級壓力損失不一樣；熱交換情況不一樣，所以m不一樣；高壓級要考慮壓縮性系數等3、氣缸直徑計算值要圓整成系列尺寸，行程容積改變，各級壓力比要發生改變，改變規律要滿足連續性原理第72頁實際級數選擇及壓力比分配4、其它考慮為了提升第一級容積系數，使氣缸尺寸不致過大，第一級壓比低5～10%低壓級相對損失較高壓級大，故低壓級壓比稍大，高壓級稍小背壓波動加在末級，為預防末級壓比過高，末級壓比留有余量為使各級活塞力盡可能均衡，也要調整壓力比第73頁實際級數選擇及壓力比分配實際運行中，各級壓比隨背壓改變自動調整。總吸氣量由一級入口條件決定，末級排氣壓力由系統背壓決定。中間各級間壓力改變規律服從連續性原理和狀態方程。第74頁多級壓縮機排氣量與單級區分泄漏系數、凝析系數、凈化（抽氣）系數2.4.4多級壓縮機排氣量和各級行程容積第75頁多級壓縮機末級排氣量Q也稱輸氣量，是單位時間內由最末級排出氣體量換算到一級進氣狀態（p、T和組分）容積值多級壓縮機排氣量多級排氣量Q由三部分組成：Qd：末級排出氣量（末級狀態）

Q

：凝結水汽（換算成一級進氣狀態）Qc：化工流程中抽出或加入氣量（換算成一級進氣狀態）第76頁多級壓縮機排氣量多級排氣量Q：若將Qd換算成任一級(第i級)吸氣量則(A)式變為：第77頁泄漏系數

li多級壓縮機泄漏由兩部分組成：外泄漏內泄漏不直接影響排氣量，影響

i，間接影響排氣量i級泄漏系數

li要考慮i級及以后各級外泄漏，以確保設計所需最終一級排出氣量要求。

li——可按經驗取

li

=0.90～0.98。第78頁凝析系數

被壓縮介質中含水汽，或易凝析組分。這部分氣體分壓隨總壓提升而提升，經冷卻后，若分壓大于飽和蒸汽壓，就會凝析，分離排出，以后各級吸氣量降低。影響氣缸尺寸。其影響用

表示。凝析不影響排氣量：換算到一級吸入狀態（全組分），即把析出凝液換算成一級吸入狀態氣加進去。什么條件凝析——自學已知凝析系數

，就可算出凝液在一級吸入狀態下容積Q

——最終一級凝析系數Q0——壓縮機末級測得排氣量（一級吸入狀態）第79頁凈化系數

化工工藝中，有時要凈化處理，凈化后氣量降低，影響氣缸行程容積，抽去氣體用Qc表示。在第i級前抽氣量用Qci表示因抽氣而產生各級吸氣量改變用凈化系數

ci表示

ci<1抽氣

ci>1加氣第80頁各級氣缸行程容積Vhi一級氣缸：排氣系數多級壓縮機排氣量由一級決定，當轉數n一定時，排氣量大小取決于一級缸行程容積Vh1及排氣系數第81頁供氣量與排氣量關系排氣量表征壓縮機幾何尺寸（一級氣缸尺寸）大小與運行狀態供氣量標準狀態下（1.0135105Pa，0C）干氣容積排量QN第82頁設計性計算：依據工藝要求，為新壓縮機設計選型提供熱力參數。2.4.5多級壓縮機設計性熱力計算已知：壓縮機壓縮介質成份、特征；進氣參數(ps1、Ts1、

1)；排氣量Q及中間抽氣量大小；排氣壓力pd及壓縮機操作特點等設計內容：確定結構方案、S；求取各級氣體參數psi、pdi、Tsi、Tdi；確定各級Vh及主要尺寸d、D；計算Ni，N選電機；求最大活塞力。第83頁1、依據

t=pd/ps1，工藝要求，選級數，依據排氣量Q、級數、用途，選各缸結構型式與氣缸布置方案多級壓縮機設計性熱力計算步驟2、初步確定各級壓力比，考慮其它原因，估算排氣溫度3、計算與確定各級

vi、pi、Ti、li、i、ci值，并初步確定各級氣缸行程容積Vhi04、計算各級氣缸Vhi。初選活塞桿直徑d，計算各級氣缸徑Di，并圓整缸徑圓整后Vhi發生改變，引發級間壓力改變、壓比改變、溫度改變。第84頁多級壓縮機設計性熱力計算步驟以兩級壓縮為例：總壓比不變，一級D1D2不變ps2

一級D1D2不變ps2

一級D1不變D2ps2

一級D1不變D2ps2

第85頁多級壓縮機設計性熱力計算步驟原（4）求得：因為缸徑圓整前后改變量不大，級間壓力改變不大，可視

vi、pi、Ti、li、i、ci、Zsi為定值;ps1、Ts1是給定條件，Zs1也不變；Tsi由冷卻條件決定，也不變。所以圓整后行程容積Vhi與排氣量Vd、級間壓力psi相關修正后：A、B兩式相除得：第86頁多級壓縮機設計性熱力計算步驟因近似不變，由可得：將D式代入C式得修正后i級名義吸氣壓力為：

I——第i級吸氣壓力修正系數第87頁6、計算各級平均實際吸、排氣壓力，并核實各級排氣溫度。多級壓縮機設計性熱力計算步驟7、計算指示功率、軸功率、并選定驅動機。8、計算最大活塞力。例4－5設計一臺乙烯壓縮機（自學）5、按圓整后缸徑修正各級間名義壓力（式4-5.244-5.25）第88頁復算性計算：按額定工況設計壓縮機,結構尺寸已定,當生產中碰到工況有較大改變時,級間壓力、排氣溫度、功率、排氣量發生改變，為掌握改變程度應進行核實，關鍵在找出級間壓力2.4.5多級壓縮機復算性熱力計算理論依據：穩定流動連續性原理，前一級排出氣體必須被后一級吸入。第89頁有一z級壓縮機，忽略泄漏造成各級吸氣量差異多級壓縮機復算性熱力計算=……工程中為了簡化,假定

p1

T1

l1=

pi

Ti

li=……第90頁多級壓縮機復算性熱力計算各級氣缸行程容積Vi、一級進氣參數Ts1、ps1已知求各級級間壓力ps2、ps3、……psi，=……但vi、I是psi函數，不能直接求出，需用迭代法求解。第91頁迭代求解級間壓力psi1、依據氣缸工作容積之比初步預計各級名義吸氣壓力psi，=……2、依據p（1)si計算各級vi、I、求出ci第92頁迭代求解級間壓力psi=……3、檢驗計算精度,若猜算正確,實際上,c（1)i不相等，取精度若不滿足精度要求,說明p（1)si精度不夠,重新取值計算第93頁迭代求解級間壓力psi4、重新確定初值重復以上步驟i：級次，k：重復次數。普通三次猜算已能滿足精度5、各級壓力比確定后，排氣量、排氣溫度、功率等參數計算方法同設計性計算。=……第94頁2.5變工況工作及排氣量調整第95頁變工況工作壓縮機在偏離原設計條件下工作，稱為變工況工作，其熱力性能要發生改變。最常見變工況條件有：吸氣壓力改變，排氣壓力改變，被壓縮介質成份改變第96頁吸氣壓力改變標準地域設計壓縮機到高原使用，吸氣壓力降低Pd不變單級壓縮機

v

Q

海拔4500m以下每上升1000m,大氣壓10～12%

v

2～3%多級

t

,各級壓力比改變，間接影響

v1

Q

各級

,

二者要看

影響大小，但總說單位質量氣體消耗功率是增加第97頁第98頁排氣壓力改變ps不變，若pd則

v

Q單級顯著，多級間接

Ni

第99頁介質改變或混合氣成份改變介質或成份改變，將引發氣體絕熱指數k改變，而k直接影響膨脹和壓縮過程指數，從而影響排氣量、功率和溫度AB1D1CB2B3D2D3k1>

k2

>

k3k大者示功圖面積大，Ni

k大者CD線陡，

v

排氣量

k

Td

：阻力損失功耗大，

導熱率

T

排氣量第100頁排氣量調整排氣量調整：機器排氣量普通是按最大用氣量選取。所以，排氣量調整，普通是指調整到低于額定排氣量排氣量調整可分為連續調整、間歇調整、和分級調整（如100％、75％、50％、25％、0等檔次）排氣量調整理論依據：排氣量調整方式普通要求:結構簡單、工作可靠、經濟性好第101頁排氣量調整方法轉數調整切斷進氣旁路調整頂開吸氣閥調整補充余隙容積調整第102頁轉數調整優點：可連續調整氣量功耗小各級壓力比不變不需專門調整機構缺點：受原動機性能限制，調整范圍有限轉數過低，可能會使氣閥工作不正常第103頁切斷進氣調整優點：結構簡單、工作可靠、適合用于中、小型壓縮機功耗小，僅為額定功率2％～3％缺點：切斷進氣后造成壓力比增大，排氣溫度升高進氣壓力降低，使作用在活塞上壓力差增加氣缸內出現真空利用閥門關閉進氣管路,由此使容積流量為0,屬間歇調整第104頁第105頁第106頁旁路調整將壓縮機排氣管與進氣管用旁路連通,使已排出氣體全部或部分引回一級入口,到達調整優點：結構簡單調整緊急性很好,大型機組開啟時慣用缺點：浪費能量,不經濟.普通用于短期、不常調整或調整不大場所第107頁頂開吸氣閥調整原理：增加氣缸外泄漏，即減小泄漏系數

l來調整氣量。依據頂開吸氣閥程度不一樣，有完全頂開吸氣閥和部分行程頂開吸氣閥兩種方式。第108頁完全頂開吸氣閥調整工作壓力調整器開頂部小活塞進氣壓閥叉閥片打開屬于間歇調整，也可50％（雙作用氣缸）恢復壓力調整器關頂部小活塞卸氣彈簧使閥叉升起閥片恢復正常第109頁第110頁部分行程頂開吸氣閥調整原理與完全頂開吸氣閥完全相同,用彈簧、電磁液壓等使吸氣閥著壓縮部分行程中頂開，其余行程正常工作。優點：調整簡單方便省功缺點：閥片頻繁受閥叉沖擊，壽命降低，普通只用于低轉數壓縮機第111頁第112頁第113頁補充余隙容積調整優點：調整方法經濟不影響閥片壽命缺點：結構粗笨，慣用于工藝用大型壓縮機原理：調整調整v

連通補充容積調整方式能夠是分級或連續補充容積能夠是固定或連續改變第114頁第115頁第116頁排氣量調整系統普通不常調整場所，調整系統慣用手動操作，調整機構依靠人控制。假如調整比較頻繁，通常采取自動調整。自動調整，需要有以下職能機構：主令機構——調整器，適時發出需要調整命令傳遞機構——在壓縮機裝置中通常利用氣體，有時也利用液體和電磁等執行機構——包含伺服器和調整機構第117頁第118頁2.6活塞式壓縮機機件受力分析活塞式壓縮機機件受力分類:壓縮氣體產生氣體力往復運動和旋轉運動產生慣性力相對運動產生摩擦力由以上力產生力距第119頁活塞組件受力分析活塞組件包含活塞、活塞桿和活塞環氣體力：P=pA缸內壓力與活塞面積之積

p是改變，P是改變摩擦力：Ff

全部往復運動部件摩擦力方向沿氣缸中心線+-使活塞桿受拉為正，受壓為負慣性力：I=ma往復運動有加速度為計算方便把全部往復慣性力（活塞組件、十子頭組件及連桿一部分）合在一起，認為該力全部作用在活塞組件上綜合活塞力：代數和第120頁十子頭銷和連桿受力十字頭銷受力：C點活塞桿傳來綜合活塞力Pt

十字頭滑道上反力N垂直于滑道由連桿傳來連桿力Pc沿連桿方向——連桿擺角連桿受力：兩端鉸支,二力桿件,受拉壓作用第121頁曲軸受力力Pc傳到曲柄銷分解為T、RIr作用于曲柄銷中心方向與曲柄平行，離心向外A、B軸承支撐反力三個力矩T對曲軸中心周期改變方向與曲軸轉向相反(+)

方向與曲軸轉向相反(+)

方向與曲軸轉向相同(-)第122頁第123頁曲軸受力由剛體定軸轉動方程一轉中阻力矩耗功與Md輸入功平衡，機器勻速轉動瞬時轉矩不平衡，造成瞬時加速與減速（角加速度

）第124頁機體受力分析1、經過氣缸蓋傳給機體氣體力P2、十字頭加給滑道側向力N3、曲軸傳到主軸承Pc和Ir4、往復運動件傳給機體Ff、曲軸傳遞Mf

(與曲軸轉向相同)

第125頁機體受力分析連桿力Pc可分解為沿氣缸中心線與垂直中心線兩個分力沿氣缸中心線分力為:P與Ff在機體內平衡I是自由力未在機體內平衡垂直于氣缸中心線分力為:作用在主軸中心作用在主軸中心Pcsin與十子頭滑道N大小相等方向相反，距離為：傾覆力矩傾覆力矩在數值上等于阻力矩,阻力矩加給曲軸,傾覆力矩加給機身。是自由力矩。第126頁機體受力分析不平衡力矩Mf、NL傳給基礎不平衡力I、Ir質量力G傳給基礎第127頁基礎受力1、機器重力2、未平衡I、Ir3、未平衡NL與Mf，與曲軸轉向相同4、驅動機傳給基礎反力矩-Md,與曲軸轉向相反基礎傳給土壤力：GIIr基礎傳給土壤力矩：Md-(NL+Mf)第128頁小結I、Ir是自由力，還要產生自由力矩造成機器振動慣性力平衡動力計算兩大問題造成機器曲軸旋轉不等速,造成壓縮機工作不穩定第129頁2.7慣性力和慣性力矩平衡平衡慣性力需知道慣性力大小及其改變規律1、加速度是多大？2、不平衡質量是多少？第130頁曲柄連桿機構運動分析活塞位移外止點x=0內止點x=S=2r曲柄轉角外止點

=0順曲柄轉向度量某瞬時活塞位移：該瞬時活塞加速度：第131頁活塞相對位移、相對速度、相對加速度曲線第132頁質量轉化把活塞壓縮機中運動零件質量按它們運動情況簡化為質點,從而將它們運動按質點動力學進行計算。方法：將壓縮機中運動零件質量轉化為兩類，一類質量集中在十子頭銷中心C處，且只作往復運動；另一類質量集中在曲柄中心D處，且只作繞曲軸中心O點旋轉運動。第133頁質量轉化往復運動質量:活塞組件、十子頭組件、及部分連桿質量旋轉運動質量:部分連桿質量、集中于D點曲軸質量第134頁連桿質量轉化采取質量靜代換法轉化:(總質量不變、質心不變)總質量參加往復運動參加旋轉運動第135頁曲軸質量轉化轉化標準:轉化前后旋轉慣性力不變將曲軸質量分成三部分：1、與O－O對稱部分，不產生旋轉慣性力2、與D－D對稱部分，集中在D-D，距O-Or3、曲軸上不對稱質量，距O-O

曲軸繞O-O旋轉時產生不平衡旋轉慣性力為:等效旋轉質量:重合時減去第136頁參加慣性運動總質量往復運動總轉化質量:產生不平衡旋轉慣性力總轉化質量:第137頁慣性力計算往復慣性力(以列記):方向沿氣缸中心有,幅值小幅值大旋轉慣性力:大小不變，方向沿曲柄向外指，方向改變第138頁第139頁單列壓縮機慣性力平衡旋轉慣性力平衡方向沿曲柄向外指，方向隨

改變方法在曲柄銷對面加平衡質量,使得第140頁單列壓縮機慣性力平衡往復慣性力平衡無法在機內平衡構想在曲柄對面加平衡質量使之產生慣性力

將此力分解：垂直方向：平衡了I

水平方向：多出慣性力此方法慣用于臥式單列壓縮機，以平衡30～50％I

，目標是改變力方向，使水平方向振動有所減小。第141頁單列壓縮機慣性力平衡小結：對于單列壓縮機Ir可用平衡質量平衡I

可改變方向I

不能被平衡由此造成了多列式壓縮機發展第142頁直列式多列壓縮機慣性力和慣性力矩平衡將兩列慣性力分別轉化到系統質心平面Y-Y上,則得協力與協力矩以下:一階往復慣性協力:二階往復慣性協力:一階往復慣性力矩:二階往復慣性力矩:旋轉慣性協力:旋轉慣性力矩:第143頁第144頁直列式多列壓縮機慣性力和慣性力矩平衡小結：對曲柄錯角＝180，氣缸中心線夾角＝0直列式壓縮機，若則可用平衡質量處理How?低壓級大活塞用鋁材制作或用鋼板焊接空心活塞高壓級小活塞制成實心鑄鐵活塞第145頁對稱平衡式多列壓縮機慣性力和慣性力矩平衡對稱平衡式壓縮機結構特點:氣缸水平置于主軸兩側,相鄰曲柄夾角為180。其特征是每一相對列兩組運動組件作對稱于主軸中心線相向運動。相對列位移、速度、加速度值相等，方向相反。只要相對列運動質量相等，即則一階、二階往復慣性力和旋轉慣性力均能相互抵消，而僅剩下未平衡慣性力矩。因為該類壓縮機氣缸處于機身兩側，列間距可做得很小，故此力矩數值不是很大。第146頁V型壓縮機慣性力和慣性力矩平衡當V型壓縮機兩列夾角為90，且左右兩列往復質量相等時，能夠推導出，二階往復慣性力協力一直處于水平方向，其值隨兩倍主軸轉速改變。無法簡單給予平衡。一階慣性力協力I1為定值，且一直處于曲柄方向，所以可用在曲軸相反方向裝平衡重方法給予平衡V型壓縮機旋轉慣性力可用增加平衡重方法給予平衡。所以V型壓縮機平衡質量要按照一階往復慣性力與旋轉慣性力協力計算。第147頁2.8飛輪矩確實定依據剛體轉動在一轉中能量改變關系：主要取決于原動機特點及傳動方式，與壓縮機本身無關。P325表4-10.4第148頁切向力隨轉角改變圖第149頁飛輪矩確實定為到達允許

值所必需飛輪轉動慣量為：飛輪：希望重量輕又能取得較大轉動慣量J值，常采取直徑大而薄飛輪。可把輪緣簡化為薄圓環，此時，飛輪轉動慣量可寫成：工程上慣用MD2來表示飛輪調整能力，稱為飛輪矩。所以必需飛輪矩為：第150頁2.9活塞式壓縮機分類、型號與選型第151頁活塞式壓縮機分類壓縮機可從不一樣角度分類,見p238表4-1.1按容積流量分：微型壓縮機<1m3/min小型壓縮機1～10m3/min中型壓縮機10～100m3/min大型壓縮機>100m3/min第152頁活塞式壓縮機分類按排氣壓力分：低壓壓縮機0.3～1MPa中壓壓縮機1～10MPa高壓壓縮機10～100MPa超高壓壓縮機>100MPa第153頁活塞式壓縮機分類按到達排氣壓力所需級數分：單級壓縮機氣體經過一級壓縮到達排氣壓力兩級壓縮機氣體經過兩級壓縮到達排氣壓力多級壓縮機氣體經過三級或三級以上壓縮到達排氣壓力第154頁活塞式壓縮機分類按氣缸中心線相對地平面位置或彼此間關系分：立式壓縮機氣缸中心線與地平面垂直臥式壓縮機氣缸中心線與地平面平行其中按曲拐相對位置又可分為：直列臥式、對動式和對置式角度式壓縮機氣缸中心線與地平面成一角度按氣缸排列所呈形狀可分為：L型、W型、V型、扇型、星型第155頁活塞式壓縮機結構分析（1）立式壓縮機，中心線與地面垂直，國內牌號為Z型。優點：汽缸立式布置，重力不在缸壁上，汽缸與活塞、活塞桿與填料磨損均勻而且較小，活塞工作條件改進，使用壽命延長，密封效果很好；往復力作用在基礎上，受力情況好，震動小，基礎可小；機身受力主要是拉、壓力，機身形狀簡單，重量輕；占地面積小，廠房可小；汽缸與活塞拆裝方便。1、直列式壓縮機分為立式（Z型）和臥式（P型）第156頁立式壓縮機缺點汽缸列間距小，加工要求高；安裝調整較困難；因受列間距限制，氣閥與級間管道不易布置，汽缸不易變型改造；看成成級差式活塞而多級串聯時，機組高度大，為拆裝活塞，廠房要求高度大；大型立式壓縮機機身太高，操作維修不方便。第157頁(2)直列臥式壓縮機：汽缸中心線水平布置，國內牌號為P。優點：高度小，操作管理和維修方便；可做成多級串聯，降低級數，降低運動部件和填料數量，機身和曲軸結構比較簡單；曲軸、連桿等拆裝方便；大型壓縮機廠房高度可較低。缺點：慣性力平衡度差，所以轉速不高，機器尺寸、重量較大，驅動機構和基礎尺寸、重量都較大；多級串聯時，汽缸與活塞安裝麻煩；汽缸水平布置，活塞和十字頭重量作用在汽缸壁及滑道上磨損較重。第158頁因臥式壓縮機嚴重缺點，在大、中型壓縮機已被淘汰，但在小型高壓壓縮機中仍有采取，發揮其結構緊湊，運動部件和防止高壓填料等優點。循環壓縮機中，因壓力高，壓力比小，汽缸重而機身小，所以常采取臥式壓縮機。第159頁2、對置式壓縮機

汽缸中心線夾角180度，水平放置。分為對稱平衡型和對置型。（1）對稱平衡型壓縮機相鄰兩列曲柄錯角180度

這種壓縮機除了含有臥式壓縮機優點，還含有獨特優點。主要是慣性力輕易做到完全平衡。機器轉速能夠提升，機器和基礎尺寸、重量能夠減小；相鄰兩列活塞力作用相反，使軸頸受力得到改進，可減輕主軸頸和主軸瓦磨損；可作成多列結構，串聯汽缸少、安裝方便。缺點：運動部件多；填料盒數量多且受高壓力作用；機身和曲軸結構較復雜。第160頁（2）對置型壓縮機

相鄰兩列曲柄錯角θ不等于180。對置型壓縮機含有臥式壓縮機優點；而且汽缸可做成奇數排列，切向力較為均衡，但慣性平衡差；主軸承數多，機身、曲軸剛度很好，但主軸和機身制造精度對應要求較高。第161頁3角度式壓縮機

按汽缸數及中心線位置不一樣，有L型、V型、W型和扇型（S型）等。

V型壓縮機同一曲柄銷上裝有兩列連桿,兩列汽缸中心線夾角為45°、60°、75°、90°等。普通單級壓縮機用γ=90°結構，慣性力平衡最好。第162頁

W型壓縮機三列連桿裝在一個曲柄上，相鄰兩汽缸中心線交角45°、60°、75°等，普通單級壓縮機用γ=60°者慣性力平衡最好。

S型壓縮機四列連桿裝在一個曲柄銷上，相鄰兩汽缸中心線交角45°、60°等，當γ=45°時，慣性力平衡最好。第163頁

角度式壓縮機優點：各列一階往復慣性力協力可用裝平衡質量方法到達大部分或完全平衡。角度式壓縮機可用較高轉速；汽缸成角度布置，使汽閥輕易布置與安裝，汽閥流通面積可增大。中間冷卻器、分離器等輔助裝置及級間管道可直接裝在機器上，使布置緊湊；幾列連桿在同一曲柄銷上，降低曲柄數目，曲柄短，機器軸向尺寸小，所以，主軸頸可用滾動軸承。第164頁通用壓縮機系列及型號

活塞壓縮機系列化、通用化和標準化工作對壓縮機設計、制造、使用維修和管理都有主要作用。國內壓縮機有以下四類系列。第165頁1.微型空氣壓縮機系列：排氣量在3m3/min以下，排氣壓力在1MPa以下壓縮機。2．動力用移動式空氣壓縮機系列：

這類壓縮機排氣量在3～10m3/min之間，排氣壓力在0.7MPa。這種壓縮機采取風冷V型結構，體積小，重量輕，操作維修簡單。第166頁3.動力用固定式空氣壓縮機系列：這類壓縮機排氣量在3～10m3/min之間，排氣壓力在0.8MPa。這種壓縮機普通采取風冷L型結構.4.中、小型制冷壓縮機系列：結構上常采取單級單作用結構第167頁石油化工用壓縮機特點石油化工用壓縮機特點：石油化工廠內有許多氣體與空氣混合，在一定百分比下會發生爆炸，所以必須注意氣體爆炸極限，采取良好密封辦法；不少氣體對人體有毒，所以必須采取嚴格密封和良好通風辦法；不飽和組分在低溫高壓