压缩机动力学分析
活塞式压缩机主运动——曲柄滚动轴承系统动力学仿真分析
的条件下 ，宜缩短Ｈ１ ，以力求降低整机的高度尺寸 。
３顶岸高虏ｈ（ ． 即第—道活塞环槽到活塞顶的距离 ） １ 越 小 ，第一 道环本 身的热 负荷也越 高。应根 ）ｈ 据热负荷及冷却状况确定ｈ ，使 第一道活塞环 的工作温 度不超过允许极 限 （ ８～ ２ ＊ 约１０ ２０Ｃ）。 ２）在 保证第 一道环工作可靠 的情况下 ，尽量缩小
１ Ｏ 信息系统工程 ｌ ０ １ １ ０ ５ １． ． ２ １２
６ 根据活塞 顶部应 力 、刚度及散 热要求来 决定 是 的，小型高速柴油机的铝活塞 ，如满 足顶部有足够的传
热截面 ，则顶部 的机械强度一般也是足够 的。热应力随
隙 △ｏ 和垂直销孔方 向的裙部 间隙 △ 。减小 △ｏ 上 可以降
低活塞头部的热负荷 ，减小 △ 可 以减弱活塞换 向时倾 上 侧摆动与敲击缸套 现象 ，从而可大大减轻缸套 的穴蚀 ， 但活塞间隙过小 ，也容易引起 活塞 的损伤和拉缸 。在销 孔轴线方 向的裙部不 承受 推力负荷 ，其间 隙 △ 稍大一 ｘ 些对活塞运行性 能的影响不很大 ，因此在设计上 ＡΒιβλιοθήκη 的 Ｘ 选择可以有较大的差别 。
４活塞环的数 日及排列 ． １ ）活塞环数 目一般为 ： 高速机 气环２ ３ ，油环 １２ ； ～道 ～道
中速机 气环３ ４ ，油环２ （ ～道 道 少数用一道 ）
２ ）油环布置：采用一ｊ油环时，油环装在销孔上方。 酋
５环槽尺寸 环槽 的轴 向高 度等于活塞环 的轴 向高 ．
度ｂ 。
１塞高度Ｈ ． １ ）活塞高度取决 于以下因素 ：
式 中 Ｄ活塞名义直径 ； ｔ 活塞环径 向厚度 ；
2013压缩机课程设计指导书(热力学与动力学)
1绪论活塞式压缩机设计是装控专业课程设计的主要方向之一。
设计题目主要以排气量小于3m3/min的微型或小型角度式空气压缩机为主。
用于提供压缩空气的角度式空气压缩机包括V型、W型、S型等结构型式，主要分为单级和两级压缩两大类，润滑方式分有油润滑和无油润滑，冷却方式主要为风冷，气阀型式主要为舌簧阀。
目前市场上通用的排气压力系列有0.4MPa、0.7 MPa、1.0 MPa、1.25 MPa、2.5MPa五档。
设计计算内容主要包括分为热力学设计、动力学设计和结构设计三部分。
热力学设计主要是确定压缩机的结构方案，确定热力学参数和主要结构参数和气缸直径等。
热力学设计中参数选择是否合理，是否符合工程实际极为关键，选择必须要有据可依。
设计过程中部分参数可能需要反复修正计算才能获得比较满意的结果。
动力学计算的主要任务是确定飞轮矩和平衡惯性力。
课程设计中主要完成飞轮矩确定。
惯性力平衡只要求明了目的、方法和可能的结果，不做计算。
结构设计内容为主要为活塞、气缸、连杆、曲轴等主要零部件的简要结构设计和设计图绘制。
设计时间为三周。
2热力学计算示例热力学计算目的：压缩机的热力计算，是根据气体压力、容积和温度之间存在的热力学关系，结合压缩机的具体特性和使用要求而进行的，其目的是确定压缩机的结构型式、合理的热力参数（各级的吸排气温度、压力、功耗等）和合理的结构参数（活塞行程、曲轴转速和气缸直径等），为动力学计算和零部件结构设计提供依据。
2.1 设计参数设计题目：设计参数：压缩介质：空气排气量：3m3/min吸气压力：0.1MPa 吸气温度：20℃排气压力：0.4MPa、0.7MPa、1.0MPa、1.25MPa和2.5MPa排气温度：一级压缩时排气温度≤200℃；两级压缩时各级排气温度≤180℃。
气阀型式：舌簧阀2.2 结构型式选择和结构参数确定结构型式：V型、W型和S型压缩机结构和结构示意图见图2.1~图2.7。
其主要特点是连杆和活塞直接连接，无十字头和活塞杆，结构紧凑。
压缩机气体脉动分析和管道振动分析(2)
管道振动分析 ： 有限元方法实例
结果提取： 1. 进一步可以选择频率21Hz，相位171.759 度时的整个管道的应力和变形情况。 2. 当然，程序也可观察任意频率、任意相位 角下的变形情况。 3. 由此可以看出，振动分析所产生的数据量 是非常巨大的。
管道振动分析 小结
1. 与静力分析相比，管道的振动分析无论是建模 输入还是结果数据都非常复杂，特别是对结果 的分析评判需要比较丰富的理论知识背景，同 时还需要比较丰富的经验和技巧。
管道振动分析 ： 有限元方法
从前面的介绍可以知道，对于管道振动分析， 其基础在于构造整个系统的质量矩阵和刚度 矩阵，通过求解特征值和特征向量，得到固 有频率和模态，最后通过模态叠加法得到系 统振动响应。 但是，实际的管道系统结构形式和布置都非 常复杂，不可能直接写出其质量矩阵和刚度 矩阵，因此在分析中目前都使用有限元方法。
2. 随机振动：激力是随机的，响应也是随机的，不能用时间的确定性函数来表示，这类振 动问题通常需要用概率和统计方法来估算响应值（最大值、平均值、方差）
管道振动分析
由于动力学分析比静力分析运算量要大很多（在时间历程里面的每一个积分点都是一个静力计 算），因此对于管道工程来说，不可能对所有的振动都采用振动方法来分析，而是对大多数问 题采用简化方法~准静态方法来计算。下面简单介绍一下工程中常见的振动问题处理方法： 1. 风载荷引起的管道振动 风载荷是典型的随机振动，随机振动与确定性振动相比，其运算量更大，而通常管道由于截面 小，风载荷并非主要载荷因素，因此在实际分析中，分载荷往往是根据规范进行等效静力分析。 当然，特殊情况下，对于细长的垂直管道，有必要采用动力分析。 2. 地震引起的管道振动 与风载荷类似，地震载荷也是典型的随机振动。为了简化计算，在管道应力分析中如考虑地震 载荷的话，也是采用等效静力分析的方法。与设备相比，管道的质量相对较小，地震发生时管 道自身受到地震作用造成应力过大而破坏的可能性不大，通常是由于设备或者结构倒塌造成的 管道破坏。
博士后科研成就沈阳工业大学赵晶
博士后科研成就沈阳工业大学赵晶一、项目名称：《大型变压器结构件应力有限元分析及测试》，经费48万元，项目来源特变电工沈阳变压器集团有限公司。
项目背景：变压器是电力系统中应用最为普遍的电器设备，油箱是保护变压器器身的外壳和盛油的容器，又是装配变压器外部结构件的骨架。
为保证变压器油箱具有良好的密封性和机械强度，本文旨在解决变压器油箱在抽真空、起吊、运输过程中存在的一些关键技术问题。
研究内容和工作总结：通过建立变压器油箱及其附属部件三维有限元模型，对模型进行分析和测试，同时对实际工作环境下的应变进行测试，将有限元计算结果与现场测试结果进行对比，找出油箱设计中存在的问题。
主要工作包括如下内容：（1）对变压器油箱在生产过程以及运行现场出现的问题进行总结调查，根据调查结果和初步分析，提出计算变压器油箱强度的有限元计算方法以及油箱结构的优化建议及改进措施。
（2）应用ANSYS软件的APDL模块建立了变压器油箱模型，并对油箱模型进行网格剖分和加载。
（3）分别对抽真空状态、起吊状态以及运输状态下的变压器油箱应力、应变进行了有限元分析计算。
图1油箱有限元分析结果（4）针对真实750KV变压器油箱在其对在起吊状态下，吊拌、箱底、箱壁的应力值，先进行了有限元计算分析，再对此台产品进行试验测量，通过对比、修正，获得了较为准确的应力数据。
图2变压器器身吊装过程有限元分析结果图3变压器箱体耐压实验现场（1）图4 实验现场（2）二、项目名称：《CAP1400屏蔽电机核主泵研制》，经费20万元，项目来源：沈阳市科技计划项目工业科技专项。
项目背景：在CAP1400核主泵自主研发的过程中，探明核主泵设计、制造中的关键科学问题，弄清其设计思想及机理，对实现核主泵顺利国产化，保障我国核电事业顺利健康发展有重大的现实意义。
在保证核主泵具有满足设计要求的水力性能同时，良好的结构特性也是设计者需要考虑的重要因素之一。
满足强度要求、具有良好的水力及振动特性以及低噪声是实现核主泵在高温、高压、强辐射环境中能够长期、稳定、可靠运行的保证。
离心压缩机动力学建模与分析
离心压缩机动力学建模与分析离心压缩机是广泛应用于工业生产和交通运输等领域的重要设备，其动力学建模与分析对于提高压缩机性能和优化系统运行至关重要。
在本文中，将探讨离心压缩机动力学建模与分析的方法和应用。
一、离心压缩机的基本原理离心压缩机是通过转子内部的离心力将气体吸入，并通过旋转转子将气体压缩，从而达到增加气体压力和流量的目的。
其基本原理可以归纳为三个关键步骤：吸入、压缩和排出。
吸入过程：当转子旋转时，压缩机的进气口打开，气体被离心力吸入到转子内部。
在这个过程中，进气量和进气温度对于压缩机的性能有着重要影响。
压缩过程：一旦气体进入到转子内部，随着转子的旋转，气体被推向离心压缩机的出口。
在这个过程中，气体被不断压缩，从而增加气体的压力和密度。
排出过程：离心压缩机的出口打开，经过旋转后的气体被排出到管道或其他设备中。
排出过程中，气体的压力和流量将达到设定的要求。
二、离心压缩机的动力学建模离心压缩机的动力学建模主要基于气体力学和旋转机械原理。
目前，常见的建模方法包括数学建模和计算流体力学（CFD）建模。
数学建模：数学建模主要依靠基于物理原理的方程组，通过建立各个部件的质量守恒、能量守恒和动量守恒等方程，对离心压缩机的性能进行模拟和预测。
数学建模方法包括等熵模型、多级模型和非等墒模型等。
CFD建模：CFD建模是利用计算流体力学方法对离心压缩机内部流场进行数值模拟和分析的方法。
通过离散化连续介质模型和求解流体连续方程、动量方程和能量方程等进行模拟计算，可以得到更详细的流动特性和参数分布。
三、离心压缩机动力学分析的应用离心压缩机动力学分析广泛应用于设计优化、性能评估、故障诊断和运行优化等方面。
设计优化：通过动力学分析，可以对离心压缩机的几何形状、材料选择和工艺参数等进行优化。
例如，通过改变叶轮的截面形状和叶片的角度，可以提高离心压缩机的效率和性能。
性能评估：通过动力学分析，可以对离心压缩机的性能进行评估和比较。
往复压缩机活塞杆反向角计算及分析
往复压缩机活塞杆反向角计算及分析往复活塞式压缩机是社会中各行的大型工业都不可或缺的设备。
尤其在石油相关行业中大量使用该种压缩机，成为了该行业的核心设备。
本文首先进行往复式活塞压缩机反向角以及其在变工况环境下的基于热力学、动力学计算，在计算的基础上得到了不同工况下的综合活塞力图，根据综合活塞力图分析分析了工况变化对反向角的影响规律。
标签：往复压缩机;动力计算;变工况;反向角1引言反向角的反向程度大小与十字头销、铜套的损坏程度以及压缩机工作正常与否有着密不可分的关系。
铜套和十字头销工作中紧紧贴合且受到加速度大的改变冲击，因此一个足够的反向角用来让他们得到充分的润滑、冷却。
倘若十字头在十字头销所受到的合力作用下贴紧于活塞侧，这时相对的一侧会出现一个缝隙。
在重力、压力相关因素作用下，润滑油流入该缝隙，润滑和冷却该侧的零部件[1]。
若十字头销所受合力仅指向一个方向，并且十字头销自始至终压紧在铜套的一侧，那么受压的另一侧始终没有间隙，冷却和润滑状况十分恶劣，十字头销和铜套便会迅速损坏，影响往复式压缩机正常的工作。
2 反向角的定义当曲轴旋转360度过程中，作用在十字头销和铜套而且和气缸中心线方向一致的总负载分量，角度产生180度变化，这个负向载荷连续作用的时间段内表征的曲柄转角，叫做反向角。
其中API618准则确定反向角不得低于15度，ARIAL 公司规定最小反向角不得低于25度，COOPER公司制定准则其反向角不得小于30度[2]3 往复式活塞压缩机的动力计算在这里把L型往复式活塞压缩机动力计算程序作为引例，其具备如下功能：（1）初始数据部分：根据任务书得到原始数据。
（2）热力计算部分：根据初始数据计算有关热力参数，为后续的动力计算部分做一个铺垫。
（3）动力计算部分：计算各级活塞压缩机的往复惯性力、气体力和摩擦力，进而计算得到综合活塞力和总切向力[3]。
往复式活塞压缩机动力计算初始数据截图如图1所示：在第1列单元数据表中键入曲柄转角α的数值，每隔5°进行一次取点分析计算，从0°到360°共取73个点。
(完整版)活塞式压缩机的受力分析
I I I II
因动力计算中规定使连杆产生拉伸应力的 力为正，反之为负故式中将负号去掉。
2
一阶往复惯性力
II msr 2 cos 为一阶往复惯
性力。其变化的周期等于曲轴转一周的时 间。
当 00 时，为最大值:
旋转的作用，故称为阻力矩。
自由力
至于PL 又可（ P / PL cos ）再分解
为一个侧向力 N 和活塞力 P 。 N
和十字头销上的 N 构成一个力矩 Nh'
(图2)；
活塞力 P Pg I 。
自由力
气体力和从固定件传来的气体力相互
抵后，主轴O点处只作用着惯性力 I 。
它和曲柄销中心B点处作用着的旋转惯 性力（离心力），这两个力无法在内部 平衡，都会传到机器外，故称自由力或 外力。
卧式机器设计支承的问提
卧式机器由于气缸轴线方向串联有机身、 中体、接筒以及级差式气缸等零件而使机器 过长，为支承其重量应设计成为不要限制其 轴向位移的支承。否则会使中体与机身连接 法兰处受力不均，甚至造成中体连接螺栓在 下半周者断裂事故。
惯性力、活塞力
2）、惯性力 I ，也是交变力。其 和气体力构成活塞力。即：P Pg I
旋转惯性力
旋转惯性力的作用方向始终沿着曲柄
半径指向外，而且规定使曲柄承受拉伸为
正值，受压缩为负值，故式中负号可不顾
及。
mr —旋转质量=曲轴的旋转质量+
（0.6－0.7）连杆质量。
第二节、压缩机中的作用力
一、压缩机运行时的作用力
①空负载运行中：曲柄连杆机构只产生惯 性力和摩擦力。
②满负载运行而突然在止点停车时，压缩 机中只有最大气体力作用在有关零件上。
用转子动力学及有限元建模分析大型工业涡轮压缩机
用转子动力学及有限元建模分析大型工业涡轮压缩机J. Jeffrey Moore Giuseppe Vannini Massimo Camatti Paolo Bianchi 用转子动力学分析一个大型工业压缩机箱体和转子—轴承支撑系统。
建立复杂箱体及支撑结构的三维有限元模型。
在这里介绍了两种方法，包括箱体与基础间的传递函数法以及转子—箱体—基础的完全联接模型。
获得了箱体模型对轴承支承及转子的影响。
第一种方法获得了有限元模型中轴承支撑位置的频响函数。
用该频响函数产生一维曲线。
然后将这些传递函数纳入转子动力学模型中。
第二种方法解决了完全联接的转子及箱体模型。
用一个不平衡响应计算进行了在这两种情况下的转子临界转速和箱体模型响应。
压缩机及支撑的影响导致第二临界转速的下降至工作速度，不符合美国石油协会(API)第6177版要求。
结合转子轴颈轴承，箱体,支撑修改得出了一个满意的API兼容的解决方案。
结果验证了完全联接模型传递函数的方法。
DOI: 10.1115/1.2938272介绍：在典型的大型涡轮机械中，基础和箱体对转子响应及临界转速有显著影响。
箱体还在其他应用场合包括液体火箭发动机和重要垂直泵浦用于海上钻井作业有影响.Darlow et al[1]包括箱体影响的一个长的垂直泵。
Corbo et al.[2]也提出了建立垂直泵工作箱体影响。
Childs et al.[3] 显示火箭发动机涡轮泵的一项分析,包括弹性箱体模式。
Kubany et al[4] 用三维有限元法模拟了10MV的电动马达并展示了这种联接方法记录所有的基础的模式在操作速度范围内的重要的意义。
多数现代有限元程序允许为有转子陀螺效应的元素包括梁用3 D建模。
轴承可以被精确地模拟出等效刚度和阻尼系数类似转子动力学参数。
这些轴承可以被纳入一个三维有限元模型,以代表复杂几何实体单元的箱体和基础。
虽然这种方法捕捉真实的动态互动的转子和外壳,有限元模型不允许使用依赖速度系数轴承,这需要大量人工操作来产生不平衡响应的情节。
空调压缩机转子系统动力学特性分析
并制定出消声器 结构的声学优化 方案 。国内研 究主要 集中 在减振 降噪 以及噪 音辨识 方面，舒 歌群 等人对滚 动转 子压 缩机机 的结构进 行相关 分析，认为压缩 机噪音主要分为 电磁 噪声、机械 噪声、气流噪声。通过 对压缩 机噪声频谱 图进行 相 关分析确定噪集中在提 高压 缩机效 率和变 频控制方 法上 ，对 于振动噪声 问题 研究相对 较少，对 滚动转 子式 压缩机 转子 系统振 动特性缺乏研 究。
Ａｒｔｉｃｌｅｓ
空调 压缩 机转子 系统 动 力学特性分析
Ｄｙｎａｍ ｉｃｓ ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｆ ａｉｒ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎｅｒ ｃｏｍ ｐｒｅｓｓｏｒ ｒｏｔｏｒ ｓｙｓｔｅｍ
高 文栋 薛玮 飞
ＧＡＯ Ｗｅｎｄｏｎｇ ＸＵＥＷｅｉｆｅｉ
广 东 美 的制 冷 设 备 有 限 公 司 广 东佛 山 ５２８３１ １
Ａｂｓｔｒａｃｔ Ｄｕｒｉｎｇ ｔｈｅ ｏｐｅｒａｔｉｏｎ ｏｆ ｔｈｅ ａｉｒ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎｅｒ ｃｏｍｐｒｅｓｓｏｒ ｔｈｅ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ｇｅｎｅｒａｔｅｄ ｂｙ ｔｈｅ ｒｏｔａｔｉｏｎ ｏｆ ｔｈｅ ｃｏｍ ｐｒｅｓｓｏｒ ｔ＇ｏｔｏｒ ｓｙｓｔｅｍ ｔ ｈ ｒｏｕｇｈ ｔｈｅ ｐｉｐｅｌｉｎｅ ｔｏ ｔｈｅ ｓｔｒｕｃｔｕｒａｌ ｍ ｅｍ ｂｅｒ，ｃａｕｓｉｎｇ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ａｎｄ ｎｏｉｓｅ ｏｌ’ｔｈｅ ａｉｒ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎｉｎｇ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ．Ｉｎ ｔｈｉｓ ａｒｔｉｃｌｅ，Ｄｙｎａｍｉｃ ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｆ ｃｏｍｐｒｅｓｓｏｒ ｒｏｔｏｒ ｓｙｓｔｅｍ ｂｙ ｔｈｔｉｔｅ ｅｌｅｍｅｎｔ ｍｅｔｈｏｄ，ｕｓｉｎｇ ｅｌａｓｔｉｃｉｔｙ ｆｉｎｉｔｅ ｅｌｅｍ ｅｎｔ ｍｅｔｈｏｄ ｔｏ ｅｓｔａｂｌｉｓｈ ｔｈｅ Ｄｙｎａｍｉｃ ｅｑｕａｔｉｏｎｓ ｏｆ ｃｏｗｔｐｒｅｓｓｏｒ ｒｏｔｏｒ ｓｙｓｔｅｍ；ｂａｓｅｄ ｏｎ ｔ ｈｅ ｆ ｉｎｉｔｅ ｅｌｅｍｅｎｔ ｍｅｔｈｏｄ ｗｉｔｈ ｆｅｗ ｄｅｇｒｅｅｓ ｏｆ ｆｒｅｅｄｏｍ ｔｏ ｅｓｔａｂｌｉｓｈ ｔｈｅ Ｄｙｎａｍｉｃ ｍｏｄｅｌ ｏｆ ｃｏｍｐｒｅｓｓｏｒ ｒｏｔｏｒ ｓｙｓｔｅｍ，ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｆ ｔｈｅ ｃｏｍｐｒｅｓｓｏｒ ｒｏｔｏｒ ｓｙｓｔｅｍ ｉｎｈｅｒｅｎｔ ｃｈａｒ ａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ ｕｓｉｎｇ Ｎｅｗ—ｍａｒｋ ｎｕｍｅｒｉｃａ１ ｉｎｔｅｇｒａｔｉｏｎ ｍｅｔｈｏｄ ａｎｄ ＡＮ ＳＹＳ ｓｏｆｔｗａｒｅ，ｔｈｅ ｆｉｎｉｔｅ ｅｌｅｍｅｎｔ ａｎａｌｙｓｉｓ ｓｏｌｕｔｉｏｎ ａｎｄ ｔｈｅ ｎｕｍｅｒｉｃａｌ ａｎａｌｙｓｉｓ ｓｏｌｕｔｉｏｎ ｃｏｎｔｒｏｌ ｔｈｅ ｎｕｍ ｅｒｉｃａｌ ｅｒｒｏｒ ｏｆ ｔｈｅ ｆｉｒｓｔ ｔｈｒｅｅ ｃｒｉｔｉｃａｌ ｓｐｅｅｄｓ ｗ ｉｔｈｉｎ ５％ ．ｔ ｈｕｓ ｖｅｒｉｆｙｉｎｇ ｔｈｅ ｃｏＦＦｅｅｔｎｅｓｓ ｏｆ ｔ ｈ ｅ ｅｓｔａｂｌｉｓｈｅｄ ｃｏｍｐｒｅｓｓｏｒ ｒｏｔｏｒ ｓｙｓｔｅｍ ｄｙｎａｍｉｃｓ ｍｏｄｅ１．Ｔｈｅ ｕｎｂａｌａｎｃｅ ｒｅｓｐｏｎ￣ ｏｆ ｔｈｅ ｃｏｍ ｐｒｅｓｓｏｒ ｒｏｔｏｒ ｓｙｓｔｅｍ ｕｎｄｅｒ ｄｉｆ ｉｅｒｅｎｔ ｅｃｃｅｎｔｒｉｃ ｓｔａｔｅｓ ｉｓ ａｎａｌｙｚｅｄ ｂｙ Ｎｅｗ—ｍａｒｋ ｎｕｍ ｅｒｉｃａｌ ｉｎｔｅｇｒａｔｉｏｎ ｍ ｅｔｈｏｄ ．Ｔｈｅ ａｎａｌｙｓｉｓ ｒｅｓｕｌｔｓ ｓｈｏｗ ｔｈａｔ ｔｈｅ ｅｃｃｅｎｔｒｉｃｉｔｙ ａｎｄ ｔｈｅ ｒｅｓｐｏｎｓｅ ａｍｐｌｉｔｕｄｅ ａ ｒｅ ｌｉｎｅａｒ ｉｎ ｔｈｅ ｒｏｔｏｒ ｓｙｓｔｅｍ ．
往复式压缩机
上的布置方式以及压缩的级次等。低压级0.07～0.12， 中压级0.09～0.14，高压级0.11～0.16。
单级压力比 过大，会使 V 降低。
精选ppt课件
26
p ——压力系数
反映了由于进气阀阻力的存在致使实际进
气压力 p s 小于名义进气压力 p 1 ，从而造成进气
精选ppt课件
32
μ ok ——称为第k级的抽加气系数。它表示k
级之前的抽加气对k级进气量的影响。
抽气：μok1；加气：μok1
Vd
k
Vo1i
μok
i2
Vd
精选ppt课件
33
μ φk ——称为第k级的凝析系数。它表示k级
之前气体的凝析量对k级进气量的影响。
有凝析：μφk 1
Vd
k
Vφ1i
μφk
气缸部分 气缸、气阀、活塞、 活塞环、填料等
形成压缩容积和防止 气体泄漏
辅助部分
冷却器、缓冲器、滤清 器、油气分离器、安全 阀、油泵、注油器、排 气量调节装置等
确保压缩机安全、可 靠运转
往复活精塞选pp式t课件压缩机的组成
6
一、往复活塞式压缩机结构原理及工作循环
往复活塞式压缩机的主要特点：
1.适用压力范围广。从低压至超高压均可。
操作维修方便；满足工艺流程上的特殊要求。
大中型压缩机，以省功和运转可靠为第一要
求，一般级压力比取在2—4之间；
小型压缩机，经常是间歇使用，主要考虑结
构简单紧凑，质量轻、成本低，而功耗却处于次
要地位，所以可适当提高级压力比以减少级数；
对于易燃易爆等特殊气体，级数选择主要受
第5章 活塞压缩机动力计算
44
惯性力(矩)的平衡
单列压缩机往复惯性力（矩）
不能通过加平衡重的方法平衡 正反转质量平衡系统 有时加平衡重：惯性力转移30％～50％到另外的方向
45
惯性力(矩)的平衡
多列压缩机惯性力（矩）
F 'Is ,1 + F "Is ,1
通过各列曲拐错角的合理配置，实现平衡 同一曲拐配置多列气缸，各气缸配置合适 中心线夹角
ms ,1
1
a
b c
ms ,1
F 'Is ,2 + F "Is ,2
质量的转化
⎧ml = ml′ + ml′′ ⎨ ⎩ml′l1 = ml′′l2
ml′ = (0.3 ~ 0.4 )ml
ml′′ = (0.7 ~ 0.6)ml
16
惯性力计算
质量的转化
′ + mk ′′ mk = mk
ρ
r
17
惯性力计算
质量的转换
mr = mk + m "l
l
往复运动质量 回转运动质量
4
曲柄—连杆机构的感性认识
实例1：无十字头（中小型） — — 双W型
？
5
曲柄—连杆机构的感性认识
实例2：有十字头（大中型）
6
曲柄—连杆机构的感性认识
运动机构中的零部件
曲轴
连杆 十字头 活塞
？
？
7
如何进行动力计算？
复杂ÆÆ简单
运动部件（曲柄连杆机构）
曲轴、连杆、活塞、（十字头、活塞杆） 曲柄销中心点的回转运动 活塞销（或十字头销）中心点的往复直 线运动 连杆做平面运动
透平压缩机机组的横向振动和扭转振动分析CAE
透平压缩机机组的横向振动和扭转振动分析CAECAE, 压缩机, 机组, 振动分析采用转子动力学分析软件MADYN 2000，对一台离心压缩机进行了横向振动分析，对一套轴流压缩机机组进行了扭转振动分析，讨论了转子动力学分析的重要性。
0 引言透平压缩机转子在启停机的升速或降速过程中，转速达到某一数值时，转子发生强烈振动，转速高于这一数值后，振幅又减小；振幅出现峰值的转速称为临界转速。
如果转子的转速停滞在临界转速附近，轴的变形将迅速增大，以至轴或轴上零件乃至整个机器遭到破坏。
因此，透平压缩机转子的转速应避开临界转速。
随着流程工艺复杂化，介质类型多样化，机械设备朝着大型化、精密化、高效化和高可靠性方向发展。
跨度较大、刚性较小、外伸端较长的轴被大量采用，压缩机转子临界转速都有不同程度的降低，更加容易引起共振。
对于“转子-齿轮-轴承”系统，整个轴系的扭转临界转速相对降低了很多，压缩机机组扭转振动问题也引起了极大的重视。
对于这些，需要采用功能相对完备的转子动力学软件。
能够进行横向振动、扭转振动等方面的分析。
可以考虑多种数据：包括轴的几何尺寸，叶轮、叶片、盘套等的位置以及相关属性，轴承的位置以及相关属性，联轴器相关属性，齿轮的相关属性，支撑的位置以及相关属性，材料属性，转子速度，不平衡量的大小、相位角和位置，附加的外部载荷的位置以及与时间相关的属性，外部激励的位置以及谐波等。
转子动力学分析软件“MADYN 2000”软件包，具有较强的功能和快捷的性能。
该软件包界面友好，易学易用、具有丰富的前处理、后处理功能。
可以对“转子-齿轮-轴承”系统进行横向振动、扭转振动、轴向振动等方面的仿真分析。
包括有临界转速分析、不平衡响应分析、阻尼特征值分析及转子稳定性分析、瞬态分析及非线性分析等。
可以考虑陀螺效应的影响、轴承的影响、基础的影响及密封的影响及齿轮的影响等。
“MADYN 2000”软件包主要采用梁结构，采用的梁理论是铁木辛柯梁(Timoshenko Beam)；采用的计算分析方法是有限元法；采用的多项式是埃尔米特多项式。
大型压缩机振动及噪音分析概述
大型压缩机振动及噪音分析概述【摘要】压缩机是石化行业必不可少的关键设备之一，随着现代设计技术水平的不断提高，压缩机的性能指标不断得到强化，研究如何降低压缩机的振动和噪声成了重要课题。
本文对大型压缩机的振动原因及振动类型做了论述，针对不同的压缩机振动的计算机分析方法做了论述。
【关键词】大型压缩机；振动；有限元分析；噪声分析引言压缩机是用于压缩气体提高气体压力的机械，压缩机的用途十分广泛，遍及了工业、农业、国防、化工等各个领域。
压缩机有很多种类，常用的有离心式压缩机、往复式压缩机、螺杆式压缩机等。
随着技术的发展，对压缩机的性能要求越来越高，压缩机振动噪声问题越来越引起重视。
压缩机结构振动和噪声是直接影响机械性能和使用寿命的因素，研究其动力学特性、辐射声场规律并寻求一种低振动、低噪声的现代设计方法，对于提高压缩机的机械性能、降低噪声污染等都具有广阔的工程应用及市场前景，同时还具有重要的学术意义和社会意义。
1振动和噪声的产生机理压缩机的零部件都属于弹性零件，应用中采用多种方式连接在一起，形成内部传导力的机构。
通过各种途径传递，振动以波动的形式传递到气缸体、连接轴等组成的外部承载结构，引起外表面的振动，从而向周围辐射噪声。
压缩机振动的类型可以有很多种，现在就振动的原因做论述。
1.1压缩机喘振离心式压缩机向下游管网供气时，某种不利工况使流量明显减少，压缩机叶轮出现严重的旋转脱离，形成突变的失速。
这时叶轮虽然仍在旋转，但是已经不能再提高压力，压缩机出口压力大幅度下降。
由于管网缓冲容量大，管网压力不会马上降低，于是出现了管网压力反而高于压缩机出口压力的情况，管网中的气体向压缩机倒流，直到压缩机出口压力高于管网压力，倒流暂时停止。
管网压力回升之后压力又大于压缩机出口压力，压缩机的排气受到阻碍，流量下降，流动气体又产生倒流。
如此周期循环，压缩机出现的反常的不稳定运行工况成为压缩机的喘振。
喘振引起强烈的周期性气流噪声的同时，伴有机体的强烈振动，引起轴位移、轴温过高，轴承、密封、叶轮和转子受到损害，也会导致机组的寿命和效率大大降低。
活塞式压缩机气流脉动与管道振动
2 脉流测量技术研究脉动流是由周期性的振荡流叠加在定常流上形成的，可能出现在层流、过渡流和紊流流型中。
在任何几何形状或流动状态下，脉动和稳定流动的行为，包括内部流动中边界层的分离和再附着，以及向湍流过渡的性质之间有许多不同，不同类型的活塞式压缩机和微型泵的工作原理是在泵腔内确定一个振荡速度。
在一种活塞式压缩机中，需要一个连接到进出口阀门的泵腔进行流量精馏。
当隔膜在膨胀模式下偏转时，泵室膨胀导致腔室压力降低。
当进口压力大于腔室压力时，进口阀打开，液体充满膨胀腔。
在压缩模式下，腔室的容积随着隔膜的移动而减小，导致内部压力增加，从而使液体通过出口阀排出。
在另一种活塞式压缩机中，压力波动是通过建立线性或非线性驻波实现的。
振荡速度的精确测量应用于这些类型的泵和微泵的设计改进。
3 活塞式压缩机气流脉动与管道振动分析活塞内燃机进排气系统的气动完美性在很大程度上决定了气体交换过程的质量，以及燃料与空气的混合现象和随后的点火现象。
大尺度或小尺度湍流涡的存在对进气道的流体动力阻力有重要影响。
工作流体在气缸内的紊流程度决定了混合空气和燃料的条件。
基于涡轮压气机的流动数值模拟，大量的科学工作致力于研究涡轮压气机与非涡轮压气机气-气系统的流动结构。
物理和数学模型通常是执行静止气体流动，但有研究脉动流。
此外，近年来还利用光学方法(高速PIV 方法)对系统中的流动结构进行了实验研究。
在大多数情况下，这些研究0 引言本文在前人研究的基础上，结合实际生产情况，建立了气体压力脉动和管接头的分析模型。
利用该模型分析了气体压力脉动和管壁共同作用下，关键参数对管道系统激振力和振动变化趋势的影响。
利用现场试验数据对理论计算结果进行验证，研究结果可为油气管道的安全评价提供理论依据，为管道力学性能的研究提供参考。
1 活塞式压缩机气流脉动概述多年来，人们已经认识到，由大型和相对较慢速度的往复式压缩机或发动机组成的装置，无论是在进气侧还是在排气侧，都存在脉动问题。
大型活塞式压缩机基础动力特性软件分析比较
大型活塞式压缩机是石油化工行业十分常见的一种核心设备，该类压缩机的基础形式通常选用简单、规则，且质量分布均匀的大块式结构。
对大块式压缩机基组进行动力计算具有十分重要的意义，一方面要控制基组振动对机器本身影响，过大变形会产生螺栓拉裂、焊缝开裂、轴承损坏、管道撕坏等危害，甚至基础振碎等较为严重的工程事故[1]；另一方面要尽量减少或消除基组振动对环境的影响，避免对操作人员的身心健康产生有害影响。
关于活塞式压缩机基础的工程应用研究多数基于规范规定的单质点-弹簧-阻尼体系[2-3]，采用有限元方法进行计算分析的例子并不多。
本文分别采用midas Gen和STAAD.Pro两款有限元分析软件，对某大型活塞式压缩机基础进行动力分析对比，为设计人员选用合适的分析软件进行计算提供参考。
1 工程概述本文所计算的活塞式压缩机结构形式为六列立式，转速375 r/min，压缩机轴功率为1754 kW。
压缩机及其附属设备平面布置见图1，厂家给出的压缩机扰力数据见图2。
该压缩机基础采用大块式结构，桩基础。
根据厂家及上游专业的要求，基础底板应包含图1压缩机及其附属设备和部分主要管线，最终确定基础底板的几何尺寸为17.3m×14.6m，埋深-2.0m，高出地坪0.2m。
本工程按现行国家标准《地基动力特性测试规范》（GB-T50269—2015）[4]的相关规定进行了2桩承台（规格4500X2250X1600mm）的桩基动力特性测试。
动测数据依据该规范的规定进行相关换算，地基动力测试数据及换算结果如表1所示：图1 压缩机及其附属设备平面布置图扰力/kNFy 一阶0sin(ωt+0.000)二阶不存在Fz一阶23.999sin(ωt+2.618)二阶7.057sin(2ωt+5.373)扰力矩/kNmMy一阶43.586sin(ωt+0.634)二阶203.149sin(2ωt+5.288)Mz一阶11.008sin(ωt+2.094)二阶不存在图2 压缩机扰力数据大型活塞式压缩机基础动力特性软件分析比较杨卉中国石化工程建设有限公司 北京 100101摘要：分别采用midas Gen和STAAD.Pro软件对某大型活塞式压缩机基础进行动力分析计算，以获得其在机器扰力作用下的振动响应，来判断基组的安全性和可靠性。
某大型直联离心压缩机转子系统的动力学特性研究
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泵与压缩机——压缩机实际循环功率及效率
瞬时排量： Vs
Vh t
Ap x t
Ap
Ap
r
sin
2
sin 2
线速度的利用：
1.功率：N F
102 N Wi n
60
2.动量：K m
(k w) (k w)
(力F kgf , m s )
（功Wi J )
速度的 利用
3.冲量：S m 2 m 1 4.动量矩：M 0 r m 5.旋转动量矩：L I
• 2.3.2 惯性力计算
往复惯性力： I ms a 旋转惯性力： Ir mr r w2
(质量 加速度） (旋转质量 向心加速度）
（1）活塞往复运动的速度与加速度
结构尺寸：
曲轴转角：θ
连杆摆角：β
曲轴转速：ω
β
θ
曲轴连杆长度比：λ= r/ι
一般： λ≤0.25~0.2
活塞上死点：θ= 0
活塞下死点：θ= 180°
级数 z 选定后，各级压力比分配按等压比为最省功。
总压力比：
p出
pd
p进 ps
各级压力： p1、p2、p3、p4.....
各级压力比： i
p2 p1
p3 p2
p4 p3
...
某一级排出压力：p3 p2 z
• （二）排气温度
气体受压缩后，体积减少，但温度升高。温升与压力比有关。
排气温度计算：
m 1
p2 3
2
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Wi
m m 1
p1 1 s VVh
p2 p1
1 0
m
1
J冲
Wi
p1
4
p'1
0
d
1
基于SolidWorks对垃圾压缩机举升油缸动力学仿真分析
【年(卷),期】2017(000)007
【总页数】3页(P12-14)
【关键词】垃圾压缩机;运动仿真;举升油缸;载荷;性能
【作 者】崔希海;杨磊;张云鹏;赵倩
【作者单位】山东科技大学,山东泰安271000;山东科技大学机械电子工程学院,山东青岛 266590;山东科技大学机械电子工程学院,山东青岛 266590;山东科技大学机械电子工程学院,山东青岛 266590
[6]蒋铮,秦永法.垃圾转运设备翻转机构动力优化[J].机械工程与自动化,2015(1):54-55.
[7]李永奎,韩美玲.基于SolidWorks Motion大型回转游乐设备动力学仿真分析[J].机械设计与制造,2016(3):51-53.
[8]杨桃.新编SolidWorks 2015从入门到精通[M].北京:人民邮电出版社,2016:117-118.
本举升翻转机构所使用的举升油缸的主要参数[13]，如表1所示。
根据液压系统设计要求，预设的工作压力P=18 MPa，计算举升油缸可提供的额定举升推力[14]：
由计算可知，举升油缸的额定举升推力F额远大于油缸所受的最大载荷Fmax，说明举升油缸完全可以达到举升翻转机构的举升要求[15]，且油缸举升推力余量充足。
[15]郝学维,孔靓靓,李文凯,等.基于SolidWorks插件对垃圾车举升油缸力的分析[J].专用汽车,2014(5):109-111.
举升翻转机构为左右对称机构[4]，取其结构的1/2进行研究，主要由上料斗总成、举升臂总成、拉杆总成以及举升油缸总成组成，举升底座焊接在压缩箱体上且铰接举升臂总成、举升液压缸。当上料斗总成盛满垃圾，举升油缸总成伸长驱动举升臂总成发生旋转,举升臂总成通过连杆总成带动上料斗总成,使上料斗总成绕与箱体总成的铰接点举升翻转,将上料斗总成内的垃圾倒入箱体总成内的压缩腔。当举升油缸总成伸长驱动的举升臂总成旋转至最大角度，上料斗也就到达最终位置；举升油缸总成收缩驱动举升臂总成，同时上料斗总成在自身重力作用下复位。在整个过程中，对举升油缸载荷变化的分析是本文分析的重点。举升翻转机构的结构如图1所示。
详解涡旋压缩机（原理、结构、特点、比较，性能分析等）
详解涡旋压缩机（原理、结构、特点、⽐较，性能分析等）涡旋压缩机是⼀种容积式压缩的压缩机，压缩部件由动涡旋盘和静涡旋组成。
其⼯作原理是利⽤动、静涡旋盘的相对公转运动形成封闭容积的连续变化，实现压缩⽓体的⽬的。
主要⽤于空调、制冷、⼀般⽓体压缩以及⽤于汽车发动机增压器和真空泵等场合，可在很⼤范围内取代传统的中、⼩型往复式压缩机。
基本结构结构特点两个具有双函数⽅程型线的动涡盘和静涡盘相错180°对置相互啮合，其中动涡盘由⼀个偏⼼距很⼩的曲柄轴驱动，并通过防⾃转机构约束，绕静涡盘作半径很⼩的平⾯运动，从⽽与端板配合形成⼀系列⽉⽛形柱体⼯作容积。
特点：利⽤排⽓来冷却电机，同时为平衡动涡旋盘上承受的轴向⽓体⼒⽽采⽤背压腔结构，另外机壳内是⾼压排出⽓体，使得排⽓压⼒脉动⼩，因⽽振动和噪声都很⼩。
背压腔如何实现轴向⼒的平衡？在动涡旋盘上开背压孔，背压孔与中间压⼒腔相通，从背压孔引⼊⽓体⾄背压腔，使背压腔处于吸、排⽓压⼒之间的中间压⼒。
通过背压腔内⽓体作⽤于动涡旋盘的底部，从⽽来平衡各⽉⽛形空间内⽓体对动涡旋盘的不平衡轴向⼒和⼒矩。
⾼压外壳的特点：1.吸⽓温度加热损失少；2.排⽓脉动⼩；3.启动时冷冻机油发泡。
低压外壳的特点：1.吸⽓温度易过热；2.压缩机不易产⽣液击；3.内置电动机效率较⾼。
数码涡旋压缩机采⽤“轴向柔性”浮动密封技术，将⼀活塞安装在顶部定涡旋盘处，活塞顶部有⼀调节室，通过0.6mm直径的排⽓孔和排⽓压⼒相连通，⽽外接PWM阀（脉冲宽度调节阀）连接调节室和吸⽓压⼒。
PWM阀处于常闭位置时，活塞上下侧的压⼒为排⽓压⼒，⼀弹簧⼒确保两个涡旋盘共同加载。
PWM阀通电时，调节室内排⽓被释放⾄低压吸⽓管，导致活塞上移，带动顶部定涡旋盘上移，该动作使动、定涡旋盘分隔，导致⽆制冷剂通过涡旋盘。
数码涡旋的调节机构⽤于冷冻系统中的系统流程图：对压缩过程进⾏中间补⽓的经济器运⾏⽅式，是解决涡旋压缩机在低温⼯况下运⾏时，由于压⽐过⾼导致排⽓温度过⾼的有效⽅法。