对置式压缩机往复惯性力计算
第5章-活塞式压缩机惯性力平衡2讲述
15
二阶往复惯性力的合力始终处于水平方向，其位随二倍于主轴旋转角速度而变化， 显然，二阶往复惯性力是无法简单地利用平衡重予以平衡的。
W型压缩机
若以垂直地面的中间列为基准，可写 出其一阶往复惯性力合力在垂直方向和 水平方向的分力为
FIv ms' r2 cos( )cos ms'' r2 cos ms'''r2 cos( )cos
' ''' FIl ms r2 cos( )sin ms r2 cos( )sin
3 ms r 2 cos 2 3 FIl ms r 2 sin 2 FIv
2 FI FIv FIl2
3 ms r 2 2
FIl tg tg FIv
4
300
M
' Is max
1 ams r 2 (3cos 30 3 sin 30) 3ams r 2 2
2100
M
' Is max
1 ams r 2 (3cos 210 3 sin 210) 3ams r 2 2
对二阶惯性力矩求导，得到力矩的位置和极值
任意列曲柄对于本列气缸中心线的转角 i 按下式计算
i
i i i
。
第一列曲柄相对于Y轴的夹角 i 任一列气缸中心线与Y轴的夹角（Y轴的右侧为正，左侧为负）
i
任一列曲柄顺旋转方向相对于第一列曲柄的错角
18
第三种类型
在分析多列压缩机惯性力时，应特别注意两个主要的问题， 否则将会得出不正确的结果 第一，注意各列曲柄转角的相位
2 FIv FIl2 2 2 cos ( ) sin ( ) 1 2 2 AIv AIl 2 2
往复式压缩习题
往复式压缩机习题1.某一单作用往复式压缩机输送空气（氮气μ=28.02），吸入温度20℃，吸入压力100kPa，排出压力5×100kPa（均为绝压）。
取m=1.25，k=1.4。
试求：（1）等温，绝热，多变三种状态下理论循环过程的排气温度各为多少？（2）输送氮气，每吸入单位体积所用理论压缩循环功（等温，绝热，多变条件下）为多少？（3）若排气量为1.57m3／min，每分钟理论压缩循环功各为多少?(等温,，绝热，多变条件下)。
2.有一台单缸往复式压缩机，进行理论压缩循环过程，吸入温度25℃，试求下列条件下压缩空气的排出温度、排出容积、理论循环功？（空气分子量为29），k=1.35，m=1.3。
试求：（1）吸入气量1.5m3／min，从100kPa压缩到300kPa（均为绝压）,以绝热压缩循环。
（2）吸入气量2.5m3／min，从2000kPa压缩到3000kPa（均为绝压），以多变压缩循环。
3.某一往复压缩机的第一级吸入压力为100kPa（绝压），吸入温度为30℃。
经绝热压缩后，若排出压力为200kPa（表压）。
试求：（1）压缩空气时的压力比及排气温度是多少？（k=1.25）（2）压缩乙烯时，按上面吸入条件，而排气温度不得超过100℃，其允许压力比及排出压力是多少？（k=1.23）4.用充气法测一空气压缩机的排气良，压缩机缓冲罐中压力为8×105 Pa（表），向一容积为15m3，温度20℃，压力为1×105 Pa（绝）的容器充气，压缩机吸气温度为20℃，吸气压力为1×105 Pa（绝），充气5分22秒时间，容器中压力达8×105 Pa（表），测得容器中气温50℃，求该压缩机的排气量。
5.某压缩机压送理想气体，末级排出压力为8×105 Pa（表），温度为155℃，排出状态下的气量为1.57m3／min，假设压缩机的气体没有外泄露。
试求：（1）进口温度为30℃，进气压力为1×105 Pa（绝）时进气状态下的吸气量。
压缩机动力计算的Excel解析法
第 6期
邢万坤 ,等 :压缩机动力计算的 Excel解析法
· 47·
根据合成的原则 ,各列切向力按同一瞬时对应叠加 。
求位移 、惯性力采用精确计算式 ,求平均切向力及幅
度面积时 ,采用数值积分以确保计算精度 。
212 主要计算公式
21211 气体力
根据状态方程和过程方程式及考虑实际气体的
性质导出递推公式 :
co sα
+
(1 / l) [1
co s2α +
- ( r/ l) 2
( r/ l) 2 sin4α sin2α]3 /2
×10-
3
21213 往复摩擦力
Rs
=
0165 ( 1
-
η m
)
N
i
/2 sinηm
式中 N i ———该列总指示功率 , kW
21214 综合活塞力
6 P6 = P + ls + R s
m s2 = 151038 kg 转速 n = 980 r/m in 行程 S = 120 mm 压缩过程指数 k = 1. 4 膨胀过程指数 m 1 = 1. 20 m2 = 1. 25 连杆比 λ = 0. 2 一级指示功率 N i1 = 25. 6 kW 二级指示功率 N i2 = 24. 5 kW 机械效率 ηm = 0. 90 气缸夹角 δ= 90° 计算结果详见图 2～图 4。限于篇幅 ,本文省略
参考文献 :
[ 1 ] 郁永章. 容积式压缩机技术手册 [M ]. 北京 :机械工业出版社 , 2000: 239 - 243.
[ 2 ] 高慎琴. 化工机器 [M ]. 北京 : 化学工业出 版社 , 1994: 65 112.
往复式压缩机计算实例
往复式压缩机计算实例以下是一个往复式压缩机的计算实例，以进一步理解其工作原理和性能参数的计算方法。
假设有一个往复式压缩机，其气缸直径为100 mm，活塞行程为90 mm，压缩比为6:1，进气温度为27°C，进气容积流量为0.02 m^3/min，压缩机效率为80%。
首先需要计算气缸的容积和进气容积流量。
气缸容积的计算公式为：V_cylinder = π * (d/2)^2 * h其中，d为气缸直径，h为活塞行程。
V_cylinder = 3.1416 * (100/2)^2 * 90 = 636.174 m^3进气容积流量的计算公式为：Q_in = V_in / t_in其中，Q_in为进气容积流量，V_in为进气容积，t_in为进气时间。
假设进气时间为1分钟，则进气容积为：V_in = Q_in * t_in = 0.02 * 1 = 0.02 m^3下一步是计算出排气容积。
排气容积的计算公式为：V_out = V_in * 压缩比其中，V_in为进气容积，压缩比为进气容积与排气容积的比值。
V_out = 0.02 * 6 = 0.12 m^3接下来需要计算出排气流量。
排气流量的计算公式为：Q_out = V_out / t_out其中，Q_out为排气流量，V_out为排气容积，t_out为排气时间。
假设排气时间与进气时间相等，则有：Q_out = V_out / t_in = 0.12 / 1 = 0.12 m^3/min然后可以计算出压缩机的有效排气功率。
压缩机的有效排气功率的计算公式为：P_e = Q_out * p_out / 600其中，P_e为压缩机的有效排气功率，Q_out为排气流量，p_out为排气压力（假设为常数值），600为单位换算常数（将分钟转换为秒）。
假设排气压力为8 bar（绝对压力），则有：最后需要计算出压缩机的绝热效率。
绝热效率的计算公式为：η = (T_out - T_in) / (T_out - T_in / 压缩比) * 100%其中，η为绝热效率，T_out为排气温度（绝对温度），T_in为进气温度，压缩比为压缩比。
往复式压缩习题
往复式压缩机习题1.某一单作用往复式压缩机输送空气（氮气μ=28.02），吸入温度20℃，吸入压力100kPa，排出压力5×100kPa（均为绝压）。
取m=1.25，k=1.4。
试求：（1）等温，绝热，多变三种状态下理论循环过程的排气温度各为多少？（2）输送氮气，每吸入单位体积所用理论压缩循环功（等温，绝热，多变条件下）为多少？（3）若排气量为1.57m3／min，每分钟理论压缩循环功各为多少?(等温,，绝热，多变条件下)。
2.有一台单缸往复式压缩机，进行理论压缩循环过程，吸入温度25℃，试求下列条件下压缩空气的排出温度、排出容积、理论循环功？（空气分子量为29），k=1.35，m=1.3。
试求：（1）吸入气量1.5m3／min，从100kPa压缩到300kPa（均为绝压）,以绝热压缩循环。
（2）吸入气量2.5m3／min，从2000kPa压缩到3000kPa（均为绝压），以多变压缩循环。
3.某一往复压缩机的第一级吸入压力为100kPa（绝压），吸入温度为30℃。
经绝热压缩后，若排出压力为200kPa（表压）。
试求：（1）压缩空气时的压力比及排气温度是多少？（k=1.25）（2）压缩乙烯时，按上面吸入条件，而排气温度不得超过100℃，其允许压力比及排出压力是多少？（k=1.23）4.用充气法测一空气压缩机的排气良，压缩机缓冲罐中压力为8×105 Pa（表），向一容积为15m3，温度20℃，压力为1×105 Pa（绝）的容器充气，压缩机吸气温度为20℃，吸气压力为1×105 Pa（绝），充气5分22秒时间，容器中压力达8×105 Pa（表），测得容器中气温50℃，求该压缩机的排气量。
5.某压缩机压送理想气体，末级排出压力为8×105 Pa（表），温度为155℃，排出状态下的气量为1.57m3／min，假设压缩机的气体没有外泄露。
试求：（1）进口温度为30℃，进气压力为1×105 Pa（绝）时进气状态下的吸气量。
第二章往复式压缩机热力学基础
第二章往复式压缩机热力学基础1.教学目标1.掌握理想气体状态方程式和热力学过程方程式。
2.了解压缩机的工作循环。
3.理解压缩机的排气量及其影响因素。
4.掌握压缩机的功率和效率的计算。
5.了解压缩机的多级压缩过程。
2.教学重点和难点1.理想气体状态方程式和热力学过程方程式。
2.压缩机的工作循环。
3.压缩机的功率和效率的计算。
3.讲授方法多媒体教学正文2.1 理想气体状态方程式和热力过程方程式：2.1.1 理想气体的热力状态及其状态参数压缩机运转时，汽缸内气体的热力参数状态总是周期不断的变化，所以要研究压缩机的工作，首先就得解决如何定量描述气体的状态以及如何确定状态变化的过程。
实际上，这也是研究气体热力学必须首先解决的问题。
气体在各种不同热力状态下的特性，一般都是通过气体状态参数来说明。
2.1.1.1基本热力状态参数1.温度在热力学中采用绝对温标°K为单位。
绝对温标以纯水三相点的绝对温度273.16°K（计算时取273°K）作为基准，只有绝对温度才是气体的状态参数，与常用的摄氏百度温标℃应加以区别。
2.压力在热力学中规定绝对压力为状态参数，与一般的表压力应加区别。
3.比容比容是指每单位重量气体所占有的容积，以v表示。
比容的倒数称为重度，以γ表示。
2.1.1.2 导出状态参数1.内能气体的内能与温度及比容间存在一定的函数关系。
当忽略气体分子间的作用力和气体分子本身所占有的体积时，内能可认为是温度的单值函数。
内能一般用u表示。
2.焓为了便于计算，有时把一些经常同时出现的状态参数并在一起构成一个新的状态参数。
例如在流动系统中，常把内能u和压力p、比容v的乘积pv 相加组成一个新的状态参数i，称为“焓”。
即：i=u+Apv , kcal/kg式中u------内能，kcal/kg;p------压力，kgf/cm2v------比容，m3/kgA------功热当量，A=1/427kcal/kg f·m3.熵熵也是导出状态参数，根据热力学第二定律，对于可逆过程的熵变，与温度及过程进行时的热量交换有关，其关系式为：dq=Tds.kcal/kg式中q---单位重量气体与外界交换的热量，kcal/kg;T---交换热量时的瞬时绝对温度，°Ks-----单位质量气体的熵值，kcal/kg·°K2.1.2理想气体状态方程式所谓理想气体时不考虑气体分子之间的作用力和分子本身所占有的体积的气体，实际上自然界中并不存在真正的理想气体，不过当气体压力远低于临界压力，温度远高于临界温度的时候，都相当符合理想气体的假定。
活塞式压缩机惯性力平衡分析与计算
钱新春，屈宗长
Copyright © 2017 by authors and Hans Publishers Inc. This work is licensed under the Creative Commons Attribution International License (CC BY). /licenses/by/4.0/
−ms a = −ms rω 2 ( cos θ + λ cos 2θ ) = − ( FIs + FIIs ) FIs = Fr = −mr rω 2
(1)
式中： a -活塞运动加速度(m/s2)；
FIs 、 FIIs -分别为一阶和二阶往复惯性力(N)；
Fr -旋转惯性力(N)； ms -往复运动质量(kg)；
r -曲轴的回转半径(m)；
λ -曲柄半径连杆比(即回转半径 r 与连杆长度 l 的比值)； θ -曲轴的转角(˚)； ω -曲轴的旋转角速度(1/s)；
在压缩机作用的分析计算中，一般规定使连杆受拉的力为正，受压为负。曲柄承受拉力为正，否则为 负，这样式(1)中符号不再考虑。
′ 和 ms ′′ ，而旋转质量为 mr ′和 根据式(1)，当两列的曲柄夹角 δ = 90 时，二列的往复运动质量分别为 ms ′′ ，由相位角确定准则，取第一列为基准列，其曲柄的转角为 θ1 ，则同一瞬时第二列曲柄转角为 θ 2 ，第 mr
th th th
Received: May 25 , 2017; accepted: Jun. 7 , 2017; published: Jun. 14 , 2017
Abstract
Based on inertial force and torque equilibrium problems of the piston compressor, the plus criterion is given. The inertia force and torque equilibrium are introduced in detail on account of the criterion with two columns of the compressor as an example. The methods provided some guidance for the calculation of the compressor.
压缩机受力计算
齿轮力计算实例——单级压缩机、不用推力盘，即每根转子都带推力轴承
示意图
齿轮轴向力
气动不平衡力 —齿轮轴向力
齿轮力计算实例——单级压缩机、用推力盘，即只有驱动转子带推力轴承
气动力全部传递到大齿轮推力轴承上。
齿轮轴向力
气动力齿轮轴向力
齿轮力计算实例——高速轴承受力分析流程
计算 模型
推力盘
每台多轴式压缩机至少有：1个推力轴承+每根轴2个径向轴承+每根非驱动轴2个推力盘； 或：每根轴2个径向推力组合轴承；
2、多轴式原理及结构
推力盘 推力盘
推力盘
推力盘
2、多轴式原理及结构
3、压缩机的气封、气动不平衡力的产生
气动不平衡力 ≈叶轮进出口压差×不平衡面积
高压排气
机壳
低压进气
转子平衡区 转子非平衡区
主动 齿轮
从动 齿轮
静载荷计算（主要是重力）
齿轮力计算（径向力、圆周力、轴向力<单斜齿轮>）
圆周力和径向力方向如 图所示。 圆周力的方向在主动轮 上与运动方向相反，在 从动轮上与运动方向相 同。 径向力的方向对两轮都 是指向各自的轴心。 轴向力的方向需根据螺 旋方向和轮齿工作面而 定。例如当主动轮的轮 齿为右旋，回转方向为 逆时针时，轴向力朝外。 大多数主机齿轮采用单斜齿轮传动，有的用人字齿。 人字齿不用考虑齿轮轴向力的影响。 右手定则
叶轮密封
级间密封
叶轮及转子
转向及转速 径向和轴向载荷方向及大小 润滑油类型 进油温度及压力 进油孔位置 轴承安装止口尺寸 防转销大小及位置 测温孔大小及出线位置 转子上安装轴承处的轴颈尺寸及公差
对于单轴式压缩机（相对比较简单）： 径向——主要考虑转子重力分配到轴承的载荷； 轴向——主要考虑气动不平衡力； 对于多轴式压缩机： 径向——转子重力、齿轮力、气动不平衡力偶 分配到轴承的载荷； 轴向——齿轮力、气动不平衡力 分配到轴承的载荷；
往复惯性力
平顶活塞
• 平顶活塞顶部是一 个平面，结构简单， 制造容易，受热面 积小，顶部应力分 布较为均匀，一般 用在汽油机上，柴 油机很少采用。
凸顶活塞
• 凸顶活塞顶部凸 起呈球顶形，其 顶部强度高，起 导向作用，有利 于改善换气过程， 二行程汽油机常 采用凸顶活塞。
凹顶活塞
• 凹顶活塞顶部呈凹 陷形，凹坑的形状 和位置必须有利于 可燃混合气的燃烧， 有双涡流凹坑、球 形凹坑、U形凹坑 等等。
• 气缸垫装在气缸盖和气缸体之间，其功用 气缸垫的材料要有一定的 是保证气缸盖与气缸体接触面的密封，防 弹性，能补偿结合面的不 止漏气，漏水和漏油 平度，以确保密封，同时 安装气缸垫时，首先要检查气缸垫的质
要有好的耐热性和耐压性， 量和完好程度，所有气缸垫上的孔要和 在高温高压下不烧损、不 气缸体上的孔对齐。其次要严格按照说 变形。 明书上的要求上好气缸盖螺栓。拧紧气 缸盖螺栓时，必须由中央对称地向四周 扩展的顺序分2～3次进行，最后一次拧 紧到规定的力矩。
气缸套的分类
• 气缸套有干式气缸套和湿式气缸套两种
湿式气缸套的特点是：外壁 直接与冷却水接触，气缸套 仅在上、下各有一圆环地带 和气缸体接触，壁厚一般为 5～9mm。它散热良好，冷却 均匀，加工容易，通常只需 要精加工内表面，而与水接 触的外表面不需要加工，拆 装方便，但缺点是强度、刚 度都不如干式气缸套好，而 且容易产生漏水现象。应该 采取一些防漏措施。
ห้องสมุดไป่ตู้
活塞裙部结构特点 为了减小活塞裙部的受热量，通常在裙
• • • •
部开横向的隔热槽，为了补偿裙部受热 1、有些活塞为了减轻重量，在裙部开孔或把裙部不受 后的变形量，裙部开有纵向的膨胀槽。 侧压力的两边切去一部分，以减小惯性力，减小销座附 槽的形状有"T"形或"Π"形槽。横槽一般 预先做成椭圆形 近的热变形量 开在最下一道环槽的下面，裙部上边缘 2、为了减小铝合金活塞裙部的热膨胀量，有些汽油机 预先做成阶梯形、锥形 销座的两侧(也有开在油环槽之中的)， 活塞在活塞裙部或销座内嵌入钢片。恒范钢片式活塞的 结构特点是，由于恒范钢为含镍 33%～36%的低碳铁镍 以减小头部热量向裙部传递，故称为隔 活塞裙部开槽 为了使裙部两侧承受气体压力并与气 合金，其膨胀系数仅为铝合金的1/10，而销座通过恒范 热槽。竖槽会使裙部具有一定的弹性， 钢片与裙部相连，牵制了裙部的热膨胀变形量。 活塞沿高度方向的温度很不均匀，活塞 缸保持小而安全的间隙，要求活塞在 其他 3、有的汽油机上活塞销孔中心线偏离活塞中心线，向 从而使活塞装配时与气缸间具有尽可能 作功行程中受主侧压力的一方偏移了 1～2mm。这种结 的温度是上部高、下部低，膨胀量也相 工作时具有正确的圆柱形。因此，在 小的间隙，而在热态时又具有补偿作用， 构可使活塞在从压缩行程到作功行程中较为柔和地从压 不致造成活塞在气缸中卡死，故将竖槽 向气缸的一面过渡到压向气缸的另一面，以减小敲缸的 应是上部大、下部小。为了使工作时活 加工时预先把活塞裙部做成椭圆形状。 称为膨胀槽。裙部开竖槽后，会使其开 声音。在安装时，这种活塞销偏置的方向不能装反，否 塞上下直径趋于相等，即为圆柱形，就 椭圆的长轴方向与销座垂直，短轴方 则换向敲击力会增大，使裙部受损。 槽的一侧刚度变小，在装配时应使其位 必须预先把活塞制成上小下大的阶梯形、 向沿销座方向。这样活塞工作时趋近 于作功行程中承受侧压力较小的一侧。 柴油机活塞受力大，裙部一般不开槽。 锥形。 正圆。
浅析高压直联便携式空压机惯性力的平衡
一
空气压缩机在 国民经济和国防建设的许多部门中应用极广 ，不 仅是许多工业部 门工艺流程中的心脏 设备，而且还常 常用于为气动 工具提供动力源 。特别是室内装修业的兴起 ，为微 型空压机开辟 了 个新的广阔的市场空间 。为了使气钉 枪这 类微 型气动工具更加方 便实用 ，传统的移动式微型空气压缩机 已不再适用，于是 更加轻便 的直联便携式空气压缩机应运 而生。这种压 缩机 与电机 同轴 并组合 在一起，转速高 ，重量 轻，便 于携带 ，且可用单相 电源， 压缩机与 电机 的联结方式采用直联式，即连杆大头通过偏心块 直接安装在 电机轴 的伸 出端上 ，连杆小头则通过滚针轴承 与活塞销 相连 ，压缩机运转时 ，连杆大头作偏心摆动 ，并通过活塞 销作往 复 运动 ，连杆组件和活塞组件都是在作加速或减速运动，所 以都存在 惯性力以及 由这些力引起的惯性力矩 。 这些都是 自由力和 自由力矩 ， 它们会使压缩机发生振动 ，给机器及其运行带来很大的危害。应 该 设法使惯性力和惯性力矩尽可能在压缩机内部得到抵消或 减小，以 增进机器运转的平稳性。 １压 缩机 惯性力和 惯性力矩的计算 １ ． １压缩机列的惯性力 压缩 机连杆 大头 通过偏 心块与 电机轴直接相连，作偏心旋转 运 动 ，因此会 产生旋转惯性力 ，方 向沿着偏心方 向外指 。连杆小头通 过活塞销与 活塞相连 ，作往复运动 ，因此产生往复惯性力 ，方向与 气缸 中心线平行 。连杆的其余 部分作平 面摆动运动，可 以根据 转化 前后 总质量不变 ，连杆的质心位置不变的厉 测 ， 将该部分质量转化 到连杆的 大头和小头中心 ， 分别与连杆大、 小 头一起运动 。 这样 每 列的往 复惯性力可 以写成：
压缩原理与计算公式
主要計算公式1.波義目定律：假設溫度不變則某一定量氣體的體積與絕對壓力成反比。
V 1/V 2=P 2/P 12.查理定律：假設壓力不變，則氣體體積與絕對溫度成正比。
V 1/V 2=T 1/T 23.波義耳－查理定律 (P 1V 1)/T 1=(T 2V 2)/T 2 P ：氣體絕對壓力 V ：氣體體積 T ：氣體絕對溫度4.排氣溫度計算公式T 2=T 1×r(K-1/K) T 1=進氣絕對溫度 T 2=排氣絕對溫度r=壓縮比(P 2/P)P 1=進氣絕對壓力 P 2=排氣絕對壓力K=Cp/Cv 值空氣時K 為1.4(空氣之斷熱指數)5.吸入狀態風量的計算(即Nm 3/min 換算為m 3/min)Nm 3/min ：是在0℃，1.033kg/c ㎡absg 狀態下之乾燥空氣量V 1=P 0/(P 1-ΦPD) (T 1/T 0)×V 0 (Nm 3/hr dry)V 0=0℃，1.033kg/c ㎡abs ，標準狀態之乾燥機空氣量(Nm 3/min dry) Φa=大氣相對濕度 ta=大氣空氣溫度()℃T 0=273(°K)P 0=1.033(kg/c ㎡abs) T 1=吸入溫度=273＋t(°K)V 1=裝機所在地吸入狀態所需之風量(m 3/hr) P 1：吸入壓力=大氣壓力Pa －吸入管道壓降P1△ =1.033kg/c ㎡ abs-0.033kg/c ㎡ =1.000kg/c ㎡ abs φ1=吸入狀態空氣相對濕度=φa×(P 1/P 0) =0.968φaPD=吸入溫度的飽和蒸氣壓kg/c ㎡Gabs(查表)=查表為mmHg 換算為kg/c ㎡ abs 1kg/c ㎡=0.7355mHg 例題=V 0=2000Nm3/hr ta=20 φa=80%℃則V 1=1.033/(1-0.968×0.8×0.024)×﹝(273+20)/273﹞×2000 =2220＃Z e onP DF D r i v e r T r i alww w.z e on .c o m .t w6.理論馬力計算A 單段式HP/Qm3/min=﹝(P/0.45625)×K/(K-1)﹞×﹝(P 2/P 1)(K-1)/K -1﹞B 雙段式以上HP/Qm3/min=﹝(P/0.45625)×nK/(K-1)﹞×﹝(P 2/P 1)(K-1)/nK -1﹞ P 1=吸入絕對壓力(kg/c ㎡Gabs) P 2=排氣絕對壓力(kg/c ㎡Gabs) K =Cp/Cv 值空氣時K 為1.4 n =壓縮段數HP=理論馬力HPQ=實際排氣量m 3/min 7.理論功率計算單段式 KW=(P 1V/0.612)×K/(K-1)×﹝(P 2/P 1)(K-1)/K -1﹞ 雙段式以上KW=(P 1V/0.612)×nK/(K-1)×﹝(P 2/P 1)(K-1)/nK -1﹞ P 1=吸入絕對壓力(kg/c ㎡Gabs) P 2=排氣絕對壓力(kg/c ㎡Gabs) K =Cp/Cv 值空氣時K 為1.4n =壓縮段數KW=理論功率V=實際排氣量m 3/min8.活塞式空壓機改變風量之馬達皮帶輪直徑及馬力之修正Dm=Ds×(Qm/Qs)Ds=馬達皮帶輪標準尺寸(mm) Qs=標準實際排氣量(m 3/min) Qm=擬要求之排氣量(m 3/min)Dm=擬修改之馬達皮帶輪直徑(mm)例題：本公司YM-18型空壓機之馬達皮帶輪之標準為440mm ，實際排氣量為7.56m3/min ，今假設客戶要求提高風量至8.7m3/min ，應將馬達皮帶輪如何修改？解：已知Ds=400mm ，Qs=7.56m3/min ，Qm=8.7m3/min 。
往复式压缩机计算实例
第2章往复式压缩机计算实例§2.1往复式压缩机校核计算实例2.1.1往复式压缩机校核计算题目校核计算空气压缩机，完成压缩机的热力计算及动力计算。
8103−L 2.1.2已知数据1．结构型式：空气压缩机的结构型式为二列二级双缸双作用L 型压缩机，结构8103−L 简图如下：2．工艺参数：Ⅰ级名义吸气压力：（绝），吸气温度℃MPa P 1.01=Ι401=ΙT Ⅱ级名义排气压力：（绝），吸入温度℃MPa P II 9.02=501=IIT排气量（Ⅰ级吸入状态）n mi m V d 310=空气相对湿度8.0=ϕ3．结构参数：活塞行程：mm r S 20010022=×==电机转速：n mi r n 450=活塞杆直径：mmd 35=气缸直径：Ⅰ级，；Ⅱ级，mm D 300=Ιmm D II 180=相对余隙容积：，095.0=Ια098.0=II α电动机：型，6115−JR KW 75电动机与压缩机的联接：三角带传动连杆长度：mm l 400=运动部件质量（kg ）：见表Ⅱ-2-1表Ⅱ-2-1运动部件质量（运动部件质量（kg kg kg））2.1.3核算任务及要求1．核算任务（1）热力计算：包括压力比分配，气缸直径，排气量，功率，各级排气温度，缸内实际压力等。
（2）动力计算：作运动规律曲线图，计算气体力，惯性力，摩擦力，活塞力，切向力，法向力，作切向力图，求飞轮矩，分析动力平衡性能。
【注意】动力计算所需数据必须取自热力核算的最后结果。
2．课程设计计算书要求（1）书写清楚，有图有表；（2）所用数据要有根据及说明；（3）动力计算所得各种图表要求用计算机输出；（4）统一使用B5纸，装订成本。
名称Ⅰ级Ⅱ级活塞组件25.412.5十字头组件8.28.2连杆组件13.013.0§2.2往复式压缩机校核计算过程及结果2.2.1热力计算部分2.2.1.1初步确定压力比及各级名义压力1．按等压力比分配原则确定各级压力比：zzII k p p εε==Ι12两级压缩总压力比91.09.012===ΙΠp p ε取39====ΠΙεεε2．各级名义进、排气压力如下：，k k k p p ε⋅=12()kk p p 211=+表Ⅱ-2-2各级名义进、排气压力（各级名义进、排气压力（MPMP a ）2.2.1.2初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：kk T T 112−=ε介质为空气，。
1往复活塞压缩机热力性能计算
µ—气体分子量；υ——气体比容
m3
kg
T—绝对温度， T= t+273 °K V—气体容积 m 3 m—气体质量
kg
• 依据热力学第一定律 依据热力学第一定律:
循环压缩功： δ w = pdv w = ∫ pdv
2
功 W
i
p
3
1
W i
2
k
4 1
循环过程功W 循环过程功 i
0
v
Wi
进气过程功：p1V1 排气过程功：- p2V2 压缩过程功： 2
p
多变线 等温线
2
p2 3
绝热线
Wi
p1 4
0
1
m
k
1
v
• 2.2.2 级的实际压缩循环
气缸内实际压缩循环的示功图： 实测 abcd 图面积为实际压缩循环功。
p p'2 c p2 3 Wi p1 p'1 0
b
2
主要特点： 主要特点： ⑴ 气缸内有余隙剩余气体在压缩时被压缩，吸气时它先膨胀。使循环 过程出现一个膨胀过程，膨胀线 c—d 。 四个过程为一个循环：吸气 压缩 排气 膨胀 吸气—压缩 排气—膨胀 压缩—排气 缸内余隙有：① 活塞与气缸端部间隙。2~3 mm ② 活塞与气缸环形间隙。0.5~1mm ③ 进、排气门阀通道，测压表管道。 ④ 活塞帽凹槽 等。
气体压缩，体积减少，温度升高，热量散发。致使这个热力过 程的能量计算较复杂，热力学中压缩过程五种： 等温过程、等熵过程、多变过程、等容过程、 等温过程、等熵过程、多变过程、等容过程、等压过程 功 W
理想气体状态方程式： 理想气体状态方程式：
pv = RT pV = mRT
式中： R=8314/µ；
对置式7列气缸往复式压缩机的惯性力平衡问题
对置式7列气缸往复式压缩机的惯性力平衡问题马易韵【摘要】介绍了7列气缸往复式压缩机4种不同布置形式.对不同布置形式的7列气缸压缩机的惯性力平衡问题进行了分析和计算,得出了实际设计中如何改进平衡的切入点,其中对置式7列气缸压缩机的惯性力平衡为最佳.【期刊名称】《化肥工业》【年(卷),期】2010(037)004【总页数】4页(P1-4)【关键词】7列气缸压缩机;惯性力;平衡【作者】马易韵【作者单位】上海电气压缩机泵业有限公司,200431【正文语种】中文目前,已有多种单机配套年产 40 kt合成氨装置的氮氢气压缩机机型问世,大部分采用了 6列气缸的 6M50机型。
该机型的设计难点是一级气缸的直径必须足够大,以满足 300 m3/min以上的大流量,但Φ1 400 mm大活塞的惯性力与结构强度之间的矛盾是设计者无法避开的难题。
如果把单个一级气缸拆分成 2个Φ1 000 mm 左右的气缸,则可以在确保强度的条件下,将活塞组件质量降至1 000 kg以下,使压缩机各气缸的惯性力得到平衡。
为此,已经有 2种 7列气缸的 50 t活塞力压缩机得到了应用：一种是经典对置式的曲柄夹角51.429°均分度的机型——7HHE-VG6型压缩机 (7-0方案),另一种是由 4列对称平衡式90°夹角与 3列对置式120°夹角相结合的混合机型(4-3方案)。
这 2种机型各有所长,本文从 7列气缸压缩机惯性力平衡问题的角度出发,对前者进行分析。
7列气缸压缩机的曲柄错角布置可以有多种形式 (图 1)：①7列曲柄错角平均分配,即均成51.429°分布的对置式;②有 6列曲柄错角为60°,1列为30°的对称平衡与对置混合式;③有 5列曲柄错角为72°,2列互为180°的混合式;④有 4列曲柄错角90°,其余 3列各相差120°的混合式。
第5章-活塞式压缩机惯性力平衡1
第一种类型，运动情况和单列的压缩机完全相同，仅往复质 量为两侧往复质量之和，多列时，其平衡情况与多列立式和 卧式压缩机相同，因为两侧气缸在同一轴线上，使气体力能 相互抵消一部分，改善运动机构和轴承的受力，超高压压缩 机采用 第二种类型 一般均为偶数列，运动情况 与V型压缩机将夹角扩大到 1800相同
如果两列的往复质量、旋转质量各自相等，即源自ms1 ms 2 ms
mr1 mr 2 mr
' ' ' 2 2 FIs FIs ,1 FIs ,2 ms1r cos ms 2 r cos 0
，
'' '' '' 2 2 FIs FIs ,1 FIs ,2 ms1r cos 2 ms 2 r cos 2 0
m p (0.15 ~ 0.2)ms
r ro
3
4
总上所述，在单列往复活塞压缩机中设置平衡质量，能够平衡其旋转惯 性力，并转移部分一阶往复惯性力。总的平衡质量 mb 为
卧式压缩机
多列压缩机惯性力的平衡 两列以上的压缩机称为多列压缩机由于列数较多，可以通过其结构的 合理布置，使惯性力得到部分或者全部平衡。常见的平衡方法有两种，一 种是通过各列曲拐错角的合理配置；另一种是在同一曲拐上配置几列气缸， 通过各列气缸中心线夹角的合理布置。 列指气缸中心线数或者连杆数
'' FIIS ms'' r 2 cos 2(90 ) ms'' r 2 cos 2
M I max ms r 2a M I min ms r 2a
11
Fr' mr' r 2