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对称平衡式无油润滑CO2压缩机1绪论容积式流体机械（Positivedisplacementfluidmachinery）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压缩机的分类
一、按工作原理分类1．容积式压缩机直接对一可变容积中的气体进行压缩，使该部分气体容积缩小、压力提高其特点是压缩机具有容积可周期变化的工作腔2．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
二、按排气压力分类表1-1压缩机按排气压分类表
三、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多次工作腔或叶轮压缩，相应通过几次便是几级压缩机
四、容积流量分类名称容积流量／m3／min微型压缩机1小型压缩机1～10中型压缩机10～100大型压缩机≥100
五、压缩机按结构或工作特征的分类图1-1压缩机按结构或工作特征的分类图表 容积式压缩机--直接依靠改变气体容积来提高气体压力的压缩机 往复式压缩机--是容积式压缩机，其压缩元件是一个活塞，在气缸内作往复运动 回转式压缩机--是容积式压缩机，压缩是由旋转元件的强制运动实现的 滑片式压缩机--是回转式变容压缩机，其轴向滑片在同圆柱缸体偏心的转子上作径向滑动截留于滑片之间的空气被压缩后排出 液体-活塞式压缩机--是回转容积式压缩机，在其中水或其它液体当作活塞来压缩气体，然后将气体排出 罗茨双转子式压缩机--属回转容积式压缩机，在其中两个罗茨转子互相啮合从而将气体截住，并将其从进气口送到排气口没有内部压缩 螺杆压缩机--是回转容积式压缩机，在其中两个带有螺旋型齿轮的转子相互啮合，从而将气体压缩并排出 速度型压缩机--是回转式连续气流压缩机，在其中高速旋转的叶片使通过它的气体加速，从而将速度能转化为压力这种转化部分发生在旋转叶片上，部分发生在固定的扩压器或回流器挡板上 离心式压缩机--属速度型压缩机，在其中有一个或多个旋转叶轮（叶片通常在侧面）使气体加速主气流是径向的 轴流式压缩机--属速度型压缩机，在其中气体由装有叶片的转子加速主气流是轴向的 混合流式压缩机--也属速度型压缩机，其转子的形状结合了离心式和轴流式两者的一些特点图1-2常见压缩机结构图
1.2压缩机的工作原理压缩机的工作原理是压缩气体的体积，使单位体积内气体分子的密度增加以提高压缩空气的压力；速度型压缩机的工作原理是提高气体分子的运动速度，使气体分子具有的动能转化为气体的压力能，从而提高压缩空气的压力
1.3压缩机的基本结构其组成大致可以分为三个部分1基本部分包括机身、中体、曲轴、连杆、十字头组成，其作用是传递动力、连接基础和气缸部分2气缸部分包括气缸、气阀、活塞、填料以及安置在气缸上的排气量调节装置等部分，其作用是形成压缩容积和防止气体泄漏3辅助部分包括冷凝器、缓冲器、液体分离器、滤清器、安全阀、油泵、注油器及各种管路系统，这些部件是保证压缩机正常运转4或非相向运动的结构称对置型；气缸中心线之间有某一夹角称为角度式压缩机
1.4活塞式压缩机的应用空气具有可压缩性，经空气压缩机做机械运动使本身体积缩小，压力提高后的空气称为压缩空气它是一种重要的动力源，有着无污染，清晰透明，输送方便，无害，易燃性小，不怕起负荷等显著的特点空气压缩机作为一种重要的能源产生形式，被广泛应用于生活生产的各个环节尤其是双螺杆式的空气压缩机被广泛应用机械，冶金，电子电力，医药，包装，化工，食品，采矿，纺织，交通等众多工业领域，成为压缩空气的主流产品空压机，就是把一个标准大气压的空气通过能量转化的方式输出来满足用户需求的空气的设备，能量转化一般都是可理解为机械能转为动能按压缩方式分为动力式和容积式，动力式又分为透干式离心式等；容积式分为活塞式螺杆式滑片式等在化工生产中，往复式压缩机已成为关键设备，压缩机应用有以下几个方面1气体输送应用；2化工及石油化工工艺应用；3制冷工程和气体分离应用；4传统的空气动力风动工具，凿岩机、风镐、气动扳手，气动喷砂；5仪表控制及自动化装置，如加工中心的刀具更换等；6车辆制动，门窗启闭；7喷气织机中用压缩空气吹送纬纱以代替梭子
1.5设计活塞式压缩机应符合以下基本原则1满足用户提出的排气量、排气压力以及有关使用条件的要求；2有足够长的是用寿命（应理解为压缩机需要大修时间的间隔长短），足够3高的使用可靠性（应理解为压缩机被迫停车的次数）；4有较好的运转经济性；5有良好的动力平衡性6维护检修方便；7尽可能采用新结构、新技术、新材料；8制造工艺性良好；9机器的尺寸小、质量轻在选择压缩机级数时要使机器消耗的功最小、排气温度应在条件许可的范围内机器质量轻、造价低要使机器具有较高的热效率，则级数越多越好，然而级数增多，则阻力损失增加，机器总效率反而降低，结构也更加复杂，造价更大上升在无油润滑压缩机中，密封元件采用自润滑材料，有些自润滑材料的最适宜的工作温度也有限制，例如聚四氟乙烯的工作温度，不能超过（压力越高则温度应控制的越低）在确定级数和各级压力比时应考虑这一点因此必须根据压缩机的额容量和工作特点，恰当的选择级数和压力比综合各因素考虑，选择二级压缩2压缩机的热力计算
2.1步确定压力比及各级名义压力计算各级排气温度
2.
1.1等压力比分配原则确定各级压力比1-1两级压缩总压力比取
2.
1.2级名义进、排气压力如下，1-2表2-1各级名义进、排气压力（MPa）
2.2步计算各级排气温度按绝热过程考虑，各级排气温度可用下式求解（1-3）介质是空气，k=
1.4计算结果如表2-2示计算结果表明排气温度T2＜180℃，在允许使用范围内表2-2各级名义排气温度
2.3算各级排气系数因为压缩机工作压力不高，介质为石油气，全部计算可按理想气体处理由排气系数计算公式（1-4）分别求各级的排气系数
2.
3.1算容积系数（1-5）其中，多变膨胀指数m的计算按表2-3得表2-3按等熵指数确定气缸膨胀过程等端点指数I级多变膨胀指数mⅠ=
1.2；II级多变膨胀指数mⅡ=
1.25；则各级容积系数为
2.
3.2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Ⅰ级
0.95～
0.98；多级
0.98～
1.0）
2.
3.3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λT在
0.935～
0.975范围内，可选取λTⅠ=λTⅡ=
0.
962.
3.4泄漏系数λ1的计算1-6由于无油润滑压缩机的取值范围在
0.85-
0.95，且介质为空气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）因有油润滑，压力不高，选取填料相对泄漏值VpⅠ=
0.0016，VpⅡ=
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Ⅰ级相对泄漏中也包含第Ⅱ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
2.
3.5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
2.4算各级凝析系数及抽加气系数
2.
4.1凝析系数
（1）冷去其中有无冷凝水析出查附表1得水在40℃和40℃时的饱和蒸汽压kPa（40℃）表2-6水的饱和蒸汽压和密度而Ⅰ级进气的相对湿度由已知可得则kPa所以在级间冷却器中必然有水分凝析出来，这时.01计算各级凝析系数1-7=
0.
96722.
4.2抽加气系数μ0因级间无抽气，无加气，故
2.5初步计算各级气缸行程容积1-8m31-
92.6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）（1-10）有==
0.83750m2=8375cm2==
0.2946m2=2946cm
22.
6.2非贯穿活塞杆双作用活塞面积的计算盖侧活塞工作面积（1-11）轴侧活塞工作面积（1-12）Ⅰ级Ⅱ级
2.
6.4计算活塞上所受气体力
（1）第一列（第Ⅰ级）外止点（1-13）=
1.42×105×
4146.92×10-4-
4.47×105×
4185.4×10-4=-
128201.4N内止点（1-14）=
4.47×105×
4146.9×10-4-
1.42×105×
4185.4×10-4=.
125933.8N
（2）第二列（第Ⅱ级）外止点（1-15）=
3.90×105×
1551.92×10-4-
11.81×105×
1590.4×10-4=-
127340.36N内止点（1-16）=
11.81×105×
1551.92×10-4-
3.90×105×
1590.4×10-4=
121256.15N由以上计算可知，第一列的气体力最大，为-
128201.4N约合13吨没有超过活塞杆的允许值，可用
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=1-17有m
2.
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=750mm;DII=450mm
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
2.
8.1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＇=2Dk2－d2·S·Z1-18VhI＇=2DI2－d2·S·Z=2×
0.732－
0.072×
0.28×1=
0.2333m3VhII＇=2DII2－d2·S·Z=2×
0.452－
0.072×
0.28×1=
0.0880m
32.
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βk及βk＋1分别为
（1）各级进气压力修正系数βk=·1-19βI=·=1βII=·=
（2）各级排气压力修正系数βk+1=·1-20βI+1=·=βII+1=·==1
（3）修正后各级名义压力及压力比Plk＇=βk·P1k1-21P2k＇=βk+1·P2k1-22＇=1-23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
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1查得相对压力损失如下当P1I＇＝
0.15MPa时s1=
0.043；当P2I＇＝
0.380MPa时d1=
0.075；当P1II＇＝
0.380MPa时s2=
0.032；当P2II＇＝
1.1MPa时d2=
0.057由Cm值不相同，在下面公式加以修正＇=×2×1-24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s1＇＝
0.043×2=
0.0562d1＇＝
0.075×2=
0.0979s2＇＝
0.032×2=
0.0418d2＇＝
0.057×2=
0.07445缸内实际压力PS=P1＇1–sPd=P2＇1+d1-25由图2-1查的s，d，计算各级气缸内实际压力，结果见表2－8表2－8考虑压力损失后的缸内实际压力及压力比
2.10根据实际压力比，计算各级实际排气温度T2=T1＇1-26按k=
1.4和m=
1.3况计算，结果见表2-9从中可以看出，按k=
1.4计算出的排气温度超过了160℃的允许范围，但实际测出的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
2.11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＝＝×＝
0.41854轴侧＝－＝
0.41854－
0.003848＝
0.414692m2
（2）压力＝
0.095＝
1.42×105Pa＝
0.337＝
4.47×105Pa
（3）气体力外止点＝－＝
1.42××
4146.92×－
4.47××
4185.4×＝－
128201.4N内止点＝－＝
4.47××
4146.9×－
1.42××
4185.4×＝
125933.8N
2.
11.2第II列（第II级）
（1）活塞面积盖侧＝＝×＝
0.15904轴侧＝－＝
0.15904－
0.003848＝
0.155192m2
（2）压力＝
0.390＝
3.90×＝
1.181＝
11.81×
（3）气体力外止点＝－=N内止点N由以上计算表明，最大气体力在第二列外止点，约为12吨，没有超过活塞杆的允许值，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如其它系数不变，则排气系数为1-271-28经上述修正后的排气量为=
86.32m3/min计算结果与题目要求接近，说明所选用的气缸是合适的
2.13计算功率并选取电机
2.
13.1计算各级指示功率1-29kwkw
2.
13.2整机总指示功率Ni=NiⅠ+NiⅡ1-30kW
2.
13.3轴功率Nz因本机为中型压缩机，取机械效率，则1-31kw
2.
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（1-32）kW实际本机选用TZK-140/29-12型电动机，功率为450kW是不足够的，选用功率为900kw的电动机
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2-10表2-10各级名义、实际压力及压力比
2.
14.2各级实际排气温度或或
2.
14.3气缸直径DI=730mm，DII=450mm
2.
14.4气缸行程容积V′hI=
0.2333m3，V′hII=
0.0880m
32.
14.5实际排气量V′d=
86.32m3/min
2.
14.6活塞上最大气体力Pmax=PII外=N
2.
14.7电动机功率Ne=900kW
2.
14.8活塞杆直径d=70mm学院机电工程学院专业过程装备与控制工程姓名学号1003311指导教师李晶分类名称排气压力表压风机通风机15kPa鼓风机
0.015～
0.2Mpa压缩机低压压缩机
0.2～
1.0Mpa中压压缩机
1.0～10Mpa高压压缩机10～100Mpa超高压压缩机100Mpa级数名义吸气压力P1（）名义排气压力P2（）压力比Ⅰ
0.
150.
4070.407Ⅱ
0.
4071.
10.407级次名义吸气温度计算参数名义排气温度kⅠ
403132.
711.
41.33143416Ⅱ
403132.
711.
41.33143416进气压力×105Pa任意k值时K=
1.40时
1.5m=1+
0.5k−
11.
201.5～
4.0m=1+
0.62k−
11.
254.0～10m=1+
0.75k−
11.3010～30m=1+
0.88k−
11.3530m=k
1.40泄漏部位相对泄露值Ⅰ级Ⅱ级气阀
0.
040.04活塞环
0.
0140.015填料
0.
00160.0024总相对泄露
0.
05560.0574泄露系数
0.
9470.946级数Ⅰ
0.
87050.
970.
960.
9470.7676Ⅱ
0.
86240.
990.
960.
9460.7754温度t℃饱和蒸汽压kPa密度kg/m3温度t℃饱和蒸汽压kPa密度kg/m
300.
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.
0439371.
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.
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.
7790.
027225919.
0210.
1247294.
0040.
028756019.
9170.
1302304.
2410.03036级次III计算行程容积Vhkm
30.
23450.0825实际行程容积Vhk＇m
30.
23330.0880修正系数βk=·
10.3279βk+1=·
0.93271名义吸气压力MPaPlk
0.
150.407Plk＇=βk·P1k
0.
150.380名义排气压力MPaP2k
0.
4071.1P2k＇=βk+1·P2k
0.
3801.1修正后名义压力比＇=
2.
532.89级次修正后名义压力（MPa）相对压力损失1＋d缸内实际压力（MPa）实际压力比P1＇P2＇s＇d＇PSPd＇=I
0.
150.
4070.
0560.
0980.
9441.
0980.
1420.
4473.15II
0.
4071.
10.
0420.
0740.
9581.
0740.
3901.
1813.03级次吸气温度实际压力比k=
1.4mI
403133.
151.
3884341611.258394121II
403133.
031.
3734341611.248391118级别修正后实际压力实际压力比名义压力名义压力比Ⅰ
0.
150.
4072.
710.
1420.
4473.15Ⅱ0．
4071.12．
710.
3901.
1813.03。
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