压缩机排气温度的公式推导
压缩机故障过热分析
压缩机故障分析－―过热排气温度过高和电机高温表明压缩机存在过热问题。
电机高温源于冷却不足、负载过大和电源问题；而排气温度过高的原因在于制冷剂的性质、回气温度、冷却方式、冷凝压力、压缩比等，此外COP对排汽温度有明显影响。
过热对压缩机具有很大危害，它不仅会缩短电机寿命、降低润滑油的润滑性能、加速润滑油变质，还会增加能耗，最终会损坏压缩机。
压缩机过热、排气温度1.引言压缩机正常运转时的发热量不应该引起过热。
正常的电机发热、压缩热以及摩擦热在设计压缩机时均做过认真的考虑，并有相应的冷却措施。
然而在实际使用中，由于超范围使用、电源不正常、电机过载、制冷剂泄漏、冷凝压力太高等问题引起的电机高温、排气温度过高、润滑油焦糊等过热现象比较常见，并已成为压缩机常见故障之一。
气缸排气温度是判断压缩机是否过热的重要指标之一。
由于测量上的困难，实际应用中是通过测量排气管表面的温度（即排气管温度）来判断是否过热。
由于润滑油到150°C时会变得很稀薄，在175°C左右将开始分解变质，因此气缸排气温度应该控制在150°C以内，而排气管温度通常比排气温度低10~40°C。
因此，如果排气管温度超过135°C，一般认为压缩机已经处于严重过热状态；而如果排气温度低于120°C，压缩机温度正常。
空调压缩机和冰箱压缩机的排气温度通常还要低一些。
2.危害高温对压缩机电机和润滑油具有很大的危害。
长时间过热，不仅会降低电机绝缘性能和可*性，缩短电机寿命，而且还会降低润滑油的润滑能力，甚至引起润滑油碳化和酸解。
润滑油碳化后润滑能力大大降低，将引起曲轴、连杆、活塞、活塞环等严重磨损，甚至会出现抱轴、卡缸等堵转现象以及由堵转而引起的连杆折断事故。
碳化油还会在阀片和阀板上结碳，引起阀片泄漏和阀片断裂。
润滑油中的酸性物质会腐蚀绕组漆包线、降低绕组的绝缘性能。
酸化润滑油还会引起镀铜现象。
实际中，润滑油碳化总是伴随着酸解，因而磨损和腐蚀总是行影相随。
压缩机排气温度的计算
压缩机排气温度的计算
T2 = T1 (1 + (r^(k-1) 1) / n)。
其中，T2为排气温度，T1为进气温度，r为压缩比，k为绝热
指数，n为效率。
另外，还可以使用理想气体状态方程来计算排气温度：
T2 = T1 (r^(k-1))。
在实际应用中，压缩机的排气温度还受到一些其他因素的影响，比如压缩机内部的热交换、机械损耗等。
因此，为了更准确地计算
压缩机的排气温度，可能需要考虑更多的因素并进行实际测量和调整。
此外，不同类型的压缩机（如往复式压缩机、螺杆式压缩机、
离心式压缩机等）在计算排气温度时也会有所不同，因为它们的工
作原理和内部结构各不相同。
综上所述，计算压缩机排气温度需要综合考虑压缩机的工作条
件、压缩介质的性质、压缩机类型以及其他影响因素，才能得出准确的结果。
在实际应用中，可能需要结合理论计算和实际测量来进行综合分析和调整。
压缩机热力性能的计算举例1.
1)t0 , tk , 2)t0 , t w , 3)t0 , ta ,
4)t a , t w , 5)t w , t k , 6)ta , tk
各部件的特性曲线
1) 压缩机的特性曲线
Q0 / W
2）冷凝器的特性曲线
tk 增
大
Q0 / W
ta
增 大
t0 /
压缩机的排气温度 Discharge temperature of compressor
压缩机排气温度过高的影响和危害: 1)影响性能: 降低容积效率、增加功耗 2)影响正常工作:工质、油、电器材料 的化学性质，抱轴烧瓦、烧电机等
pd 2
n 1 n
pdk pd 2 T2 T1 p p s1 s0
压缩机的运行特性曲线和运行界限 Characteristic curve
运行特性曲线 指在规定的工作范围内运行时,压缩机的制冷量和 功率随工况变化的关系曲线。 工况( Operating condition ) 蒸发温度T0 冷凝温度TK 冷却介质入口温度Ta 被冷却介质入口温度Tw
制冷量和输入功率随TK、T0的变化趋势 Refrigeration capacity and input power
5、蒸发器的制冷量:
Q0 Ke Ae te Ke Ae f3 tw , t0
性能指标 工况参数
i 7个未知数: Qk , Q0 , P
t0 , t w , t k , t a
5个方程， 2个自由（独立）变量
独立变量可能的组合
四个工况参数中任意两个的组合即可唯一的确定制 冷系统的运行工况，其它五个变量是相关变量，可 从五个方程组构成的约束条件方程中求得。
压缩机排气压力和排气温度的关系
压缩机排气压力和排气温度的关系咱们今天来聊聊一个很“实用”的话题，听起来有点技术，但其实说白了就是压缩机的排气压力和排气温度这两个“好兄弟”之间的关系。
你别小看这两个参数，它们在压缩机的世界里可是非常重要的。
如果你对它们没什么概念，别着急，咱慢慢捋一捋，保证你听得明白，甚至还能给你点“心灵鸡汤”。
压缩机大家应该都不陌生。
无论是空调、冰箱，还是一些工业设备，压缩机几乎无处不在。
简单来说，压缩机就像是一个巨大的吸尘器，把空气吸进来，然后一股脑儿地压缩、加压，把空气变成高压气体，然后再排出去。
要想压缩气体，得有“道行”。
这就是压力和温度这两个“小伙伴”登场的时候了。
想象一下，压缩机就像个运动员，在跑步的时候，每一口气吸进来，都得全力以赴。
而压力呢，就是它吸气的“力度”。
压力越大，它吸得越用力，空气也就被压得越紧。
你看，压力在这儿起了一个“主心骨”的作用，它告诉压缩机，咱得给空气加点力气，让它更“饱满”，更多“能量”。
不过，话说回来，空气要是被压得太猛，肯定也不是啥好事。
就像我们在健身时，练得太猛不休息，肌肉肯定会酸痛，不是吗？然后说说温度。
温度，嘿，这个玩意儿，可不单单是那种你用手摸摸就能知道冷暖的感觉，它可是跟空气分子“玩捉迷藏”的呢。
空气被压缩时，分子之间会碰撞得更密集，碰撞得越激烈，温度就升得越高。
要是排气温度太高，压缩机就容易发“火”。
你看，就像你用力过猛，结果自己一不小心着了“火”，结果不但气不顺，还容易出问题。
所以排气温度的高低，其实直接反映了压缩机是否“健康”。
有趣的是，排气压力和排气温度这俩家伙有点像“冤家对头”。
啥意思呢？就是它们是相互影响的。
比如，压缩机的排气压力越大，排气温度也往往越高。
因为压力增大，空气被压缩得更厉害，分子撞击频繁，温度就随着水涨船高。
如果压力降下来，温度也会跟着“降温”。
但也不是说压力低温度就低哦，这个事儿得具体分析。
压缩机可不像我们人类一样随便降温，环境、设备的情况也得考虑进去。
关于各类电量的计算公式
关于各类电量的计算公式无功电量的计算公式一、高压高计用户：正向无功电量+|反向无功电量|其中：正向无功电量=（本月表字-上月表字）*倍率反向无功电量=（本月表字-上月表字）*倍率二、高压低计用户：正向无功电量+|反向无功电量-无功铜损-无功铁损|就是说：正向无功电量和反向无功电量与（无功铜损+无功铁损）差值的绝对值的和。
供配电系统浪费电量的计算1. 低负载系数配电变压器浪费量的计算方法依据标准GB/T16664—1996《企业供配电系统节能监测方法》和GB/T13462—1992 《工矿企业电力变压器经济运行导则》。
该计算方法适用于各类企业、事业等用电单位运行的配电变压器。
变压器负载系数β合格指标：（1）单台运行时≤ ≤1（2）两台及两台以上并列运行的，按设计的经济运行方式。
计算公式：①视在功率法测试期的变压器负载系数计算公式：β= ， S=S ----- 变压器平均输出视在容量，kVA；S e ----- 变压器额定容量，kVA；W P ----- 变压器输出实测有功电量，kW·h；W q ----- 变压器输出实测无功电量，kvar·h；Tc ----- 测试期时间，h。
②电流近似值法适合于负载电流比较稳定的变压器，对于负载电流波动较大的变压器应采用视在功率法。
β ， =---- 负载侧均方根电流，A；---- 负载侧测试电流，A；n ---- 代表日电流测试次数；---- 负载侧额定电流，A。
（3）综合功率经济负载系数=× ，%×式中；--- 变压器空载损耗，kW；--- 变压器额定负载损耗，kW；--- 变压器励磁功率，kvar；--- 变压器额定负载漏磁功率，kvar；--- 变压器无功经济当量，kW/kvar，取0.02；--- 变压器空载电流百分数，%；--- 变压器短路电压百分数，%。
变压器特性参数、、、由设备档案、铭牌、产品手册、出厂（或大修）试验报告中查取。
天然气压缩机计算书
第一部分 热力计算一、 初始条件1. 排气量： Q N =20Nm 3/min2. 压缩介质： 天然气气体组分：CH 4:94%；CO 2:0.467%；N 2:4.019%；C 2H 6:1.514% 3. 相对湿度： ψ=100%4. 吸入压力： P S 0=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： P 0 =0.1 MPa 绝对压力7. 吸入温度： t S 0=35℃T S 0=308°K8. 排气温度： t d 0=45℃T d 0=318°K9. 压缩机转速： n=740rpm 10. 压缩机行程： S=120mm 11. 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 ×P 0×T S 0／P S 0-ψ×P sa ×T 0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=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+0.75K-1=1+0.751.308-1=1.231 m 2=1+0.88K-1=1+0.881.308-1=1.271 m 3=m 4= K=1.308 (3) λV1=1－a 1111m ε－1=1－0.2231.112.8145－1=0.736 λV2=1－a 2212m ε－1=1－0.2 271.118145.2－1=0.749λV3=1－a 3313m ε－1=1－0.2308.118145.2－1=0.759λV4=1－a 44140m 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.H d 035℃时饱和蒸汽压P sa1= 0.005622MPa;40℃时饱和蒸汽压P sa2= P sa3= P sa4=0.007374MPa ψp 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/min2.1.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：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 111'1m ε－1=1－0.2231.11037.3－1=0.71λV2＇=1－a 2212'm ε－1=1－0.2 271.113－1=0.712λV3＇=1－a 331'3m ε－1=1－0.2308.11913.2－1=0.747λV4＇=1－a 4414'm ε－1=1－0.2 308.1115.3－1=0.72 4.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 nn S d P P 111)''(--1·1112S d S Z Z Z ⋅+=52.8KWN id2= 601000·P s2·V t2·λv2＇·1-i i n n ·ii nn S d P P 122)''(--1·2222S d S Z Z Z ⋅+= 50.6KWN id3= 601000·P s3·V t3·λv3＇·1-i i n n ·ii nn S d P P 133)''(--1·3332S d S Z Z Z ⋅+= 50KWN id4= 601000·P s4·V t4·λv4＇·1-i i n n ·ii nn S d P P 144)''(--1·4442S d S Z Z Z ⋅+=52KW5.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 =0.85N=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.. 十六、 计算等温指示效率和等温效率等温指示效率ηis-id =id is N N =4.2054.153=0.747 等温效率ηis =N N is =6.2414.153=0.635第二部分 动力计算一、 绘制各列气体力指示图图纸长度200mm=行程120mm m s =120/200=0.6图纸高度100mm=100000N mp=100000/100=1000N/mm 相对余隙容积a 在图纸上长度Sa 1= a 1×200=0.2×200=40mm Sa 2= a 2×200=0.2×200=40mm Sa 3= a 3×200=0.2×200=40mm Sa 4= a 4×200=0.2×200=40mm n1. 往复运动部件质量根据结构设计可知：连杆部件质量约为m l =40Kg ；十字头部件质量约为m c =25Kg ；两列活塞部件重量大致相等约为m p =70Kg ；往复运动部件总质量m s Ⅰ=m s Ⅱ=0.3×m l +m c =0.3×40+25+70=107Kg 2. 计算惯性力极大、极小值S=120mm; L=360mm; r=S/2=60mm=0.06m; λ= r/L=1/360=0.167 ω=30n⋅π=30740⨯π=77.5m/s两列惯性力极大值相等Ⅰmax =m s ·r ·ω2·1+λ=107×0.06×77.52×1+0.167=45000N45mm 两列惯性力极小值相等Ⅰmin = -m s ·r ·ω2·1 -λ= -107×0.06×77.52×1 -0.167= -32120N32.1mm -3λ·m s ·r ·ω2= -3×0.167×107×0.06×77.52= -19319N19.3mm 3. 列的往复惯性力图：三、 计算往复摩擦力:设定两列的往复摩擦力相等F f =0.6~0.7sn N m id 2100026011⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-⋅⋅⋅η≈0.7×7400.12210002205.46010.851⨯⨯⨯⨯⨯⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-=6123N6.1mm 四、 列的活塞力图五、 计算各列切向力和法向力 六、 作综合切向力图1.计算旋转摩擦力:设定两列的旋转摩擦力相等F r =0.4~0.3sn N m id πη⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-⋅⋅⋅111000260≈0.3×7400.1210002205.46010.851⨯⨯⨯⨯⨯⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-π=2924N2.9mm 2.平均切向力Tm=Sm m A Tl ⨯⋅⋅π3.量的总切向曲线与横坐标所包围的面积A ≈21458mm 24.切向力图的长度比例尺m l =lS⋅π=400120⨯π≈0.9425切向力图的力比例尺m T =1000N/mm T m ≈53645N七、 作幅面图和矢量图 △f=5168 mm 2L=m l ·m T ·△f=0.9425×1000×5168/1000＝4871 由热力计算得到的平均切向力为：T m 、=snN mid πη160⋅⋅=7400.120.8511000205.460⨯⨯⨯⨯⨯π≈51972N误差△=mT m T Tm ''-×100%≈3.2% 误差没超过±5%;作图合格八、 计算飞轮矩 GD 2=3600·L/n 2·δ 取δ=1/100 GD 2=3600×7407404871⨯×100=3202.3 N.m 2。
压缩机的热力性能和计算
一、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 a 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：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：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在 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°C以内。
③压缩氯气时，对湿氯气的排气温度限制在 100°C，干氯气的排气温度限制在 130°C。
空压机主要计算公式
空压机主要計算公式1.波义目定律：假设温度不变则某一定量气体的体积与绝对压力成反比。
V1/V2=P2/P12.查理定律：假设压力不变，则气体体积与绝对温度成正比。
V1/V2=T1/T23.博伊尔－查理定律(P1V1)/T1=(T2V2)/T2P：气体绝对压力V：气体体积T：气体绝对温度4.排气温度计算公式T2=T1×r(K-1/K)T1=进气绝对温度T2=排气绝对温度r=压缩比(P2/P)P1=进气绝对压力 P2=排气绝对压力K=Cp/Cv 值空气时K 为1.4(热容比/空气之断热指数)5.吸入状态风量的计算(即Nm3/min 换算为m3/min)Nm3/min：是在0℃，1.033kg/c ㎡ absg 状态下之干燥空气量V1=P0/(P1-Φ1·PD) (T1/T0)×V0 (Nm3/hr dry)V0=0℃，1.033kg/c ㎡ abs，标准状态之干燥机空气量(Nm3/min dry)Φa=大气相对湿度ta=大气空气温度(℃)T0=273(°K)P0=1.033(kg/c ㎡ abs)T1=吸入温度=273＋t(°K)V1=装机所在地吸入状态所需之风量(m3/hr)P1：吸入压力=大气压力Pa－吸入管道压降P1 △=1.033kg/c ㎡ abs-0.033kg/c ㎡=1.000kg/c ㎡ absφ1=吸入状态空气相对湿度=φa×(P1/P0)=0.968φaPD=吸入温度的饱和蒸气压kg/c ㎡ Gabs(查表)=查表为mmHg 换算为kg/c ㎡ abs 1kg/c ㎡=0.7355mHg例题: V0=2000Nm3/hr ta=20 φa=80% ℃则V1=1.033/(1-0.968×0.8×0.024)×﹝(273+20)/273﹞×2000=22206.理论马力计算A 单段式HP/Qm3/min=﹝(P/0.45625)×K/(K-1)﹞×﹝(P2/P1)(K-1)/K-1﹞B 双段式以上HP/Qm3/min=﹝(P/0.45625)×nK/(K-1)﹞×﹝(P2/P1)(K-1)/nK-1﹞P1=吸入绝对压力(kg/c ㎡ Gabs)P2=排气绝对压力(kg/c ㎡ Gabs)K =Cp/Cv 值空气时K 为1.4n =压缩段数HP=理论马力HPQ=实际排气量m3/min7.理论功率计算单段式 KW=(P1V/0.612)×K/(K-1)×﹝(P2/P1)(K-1)/K-1﹞双段式以上KW=(P1V/0.612)×nK/(K-1)×﹝(P2/P1)(K-1)/nK-1﹞P1=吸入绝对压力(kg/c ㎡ Gabs)P2=排气绝对压力(kg/c ㎡ Gabs)K =Cp/Cv 值空气时K 为1.4n =压缩段数KW=理论功率V=实际排气量m3/min8.活塞式空压机改变风量之马达皮带轮直径及马力之修正Dm=Ds×(Qm/Qs)Ds=马达皮带轮标准尺寸(mm)Qs=标准实际排气量(m3/min)Qm=拟要求之排气量(m3/min)Dm=拟修改之马达皮带轮直径(mm)例题：本公司YM-18 型空压机之马达皮带轮之标准为440mm，实际排气量为7.56m3/min，今假设客户要求提高风量至8.7m3/min，应将马达皮带轮如何修改？解：已知Ds=400mm，Qs=7.56 m3/min，Qm=8.7 m3/min。
空气压缩机组及供气系统节能监测方1
空气压缩机组及供气系统节能监测方法(GB/T16665-1996)第一节主题内容与适用范围1. 标准规定了运行中空气压缩机组及供气系统的能源利用状况的监测内容、监测方法和合格指标。
2. 标准适用于额定排气压力不超过1.25MPa（表压），公称容积流量大于或等于6 m3/min的空气压缩机组及供气系统。
2.1 机组类型标准以广泛使用的往复式空气压缩机组作为主要监测对象，故以往复式压缩机组作为制订标准的基础。
但近年来，螺杆式压缩机组逐步为用能单位所接受，也有使用其他型式的空气压缩机组，故标准不强调空气压缩机组的型式。
标准规定的参数范围适用于一般容积式各种类型的空气压缩机组。
2.2 机组排气压力标准只适用于额定排气压力不超过1.25MPa（表压）的空气压缩机组，这是因为高、中压空气压缩机属工艺用压缩机和特殊用途压缩机的范畴，大于1.25MPa的空气压缩机使用得较少，而1.25MPa 以内的空气压缩机使用最多，故列为适用本标准的监控对象。
2.3 机组容量标准适用的机组容积流量为大于或等于6 m3/min。
公称容积流量为空气压缩机组的起始监控对象。
最后应该说明，小型空气压缩机组虽然使用面广，数量又多，但相对而言能耗较小，且大部分是移动式的，因此没列入本标准的监控范围。
第二节节能监测项目1.监测检查项目1.1 空气压缩机组不得使用国家公布的淘汰产品。
目前仍有部分用能单位还在使用国家早已公布的高能耗淘汰产品。
考虑到实际情况，要求用能单位根据自身经济状况来确定，没有计划的，要求制订更新改造计划；有更新改造计划的，要检查计划执行情况。
总之到设备大修时必须更新。
监测单位将改造计划记录在案，到期进行检查督促执行。
对于新建或改建的用能单位，则不允许采用国家已公布的淘汰产品，必须采用国家推荐的高效低能耗的节能产品。
监测单位应将这一要求向设计、施工单位进行宣贯。
在节能基建或改造的“节能篇”评估时把好源头关。
1.2 检测仪表配备齐全。
空压机排气量计算公式
空压机排气量计算公式
空压机排气量计算公式通常用来确定空压机的压缩机能够压缩的空气量，在计算机选择、设备安装以及运行过程中应用广泛。
具体而言，空压机排气量计算公式可表达为：
排气量（Q）= 压缩机容积（V）× 转速（N）/ 60
其中，压缩机容积指的是当压缩机在一定时间内所能够压缩的空气量，在单位体积内的压缩机容积通常用升/分表示；转速指的是压缩机的转速，通常用每分钟转数（RPM）表示。
值得注意的是，空压机排气量计算公式仅适用于单级压缩机的计算，对于多级压缩机，则需要根据其结构和工作原理进行更加复杂的计算。
此外，在实际应用过程中，除了空压机的排气量外，还需要考虑到气压、气温等因素对其实际效果的影响，从而确保设备的正常运行。
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。
i ε=（2-1） 式中： i ε—任意级的压力比； t ε—总压力比；z —级数。
总压力比：t ε= 0.8/0.1=8各级压力比：83.28==εi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：Z =εεt i)75.0~9.0( （2-2）则各级压力比：ε2=2.12~2.55=2.5 ε1=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 p 1（MPa ）名义排气压力 p 2（Mpa ） 名义压力比ε Ⅰ 0.1 0.32 3.2 Ⅱ0.320.82.52.1.2 初步确定各级排气温度各级排气温度按下式计算：1n nd s iT T ε-= （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：n k =对于微、小型空气压缩机：(0.9~0.98)n k =空气绝热指数k =1.4，则(0.9~0.98)(1.26~1.372)n k ==，取n =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==X =-2.323.0113.111294εT s 382(K)二级的吸气温度T s2=400C+273=313（K ）二级的排气温度：=X =-5.223.0113.122313εT s 471(K)=386(K)表2-2 各级排气温度级数 名义吸气温度T 1压缩过程指数n nn 1-'）（ε名义排气温度T 2 ℃ K ℃ K Ⅰ 21 294 1.30 1.31 130 382 Ⅱ 403131.301.3131.233862.2 确定各级的进、排气系数2.2.1 计算容积系数v λ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。
冷库氟利昂系统压缩机排气温度过高的原因
冷库氟利昂系统谷轮压缩机排气温度过高的原因摘要】排气温度过高和电机高温表明压缩机存在过热问题。
电机高温源于冷却不足、负载过大和电源问题；而排气温度过高的原因在于制冷剂的性质、回气温度、冷却方式、冷凝压力、压缩比等，此外COP对排汽温度有明显影响。
过热对压缩机具有很大危害，它不仅会缩短电机寿命、降低润滑油的润滑性能、加速润滑油变质，还会增加能耗，最终会损坏压缩机。
【关键词】压缩机过热、排气温度1.引言压缩机正常运转时的发热量不应该引起过热。
正常的电机发热、压缩热以及摩擦热在设计压缩机时均做过认真的考虑，并有相应的冷却措施。
然而在实际使用中，由于超范围使用、电源不正常、电机过载、制冷剂泄漏、冷凝压力太高等问题引起的电机高温、排气温度过高、润滑油焦糊等过热现象比较常见，并已成为压缩机常见故障之一。
气缸排气温度是判断压缩机是否过热的重要指标之一。
由于测量上的困难，实际应用中是通过测量排气管表面的温度（即排气管温度）来判断是否过热。
由于润滑油到150°C时会变得很稀薄，在175°C左右将开始分解变质，因此气缸排气温度应该控制在150°C以内，而排气管温度通常比排气温度低10~40°C。
因此，如果排气管温度超过135°C，一般认为压缩机已经处于严重过热状态；而如果排气温度低于120°C，压缩机温度正常。
空调压缩机和冰箱压缩机的排气温度通常还要低一些。
2.危害高温对压缩机电机和润滑油具有很大的危害。
长时间过热，不仅会降低电机绝缘性能和可靠性，缩短电机寿命，而且还会降低润滑油的润滑能力，甚至引起润滑油碳化和酸解。
润滑油碳化后润滑能力大大降低，将引起曲轴、连杆、活塞、活塞环等严重磨损，甚至会出现抱轴、卡缸等堵转现象以及由堵转而引起的连杆折断事故。
碳化油还会在阀片和阀板上结碳，引起阀片泄漏和阀片断裂。
润滑油中的酸性物质会腐蚀绕组漆包线、降低绕组的绝缘性能。
空气压缩温度
空气压缩温度
空气压缩温度指的是将空气进行压缩操作时的温度。
当空气经过压缩机的机械压缩作用时，由于机械能转化为热能，空气温度会升高。
根据理想气体定律，空气的压缩过程中，温度与压力成正比，即热力学公式为：
P1/T1 = P2/T2
其中，P1和T1为压缩之前的压力和温度，P2和T2为压缩之
后的压力和温度。
根据此公式可知，当压力升高时，温度也会随之升高。
因此，空气的压缩温度取决于压缩机对空气施加的压力力度和压缩机的效率。
一般来说，空气在被压缩时会产生很高的温度，特别是在高效率的压缩机中，温度会更高。
为了避免温度过高造成设备故障或损坏，通常需要采取冷却措施，例如通过冷却器或冷却剂降低空气的温度。
压缩空气输出压力计算公式
压缩空气输出压力计算公式在工业生产和日常生活中，压缩空气被广泛应用于许多领域，如气动工具、空调系统、汽车制造等。
在这些应用中，了解压缩空气输出压力的计算公式是非常重要的。
本文将介绍压缩空气输出压力的计算公式及其应用。
首先，我们需要了解一些基本概念。
压缩空气输出压力是指通过压缩机将空气压缩后输出的压力。
在实际应用中，我们通常需要根据具体的情况来计算输出压力，以确保设备和系统的正常运行。
压缩空气输出压力的计算公式如下：P2 = P1 (T2 / T1)^(γ / (γ-1))。
其中，P2为输出压力，P1为进气压力，T2为输出温度，T1为进气温度，γ为空气的绝热指数。
在这个公式中，γ是一个常数，它代表了空气在绝热过程中的性质。
对于理想气体，γ的值约为1.4。
而对于实际空气，γ的值会略有不同，通常在1.3到1.4之间。
因此，在实际计算中，我们需要根据具体情况选择合适的γ值。
接下来，让我们通过一个实际的例子来演示如何使用这个公式进行压缩空气输出压力的计算。
假设我们有一个压缩机，进气压力为100 psi，进气温度为25°C。
我们需要将这些空气压缩到200 psi后输出，输出温度为50°C。
现在，我们来计算输出压力。
首先，我们需要确定γ的值。
在这个例子中，我们可以选择γ为 1.4。
接下来，我们将这些值代入公式中进行计算：P2 = 100 (323/298)^(1.4 / (1.4-1)) ≈ 100 1.284 ≈ 128.4 psi。
因此，根据这个计算公式，我们可以得出在这个压缩机中，将空气压缩到200 psi输出所需的进气压力和温度。
除了直接使用计算公式，我们还可以通过使用压缩空气输出压力计算器来简化计算过程。
这些计算器通常会根据输入的参数自动计算输出压力，为工程师和操作人员提供便利。
在实际应用中，了解压缩空气输出压力的计算公式对于工程师和操作人员来说是非常重要的。
通过正确地计算输出压力，可以确保设备和系统的正常运行，同时也可以提高能源利用效率，减少能源消耗。
压缩机输气系数公式
压缩机输气系数公式压缩机输气系数公式，这可是个挺专业的玩意儿呢！咱们先来说说啥是压缩机输气系数。
简单来讲，它就是用来衡量压缩机实际排气量和理论排气量之间差异的一个指标。
就好像你计划今天做完十道数学题，结果因为各种原因只完成了八道，那完成的八道和计划的十道之间的比例，就有点类似输气系数的概念。
压缩机输气系数的公式通常包含了好几个因素。
比如说余隙系数，这就好比你跑步的时候，每跑一段就得喘口气，这喘气的间隙就影响了你最终跑的距离。
还有压力系数，它就像是你爬山时，山越高，你往上爬就越费劲，能达到的高度就相对受限。
再就是温度系数，想象一下大热天你干活儿，是不是容易疲惫，效率也没那么高？这温度对压缩机工作也有类似的影响。
我记得有一次去工厂参观，看到那些巨大的压缩机在轰轰作响。
当时有个年轻的工程师在旁边给大家讲解，他特别提到了输气系数公式的重要性。
他说：“这公式啊，就像是我们掌控压缩机性能的密码。
要是算错了，那可就麻烦大啦！”他一边说，一边指着一台正在运行的压缩机，脸上的表情那叫一个认真。
那时候我就在想，这小小的公式，居然能决定这么大机器的工作效率，真的是太神奇了！咱们再深入点说，余隙系数的计算要考虑到压缩机气缸的余隙容积。
这余隙容积就像是一个隐藏的小房间，每次工作结束总会有一部分气体留在里面，下次工作的时候就会占点空间，影响排气量。
压力系数呢，和进排气过程中的压力损失有关。
就好像你用水管浇水，要是水管有漏洞，水流出来的量就会减少。
温度系数则和气体在压缩过程中的温度变化相关。
温度一高，气体就膨胀，能排出去的量也就相应减少了。
所以啊，要准确计算压缩机输气系数，就得把这些因素都考虑周全。
可不能马马虎虎，不然得出的结果可就不准确啦！在实际应用中，不同类型的压缩机，输气系数公式可能会有所不同。
但万变不离其宗，都是围绕着这些关键因素来的。
总之，压缩机输气系数公式虽然看起来有点复杂，但只要咱们耐心琢磨，搞清楚每个因素的作用，就能更好地理解和运用它，让压缩机发挥出最大的效能。
空气压缩机选型主要计算公式
1.波义目定律：假设温度不变则某一定量气体的体积与绝对压力成反比。
V1/V2=P2/P12.查理定律：假设压力不变，则气体体积与绝对温度成正比。
V1/V2=T1/T23.博伊尔－查理定律(P1V1)/T1=(T2V2)/T2P：气体绝对压力V：气体体积T：气体绝对温度4.排气温度计算公式T2=T1×r(K-1/K)T1=进气绝对温度T2=排气绝对温度r=压缩比(P2/P)P1=进气绝对压力 P2=排气绝对压力K=Cp/Cv 值空气时K 为1.4(热容比/空气之断热指数)5.吸入状态风量的计算(即Nm3/min 换算为m3/min)Nm3/min：是在0℃，1.033kg/c ㎡ absg 状态下之干燥空气量V1=P0/(P1-Φ1·PD) (T1/T0)×V0 (Nm3/hr dry)V0=0℃，1.033kg/c ㎡ abs，标准状态之干燥机空气量(Nm3/min dry)Φa=大气相对湿度ta=大气空气温度(℃)T0=273(°K)P0=1.033(kg/c ㎡ abs)T1=吸入温度=273＋t(°K)V1=装机所在地吸入状态所需之风量(m3/hr)P1：吸入压力=大气压力Pa－吸入管道压降P1 △=1.033kg/c ㎡ abs-0.033kg/c ㎡=1.000kg/c ㎡ absφ1=吸入状态空气相对湿度=φa×(P1/P0)=0.968φaPD=吸入温度的饱和蒸气压kg/c ㎡ Gabs(查表)=查表为mmHg 换算为kg/c ㎡ abs 1kg/c ㎡=0.7355mHg例题: V0=2000Nm3/hr ta=20 φa=80% ℃则V1=1.033/(1-0.968×0.8×0.024)×﹝(273+20)/273﹞×2000=22206.理论马力计算A 单段式HP/Qm3/min=﹝(P/0.45625)×K/(K-1)﹞×﹝(P2/P1)(K-1)/K-1﹞B 双段式以上HP/Qm3/min=﹝(P/0.45625)×nK/(K-1)﹞×﹝(P2/P1)(K-1)/nK-1﹞P1=吸入绝对压力(kg/c ㎡ Gabs)P2=排气绝对压力(kg/c ㎡ Gabs)K =Cp/Cv 值空气时K 为1.4n =压缩段数HP=理论马力HPQ=实际排气量m3/min7.理论功率计算单段式 KW=(P1V/0.612)×K/(K-1)×﹝(P2/P1)(K-1)/K-1﹞双段式以上KW=(P1V/0.612)×nK/(K-1)×﹝(P2/P1)(K-1)/nK-1﹞P1=吸入绝对压力(kg/c ㎡ Gabs)P2=排气绝对压力(kg/c ㎡ Gabs)K =Cp/Cv 值空气时K 为1.4n =压缩段数KW=理论功率V=实际排气量m3/min8.活塞式空压机改变风量之马达皮带轮直径及马力之修正Dm=Ds×(Qm/Qs)Ds=马达皮带轮标准尺寸(mm)Qs=标准实际排气量(m3/min)Qm=拟要求之排气量(m3/min)Dm=拟修改之马达皮带轮直径(mm)例题：本公司YM-18 型空压机之马达皮带轮之标准为440mm，实际排气量为7.56m3/min，今假设客户要求提高风量至8.7m3/min，应将马达皮带轮如何修改？解：已知Ds=400mm，Qs=7.56 m3/min，Qm=8.7 m3/min。
活塞压缩机制冷量计算
活塞压缩机制冷量计算活塞压缩机是制冷空调系统中最常见的一种压缩机类型，它通过活塞的往复运动将气体进行压缩，达到提高气体压力和温度的目的。
在设计和运行活塞压缩机时，我们经常需要进行制冷量的计算，以确保系统的正常运行和高效性能。
活塞压缩机的制冷量计算是通过考虑以下几个因素来完成的：1.压缩机排气温度：压缩机排气温度是活塞压缩机工作过程中需要特别关注的参数之一。
较高的排气温度会导致系统效率下降，因此需要控制在合理范围内。
一般来说，活塞压缩机的排气温度应控制在65-85摄氏度之间。
2.压缩机排气压力：压缩机排气压力同样是制冷量计算中需要重点考虑的参数。
排气压力会影响系统的制冷效果和能耗。
通常，排气压力应根据具体使用要求进行调整，一般控制在15-20巴之间。
3.压缩机循环量：活塞压缩机的循环量是指活塞每分钟工作往复次数。
循环量越高，制冷量越大。
活塞压缩机的循环量可以根据实际需要进行调整，但需要注意与其他系统参数保持协调。
4.冷媒种类和性质：不同的冷媒种类具有不同的压缩性能和制冷特性。
在进行制冷量计算时，需要根据具体的冷媒种类和性质来确定相关参数和公式。
5.系统热负荷：制冷量计算还需要考虑系统的热负荷，即需要制冷的物体或空间所产生的热量。
热负荷是制冷系统设计中的重要参数，可以通过空调负荷计算等方法来确定。
综合考虑以上因素，可以使用以下的计算公式来进行活塞压缩机的制冷量计算：制冷量 = 循环量 × 单位制冷量其中，循环量由活塞压缩机的设计和调整确定，单位制冷量由冷媒种类和性质确定。
需要注意的是，上述公式仅为一个大致的计算方法，在实际设计和运行活塞压缩机时，还需要根据具体情况和要求进行精细调整和计算。
除了制冷量的计算，还需要对活塞压缩机的功率和效率进行评估。
为了提高活塞压缩机的效率和性能，可以采取以下几种措施：1.优化设计：通过改进活塞压缩机的结构和材料，提高其运行效率和性能。
2.节能措施：在活塞压缩机的工作过程中，采取节能措施，如合理控制循环量、减少压缩机的功耗等。