压缩机设计计算
压缩机动平衡计算
压缩机动平衡计算
压缩机的动平衡计算是一个相对复杂的过程，主要包括以下几个步骤：
1. 确定平衡条件：对于任何旋转机械来说，其动平衡的基本条件是使质心与轴承中心重合。
2. 确定质量不平衡分布：在压缩机中，质量不平衡主要来源于叶轮、轴、轴承等部件。
需要对各个部件的质量进行测定，并计算出它们的不平衡质量。
3. 计算动平衡力矩：动平衡力矩是由不平衡质量引起的，可以通过公式计算得出。
一般公式为：T = m * g * r，其中T 为动平衡力矩，m为不平衡质量，g为重力加速度，r为旋转半径。
4. 设计平衡方案：根据动平衡力矩的大小和方向，设计合适的平衡方案。
常见的平衡方案有添加平衡块、改变部件质量分布等。
5. 实施平衡方案：按照设计的平衡方案进行实施，并进行检测，直到达到平衡状态。
6. 验证平衡结果：通过实验或者检测设备，验证平衡效果是否满足要求。
以上就是压缩机的动平衡计算过程，需要注意的是，这个过程需要专业的知识和设备支持，一般由专业人员进行。
空压机轴功率的计算公式
空压机轴功率的计算公式
空气压缩机是工业生产中常见的一种设备，通过压缩空气来产生
动力，广泛应用于机床、化工、矿山、建筑等领域中。
作为一种高效
节能的设备，空气压缩机的设计和选择十分重要，而轴功率的计算是
其中的一项关键步骤。
空气压缩机轴功率的计算公式为P=Q*ΔP/(737*η)。
其中，P代
表轴功率，单位为千瓦；Q代表空气流量，单位为立方米/分钟；ΔP
代表压缩机出口与入口的压力差，单位为巴；737代表功率换算系数，η代表压缩机机械效率，通常取0.8-0.9之间。
轴功率是衡量空气压缩机能力的重要指标之一，它直接决定了压
缩机的能耗和工作效率。
因此，在进行轴功率计算时，必须准确测量
和确定各项参数，才能保证计算结果的准确性和可靠性。
首先，需要确定空气流量。
这个参数取决于所选用的空气压缩机
的型号和规格，需根据实际需要进行选择。
其次，需要测量出口和入
口的压力差，通过压力表或传感器来测量，确保精确度。
最后，机械
效率是空气压缩机设计参数之一，其值一般在0.8-0.9之间，在计算
时需按实际情况取值。
通过轴功率的计算，可以评估空气压缩机的性能和能耗水平。
在
选用空气压缩机时，需要根据实际需要，合理选择功率和型号，以求
达到最佳的经济效益。
同时，定期检查和维护机器，确保其正常运行，也是保持压缩机高效稳定运行的重要措施。
总之，空气压缩机轴功率的计算是空气压缩机设计和使用中不可或缺的一项工作，只有准确计算出轴功率，才能选择合适的空气压缩机并进行科学化管理。
往复式压缩机种类及计算设计2.
1
冷却完全
无热交换 压缩中放热 压缩中吸热
等温压缩
绝热压缩 多变压缩 多变压缩
m=1
m=k m<k m>k
活塞压缩机中 1 m k
1理论工作循环
1、理论循环进气量 工作循环—一转—行程容积（注意书上定义）
Vh iAP S
m
3
单作用：盖侧面积 2 AP：活塞工作面积， m 双作用：两侧工作面积 A p 2 A a 级差式：根据几个尺寸 计算
例 3-1 等温压缩最省功，终温最低，绝热压缩功耗最大 ，终温最高。 pV=mRT,压缩功与T、R成正比，初温较低的气 体压缩较省功，同样质量的气体，密度小得气 体功耗大，因R与气体相对分子量成正比。
２、实际工作循环
实际中：
汽缸端部余隙容积； 吸排气过程有阻力损失； 缸内气体有热交换。
利用示功仪器可实测出压缩机的 指示图。指示图上ABCDA所包 围的面积代表压缩机每个实际工 作循环所需的指示功。
1
②绝热压缩过程
P2
pV k p1V1k p2V2k
k 1 k
k p Wad Vdp p1V1 [( 2 ) P1 k 1 p1
1]
N· m
N ad
1 k p p1Vn n [( 2 ) 1000 k 1 p1
k 1 k
1]
kW
③多变压缩过程 pV m 常数
为当量过程指数，过程线称为当 量过程线。因它保持指示图面积 不变，常用来计算指示功。。
2.2 往复活塞式压缩机的工作循环
作业：
第二章 1
2.2 往复活塞式压缩机的工作循环
重点： 1）实际循环和理论循环的区别。 2）理论功率计算。
往复式压缩机种类及计算设计2.
影响因素：α、ε、m’ ；
气缸余隙容积的存在使得λv<1。
⑴ 相对余隙容积α
活塞止点间隙 活塞环间隙 气体通道： 阀窝容积、气阀内部容积
1. 容积系数λv
1. 容积系数λv
1. 容积系数λv
二、活塞压缩机的吸气量
⑴ 相对余隙容积α
① 由止点间隙，活塞环前一环与汽缸间间隙，阀窝及 气阀通道组成，阀窝及气阀通道占1/2； ② 气阀结构：环状、网状小，直流阀大，组合阀最小 ；
二、活塞压缩机的吸气量
理论吸气量 Vh ：一转吸气量，行程容积，工作容积。
实际：余隙，阻力损失及热交换，吸气量小于Vh 。 缸内：压力P温度T变化的，标准位置固定。
吸气量：折算到标准吸气装置状态（P、T温度）的气体体积。
名义吸气状态
二、活塞压缩机的吸气量
分析实际工作循环！
外止点：余隙容积Vc
二、活塞压缩机的吸气量
⑶ 膨胀过程指数m’:
初期 中期 末期
m' k m' k m' k
p RT
m
在工程中用等端点过程指数代替实际膨胀指数。
气放热 气吸热
•
m’ 越小，吸热越多，膨胀线平坦，
λv小。
•
m’越大，膨胀线陡， V 大
m ' 按表2-1选取
v 1 (
1 m'
压缩过程是一定量气体的热力过程，压缩线决定于过程指数m
2
pdV 大小与气体压缩过程有关，有等温、绝热、多变三个过程。
m 1: pv const =RT 等温过程 m pv const m k : pv k const 绝热过程 m : 多变过程指数 多变过程
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。
压缩机输入功率计算公式
压缩机输入功率计算公式压缩机输入功率的计算公式，这可是个挺专业的话题呢！不过别担心，咱们一起来好好聊聊。
咱们先来说说压缩机，这东西在很多领域都发挥着重要作用，像空调、冰箱啥的都离不开它。
那压缩机的输入功率到底咋算呢？其实有个简单的公式：压缩机输入功率 = 制冷量 ÷能效比。
就拿我之前遇到的一件事儿来说吧。
有一回，我家的空调制冷效果突然变得不太好了，我就琢磨着是不是压缩机出了问题。
我找来维修师傅，师傅检查了一番后，就跟我说起了压缩机输入功率的事儿。
他说，要判断压缩机工作是否正常，输入功率是个重要的参考指标。
就拿这台空调来说，如果标注的制冷量是 5000 瓦，能效比是 3.5，那按照公式一算，压缩机的输入功率就应该是5000÷3.5 ≈ 1428.57 瓦。
可实际测量发现，输入功率明显低于这个值，这就说明压缩机可能存在故障，要么是老化磨损，要么是哪里堵塞了。
咱再回到这个公式，制冷量呢，就是压缩机工作时能够带走的热量，一般在产品的说明书或者铭牌上都能找到。
而能效比呢，反映的是压缩机的能源利用效率，数值越高，说明越节能。
比如说，有的新型压缩机，采用了更先进的技术和材料，能效比能达到 5 甚至更高。
这意味着相同的制冷量，它的输入功率会更低，更省电。
在实际应用中，这个公式的用处可大了。
比如工厂在选择压缩机的时候，就得根据生产需求计算出需要的制冷量，然后结合能效比，算出合适的输入功率，这样既能满足生产要求，又能控制成本，还能做到节能环保。
还有啊，在研发新的压缩机产品时，工程师们也会通过不断优化设计，提高能效比，降低输入功率，让产品更有竞争力。
总之，压缩机输入功率的计算公式虽然看起来简单，但背后的学问可不少。
它不仅能帮助我们解决日常生活中的小问题，还对工业生产、节能环保等方面有着重要的意义。
希望通过我的这番讲解，能让您对压缩机输入功率的计算有更清楚的了解！。
离心式压缩机的计算
低比转速离心式空气压缩机计算说明1.部件结构及功能描述主要有转子和定子组成，转子包括叶轮和轴，定子主要由进气管道、扩压气和蜗壳，后端盖组成，结构如图1所示，图1燃料电池离心式空气压缩机结构空气压缩机是燃料电池空气供应系统的最为重要部件，其功能是为燃料电池系统电堆在不同工况工作时，提供满足电堆流量、压力、温度和湿度要求的空气。
离心式空气压缩机不仅是燃料电池系统重要的辅助部件，同时也是燃料电池系统辅助部件中能耗最高的部件，约占燃料电池系统20%的能耗。
2.部件的设计目标及其性能指标开发一款满足燃料电池系统工作要求的小流量、高压比离心式压缩机，并集成到燃料电池系统中。
其设计性能指标如表1所示。
表1燃料电池离心式空压机设计指标设计参数额定流量（g/s）压比额定转速（r/min）额定功率（kW）设计指标80 2.2100,000103.计算边界条1)燃料电池系统边界条件：是指燃料电池系统对离心式空压缩机的性能要求，这部分要求是离心式空压缩机设计时的主要几何结构、几何参数和性能约束。
如表2所示。
表2燃料电池系统边界条件额定流量（kg/s）压比额定转速（r/min）额定功率（kW）0.08 2.2100,000102)环境边界条件指离心式空压机使用时的外界环境参数，主要是温度、压力和湿度。
本次设计中暂不考虑湿度的影响。
环境边界条件如表3所示表3环境边界条件环境温度（°）环境压力（Pa）20101,3003)管路边界条件包括进气损失和排气阻力，本次设计暂不考虑排气阻力的影响。
进气损失主要包括空滤、阀门和管路损失。
初步估计进气损失为∆P=800Pa（以北京理工提供的实验数据为参考，更准确的数据由负责进气管路和空滤的人员提供）。
4.部件性能指标计算在流量0.08kg/s，压比2.2时。
压比2.2是以进气压力P 1等于大气压力（101,300Pa）为参考时计算的.此时，空压机出口压力P 2=222,860Pa。
螺杆压缩机能效比计算公式
螺杆压缩机能效比计算公式螺杆压缩机是一种常用的空气压缩机，广泛应用于工业生产中。
在使用螺杆压缩机时，我们通常会关注其能效比，即单位功耗下所产生的压缩空气量。
能效比是衡量螺杆压缩机性能的重要指标，也是评价其节能性能的重要依据。
本文将介绍螺杆压缩机能效比的计算公式，并探讨影响能效比的因素。
螺杆压缩机能效比的计算公式为：能效比 = （实际排气量工作压力）/（功率 60）。
其中，实际排气量是指螺杆压缩机在实际工作状态下每分钟排气的空气量，单位为立方米/分钟；工作压力是指螺杆压缩机的出口压力，单位为大气压；功率是指螺杆压缩机的电功率或驱动功率，单位为千瓦。
通过这个公式，我们可以计算出螺杆压缩机的能效比，从而评估其节能性能。
影响螺杆压缩机能效比的因素有很多，主要包括以下几点：1. 压缩机的设计参数，螺杆压缩机的设计参数包括压缩比、转速、进出口温度等，这些参数会直接影响到螺杆压缩机的能效比。
一般来说，设计参数越合理，能效比就越高。
2. 运行状态，螺杆压缩机在不同的运行状态下，能效比也会有所不同。
例如，在部分负载状态下，螺杆压缩机的能效比会下降，而在满负载状态下，能效比会相对较高。
3. 维护保养情况，螺杆压缩机的维护保养情况直接影响到其能效比。
定期的清洗、更换滤芯、检查密封件等维护工作可以保证螺杆压缩机的高效运行，提高其能效比。
4. 空气质量，螺杆压缩机在压缩空气时，会受到进气空气质量的影响。
如果进气空气中含有大量杂质或水分，将会影响到螺杆压缩机的运行效率，降低其能效比。
除了以上因素外，螺杆压缩机的能效比还受到环境温度、湿度、进口空气压力等因素的影响。
因此，在实际使用中，我们需要综合考虑这些因素，合理选择和配置螺杆压缩机，以提高其能效比，降低能源消耗。
在实际工程应用中，我们可以通过对螺杆压缩机的运行数据进行监测和分析，来评估其能效比。
通过实时监测螺杆压缩机的排气量、工作压力和功率等参数，我们可以计算出其能效比，并及时发现和解决能效问题，提高螺杆压缩机的能效性能。
压缩机选型计算
压缩机的选型计算 ① -33℃系统冻结间,取10℃温差,蒸发温度为z t =-33℃;用立式冷凝器,312+=t t ℃、 t t t t ∆++=2211 取=∆t 6℃冷凝温度为1t =32℃,采用配组双级压缩机,取§=1/3.机械负荷j Q =.解：⑴根据z t =-33℃ 1t =32℃和§=1/3 查图2-1得中间冷却zj t =-3.5℃ ⑵根据中间冷却温度确定过冷温度g t =+4℃=0.5℃⑶根据蒸发温度z t =-33℃和中间冷却温度zj t =-3.5℃,查图2-5得低压级压缩机的输气系数 λ=⑷根据蒸发温度z t =-33℃和过冷温度g t =0.5℃,查表2-4得低压级压缩机单位容积制冷量r q =1007kj/3m⑸计算低压级压缩机的理论输气量:r jd q Q V λ6.3==39.5751007*775.049.124845*6.3m =/h. ⑹选择低级压缩机;根据计算出的低级压缩机理论输气量,从压缩机产品样本中选两台8AS10和一台4AV10型压缩机作为低压级压缩机,其理论输气量3634m V d =/h,可以满足要求;⑺选择高压级压缩机;根据选定的高、低级压缩机理论输气量之比§=1/3、39.575m V d =/h 得3d g V V ==33m /h=3m h; 从压缩的产品样本中选出两台4AV10型压缩机作为高级压缩机,其理论输气量36.253m V d =/h; 实际选配两台8AS10和一台4AV10型压缩机一台作为低压级压缩机,两台4AV10型压缩机一台作为高级压缩机,形成一组配组双级机;② -28℃系统冻结物冷藏间,取10℃温差,蒸发温度为z t =-28℃;用立式冷凝器,312+=t t ℃、 t t t t ∆++=2211 取=∆t 6℃冷凝温度为1t =32℃,采用配组双级压缩机,取§=1/3.机械负荷j Q = 47347;99w解：⑴根据z t =-28℃ 1t =32℃和§=1/3 查图2-1得中间冷却zj t =2.3℃ ⑵根据中间冷却温度确定过冷温度g t =+4℃=6.3℃⑶根据蒸发温度z t =-28℃和中间冷却温度zj t =2.3℃,查图2-5得低压级压缩机的输气系数 λ=⑷根据蒸发温度z t =-28℃和过冷温度g t =6.3℃,查表2-4得低压级压缩机单位容积制冷量r q =1039kj/3m⑸计算低压级压缩机的理论输气量:r jd q Q V λ6.3==332.2101039*78.099.47347*6.3m =/h. ⑹选择低级压缩机;根据计算出的低级压缩机理论输气量,从压缩机产品样本中选8AW10压缩机一台作为低压级压缩机,其理论输气量36.253m V d =/h,可以满足要求;⑺选择高压级压缩机;根据选定的高、低级压缩机理论输气量之比§=1/3、332.210m V d =/h 得3d g V V ==33m /h=3m h; 从压缩的产品样本中选出4AV10型压缩机一台作为高级压缩机,其理论输气量38.126m V d =/h;实际选配1台8AW10压缩机一台作为低压级压缩机,4AV10型压缩机一台作为高级压缩机,形成一组配组双级机;冷却设备的选型计算根据tK Q A s ∆=可求出冷却面积,从而选择冷却设备; 传热系数321/C C C K K =查表2-14可查的/K 值,冻结物冷藏间选用氨单排光滑蛇形墙排管,管数为6根,温差为10℃,查表可知1C =1,2C =管外径为38mm,3C =,得K=;一号库的冷却面积为㎡,冷却设备负荷为,温差都为10℃,二号库的冷却面积为㎡冷却设备负荷为,三号库的冷却面积为㎡冷却设备负荷为;由上计算出管长分别为、和 */R A L =冷藏间蒸发器38管长度-33系统计算=1t -33℃ =1h kg=2t -21℃ 查表2-19得 =2h kJ/kg=3t 27℃ 由与4点等压与2点等S 得 =3h kJ/kg=4t -3.5℃ =4h kJ/kg=5t 85℃ 由与6点等压与4点等S 得 =5h kJ/kg=6t 32℃ =6h kJ/kg=7t 0.5℃ =7h kJ/kg=8t -3.5℃ =8h kJ/kg=9t -33℃ =9h kJ/kg 制冷量：36000r d q V Q λ==1007/3600= 单位制冷量：910h h q -== kJ/kg 低压级制冷剂循环量：==3600*001q Q G L kg/h 高压级制冷剂循环量：85.3228474=--=h h h h G G LH kg/h-28系统计算=1t -32℃ =1h kg=2t -18℃ 查表2-19得 =2h kJ/kg=3t 37℃ 由与4点等压与2点等S 得 =3h kJ/kg=4t 2.3℃ =4h 1459 kJ/kg=5t 70℃ 由与6点等压与4点等S 得 =5h kJ/kg=6t 32℃ =6h kJ/kg=7t 6.3℃ =7h kJ/kg=8t 2.3℃ =8h 210 kJ/kg=9t -28℃ =9h kJ/kg 制冷量：36000r d q V Q λ==1039/3600= 单位制冷量：910h h q -== kJ/kg 低压级制冷剂循环量：==3600*001q Q G L 126kg/h 高压级制冷剂循环量：=--=8474h h h h G G LH kg/h 冷凝器的选型计算（1） 冷凝器传热面积的计算 1q 取3500W/㎡由表2-25得111q Q t K Q A d =∆===350003.158349㎡冷凝器面积 式中： A-------冷凝器传热面积,单位为㎡；1Q -------冷凝器负荷,单位为W ；K---------冷凝器传热系数,单位为W/㎡·℃；1q --------冷凝器热流密度,单位为W/㎡；d t ∆-------对数平均温度差,单位为℃;（2） 双级压缩机系统冷凝器热负荷-33系统冷凝负荷()6.3/651h h q Q mg -==/=-28系统冷凝负荷()6.3/651h h q Q mg -==/=总冷凝负荷为+=1Q ------双级压缩机系统冷凝器热负荷,单位为W ；mg q -----高压级机制冷剂循环量,单位为kg/h ；5h 、6h ------制冷剂进、出冷凝器的比焓,单位为KJ/kg冷凝器进、出水温度分别为22℃、24℃;由上计算得总的冷凝面积为㎡,可从产品样本选型得LNA-54的立式冷凝器,其冷冻面积为54㎡可满足条件;辅助设备的选型计算1 中间冷却器的选型计算：其作用是冷却低压级压缩机排出的过热蒸气,同时对来自贮液器的饱和液体冷却到设定的过冷温度,还起着分离低压级压缩机排气所夹带的润滑油及液滴的作用;1中间冷却器桶径计算-33系统 λ取 ω取 m/sωλV d zj 0188.0==5.097.191*45.00188.0=-28系统 λ取 ω取 m/sωλVd zj 0188.0==5.01.70*54.00188.0= 式中 zj d -------中间冷却器内径,单位为m ；λ--------高压机输气系数；V---------高压级压缩机理论输气量,单位为h m /3ω--------中间冷却器内的气体流速,一般不大于0.5m/s;（3） 蛇形盘管传热面积的计算-33系统d zj t K Q A ∆==27.6*50034.13573=2m -28系统d zjt K Q A ∆==59.5*50056.4326=2m 式中 A------蛇形盘管所需的传热面积,单位为2m ；zj Q ------蛇形盘管的热流量,单位为W ；d t ∆------蛇形盘管的对数平均温度差,单位为℃；K-------蛇形盘管的传热系数,单位为W/•2m ℃,按产品规定取值,无规定时,宜采用465---580W/•2m ℃;蛇形盘管的热流量6.3/)(76h h q Q mq zj -=-33系统6.3/)(76h h q Q mq zj -==/=h-28系统6.3/)(76h h q Q mq zj -==126/= Kg/h式中： mg q -------低压机制冷剂循环量,单位为Kg/h6h 、7h ----冷凝温度、过冷温度对应的制冷剂的比焓,单位为KJ/kg;蛇形盘管的对数平均温差-33系统 zjg zj g d t t t t t t t ---=∆11lg 3.2=27.65.35.05.332lg 3.25.032=++-℃ -28系统 zjg zj g d t t t t t t t ---=∆11lg 3.2=59.53.23.63.232lg 3.23.632=-+-℃ 由以上计算可从产品样本选型得：-33系统选ZZQ-600型中冷器,冷面积为52m 外径为-28系统选ZLA-2型中冷器,冷面积为,22m 外径为可满足条件.2 贮液器的选型计算 ∑=m q v V βϕ=57.5*6888.1*7.01=3m ν查附表1得kg m /3-33系统中机械负荷为 单位制冷量为kg,一批货工作20小时,所以有制冷剂循环量20=h;-28系统中机械负荷为 单位制冷量为kg,一批货工作24小时,所以有制冷剂循环量24= kg/h所以∑m q 制冷装置中每小时制冷剂液体的总循环量为h + kg/h= kg/h式中： V------贮液器体积,单位为3m ；∑m q ------制冷装置中每小时制冷剂液体的总循环量,单位为kg ；v------冷凝温度下液体的比体积,单位为kg m /3；ϕ------贮液器的体积系数;当冷库公称体积小于或等于20003m 时,2.1=ϕ；公称体积为2001－100003m 时,0.1=ϕ；公称体积为10001－20000时,80.0=ϕ；公称体积大于200003m 时,50.0=ϕ；β------贮液器的液体充满度,一般宜取70％.由以上计算可从产品样本选型得：选用ZA-5三台,总容量153m 可满足条件.3 油分离器的选型计算 -33系统选用填料式油分离器λ取 ,V 取h m /3-28系统选用填料式油分离器λ取 ,V 取h m /3总λ=,V=h m /3 ,ω取 m/s===5.007.262*99.00188.00188.0ωλV d y 式中 y d ------油分离器的直径,单位为m ；λ-------压缩机输气系数,双级压缩时为高压级压缩机的输气系数；V-----压缩机理论输气量,单位为h m /3,双级压缩时为高压级压缩机的；ω-----油分离器内气体流速,单位为m/s,填料式分离器宜用—0.5m/s,其他型式的油分离器宜采用不大于0.8m/s;由以上计算可从产品样本选型得：选用YFA-65一台,外径可满足条件.4 氨液分离器的选型计算1 机房氨液分离器的直径由下式计算-33系统根据前面所求得775.0=λ,V=h m /3,s m /5.0=ωωλV d 0188.0==5.09.575*775.0= -28系统根据前面所求得78.0=λ,V=h m /3,s m /5.0=ωωλV d 0188.0==5.032.210*78.0= 式中 d----机房氨液分离器的直径,单位为m ；λ----压缩机输气系数,双级压缩时为低压级压缩机；V-----压缩机理论输气量,单位为h m /3,双级压缩时为低压级压缩机；ω----氨液分离器内气体流速,单位为m/s,一般采用0.5m/s; 由以上计算可从产品样本选型得：-33系统和-28系统各选用AFA-65一台,外径可满足条件.2 库房氨液分离器-33系统根据前面所求得m q =h,v =kg m /3,s m /5.0=ωωvq d m 0188.0==5.084.1111*73.10188.0= -28系统根据前面所求得m q =h,v =kg m /3,s m /5.0=ωωvq d m 0188.0==5.01.878*84.30188.0= 式中 d------库房氨液分离器直径,单位为m ；v------蒸发温度相对应的饱和蒸气比体积,单位为kg m /3； m q -----通过氨液分离器的氨液量,单位为kg/h ；ω------氨液分离器内气体流速,单位为m/s,一般采用0.5m/s; -33系统和-28系统各选用AFA-65一台,外径可满足条件5 低压循环桶的选型计算 1 低压循环桶直径的计算-33系统根据前面所求得775.0=λ,V=h m /3,s m /5.0=ω=ξ,n=1nV d d ωξλ0188.0==1*1*5.0775.0*9.5750188.0= -28系统根据前面所求得78.0=λ,V=h m /3,s m /5.0=ω=ξ,n=1nV d d ωξλ0188.0==1*1*5.078.0*32.2100188.0= 式中： d d -----低压循环桶的直径,单位为m ；V----压缩机理论输气量,单位为h m /3,双级压缩时为低压级压缩机；λ----压缩机输气系数,双级压缩时为低压级压缩机； ω-----低压循环桶内气流流速,单位为m/s,立式低压循环桶不大于0.5m/s ；卧式低压循环桶不大于0.8m/s ；ξ----截面积系数,立式低压循环桶0.1=ξ,卧式低压循环桶3.0=ξ；n----低压循环桶气体进气口的个数,立式低压循环桶为1,卧式为2;2 低压循环桶体积计算该循环桶为上进下出式-33系统根据前面所求得：由Q4计算得最大库房管道冷面积为4002m ,由此计算得 冷却设备体积q V 为3m 回气管h V 为3m ,q θ取 所以()h q q V V V 6.05.01+=θ=3m -28系统根据前面所求得：冷却设备体积q V 为3m 回气管h V 为3m ,q θ取 所以()h q q V V V 6.05.01+=θ=3m 所以-33系统选用一个的立式低压桶-28系统就选用一个ZDX-2L 的立式低压桶式中： V----低压循环桶体积,单位为3m ；q θ----冷却设备设计注氨量体积的百分比,％,见表2—26q V ----冷却设备的体积,单位为3m ；h V -----回气管体积,单位为3m ;6 排液桶的选型计算 排液桶体积 βφ/1V V = 由Q4计算得最大库房管道冷面积为4002m ,由此计算得 冷却设备体积1V 为3m ,φ取60％,;所以βφ/1V V ==3m选用PYA-3一个,体积为33m式中： V----排液桶体积,单位为3m ；1V 冷却设备制冷剂容量最大一间的冷却设备的总体积,单位为3mφ----冷却设备灌氨量得百分比％,见表2—26；β-----排液桶液体充满度,一般取;7 集油器的选型集油器一般以制冷系统制冷量的大小来选型,但标准不一;实践证明,实际使用中规格大一些较好;﹝新编制冷技术回答﹞介绍按以下标准选用：标准工况总制冷量在200KW以下时,选用D219集油器1台；总制冷剂大于200KW时,宜选用D219集油器2台,使系统中的高、低压容器分开放油; 所以选用D219集油器1台8 空气分离器的选型空气分离器的选型不需要计算,可根据冷库规模和使用要求进行选型;每个机房不论压缩机台数有多少,一般只需要设一台空气分离器;空气分离器宜选立式自动型,如选用四重管式空气分离器,总制冷量大于1100KW,可选用KFA—50型；总制冷量小于1100KW时,可选用KFA—32型;所以选用KFA—32型9节流阀的选型-28系统制冷量小于80kw, 所以选用FQ1-10浮球阀一个-33系统制冷量小于160kw, 所以选用FQ1-20浮球阀一个。
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。
压缩机课程设计
压缩机课程设计(总12页) -CAL-FENGHAI.-(YICAI)-Company One1-CAL-本页仅作为文档封面，使用请直接删除压缩机课程设计学号:班级:姓名:专业:指导老师:二零一三年七月课程设计题目已知参数：设计任务：对活塞压缩机进行热力和动力计算。
热力计算一、 设计原始数据： 排气量：min /1530m Q =进气压力：Ps=0.5MPa(绝对压力) 进气温度：ts=293K排气压力：Pd=6.9MPa(绝对压力) 二、 热力计算： 1、计算总压力比: 2、压力比的分配： 3、计算容积系数：查《工程热力学》（第四版）沈维道主编，得： 20℃，0.5MPa 时，天然气3195.17015.12451.211===Cv Cp k ; 30℃,1.8575MPa 时，天然气35.17015.13471.222===Cv Cp k ； 50℃，6.9MPa 时，天然气46.18231.16706.233===Cv Cp k 。
所以可以大致取值：第Ⅰ级压缩过程，绝热指数34.11=k ； 第Ⅱ级压缩过程，绝热指数46.12=k 。
查《往复活塞压缩机》郁永章主编，P31，表1-2算得： 第Ⅰ级压缩过程，膨胀指数255.11=m ； 第Ⅱ级压缩过程，膨胀指数352.12=m 。
据《往复活塞压缩机》郁永章主编，P29内容可取： 第Ⅰ级压缩过程，相对余隙容积14.01=α； 第Ⅱ级压缩过程，相对余隙容积16.02=α。
由公式： )1(11--=mv εαλ ，得：第Ⅰ级压缩过程，容积系数742.0=v λ； 第Ⅱ级压缩过程，容积系数738.0=v λ。
4、确定压力系数：由于各级因为弹簧力相对气体压力要小的多，压力系数p λ在0.98——1.0之间。
故取：第Ⅰ级压力系数99.01=p λ； 第Ⅱ级压力系数0.12=p λ。
5、确定温度系数：查《往复活塞压缩机》郁永章主编，P32，图1-23.由于所设计的压缩机为水冷式压缩机，且天然气成分多为小 绝热指数的多原子气体。
压缩机计算
阳转子齿数 Z1=4阴转子齿数 Z2=6中心距 a=300mm阳转子长径比 λ= 1.35阳转子转速 n=2960r/min 阳转子齿顶圆直径 D1=397.185mm阴转子齿顶圆直径 D2=378.99mm阳转子齿根圆直径 d1=221.01mm阴转子齿根圆直径 d2=202.815mm阳转子节圆半径 r1=120mm阴转子节圆半径 r2=180mm假设阴转子齿厚 δd=30mm销齿圆弧半径 r d=78.5922962mm扭角系数 CΨ=0.996面积利用系数 C n1=0.486315302理论容积流量 q vt=CΨC n1λD13=121.2777886m3/min 容积效率 ηv=0.77实际容积流量 q v=ηv qvt=93.38389721m3/minβ=0阳转子吸气角α1s,=2π（1-1/Z1）-β=270°短导程 T1=D1λ360°/τ1s=714.933mmθd =360/Z 2/230°θdp =25.21980815°A01=0.00880327m 2A02=0.01037651m 2转子长L=0.53619975mQ ｏ=LnZ 1(A ｏ1+A ｏ2)C Ψ121.2777886Q o1=ηv Q ｏ93.38389721销齿圆弧半径r d =78.5922962mm被压缩气体的等熵指数k= 1.4压缩机的吸气压力p s =0.1压缩机的排气压力p d =0.4进气温度T Sg =298K 排气温度T d =373K压缩机的实际容积流量q v =93.38389721m 3/min等熵绝热压缩功率264.7402377压缩机轴功率352.9869835kw空气的质量流量1.819795485kg/s2.343321377喷油的容积流量156.2214251L/min排气温度198.978243418.2074754mm2.6918003853.596021848λ=0.9～1.5阳转子齿顶圆线速度v=61.55781159最佳线速度30～45m/s 阳转子系列化直径125、160、200、250、315、400、500、630β=0°(对称圆弧)/35°(不对称圆弧)τ1s≥α1s,5.410.8Cn10.486315302kw气体的比定压热容1.005kj/kg．Kkg/s油的比定压热容 1.842kj/kg．K喷油温度323K油的密度ρ=0.9kg/L=po C =pg C =so T外压比 εo=5多方过程指数m= 1.4喷油流速 υ=10m/s。
压缩机计算实例
第五章计算示例5.1 确定压缩空气装置规格的实例以下给出确定压缩空气装置的某些标准计算。
目的是阐明怎样使用前几章列出的公式和数据。
示例的依据是想要的压缩空气需要量和得到的计算数据以及该压缩空气装置可以选用的部件。
本例之后，附有一些补充，说明可以怎样处理特殊情况。
5.2 输入数据在开始进行结算之前，必须建立压缩空气的需要量和环境条件。
除了需要量之外，还需决定是用润滑压缩机还是无油压缩机，设备应当用水冷的，还是一定要用风冷的。
5.2.1 空气需要量假定全部需要量由三个压缩空气用户组成。
它们有如下数据：5.2.2 大气条件计算用的环境温度：20℃最高环境温度：30℃大气压力：1bar(a)相对湿度：60％5.2.3 其它风冷设备有油润滑压缩机出来的压缩空气品质可以满足要求。
5.3 各项设备的选则在开始确定各项设备的大小规格之前，最好要重新计算5.2.1节的数据表的全部输入数据，使之有统一的单位。
流量：一般说压缩机流量使用的单位定义为1/s ，表中用户1使用的单位是Nm 3/min ，必须进行换算。
12Nm 3/min ＝12×1000/60＝200Nl/s将当前的输入数据代入下式，得出：Q FAD ＝()11N P 273013.1T 273Q ⨯⨯+⨯=()0.74273013.135273200⨯⨯+⨯＝ 3091l/s(FAD)压力：对于压缩空气设备，常将压力定义为表压，单位为巴，用bar(e)表示。
用户2是用绝对压力表示，为bar(a)。
因此要从7bar 中减去大气压力，得出表压。
由于这时大气压力是1bar 。
对于用户2的压力可写为7－1bar(e)＝6bar(e) 经重新计算用上述结果替代后空气需要量表统一为：5.3.1 确定压缩机的规格总的空气消耗量是三个用户需要量之和，即255+67+95＝387l/s 。
该数值应当加上10～20％的安全余量，计算的流量为387×1.15＝445l/s （安全余量为15％）。
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。
压缩机级数的计算方法
压缩机级数的计算方法说实话压缩机级数的计算方法这事，我一开始也是瞎摸索。
我就只知道压缩机级数肯定跟很多因素有关，但具体怎么算，那可把我给难住了。
我最开始的时候啊，以为只要知道压缩机的进出口压力就成了。
我就找了些数据，简单用进出口压力差来计算，觉得压力差越大，级数应该越多呗。
结果呢，搞出来的数值和实际情况差了十万八千里。
我这才意识到，哪有这么简单的事呢。
后来我就想啊，这压缩机里面是要对气体进行压缩的，那气体的性质肯定也得考虑进去。
像不同的气体，它压缩起来的难易程度不一样啊。
我就好比把气体当成了棉花球和铁球，棉花球轻轻一捏就变小了，铁球就得费好大的劲儿。
所以说气体的种类肯定会影响压缩机级数的计算。
我还试过从单个级的压缩比入手。
我想啊，如果知道了整个压缩机总的压缩比，再知道单个级大概能达到的压缩比，那级数不就能算出来了吗。
可是这单个级的压缩比不是个固定值啊，它随着好多条件在变。
有时候我按照一些书上的标准值来算，可实际当中因为机器的性能、工作环境啊啥的，并不是那么回事儿。
我又研究了很长时间，发现流量也很重要。
比如说吧，如果气体流量特别大，那可能就需要更多的级数来让气体平稳地被压缩。
这就好像水流一样，如果水流量大，你得分好几个阶段来控制它，让它慢慢变细变小，而不是一股脑儿地想要一步到位。
到现在我也不敢说我完全掌握了压缩机级数的计算方法。
我就是总结出来一定要综合多方面的因素。
像气体的性质、进出口压力、压缩比还有流量这些，而且每个因素之间还相互影响。
我觉得要是想精准计算的话，得先确切掌握实际中的各种条件数据，不能光靠理论值。
而且我觉得多看看实际的案例也挺重要的，那些实际运行成功的压缩机，去分析它们的参数，或许能更好地摸索出计算方法。
还有我听说有些压缩机的设计是为了特殊的工业需求，这时候计算方法可能又要变。
就比如说有些时候对温度的要求苛刻，那在计算级数的时候温度的影响就成了重点要考虑的了。
不过关于这个我还没有特别深入地去研究，这里我也只是提一提。
涡旋压缩机吸气容积计算公式
涡旋压缩机吸气容积计算公式
《涡旋压缩机吸气容积计算公式》
涡旋压缩机是一种常见的压缩设备，广泛应用于空气压缩机、制冷设备和空调系统等领域。
在涡旋压缩机的设计和运行过程中，吸气容积是一个重要的参数，它需要根据具体的工作条件进行精确计算。
涡旋压缩机吸气容积的计算公式可以通过以下步骤来推导：
首先，根据涡旋压缩机的设计参数和工作条件，确定涡旋压缩机的排气量，并将其表示为Vd （排气量）。
其次，确定涡旋压缩机的排气温度T2和压缩比r（压缩比是排气压力和吸气压力的比值）。
然后，根据理想气体状态方程PV=RT，其中P是压力，V是体积，T是温度，R是气体常数，在气体的状态不变过程中，PV/T=常数。
最后，根据以上的条件，通过公式Vd=V1*n1/n2，其中V1是涡旋压缩机的吸气容积，n1和
n2分别是涡旋压缩机吸气端和排气端的进气量。
通过以上的推导，我们可以得出涡旋压缩机吸气容积的计算公式为V1=Vd*n2/n1，其中V1表示涡旋压缩机的吸气容积，Vd表示涡旋压缩机的排气量，n1和n2表示涡旋压缩机吸气端和排气端的进气量。
在实际的涡旋压缩机设计和运行过程中，吸气容积的精确计算对于确保涡旋压缩机的稳定运行和高效性能至关重要。
因此，合理应用涡旋压缩机吸气容积的计算公式，可以帮助工程师们更好地设计和运行涡旋压缩机，提高其性能和节能水平。
压缩功率计算公式
压缩功率计算公式压缩功率计算公式是用于计算压缩机的功率消耗的公式，它在工程领域中具有重要的应用价值。
压缩机是一种将气体压缩成高压气体的设备，广泛应用于空调、冷冻、制冷、工业生产等领域。
了解和计算压缩功率对于优化设备运行、提高能效和降低能耗非常重要。
压缩功率的计算公式是根据理想气体状态方程和能量守恒原理推导得出的。
理想气体状态方程是描述气体在一定条件下的状态的方程，它可以表示为PV=nRT，其中P为气体的压力，V为气体的体积，n 为气体的物质的量，R为气体常数，T为气体的温度。
能量守恒原理是指在一个封闭系统中，能量的总量保持不变。
根据能量守恒原理，我们可以得到压缩机的功率消耗公式。
压缩功率的计算公式可以表示为：P = W / t其中，P为压缩功率，单位为瓦特（W），W为压缩机所做的功，单位为焦耳（J），t为压缩机所用的时间，单位为秒（s）。
压缩机所做的功可以表示为：W = P1 * V1 - P2 * V2其中，P1为压缩前气体的压力，V1为压缩前气体的体积，P2为压缩后气体的压力，V2为压缩后气体的体积。
在实际应用中，为了便于计算，我们通常使用单位时间内的功率来表示压缩功率。
单位时间内的功率可以表示为：P = ΔW / Δt其中，ΔW为单位时间内压缩机所做的功，Δt为单位时间。
压缩机的工作过程可以分为吸气、压缩、排气和冷却等阶段。
在吸气阶段，气体从外部环境中进入压缩机内部；在压缩阶段，气体被压缩成高压气体；在排气阶段，压缩后的气体被排出压缩机；在冷却阶段，压缩机内部的气体被冷却降温。
这些阶段的能量变化会影响到压缩功率的计算。
为了提高压缩功率的效率，可以采取以下措施：1. 选择合适的压缩机型号和规格，以满足实际需求，避免过度或不足压缩；2. 定期维护和保养压缩机，确保其正常工作状态；3. 优化压缩机的运行参数，如调整压力、温度等，以提高能效；4. 使用高效节能的压缩机和相关设备，减少能源消耗；5. 合理规划和设计压缩机系统，减少能源的浪费。
压缩功率计算公式
压缩功率计算公式压缩功率是指在压缩机中产生的功率，用于压缩和传输流体。
在工程和物理学中，压缩功率的计算公式可以通过以下方式表示：压缩功率 = 工作流体的压力 * 工作流体的体积流量 / 压缩效率我们来了解一下压缩功率的概念。
在许多工业和制造领域，需要将气体或液体通过压缩机进行压缩，以便在生产和运输过程中使用。
压缩功率是指在这个过程中所需要的功率，通常以千瓦（kW）为单位。
压缩功率的计算公式中包含三个关键参数：工作流体的压力、工作流体的体积流量和压缩效率。
工作流体的压力是指流体在进入压缩机之前的初始压力，通常以帕斯卡（Pa）为单位。
这个参数决定了压缩机需要产生多大的压力来实现所需的压缩效果。
工作流体的体积流量是指流体在单位时间内通过压缩机的体积，通常以立方米/秒（m³/s）为单位。
这个参数决定了压缩机需要处理多少流体来满足生产或运输的需求。
压缩效率是指压缩机将输入的功率转化为压缩流体所需的功率的比例。
压缩效率通常以百分比表示，取值范围从0到100。
较高的压缩效率意味着压缩机能够更有效地将输入的能量转化为压缩流体所需的能量。
通过以上的三个参数，我们可以计算出压缩功率。
将工作流体的压力乘以工作流体的体积流量，再除以压缩效率，即可得到所需的压缩功率。
需要注意的是，在使用压缩功率计算公式时，应确保所使用的单位统一。
如果参数的单位不同，应进行单位转换，以保证计算结果的准确性。
压缩功率的计算对于工程师和设计师来说非常重要，可以帮助他们评估和选择合适的压缩机，以满足特定的生产和运输需求。
此外，了解压缩功率的计算公式还可以帮助我们更好地理解压缩机的工作原理和性能。
总结起来，压缩功率计算公式为：压缩功率 = 工作流体的压力 * 工作流体的体积流量 / 压缩效率。
通过这个公式，我们可以计算出在压缩机中所需的功率，以便满足工业和制造过程中的生产和运输需求。
在实际应用中，我们应该确保所使用的单位统一，并考虑压缩机的性能参数，以选择合适的设备。
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
制冷剂的选择
本设计使用R134a作为冷媒，因为R134a对大气层的破坏相对较小、安全性好、无色、无味、不燃烧、不爆炸、基本无毒性、化学性质稳定，是一种理想的制冷剂，表1是R134a的一些基本性质。
①压缩机初选：
a. 首先求出理论冷媒循环量：
Q = G
th
⨯Δie
th
= Q /Δie
Q：制冷量（kcal/h）
G
th
：理论冷媒循环量（kg/h）
Δie：蒸发器吸热量（kcal/kg）已经求得Q = 3444.2kcal/h，Δie = 29.6 kcal/kg，代入上式得：
G
th
= 116.4kg/h)
b. 然后求出理论的排量:
G th = （Vs / V
1
）⨯（N
c
⨯ N
v
⨯ 60 ⨯ 10-6）
s = G
th
V
1
/（N
c
⨯ N
v
⨯ 60 ⨯ 10-6）
V
s
：压缩机容量（cm3/r）
N
c
：压缩机转速（rpm）
N
v
：压缩机容积效率
V
1
：压缩机入口气体比体积（m3/kg）
已知G
th = 116.4 kg/h、V
1
= 0.062m3/kg、Nc =1800rpm、Nv取0.7.
V
s
= 116.4⨯ 0.062 /（1800 ⨯ 0.7 ⨯ 60 ⨯ 10-6）
= 95.5（cm3/r） c. 压缩机动力：
Pw = G ⨯Δis/（860 ⨯η
c ⨯η
m
）
Pw：实际消耗功率（Kw）
η
c
：隔热效率
ηm：机械效率
ηc约等于0.7，ηm的范围为0.65~0.9，这里取0.8，代入上式得：Pw = 116.4 ⨯ 10.1/（860 ⨯ 0.7 ⨯ 0.8）
= 2.44（Kw）
d. COP值的计算：
COP = COP
(th)⨯η
c
⨯η
m
= (Δie / Δis) ⨯η
c ⨯η
m
= (29.6/10.1) ⨯0.7⨯0.8
=1.64
根据前面所求的参数,这里选用型号为5H14的压缩机,排量为138cm3/r。
②确定冷媒循环量：
因为排量确定了, 冷媒循环量也需重新确定:
）⨯（Nc ⨯ Nv ⨯ 60 ⨯ 10-6）
G = （Vs / V
1
= (138/0.062) ⨯（1800 ⨯ 0.7 ⨯ 60 ⨯ 10-6）
= 168.3（kcal/h）
③确定制冷量：
Q = G ⨯Δie
= 168.3 ⨯ 29.6
= 4981.7（kcal/h）
大于换热理论制冷量3444.2（kcal/h），故符合要求。