D~5.72~3~250天然气压缩机~计算书
天然气压缩机毕业设计说明书
本科毕业设计说明书天然气压缩机毕业设计NATURAL GAS COMRRESSOR GRADUATIONDESIGN学院：机械工程学院专业班级：过控09—2学生姓名：----指导教师：------副教授2013年6月1 日天然气压缩机毕业设计摘要往复式压缩机是工业上使用量大、面广的一种通用机械。
立式压缩机是往复活塞式压缩机的一种，属于容积式压缩机，其是利用活塞在气缸中的运动对气体进行挤压使气体压力提高。
热力计算、动力计算是压缩机设计计算中基本又是最重要的一项工作，根据任务书提供的介质、气量、压力等参数要求经过计算得到压缩机的相关参数如级数、列数、气缸尺寸、轴功率等以及经过动力计算得到活塞式压缩机的受力情况。
活塞式压缩机热力计算、动力计算的结果将为基础设计及整体设计提供原始数据，其计算结果的精确程度体现了压缩机的设计水平。
关键词：活塞式压缩机，热力计算，动力计算，整体设计NATURAL GAS COMRRESSOR GRADUATION DESIGNABSTRACTReciprocating compressor is a common type machine, used in the industry . Vertical compressors is a kind of reciprocating compressor, belong to the compressor , utilize the pistons in the cylinder moving to squeeze on the gas ,squeezed the gas calculation and dynamical computation is basic of compressor design’calculation, is also an important woke, according to medium, displacement, pressure of task-book, by calculating getting related parameters of compressors, such as levels, columns, size of cylinder, shaft power, by dynamical computation getting stressed status of a piston type compression. Heat calculation and dynamical computation of the piston type compressor, which is providing the design data of foundation design and the overall calculations reflect exactly the design level .KEYWARDS：piston compressor，thermal calculation，dynamical computation，the overall design摘要 (I)Abstract (II)第一章 绪论 (7)第二章 总体设计 (10)设计依据及参数 (10)压缩机结构形式的选择 ···························11 运动机构的结构及选择 ···························12 第三章热力计算 ··································15 确定各级的容积效率 ······························16 确定各级的容积系数 ····························16 选取压力系数 ·······························16 设计计算中，压力系数一般根据经验选取。
燃气设计计算书
第一章燃气规模计算一、近期规模计算1.燃气小时计算流量的确定设计采用不均匀系数法计算燃气小时流量，适用于城镇燃气分配管道计算流量，对于整个城市管网的水力计算一般用此方法。
计算公式如下：Q h＝（1／n）·Q a式中：Q h —燃气小时计算流量（m3／h）；Q a —年燃气用量（m3／a）；n —燃气最大负荷利用小时数（h）；其值n＝（365×24）／K m K d K hK m—月高峰系数。
计算月的日平均用气量和年的日平均用气量之比；K d—日高峰系数。
计算月中的日最大用气量和该月日平均用气量之比；K h—小时高峰系数。
计算月中最大用气量日的小时最大用气量和该日小时平均用气量之比；居民生活和商业用户用气的高峰系数，应根据该城镇各类用户燃气用量（或燃料用量）的变化情况，编制成月、日、小时用气负荷资料，经分析研究确定。
当缺乏用气量的实际统计资料时，结合当地具体情况，可按下列范围选用。
月高峰系数取1.1～1.3；日高峰系数取1.05～1.2；小时高峰系数取2.2～3.2。
本次计算取Q a=567.26万m³，K m=1.2,K d=1.1,K h=2.7。
经计算得n=（365×24）/（1.2×1.1×2.7）=2457.9，Q h=（1/2457.7）×567.26×104=2307.9m3/h2.高峰期日平均气量的确定考虑天然气取暖情况下，该地区高峰用气时间为11、12、1、2月，平峰用气时间为3～10月。
经比较分析确定12月份为用气量最大月份，占全年总用气量22.39%。
因此的高峰期日平均气量为：Q md=Q a×22.39%÷30=42337m³（气态）换算成液态天然气：Q md=42337÷600=70.6m³（液态）3.运输时间的确定初步设计天然气由北京运往常宁市，总里程为3600公里，根据相关规范，平均车速为60公里，每天行车时间为10小时。
低压燃气管道水力计算公式
燃气管道输送水力计算一、适用公式燃气的管道输配起点压力为10KPa，按《城镇燃气设计规范》，应纳入中压燃气管道的范围。
但本设计认为，虽然成套设备的输出压力为10KPa，出站后，压力即降至10KPa以下。
整个管网系统都在10KPa以下的压力状态下工作，因此，在混空轻烃管道燃气输配过程的水力计算，应采取低压水力计算公式为宜。
二、低压燃气管道水力计算公式：1、层流状态 Re≤2100λ＝64/Re Re＝dv/γΔP/L＝1.13×1010（Q0/d4）γρ0（T/T0）2、临界状态 Re＝2100~3500λ＝0.03＋（Re －2100）/（65 Re－1×105）ΔP/L＝1.88×106［1＋（11.8 Q0－7×104dγ）/（23.0Q－1×105dγ）］（Q02/d5）ρ（T/T）3、紊流状态 Re≥35001）钢管λ＝0.11［（Δ/d）＋（68/ Re）］0.25ΔP/L＝6.89×106［（Δ/d）＋192.26（dγ/ Q0）］0.25（Q2/d5）ρ（T/T）2）铸铁管λ＝0.102［（1/d）＋4960（dγ/ Q）］0.284ΔP/L＝6.39×106［（1/d）＋4960（dγ/ Q0）］0.284（Q02/d5）ρ0（T/T0）注：ΔP——燃气管道的沿程压力降（Pa） L——管道计算长度（m）λ——燃气管道的摩阻系数 Q——燃气流量（Nm3/h）d——管道内径（mm）ρ——燃气密度（kg/Nm3）γ——0℃和101.325kPa时的燃气运动粘度（m2/s）Δ——管壁内表面的绝对当量粗糙度（mm） Re——雷诺数T——燃气绝对温度（K） T——273Kv——管内燃气流动的平均速度（m/s）（摘自姜正侯教授主编的《燃气工程技术手册》——同济大学出版社1993版P551）二、燃气的输配工况条件起点压力——10KPa 最大流速——10m/s燃气密度——1.658kg/Nm3（20℃和浓度20%时）纯轻烃燃气运动粘度——1.92×10－6m2/s（0℃和101.325kPa时）燃气运动粘度——11.1×10－6m2/s（0℃和101.325kPa时）三、钢管阻力降的计算与查表结果注：1、——*因计算数据与实际数据误差过大，已无计算、列表的必要。
天然气涡旋式压缩机设计说明书
摘要本设计为涡旋压缩机结构设计，主要零件包括动涡盘、静涡盘、支架体、偏心轴及防自转机构，动静涡旋盘应用圆的渐开线及其修正曲线的线型。
首先，确定了重要结构参数，进而确定了涡旋线圆的渐开线线型。
然后进行了受力分析，结构强度及寿命计算。
最终说明了结构设计中的有关问题。
在涡旋齿线型的设计中，不仅说明了渐开线的特性和涡旋线的形成过程，而且还对涡旋线线型进行了修正。
通过以上的设计过程，我们最终得到了涡旋压缩机。
关键词涡旋压缩机动涡盘静涡盘偏心轴圆的渐开线AbstractThe design for the structural design of scroll compressors, the main parts, including moving vortex plate, static vortex plate, frame body, eccentric shaft and anti-rotation mechanism, the application of static and dynamic disk vortex involute circle and linear correction curve.First of all, to identify the important structural parameters, which determine the vortex line of the involute circle line. And then proceed to the stress analysis, structural strength and life span. Describes the structural design of the end of the problem. In the design of linear wrap, not only describes the characteristics of involute and the formation of vortex lines, but also on the linear vortex line has been amended.The design process through the above-mentioned, we have finally received the scroll compressor.Key words: Scroll Compressor;Moving vortex plate;Static vortex plate; Eccentric shaft;Circle involute目录摘要〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 I Abstract 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃II 绪言〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 1 第一章空气压缩机及装臵系统总体方案设计〃〃〃〃〃〃〃〃 3 第二章主要部件设计 (6)第三章涡旋齿线型的选择与绘制原理 (15)第四章压缩机附件及密封细节 (25)第五章基于NX Nastran解算器的有限元分析 (28)总结 (35)参考文献 (36)致谢 (38)绪言涡旋压缩机是国际上70年代开发应用的一种新型压缩机，它以高效率、高可靠性、低能耗、低噪音、零件数少、结构紧凑等突出优点引起许多国家的重视，被称为全新一代（第三代）压缩机。
天然气压缩因子的计算
114
CH+ CH+CO 115
y=1.20 7.36748×10－3
－2.76578×10－5
CH+ N2+ N2
122
y=0.92+0.0013(T-270)
CH+ N2+ CO2 CO2 133
N2+ N2+ CO2
223
N2+ CO2+ CO2 233
y=0.92 5.52066×10－3 3.58783×10－3
Z
= 1+
Bρ m
+
Cρ
2 m
（1）
ρm = p /(ZRT )
（2）
式中有关符号表示见本文后述的符号说明。天然气压缩因子 Z 的值由方程（1）、（2）联解
求得
（1）式中：天然气第二维利系数 B 由方程（B1）求得
B = x12 B11 + 2x1 x2 B 12 + 2x1 x3 B13 + 2x1 x4 B14 + 2x1 x5 B15 + x22 B22 + 2x2 x3 B 23 +
2x2 x4 B24
+
x32 B33
+
x
2 4
B44
+
x52 B55
（B1）
(B1)式中：x1 = xCH
（B2）
x2 = xN2 x3 = xCO2 x4 = xH2 x5 = xCO
（B3） （B4） （B5） （B6）
B11 = bH 0 (0) + bH0 (1)T + bH 0 (2)T 2 + [bH1 (0) + bH1 (1)T + bH1 (2) T 2 ]H CH
CNG加气站计算书
计算书项目名称：工号/分号：计算书名称：设备、管径及壁厚计算软件名称、版本：编制：年月日校核：年月日审核：年月日1、设备选型1)压缩机：按照在进口压力为1.2 MPa时，日加气量为2万Nm3，一天工作时间为14小时计算。
设计选用单台公称排量为1.8 m3/min的压缩机，在压缩机的进口压力为1.2 MPa 时的排气量为1.8×60×12=1296 Nm3/h.两用一备。
进气压力MPa 出口压力MPa单台公称流量Nm3/min单台小时排气量（Nm3/h）台数总排气量（Nm3/h）每天加气时间日加气量（Nm3/d）1.2 25 1.8 1296 两用一备2203 14 30844注：总排气量=小时排气量×压缩机数量×0.85日加气量=总排气量×14小时2)干燥器：小时总排气量为2203Nm3/h，选用一台处理量为2500Nm3/h的干燥器。
3)缓冲罐：按照天然气在罐中停留10秒计算如下：2203×10÷12÷3600＝0.51m3。
设计选用2m3的缓冲罐一台。
4）废气回收系统工作压力不高于4.0MPa，回收罐设计压力为4.5MPa，几何容积为1立方米。
5）储气井为了满足CNG燃料汽车加气的需要，需要设置CNG储气井，公称工作压力为25MPa，最高工作压力为25MPa，选用储气井4口，单口井水容积分别为高压3立方米一口，中压6立方米一口，低压4.5立方米两口。
6）充气顺序控制盘采用机械式充气顺序控制盘，设计压力为27.5MPa，工作压力为≤25MPa。
一路进口，四路出口，其中一路给加气机直充，三路连接储气井，通过能力为2000立方米/小时。
7）双枪加气机设计压力27.5MPa,工作压力为20MPa，最大工作压力为25.0MPa，要求加气机高、中、低管三管进气。
8）调压撬设计为一路，最大通过流量为2000Nm3/h”2、管径计算根据规范及经济流速的比较，压缩机前管道的气体流速小于或等于20m/s ，压缩机后管道的气体流速小于或等于5 m/s 。
天然气压缩机毕业设计说明书
本科毕业设计说明书VW-1/18-3.5型天然气压缩机设计（热力与动力计算）VW-1/18—3。
5 NATURA GAS COMPRESSOR DESIGN (CALCULATION OF HEAT AND POWER）学院（部)：机械工程学院专业班级：过程装备与控制工程学生姓名指导教师：2011年5 月17 日毕业设计任务书专业、班级姓名日期2009年3月10号1．设计题目：ZW-2.4/4—10型天然气压缩机设计2．（专题）：热力与动力计算3．设计原始资料：见参考文献资料4．设计文件：说明书： 1份图纸：装配图1张、零件图1张5. 设计任务下达日期：2011年3月17号6. 设计完成日期：2011年5月17号7。
设计各章节答疑人: 8。
指导教师：李坤9。
系（室)负责人：VW-1/18—3。
5天然气压缩机设计（热力与动力计算)摘要压缩机是用来提高气体压力和输送气体的机械，是一种能量转换工作机。
压缩机应用范围很广，有时也称为通用机械。
自20世纪70年代石油化工大发展之后，形成了与之配套的专用压缩机,如大化肥专用压缩机、乙烯工业用“三机”等。
化工专用压缩机还包括传统的化工用压缩机。
如氯气压缩机、特殊稀有气体压缩机等，随着工业的发展和进步这些压缩机通常对材料、密封、工艺，特别是真实气体的适应性有特殊的要求。
气体压缩机石化生产装置中常用的气体压缩机有离心式气体压缩机和往复式气体压缩机。
多年来，我国压缩机制造业在引进国外技术,消化吸收和自主开发基础上，攻克不少难关，取得重大突破。
例如，催化裂化装置用的主风机和富气压缩机、加氢装置用的循环氢压缩机,乙烯三大压缩机，化肥四大压缩机组等已大量在石化生产中应用［1]。
其中天然气压缩机研究也有了突破性进展.天然气压缩机是气体活塞式压缩机的一种广泛应用于多个领域，如自用或公共充气站、天然气输送站、塑性成型、天然气加气站、特种气体压缩机、天然气、吹扫、机器制造商、石油压缩机,对经济促进作用相当明显。
天然气螺杆压缩机组的设计计算
１ 前 言
态包括 ： 进气压力 ， 进气温度 ； （） ２ 工艺流程所需要的排气压力 和排气温
度 ；
在 油 气 田及 长输 气 管 道 中 ， 压缩 机 组 是 其 中
必不可少的设备 ， 通过压缩机增压来提供流程所
需 要 的压力 。油气 田及长 输气 管 道 中常 用 的压 缩
２ 压 缩机 设计 计算
２ １ 压缩机 选 型 ］ ．
‘
＝
［Ｐ （ Ｐ ， －１ ｄ － ］
式 中
－ 绝热 指数
在选用压缩机时， 首先应明确工艺要求 ， 主要 有： （） １ 气体性质和进气状态。用户一般提供气 体组成 ， 气体组成分为上 、 限组成 ， 下 计算时根据 各组分物性确定混合气体 的物性 ； 气体的进气状
２ Ｄ ｌｎＳ ｙ ｅ ｉ ｒｔ ｎＣ ． Ｌｄ ， ａ ａ １０ ３ Ｃ ｉ ） ． ａ ａ ａ ｏＲ ｆｇ ａ ｏ ｏ ，ｔ．Ｄ ｌ １６ ３ ， ｈ ａ ｉ ｎ ｒｅ ｉ ｉ ｎ ｎ
Ａｂ ｔ ａ ｔ Ｃ ｍｐ ｅ ｓ ｒｉ ｔｅ ｋ ｙ ｅ ｕｐ ｎ ｎ ｏｌ ｇ ｓｆ ｌ ． ｈ ｔ ｏ ｆｃ ｃ ｌｔ ａｕ ｅ ｇ ｃ ｅ ｏ ｒ ｓｏ ｄ ｔ ｅ ｄ ｓｇ ｓｒ ｃ ： ｏ ｒｓ ｏ ｈ ｅ ｑ ｉ ｍｅ ｔｉ ｉ ａ ｅ ｄ Ｔ ｅ ｍｅｈ ｄ ｏ ａ ｕａ ｅｎ ｔｒ ａ ｓ ｒ ｗ ｃ ｍｐ ｅ ｓ ｒａ ｈ ｅ ｉ ｓ ／ ｉ ｓ ｎ ｎ ｏ ｎ ｔ ｓ ｎ ｒｄ ｃ ｄ ｆｕ ｉ Ｗａ ｉｔ ｕ ｅ ． ｏ Ｋｅ ｒ ｓ ｙ ｗｏ ｄ ： ｎ ｔ ｒ ａ ； ｃ ｅ ｃ ｍｐ ｅ ｓ ｒ ｄ ｓｇ ａ ｕ ｅ ｇ ｓ ｒ ｗ ｏ ｒ ｓ ｏ ； ｅ ｉ ｓ ｎ
来 修正 。 修 正后 的压缩 机 的等熵 绝热 功率 Ｐｔ为 ： ａ ｄ
天然气压缩机系统设计(毕业设计)
1绪论1.1引言随着科学技术的飞速发展，人类与天然气的关系越来越密切。
正如大家所知道的，天然气能源是一种十分干净，优质，方便，高效的能源。
所以无论是直接燃烧，还是用来开车或发电，都将会受到人们的欢迎。
经过测定，天然气的热效应和热值不仅高于煤炭的热值，而且也高于石油的。
目前天然气消费在世界能源消费结构中的比重已达35%，成为仅次于石油的第二大能源。
天然气广泛用于商业及民用热水器，燃灶具，制冷及采暖，也用于冶金，造纸，陶瓷，采石，玻璃等行业，还用于干燥脱水处理及废料燃烧天然气汽车的一氧化碳，碳氢化合物与氮氧化合物的排放量都大大的低于汽油，柴油发电机的汽车，不磨损，不积碳，运营费用低，是一种新型环保的汽车，未来的发展前景非常可观。
1.2天然气压缩机的国内外研究现状目前，国外天然气压缩机的主要生产厂家，主要集中在美国。
以库伯公司，艾里尔公司，和德莱赛兰公司等为代表。
生产的压缩机类型按其总体结构而言，可分为总体式和分体式两大系列。
总体来看，目前国内生产的压缩机产品的供需情况是：一般用微型压缩机和往复式活塞压缩机，这两种压缩机的生产力都大于市场需要，快速发展的微型压缩机主要依赖于以出口为主的生产模式，工艺用的压缩机尽管有了较快的发展，但在其技术水平和制作能力，特别是在产品的性能稳定性，可靠性方面与国际先进水平有一定差距，不能满足国家重点工程建设的需要。
目前车用天然气压缩机技术已日趋成熟，技术性能已达到国际水平，制造和生产的水平已接近国际水平。
进口及国产的同类型压缩机性能与中国产压缩机的易损件寿命比进口的产品低，国产材料加工水平没有跟上是主要的原因。
但进口压缩机的价格要给国产的压缩机的成套价格高52%，而且配件供应有保证。
因此选用国产压缩机投资和运行维护费用比较低。
2 VW-7/3天然气压缩机的特点及应用2.1天然气压缩机的构造原理：天然气加气站用压缩机，构件主要包括电机、曲轴连杆机构、气缸、活塞。
气体的压缩级数为三级或四级，连杆、气缸与活塞组成的列数为两列，同一列的不同级的气缸之间不设置平衡段缸且采用倒级差组合结构，每一列中的气缸填料与活塞环为自润滑材料环。
汽车空调计算书【范本模板】
车用蒸汽压缩式制冷循环的热力计算在进行制冷循环的热力计算之前，首先需要了解系统中各设备内功和热量的变化情况，然后再对循环的性能指标进行分析和计算。
当完成一个蒸汽压缩循环时,在压缩机中外界对制冷剂作功。
而热量的传递情况则因设备而异，在冷凝器中热量由制冷剂传给外界冷却介质，在蒸发器中热量由被冷却物体传给制冷剂。
蒸发器中单位时间内向制冷剂传递的热量称为循环的制冷量,用符号Q0表示.压缩机中因压缩制冷剂所消耗的功率用符号N0表示，它是保持循环运动所必须付出的代价。
这两者的比？0 = Q0 / N0定义为制冷系数.根据热力学第一定理，如果忽略位能和动能的变化，稳定流动的能量方程可表示为Q + N = m （h2 —h1 ）（1-1）式中:Q—-—单位时间内加给系统的热量（kW）；N—-—单位时间内加给系统的功(kW）；m-——流进或流出该系统的稳定质量流量（kg/s）;h-—-比焓（kj/kg）;下标1、2——-流体流进系统和离开系统的状态点。
当热量和功朝向系统时,Q和N取正值。
该方程可单独适用于制冷系统的每一个设备。
①节流机构制冷剂液体通过节流孔口时绝热膨胀，对外不作功，Q = 0,N = 0。
故方程（1-1）变为0 = m （h3 —h4 ）h3 = h4因此，可以认为节流前后其焓值不变。
节流阀出口处（点4）为两相混合物,它的焓值也可由下式表示：h4=（1- x4）hf0 + x4 hg0 （1-2)式中:hf0---蒸发压力p0下的饱和液体焓值；hg0—--蒸发压力p0下的饱和蒸汽的焓值。
将上式移项并整理，得到x4=（h4 —hf0）/（h g0—hf0) (1-3)点4的比容为：v4 = (1—x4）vf0 + x4 vg0 (1-4）式中:vf0---蒸发温度t0下饱和液体的比容(m3/kg);vg0--—蒸发温度t0下饱和蒸汽的比容(m3/kg）；②压缩机如果忽略压缩机与外界环境所交换的热量,由式（1-1）得N0 = m ( h2 - h1) （kW）(1-5)式中：（h2 —h1)表示压缩机每压缩并输送1kg 制冷剂所消耗的功，称为理论比功，用w0表示.由于节留过程中制冷剂对外不作功，因此循环的比功与压缩机的比功相等。
天然气压缩系统的工艺设计
第八节天然气（伴生气）压缩系统的工艺设计一、压缩机系统的工艺设计在海上，天然气作为一次开采（气井）或伴生开采（油井）被采出。
天然气可通过管线输送到陆上，或用作气举（生产）、注气（保持油藏压力）或作为平台燃料。
一般地，要把采出的气进行压缩，使压力增至可用的水平。
天然气（伴生气）压缩机在油气田中主要用于三个目的：低压气的回收、天然气的中间过程的加压和外输气的输送。
本节将讨论压缩机的类型、它们在海上油气工业中的应用，以及压缩机的工艺计算。
设计人员可用这些资料选择特定用途的压缩机的型式和确定压缩机的工艺参数。
关于天然气（伴生气）压缩系统中的其它设备，例如洗涤器、中间冷却器、加热器等设备的设计，参见其它相关章节。
1．伴生气处理由油气分离系统分离出来的天然气（伴生气），不同程度地携带着液体（油和水），会使管道或设备造成故障，尤其在冬季，水结冰会阻塞管道。
除去液体后的干燥天然气，可以用作燃料气、密封气、吹扫气，或压缩外输，多余的送入火炬系统烧掉。
伴生气处理实例如图2-3-79所示。
图2-3-79为涠12-1PUQ平台伴生气处理工艺流程图，系统由段塞流捕集器、气洗涤器、一级压缩机、一级冷却器、气分离器、二级压缩机、二级冷却器、进口洗涤器、三甘醇接触塔、三甘醇再生器和换热器组成。
伴生气来源于涠10-3油田和涠12-1油田原油处理系统，在涠12-1平台经处理达到要求后部分供给透平机作燃料使用，大部分外输至涠州终端。
从涠10-3A平台来的伴生气经清管球接收器旁通进入段塞流捕集器，伴生气在海底管线流动过程中，由于压力和温度的下降，将有凝析油析出，伴生气在进入段塞流捕集器后，进行气液两相分离，分离出来的液体排到闭式排放罐，分离出来的气则与来自涠12-1低压处理系统伴生气一起进入气洗涤器。
经一级压缩机压缩增压和一级冷却器冷凝后，再与来自涠12-1高压处理系统伴生气一起进入二级压缩机压缩增压和二级冷却器冷凝。
从二级压缩机出来的天然气经过进口涤气器后，进入三甘醇接触塔中，高纯度的贫甘醇和湿气逆向充分接触，从塔下部到上部，通过8级塔盘后，天然气同贫甘醇在接触中逐渐失去水分，变成干燥的气体最后从塔顶出来，而贫甘醇则吸收了相当于它本身重量的4.2%的水分后变成富甘醇，从塔下部流出去再生器。
压缩机热力学计算
2 热力学计算2.1 初步确定各级排气压力和排气温度2.1.1 初步确定各级压力本课题所设计的压缩机为单级压缩则： 吸气压力：P s=0.1Mpa排气压力：P d=0.8Mpa多级压缩过程中，常取各级压力比相等，这样各级消耗的功相等，而压缩机的总耗功也最小。
各级压力比按下式确定。
（2-1）式中： —任意级的压力比；—总压力比；—级数。
总压力比：=0.8/0.1=8各级压力比：压缩机可能要在超过规定的排气压力值下工作，或者所用的调解方式（如余隙容积调节和部分行程调节）要引起末级压力比上升而造成末级气缸温度过高，末级压力比值取得较低，可按下式选取：（2-2）则各级压力比：=2.12~2.55=2.5=3.2各级名义进、排气压力及压力比已经调整后列表如下表2-1 各级名义进、排气压力及压力比级数名义进气压力p1（MPa）名义排气压力p2（Mpa）名义压力比εⅠ0.10.32 3.2Ⅱ0.320.8 2.5 2.1.2 初步确定各级排气温度各级排气温度按下式计算：（2-3）式中：T d—级的排气温度，K；T s—级的吸气温度，K；n —压缩过程指数。
在实际压缩机中，压缩过程指数可按以下经验数据选取。
对于大、中型压缩机：对于微、小型空气压缩机：空气绝热指数=1.4，则，取=1.30各级名义排气温度计算结果列表如下。
一级的吸气温度T s1=210C+273=294（K）一级的排气温度T d1=382(K)二级的吸气温度T s2=400C+273=313（K）二级的排气温度：471(K)=386(K)表2-2 各级排气温度级数名义吸气温度T1压缩过程指数n 名义排气温度T2℃K℃K Ⅰ21294 1.30 1.31130382Ⅱ40313 1.30 1.313 1.233862.2 确定各级的进、排气系数2.2.1 计算容积系数容积系数是由于气缸存在余隙容积，使气缸工作容积的部分容积被膨胀气体占据，而对气缸容积利用率产生的影响。
压缩机的热力性能和计算
汎21压缩机的热力性能和计算亠、排气压力和进、排气系统(1)排气压力①压缩机的排气压力可变，压缩机铭牌上的排气压力是指额定值，压缩机可以在额定排气压力以内的任意压力下工作，如果条件允许，也可超过额定排气压力工作。
②压缩机的排气压力是由排气系统的压力(也称背压)所决定，而排气系统的压力又取决于进入排气系统的压力与系统输走的压力是否平衡，如图2-20所示。
③多级压缩机级间压力变化也服从上述规律。
首先是第一级开始建立背压，然后是其后的各级依次建立背压。
(2)进、排气系统如图所示① 图Q 的进气系统有气体连续、稳定产生，进气压力近似恒 定；排气压力也近似恒定，运行参数基本恒定。
② 图b 的进气系统有气体连续、稳定产生，进气压力 近似恒 定；排气系统为有限容积，排气压力由低到高逐渐增加，一旦达到额 定值，压缩机停止工作。
③ 图c 的进气系统为有限容积，进气压力逐渐降低；排气系统 压力恒定，一旦低于某一值，压缩机停止工作。
④ 图d 的进、排气系统均为有限容积，压缩机工作后，进气压力 逐渐降低；排气系统压力不断升高，当进气系统低于某一值或排气系统高于某一值，压缩图2-2t 屋缩机进、排气系统种类机停止工作。
二、排气温度和压缩终了温度(1)定义和计算压缩机级的排气温度是在该级工作腔排气法兰接管处测得的温度，计算公式如下：A-1Td = TsS 〜压缩终了温度是工作腔内气体完成压缩机过程，开始排气时的温度，计算公式如下：A-1Td-TaS-排气温度要比压缩终了温度稍低一些。
(2)关于排气温度的限制①汽缸用润滑油时，排气温度过高会使润滑油黏度降低及润滑性能恶化；另外，空气压缩机中如果排气温度过高，会导致气体中含油增加，形成积炭现象，因此，一般空气压缩机的排气温度限制在160 °C以内，移动式空气压缩机限制4 180 °C 以内。
②氮、氨气压缩机考虑到润滑油的性能，排气温度一般限制在160 °以内。
天然气压缩机后冷却器计算.(DOC)
压缩机后冷却器换热计算一、天然气侧传热系数1.天然气组分：CH4：94.9796%，C2H6：2.1445%，C3H8：0.3146%，C4H10：0.0996%，C5H12：0.0323%，N2：0.2557%，CO2：2.1161%2. 混合气体密度(标况)：0.7656kg/Nm33. 混合气体动力黏度μa：1.34421*10-5Pa·s4. 混合气体实际密度（工况）ρ：27.0399 kg/m35. 天然气流量Q: 4000Nm3/h=3062kg/h;6. 天然气进口温度T1： 160℃；7. 天然气出口温度T2： 40℃；8. 换热管直径d（外径）：Ф16X1.5；换热管根数：45根9. 压缩机出口即换热器进口天然气压力p：17kgf/cm2(绝压)10. 天然气管内流速v： 4000÷（ΠX0.0132÷4）÷45÷3600÷17=10.94m/s11.雷诺数Re：管内径16X流速v10.94X密度ρ27.0399÷动力黏度μa1.34421X10-5÷1000=35210712. 273K时各组分导热系数 W/m·KCH4：0.03024，C2H6：0.01861，C3H8：0.01512，C4H10：0.01349，C5H12：0.012，N2：0.02489，CO2：0.0137213. 取燃气进出口温度平均值计算在该温度下的导热系数W/m·KCH4：0.03866，C2H6：0.02451，C3H8：0.02005，C4H10：0.01829，C5H12：0.0162914.混合气体导热系数λ(W/m·K)0.03813715.普朗特数Pr: 天然气比热2.2X1000X混合气体动力黏度1.34421X10-5÷混合气体导热系数λ0.038137=0.775416.努谢尔特准数Nu: 0.027XRe0.8XPr1/3=67917.天然气侧传热系数h1: λ÷dXNu=0.038137÷0.013X679=1991 W/m2·K二、冷却水侧传热系数1.冷却水进口温度t1: 89.6 F o=32℃2.冷却水出口温度t2: 105 F o=40.556℃3.冷却水流量q: 21000 kg/h=21m3/h4.流体流过管间最大截面积As：折流板间距0.35X壳体直径0.25X（1-换热管外径0.016÷换热管中心距0.025）=0.0315m25.流体流速uo：21÷0.0315÷3600=0.185m/s6.壳程当量直径de：1.10X0.0252÷0.019-0.019=0.0172m7.水侧传热系数h2：0.36X0.62÷0.0172(0.0172X0.185X993.5÷720X106)0.55X51/3X(720÷300)-0.14 =7483 W/m2·K三、管壁传热1.采用不锈钢管的导热系数λm:16.3 W/m·K2.采用碳钢管的导热系数λm: 52 W/m·K四、总传热系数K不锈钢：K=1/（1/h1+管壁厚度0.0015/16.3+1/h2+管外污垢热阻0.000172+管内污垢热阻0.000174）= 877.9W/m2·K五、换热面积1.对数平均温差:△t’=160-40.556=119.444△t”=40-32=8△tm=(119.444-8)/In(119.444/8)=41.22℃2.总换热量：水的总换热量=水的比热容4.174X（41.22-32）X 21000/3600=224KW 天然气总换热量=天然气比热容2.2X(160-40)X3062/3600=224KW采用不锈钢换热管时换热面积=224X1000÷（41.22X877.9）=6.19m2换热管规格16X1.5，长度3米，共45根，实际换热面积为6.78m2满足设计要求（注：素材和资料部分来自网络，供参考。
天燃气压缩机
天 燃 气 压 缩 机
● 非增压、低速、整体、撬装、固定式、以天然气为燃料； ● 机组的额定功率仅为最大功率65%，因此可连续、满负荷运行； ● 发动机与压缩机共用一个机身、一根曲轴，呈对称平衡布置，振动小； ● 配套系统完善，冷却系统为闭式循环，有可靠的安全放空和排污系统； ● 仪表自动控制系统完善可靠，能实现机组超速、超压、超温、超振动、超液位等全 面自动保护，可实现无人值班； ● 可通过调整机组余隙、转速、压缩缸单双作用等方式满足工况较大范围内的变化； ● 机组自成体系，不需外供电源，就可实现机组的正常运行； ● 机组安装方便，操作简单，坚固、耐用、易损失少、维修量少。
压缩 缸冲 程(in) 11
压缩 级数
气缸 作用 形式 1-3
燃气消耗 率 (Nm3/KW. h) 0.30
排气温 度 (℃) 400/50
机组外 形尺寸 (m) 10×4.5 ×6.5
主机外形 机组 尺寸 重量 (m) (t) 6.6×2.5 ×3.1 25
启动方式
单\双 作用
缸头直接启动，用1.52.0Mpa压缩气直接推动活塞， 启动气源可是天然气，也可 是压 缩空气
。
压缩机
压缩机
压缩机
压缩机
压缩机
压缩机
压缩机
主要参数
额定功 率 (KW) 265 额定转 速 (rpm) 400 活塞杆 最大 允许载 荷(N) 133356 最低稳 定 转速 (rpm 250 动力缸 缸 数(in) 2 压缩缸 缸 径(in) 15 压缩缸 冲 程(in) 16 压缩缸
单级压缩机制冷计算公式
单级压缩机制冷计算公式计算准备公式：1、单位质量制冷量蒸进蒸出i i q −=0kj/kg (kcal/kg)压缩机产冷量蒸进压进i i q −=02、单位容积制冷量吸v q q v 0=kj/m 3（kcal/m 3）计算制冷量Q 0公式：3、制冷剂流量0q Q G O =kg/h 4、压缩机实际输气量v 0q Q Vs =m 3/h 计算耗功AL 公式：5、压缩机单位理论耗功压进压出i i Al −=kj/kg （kcal/kg ）6、压缩机总理论耗功AL=G ×Al kj/kg （kcal/kg ）计算散热量Q K 公式：7、冷凝器单位理论散热量冷出冷进i i q k −=kj/kg （kcal/kg ）8、冷凝器总理论散热量Q k =G ×q kkj/h （kcal/kg ）计算电机功率理论制冷系数公式：9、压缩机电机理论功率3600AL Nt =kw (按千焦计算)计算制冷系数公式：10、理论制冷系统Al q AL Q εh 00==计算理论输气量公式：11、压缩机理论输气量λVs Vh =㎡/h （λ-压缩机输气系数）为0.7左右功率计算公式：12、压缩机指示功率ηi NtNi =kw （i η指示功率一般为0.8~~0.9）13、轴功率ηe Nt ηm ηi Nt ηm Ni Ne =•==Kw （9.0~8.0机械效率一般为m η）（8.0~64.0机械效率一般为e η）14、轴功率Ne=Ni+Nmkw 15、电机需配功率N D =（1.1~1.2）Nekw 计算散热量公式：16、冷凝器实际散热量Q K =Q 0+Nikw 计算热交换器公式：17、换热器换热量Q 计算公式Q=KF △tmkj/h （Kw ）(Kcal/h)18、传热系统K 计算公式α21λδα111K ++=kj/m 2h℃kW/m 2℃（λ导热系数δ厚度α对数放热系数α1管传热阻λδ管壁传热阻α2管内传热阻）19、对数平均温差△tm 计算公式Δt Δt 2.3lg ΔtΔt Δtm −=℃20、水、空气传热Q 计算公式Q=CW △t kj/h （kw ）(kcal/h)C 比热（水：1kcal/kg=4.19kj/kg 风：1kcal/kg=0.24kj/kg 冰：1kcal/kg2.1kj/kg ）W 水量lg1=0lg2=0.301lg3=0.4771lg4=lg22=2lg22lg 10lg 210lg 5lg −==Lg6=lg （2×3）=lg2+lg3Lg8=lg23=3lg2Lg9=lg32=2lg3Lg10=1理论输气量公式：21、压缩机理论输气量)/(60432h m n Z S D Vh ×××=π(M 3/h)S 单位为米功率计算：22、指示效率00bt T T i k+=η氨机b=0.001氟机b=0.002523、摩擦（机械）功率72.36VhNm α=氨机α=0.4氟机α=0.6能效比计算：24、实际制冷系数Ne Q s 0=ε相当于COP。
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第一部分热力计算一、初始条件1.排气量：Q N=20Nm3/min2.压缩介质：天然气（气体组分：CH4:94%；CO2:0.467%；N2:4.019%；C2H6:1.514%）3.相对湿度：ψ=100%4.吸入压力：P S0=0.4 MPa（绝对压力）5.排出压力：P d 0=25.1 MPa（绝对压力）6.大气压力：P0 =0.1 MPa（绝对压力）7.吸入温度：t S0=35℃(T S0=308°K)8.排气温度：t d0=45℃(T d0=318°K)9.压缩机转速：n=740rpm10.压缩机行程：S=120mm11.压缩机结构型式：D型12.压缩级数：4级13.原动机：低压隔爆异步电机，与压缩机直联14.一级排气温度：≤130℃二、初步结构方案三、初始条件换算（以下计算压力均为绝对压力）Q= Q N×［P0×T S0／（P S0-ψ×P sa）×T0］进气温度状态下的饱和蒸汽压为P sa =0.005622 MPa P 0 =0.1MPa T 0=273°K其余参数详见初始条件。
Q= 20×［0.1×308／（0.4-1×0.005622）×273］=5.72m 3/min 四、 级数的选择和各级压力要求为四级压缩总压缩比ε0=014S d P P =0.425.1=62.75ε10=ε20=ε30=ε40=475.62=2.8145求出各级名义压力如下表五、 计算各级排气温度查各组分气体绝热指数如下：CH 4: 94% K=1.308； CO 2: 0.467% K=1.30 N 2: 4.019% K= 1.40； C 2H 6: 1.514% K=1.19311-K =∑1r i -Ki ＝11.3080.94- ＋1.310.00467- ＋11.40.04019- ＋11.1930.01514- =3.2464得K1=K2=K3=K4=1.308一级进气温度t S1=35℃，考虑回冷不完善，二三四级进气温度取t S2= t S3=t S4=40℃一级排气温度=120℃＜130℃符合初始条件要求。
六、 计算各级排气系数λH =λV λP λT λg 1. 容积系数λV(1) 相对余隙容积a ，取a 1=0.2；a 2=0.2；a 3=0.2；a 4=0.2 (2) 膨胀过程的多变指数m ，m 1=1+0.75(K-1)=1+0.75(1.308-1)=1.231 m 2=1+0.88(K-1)=1+0.88(1.308-1)=1.271 m 3=m 4= K=1.308 (3) λV1=1－a 1(1110m ε－1)=1－0.2(231.112.8145－1)=0.736 λV2=1－a 2(2120m ε－1)=1－0.2 (271.118145.2－1)=0.749λV3=1－a 3(3130m ε－1)=1－0.2(308.118145.2－1)=0.759 λV4=1－a 4(414m ε－1)=1－0.2 (308.111458.2－1)=0.7592. 压力系数λP ，取λP1=0.98；λP2=0.99；λP3=1；λP4=13. 温度系数λT ，取λT1=0.96；λT2=0.96；λT3=0.96；λT4=0.964. 气密系数λg各级排气系数λH如下：七、计算干气系数μd和抽气系数μ035℃时饱和蒸汽压P sa1= 0.005622MPa;40℃时饱和蒸汽压P sa2= P sa3= P sa4=0.007374MPaψp sa1ε1=1×0.005622×2.8145=0.0175> P sa2 则μd 1=1μd2=22021110sa S sa S P P P P ⨯-⨯-ϕϕ×0120S S P P = 007374.011258.1005622.014.0⨯-⨯-×4.01258.1=0.992μd3=33031110sa S sa S P P P P ⨯-⨯-ϕϕ×0130S S P P = 007374.011686.3005622.014.0⨯-⨯-×4.01686.3=0.988μd4=44041110sa S sa S P P P P ⨯-⨯-ϕϕ×0140S S P P = 007374.01918.8005622.014.0⨯-⨯-×4.0918.8=0.987中间级均无抽气，则μ01=μ02=μ03=μ04=1八、 计算气缸行程容积 V t 0V t10=Q1101λμμd ⋅=5.72×632.011⨯=9.05 m 3/min V t20=Q 2202λμμd ⋅0210S S P P 012S S T T =5.72×656.0992.01⨯×1258.14.0×308313=3.12 m 3/min V t30=Q 3033λμμ⋅0310S S P P 0103S S T T =5.72×678.0988.01⨯×1686.34.0×308313=1.07 m 3/min V t40=Q 4404λμμd ⋅0410S S P P 014S S T T=5.72×687.0987.01⨯×918.84.0×308313=0.375 m 3/min九、 确定活塞杆直径1.初步确定各级等温度功率N is 和最大功率NN is1=601000·P s10·Q ·ln ε0=601000×0.4×5.72×ln2.8145=39.5KW 因一二三四级压力比相同则N is1=N is2 =N is3= N is4=39.5KW两列等温功率相等，列最大功率N=is is2is1N N η+=6.039.55.93+=132KW其中等温效率ηis 由查表2-9求得。
2.确定活塞杆直径根据最大的功率查表2-10，初步选取活塞杆直径为d=60mm 。
十、 计算气缸直径一、二级气缸均为轴侧单作用的轴侧容积，应考虑活塞杆的影响。
D 10=20t1V 4d sni+π=20.0617400.129.054+⨯⨯⨯⨯π=0.365m D 20=20t2V 4d sni+π=20.0617400.123.124+⨯⨯⨯⨯π=0.220m 三、四级气缸均为盖侧单作用的盖侧容积。
D 30=sniπ0t3V 4=17400.121.074⨯⨯⨯⨯π=0.124mD 40=sniπ0t4V 4=17400.120.3754⨯⨯⨯⨯π=0.073m圆整后气缸直径D 1=360㎜、D 2=220㎜、D 1=125㎜、D 2=75㎜十一、 修正各级公称压力和温度1.确定各级实际行程容积V tV t1=()4221d D -π．S ．n=()406.036.022-π ×0.12×740=8.79 m 3/minV t2=()4222d D -π．S ．n=()406.022.022-π ×0.12×740=3.12 m 3/minV t3=423D ⋅π．S ．n=4125.02⨯π×0.12×740=1.09 m 3/minV t4=424D ⋅π．S ．n=4075.02⨯π×0.12×740=0.392 m 3/min2.修正各级公称压力3.修正各级排气温度十二、计算活塞力1.考虑损失后，计算各级气缸内实际压力及压力比，压力损失数值由图2-15查得，计算结果列表如下：2.气缸内压缩终了排气温度如下表：3.计算各列活塞力，按式1-5计算，结果列于下表十三、 计算轴功率1.实际排气量Q 0 = V t1×λ1=8.79×0.632=5.56 m 3/min2.实际等温功率N is = 601000·P s1·Q 0·ln S d P P=153.4KW3.绝热容积系数 λV1＇=1－a 1(11'1m ε－1)=1－0.2(231.11037.3－1)=0.71λV2＇=1－a 2(212'm ε－1)=1－0.2 (271.113－1)=0.712 λV3＇=1－a 3(31'3m ε－1)=1－0.2(308.11913.2－1)=0.747 λV4＇=1－a 4(414'm ε－1)=1－0.2 (308.1115.3－1)=0.724.实际各级指示功率查表得1S Z =0.99, 1d Z =0.99, 2S Z =0.98, 2d Z =0.98, 3S Z =0.96, 3d Z =0.97,4S Z =0.95, 4d Z =0.97.由于压缩机转速高，取压缩过程指数n i =绝热指数K=1.308.N id1= 601000·P s1·V t1·λv1＇·1-i i n n ·［ii n n S d P P 111)''(--1］·1112S d S Z Z Z ⋅+=52.8KW N id2= 601000·P s2·V t2·λv2＇·1-i i n n ·［ii n n S d P P 122)''(--1］·2222S d S Z Z Z ⋅+= 50.6KW N id3= 601000·P s3·V t3·λv3＇·1-i i n n ·［ii n n S d P P 133)''(--1］·3332S d S Z Z Z ⋅+= 50KW N id4= 601000·P s4·V t4·λv4＇·1-i i n n ·［ii n n S d P P 144)''(--1］·4442S d S Z Z Z ⋅+=52KW 5.总的指示功率N id = N id3+ N id2+ N id3+ N id4=205.4KW十四、 计算轴功率取机械效率ηm =0.85 N=midN η=85.04.205=241.6 KW 采用直联传动，传动效率，取ηd =1 N e ＇=16.241=241.6 KW 十五、 选用电动机据电动机额定功率等级，选取电机功率N=280KW 功率储备=241.6241.6-802×100%=15.8%满足功率储备为5～15%的要求。