压缩机选型计算
空气压缩机设备选型能力核算
空气压缩机设备选型能力核算一、计算依据根据国家煤矿安全监察局安监总煤装[2010]146号文件精神，要求“煤矿和非煤矿山要制定和实施生产技术装备标准，安装监测监控系统、井下人员定位系统、紧急避险系统、压风自救系统、供水施救系统和通信联络系统等技术装备，并于3年之内完成”的要求。
压风管路通过主斜井送至井下。
最大班下井人数73人，其中回采工作面34人，每个掘进工作面14人。
现根据国家安监总局、国家煤监局2007年8月9日颁发安监总煤行[2007]第167号文件，按用于灾害防治时，最大班下井总人数每人0.3m3/min计算确定压风系统供风量。
矿井风动设备配备见表7-4-1。
表7-4-1 风动工具配备表二、空气压缩机选型1.压缩机必须的供气量（1）风动工具所需压缩机必须的供气量Q=a 1a 2γΣq i n i k i =32.72m 3/min式中： a 1——沿管路全长的漏气系数，a 1=1.2；a 2——机械磨损耗气量增加系数，取1.15；γ——海拔高度修正系数，a 3=1.01；q i ——每台风动工具的耗气量，ZP-Ⅱ型混凝土喷射机耗风量8m 3/min ，G10型风镐耗风量1.2m 3/min ，MFC-1218/2962型气动锚杆钻机耗风量2.8m 3/min ，ZY24型凿岩机耗风量2.8m 3/min ，ZQS-20型风煤钻耗风量1.2m 3/min ；n i ——用气量最大班次内，同型号风动机具的台数，ZP-Ⅱ型混凝土喷射机1台，G10型风镐2台， MFC-1218/2962型气动锚杆钻机2台，ZY24型凿岩机2台，ZQS-20型风煤钻3台；k i ——同型号风动机具的同时工作系数，ZP-Ⅱ型混凝土喷射机取1，G10型风镐取0.90，MFC-1218/2962型气动锚杆钻机取0.9，ZY24型凿岩机取0.90，ZQS-20型风煤钻取0.90。
（2）井下发生事故时，工作人员所需压缩机必须的供气量 Q ＝3.0731⨯⨯⨯γα＝1.2×1.01×73×0.3＝26.54m 3/min 。
冷凝器散热面积压缩机匹配选型
冷凝器散热面积压缩机匹配选型制冷量的计算方法风冷凝器水冷凝器换热面积计算方法与压缩机匹配选型1）风冷凝器换热面积计算方法制冷量+压缩机电机功率/200~250=冷凝器换热面例如：（3SS1-1500压缩机）CT=40℃：CE=-25℃压缩机制冷量=12527W+压缩机电机功率11250W=23777/230=风冷凝器换热面积103m22）水冷凝器换热面积与风冷凝器比例=概算1比18（103 /18）=6m2蒸发器的面积根据压缩机制冷量（蒸发温度℃×Δt相对湿度的休正系数查表）。
3）制冷量的计算方法：=温差×重量/时间×比热×设备维护机构例如：有一个速冻库1）库温-35℃2）速冻量1T/H3）时间2/H内4）速冻物质（鲜鱼）5）环境温度27℃6）设备维护机构保温板计算：62℃×1000/2/H×0.82×1.23=31266 kcal/n 可以查压缩机蒸发温度CT=40 CE-40℃制冷量=31266 kcal/n如何计算冷凝器的散热量悬赏分：20 |解决时间：2007-6-29 10:55 |提问者：不说话的鹦鹉使用1.5匹的压缩机，制冷量约为3500W，请问该配用什么样的冷凝器，多大的散热量，散热面积为多大，另外，需要配用几个风机，风叶直径为多大，转速为多大，空气流量为多大？最佳答案风冷机散热量约为制冷量的1.33倍（亦可将制冷量+压缩机的输入功率）风量约为1500立方米/小时风叶直径400mm转速1400rpm (4极电机)冷凝器500x500x3排9.5或12.7的管径均可以一匹2250W冷量算、系數取3A=Q1/K=(2250+750)/350=8.6 平方能告訴你的就這麼多了。
再多講你也不懂了回家去看看“傳熱學”“換熱學”“制冷原理我记得厂家这样配的压缩机几匹冷凝器就配几匹但冷凝器是这样算的铜管15的按3m算一匹铜管19的按1.8m算一匹。
压缩空气系统的设备选型
压缩空气系统的设备选型压缩空气站的设备一般包括产生压缩空气的空气压缩机和使气源净化的辅助设备。
气源净化辅助设备分为油水分离器、贮气罐、干燥机和过滤器。
空气压缩机：用以产生压缩空气，一般由电动机带动。
其吸气口装有空气过滤器以减少进入空气压缩机的杂质。
贮气罐：用以贮存压缩空气，稳定压缩空气的压力并除去部分油分和水分。
油水分离器：用以分离并排出降温冷却的水滴、油滴、杂质等。
干燥机：用以进一步吸收或排除压缩空气中的水分和油分，使之成为干燥空气。
过滤器：用以进一步过滤压缩空气中的灰尘、杂质颗粒。
1、空气压缩机的选型首先要确定用气端所需要的工作压力，加上1-2 bar的余量，再选择空压机的压力，（该余量是考虑从空压机安装地点到实际用气端管路距离的压力损失，根据距离的长短在1-2 bar之间适当考虑压力余量）。
当管路通径的大小和转弯点的多少也是影响压力损失的因素，管路通径越大且转弯点越少，则压力损失越小；反之，则压力损失就越大。
因此，当空压机与各用气端管路之间距离太远时，应适当放大主管路的通径。
如果环境条件符合空压机的安装要求且工况允许的话，可在用气端就近安装。
根据容积流量选型：1、在选择空压机容积流量时，应先了解所有的用气设备的容积流量，把流量的总数乘以1.2（即放大20%余量）；2、新项目上根据设计院提供的流量值进行选型；3、向用气设备供应商了解用气设备的容积流量参数进行选型；4、空压机站改造可参考原来参数值结合实际用气情况进行选型；合适的选型，对用户本身和空压机设备都有益处，选型过大浪费，选型过小可能造成空压机长期处于加载状态或用气不够或压力打不上去等弊端。
2、其他设备的选择2.1 储气罐的选型储气罐容积大小是要根据空压机的容积流量、调节系统和用气设备的耗气量来决定。
当一个系统由几台空压机组成时，储气罐的容积大小是根据最大空压机的容积流量而确定的。
下面的公式可用于储气罐容积大小的确定，应按如下公式计算得出：V=QS×t×P0/(P1-P2)式中： V：储气罐总容量；QS：供气设计总容量，NM3/min；t：5~20min保持时间；P0：大气压，绝压；P1：正常操作压力，绝压；P2：最低送出压力，绝压。
空气压缩机选型计算
空气压缩机选型计算
空气压缩机的选型计算需要考虑以下几个因素：
1. 空气需求量：根据工业生产所需的空气用量来选择合适的空气压缩机，通常以单位时间内的气体流量为衡量标准。
2. 压力要求：根据工业生产所需的气体压力来选择合适的空气压缩机。
3. 压缩机的工作状态：根据空气需求量和压力要求来选择合适的单级或多级压缩机。
4. 空气质量要求：根据工业生产的要求和环境的要求选择空气过滤器和空气干燥器等附件。
5. 能源消耗：根据工业生产的需求和能耗要求选择合适的节能型空气压缩机，以节约生产成本。
根据以上因素，可以进行以下空气压缩机选型计算公式：
Q = m×n（单位时间内的气体流量，m3/min）
p = F/A（气体压力，bar）
功率P=Q×p/η（压缩机功率，kW）
其中，m为每单位时间内需要的空气质量（kg/m³），n为生产所需空气的流量（m³/min），F为液缸工作力（N），A为
液缸面积（m²），η为压缩机效率（通常为0.7~0.8）。
根据以上公式可以得出所需空气压缩机的技术参数，以便选择合适的压缩机型号，从而满足生产所需的空气质量和压力要求，并节约能源成本。
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。
压缩机选型
五、螺杆压缩机的选型计算 适用范围： 蒸发温度tz＞-20℃采用单级螺杆机 蒸发温度-20℃ ＞ tz ＞ -35℃选用二次进气螺杆 机 蒸发温度-35℃ ＞ tz ＞ -50℃选用双级螺杆机
《制冷工艺设计》
1．螺杆压缩机的理论排气量 Vp=60CnLnD2（m3/h)
式中，Cn－齿形系数，与型式、齿数有关。Cn值一般为 0.46～0.508按阳转子名义直径计算），对称圆弧型线取 小值，单边不对称型线取大值。
《制冷工艺设计》
3）中间冷却温度
本工程-33Βιβλιοθήκη ℃与-28 ℃蒸发系统合并为一个系统，因
-33 ℃系统负荷较大，计算时蒸发温度按-33 ℃。
最佳中间温度：拉塞公式：
t=0.4*37.8-0.6*33+0.3=-4.38 ℃
查图4-1c，高低压容积比1:2的压缩机中间温度为-9
℃，高低压容积比1:3的压缩机中间温度为-1.5℃
(1)单级氨活塞式压缩机的极限工作条件： 1)活塞最大压力差PƖ-Pz不大于1373kPa 。 2)最大压力比PƖ/Pz不大于8 。 3)冷凝温度不高于40℃ 。 4)蒸发温度5℃～-30℃ 。 5)油温不高于70℃。
《制冷工艺设计》
2 ）单机双级氨活塞式压缩机的极限工作条件： ( 1 ）活塞最大压力差PƖ-Pz 不大于1514kPa 。 ( 2 ）低压级活塞压力差Pzj-PZ不大于785kPa 。 ( 3 ）高压级活塞压力差PƖ-Pzj 不大于1373kPa 。 ( 4 ）冷凝温度不高于40℃ 。 （5）蒸发温度不低于-50℃ 。 ( 6 ）低压级排气温度不高于120℃。 ( 7 ）高压级排气温度不高于150℃。
《制冷工艺设计》
(2）指示功率 Ps=PL/ηs（kW） (3-5)
制冷压缩机与设备的选型计算
低压循环贮液器 低压循环贮液器是用制冷剂泵强制供液制冷系统的重要设备，起着容纳贮存制冷剂液体供给制冷剂泵，调节对蒸发器的供液和气液分离，保证压缩机安全地运行。
低压循环贮液器容积 下进上出系统 上进下出系统
低压循环贮液器直径
第三节 辅助设备的选型计算
第三节 辅助设备的选型计算
分离捕集设备的选型计算
选型计算
01
冷凝器传热面积 冷凝器的对数平均温差⊿tm
02
(K或℃)
03
第二节 换热设备的选型计算
第二节 换热设备的选型计算
(2)冷凝器的传热系数K 由冷凝器的结构型式、制冷剂种类、冷却介质的速度、温度差、传热面上的污垢系数、传热管的材质等因素所支配。
冷凝器种类
油分离器
气液分离器 气液分离器的作用是使混合的气体和液体制冷剂进行分离，按照不同的蒸发系统分别设置，并按设置位置的不同，分为机房气液分离器和库房气液分离器。
机房气液分离器
库房气液分离器
第三节 辅助设备的选型计算
节流机构
第三节 辅助设备的选型计算
节流机构的作用是为蒸发器提供适量的制冷剂液体，同时又维持系统高、低压侧的压力差，保证蒸发器中适宜的蒸发压力。 常用节流机构 手动调节的节流装置—手动膨胀阀； 用制冷剂蒸气过热度调节的节流装置—包括热力膨胀阀及电子膨胀阀等； 不能调节的节流装置—恒压膨胀阀和毛细管等； 浮球调节阀。 应用
进热交换器的制冷剂气体温度
出热交换器的制冷剂气体温度
第二节 换热设备的选型计算
第三节 辅助设备的选型计算
第三节 辅助设备的选型计算 一、液体储存设备 1.高压储液器 高压贮液器的选择主要是确定容积，保证制冷装置在运行时，最大贮液量小于容积的70%，最小贮液量大于容积的10%。
制冷量的计算方法风冷凝器水冷凝器换热面积计算方法与压缩机匹配选型
制冷量的计算方法风冷凝器水冷凝器换热面积计算方法与压缩机匹配选型1）风冷凝器换热面积计算方法制冷量+压缩机电机功率/200~250=冷凝器换热面例如：（3SS1-1500压缩机）CT=40℃：CE=-25℃压缩机制冷量=12527W+压缩机电机功率11250W=23777/230=风冷凝器换热面积103m22）水冷凝器换热面积与风冷凝器比例=概算1比18（103 /18）=6m2蒸发器的面积根据压缩机制冷量（蒸发温度℃×Δt相对湿度的休正系数查表）。
3）制冷量的计算方法：=温差×重量/时间×比热×设备维护机构例如：有一个速冻库1）库温-35℃2）速冻量1T/H3）时间2/H内4）速冻物质（鲜鱼）5）环境温度27℃6）设备维护机构保温板计算：62℃×1000/2/H×0.82×1.23=31266 kcal/n 可以查压缩机蒸发温度C T=40 CE-40℃制冷量=31266 kcal/n制冷机组制冷系统配套设备组成一套完整的制冷机组制冷系统，除压缩机、冷凝器、膨胀阀，蒸发器和控制系统五个主件外，为了保证系统正常、经济和安全的运行，还需设置一定数量的其它辅助设备。
辅助设备的种类很多，按照它们的作用，基本上可以分为两大类：(1)维持制冷循环正常工作的设备，如两级压缩的中间冷却器等；(2)改善运行指标及运行条件的设备，如油分离器、集油器、气液分离器、空气分离器以及各种贮液器，电磁阀，压力控制器等。
此外，在制冷系统中还配有用以调节、控制与保证安全运行所需的器件、压力仪表和连接管道的附件等。
制冷系统中的辅助设备一、油分离器与集油器(一)油分离器的作用在蒸汽压缩式制冷系统中，经压缩后的氨蒸汽(或氟利昂蒸汽)，是处于高压高温的过热状态。
由于它排出时的流速快、温度高。
汽缸壁上的部份润滑油，由于受高温的作用难免成油蒸汽及油滴微粒与制冷剂蒸汽一同排出。
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。
离心机知识和压缩级选型计算
离心式压缩机离心式压缩机第三章离心式压缩机3.1 离心式压缩机概述3.2 基本方程式3.3 级内的各种流量损失3.4 多级压缩3.5 功率与效率3.6 性能与调节3.7 相似理论的应用3.8 主要零部件及辅助系统3.9 安全可靠性3.10 选型3.1 离心式压缩机概述3.1.1 发展概况3.1.2 工作原理3.1.3 工作过程与典型结构3.1.4 级的结构与关键截面3.1.5 离心压缩机特点3.1.6 适用范围3.1.1 发展概况离心式压缩机是透平式压缩机的一种.早期只用于压缩空气,并且只用于低,中压力及气量很大的场合.目前离心式压缩机可用来压缩和输送化工生产中的多种气体.它具有:处理量大,体积小,结构简单,运转平稳,维修方便以及气体不受污染等特点. 随着气体动力学的研究,使得离心式压缩机的效率不断提高;又由于高压密封,小流量窄叶轮的加工和多油楔轴承等技术关键的研制成功,解决了离心压缩机向高压力,宽流量范围发展的一系列问题,使离心压缩机的应用范围大为扩展,以致在许多场合可以取代往复活塞式压缩机.3.1.2 工作原理一般说来,提高气体压力的主要目标就是增加单位容积内气体分子的数量,也就是缩短气体分子与分子间的距离.达到这个目标可采用的方法有:1,用挤压元件来挤压气体的容积式压缩方法(如活塞式);2,用气体动力学的方法,即利用机器的作功元件(高速回转的叶轮)对气体作功,使气体在离心力场中压力得到提高,同时动能也大为增加,随后在扩压流道中流动时这部分动能又转变成静压能,而使气体压力进一步提高,这就是离心式压缩机的工作原理或增压原理.3.1.3 工作过程与典型结构1-吸入室;2-轴;3-叶轮;4-固定部件;5-机壳;6-轴端密封;7-轴承;8-排气蜗室;离心压缩机转子:转轴,固定在轴上的叶轮,轴套,联轴节及平衡盘等.定子:气缸,其上的各种隔板以及轴承等零部件,如扩压器,弯道,回流器,蜗壳,吸气室.驱动机转子高速回转叶轮入口产生负压(吸气)气体在流道中扩压气体连续从排气口排出气体的流动过程是:组成离心式压缩机常用术语:级: 由一个叶轮与其相配合的固定元件所构成段: 以中间冷却器作为分段的标志,如前所述,气流在第三级后被引出冷却,故它为二段压缩.缸: 一个机壳称为一缸,多机壳称为多缸(在叶轮数较多时采用)列: 指压缩机缸的排列方式,一列可由一至几个缸组成叶轮,扩压器,弯道,回流器,蜗壳,吸气室主要部件的功用:3.1.4 级的典型结构与关键截面一,级的典型结构二,关键截面在逐级的分析和计算中,只着重分析,计算级内几个关键截面上的参数"级"是离心式压缩机的基本单元,从级的类型来看,一般可分为中间级(图a): 由叶轮,扩压器,弯道,回流器组成;首级(图b): 由吸气管和中间级组成;末级(图c): 由叶轮,扩压器,排气蜗壳组成三,叶轮的典型结构1,离心式叶轮闭式叶轮半开式叶轮双面进气叶轮2,按叶片弯曲形式后弯叶片:弯曲方向与叶轮旋转方向相反,级效率高,β2A90,效率低,稳定工作范围较窄,多用于一部分通风机.3,叶轮的速度三角形在讨论其工作原理时,常常会用到叶轮进,出口处的三角形优点:(1)排气量大,气体流经离心压缩机是连续的,其流通截面积较大,且叶轮转速很高,故气流速度很大,因而流量很大.(2)结构紧凑,尺寸小.它比同气量的活塞式小得多;(3)运转平稳可靠,连续运转时间长,维护费用省,操作人员少;(4)不污染被压缩的气体,这对化工生产是很重要的;(5)转速较高,适宜用蒸汽轮机或燃气轮机直接拖动.缺点:(1)单级压力比不高,不适用于较小的流量;(2)稳定工况区较窄,尽管气量调节较方便,但经济性较差3.1.5 离心式压缩机的特点3.1.6 适用范围1.化工及石油化工工艺用2.动力工程用3.制冷工程和气体分离用4.气体输送用3.2 基本方程式3.2.1 连续方程3.2.2 欧拉方程3.2.3 能量方程3.2.4 伯努利方程3.2.5 压缩过程于压缩功3.2.6 总结连续方程是质量守恒定律在流体力学中的数学表达式,在气体作定常一元流动的情况下,流经机器任意截面的质量流量相等,其连续方程表示为:3.2.1 连续方程为了反映流量与叶轮几何尺寸及气流速度的相互关系,常应用连续方程在叶轮出口的表达式为:3.2.2 欧拉方程欧拉方程式用来计算原动机通过轴和叶轮将机械能转换给流体的能量的.离心叶轮的欧拉方程为:也可表示为:欧拉方程的物理意义为:①欧拉方程指出的是叶轮与流体之间的能量转换关系,它遵循能量转换与守恒定律;②只要知道叶轮进出口的流体速度,即可计算出一千克流体与叶轮之间机械能转换的大小,而不管叶轮内部的流动情况;③适用于任何气体或液体,既适用于叶轮式的压缩机也适用与叶轮式的泵;④推而广之只需将等式右边各项的进出口符号调换一下,亦适用于叶轮式的原动机.3.2.3 能量方程能量方程用来计算气流温度(或焓)的增加和速度的变化.根据能量转换与守恒定律,外界对级内气体所做的机械功和输入的能量应转化为级内气体热焓和能量的增加,对级内1千克气体而言,其能量方程可表示为:能量方程的物理意义为:① 表示由叶轮所做的机械功,转化为级内气体温度(或焓)的升高和动能的增加;② 对有粘无粘的气体都适用,因为对有粘气体所引起的能量损失也以热量形式传递给气体,从而式气体温度(焓)升高;③ 可认为气体在机器内做绝热运动,q=0;④ 该方程适用于一级,也适用于多级整机或其中任一通流部件,这由所取的进出口截面决定.应用伯努力方程将流体所获得的能量区分为有用能量和能量损失,并引用压缩机中所最关注的压力参数,以显示出压力的增加.叶轮所做的机械功还可与级内表征流体压力升高的静压能联系起来,表达成通用的伯努力方程,对级内流体而言有3.2.4 伯努利方程伯努利方程的物理意义为:① 表示叶轮所做机械功转换为级中流体的有用能量(静压能和动能增加)的同时,还需付出一部分能量克服流动损失或级中的所有损失;② 它建立了机械能与气体压力p,流速c和能量损失之间的相互关系;③ 该方程适用一级,亦适用于多级整机或其中任一通流通部件,这由所取的进出口截面而定;④ 对于不可压缩流体来说应用伯努利方程计算压力的升高是方便的.而对于可压缩流体,尚需获知压力和密度的函数关系才能求解静压能头积分,这还要联系热力学的基础知识加以解决.3.2.5 压缩过程与压缩功应用特定的热力过程方程可求解上述静压能量头增量的积分,从而计算出压缩功或压力升高的多少.每千克气体所获得的压缩功也称为有效能量头,如对多变压缩功而言,则有:将连续方程,欧拉方程,能量方程,伯努利方程,热力过程方程和压缩功的表达式相关联,就可知流量和流体速度在机器中的变化,而通常无论是级的进出口,还是整个压缩机的进出口,其流速几乎相同,故这部分进出口的动能增量可略而不计.同时还可获知由原动机通过轴和叶轮传递给流体的机械能,而其中一部分有用能量即静压能头的增加,使流体的压力得以提高,而另一部分是损失的能量,它是必须付出的代价.还可获知上述静压能头增量和能量损失两者造成流体温度(或焓)的增加,于是流体在机器内的速度,压力,温度等诸参数的变化规律也就都知道了.3.2.6 总结3.3 级内的各种流体损失3.3.1 级内的流体损失3.3.2 漏气损失3.3.3 轮阻损失式中l为沿程长度,dhm 为水平直径, cm 为气流平均速度, 为磨阻系数,通常级中的Re>Recr,故在一定的相对粗糙度下,λ为常数.由该式可知 ,从而 .3.3.1 级内的流体损失流体的粘性是产生能量损失的根本原因.通常把级的通道部件看成依次连续的管道.利用流体热力学管道的实验数据,可计算出沿程磨阻损失为:3.3.2 漏气损失(1) 产生漏气损失原因(2) 密封件的结构形式及漏气量的计算(3) 轮盖密封的漏气量及漏气损失系数(1) 产生漏气损失的原因从右图中可以看出,由于叶轮出口压力大于进口压力,级出口压力大于叶轮出口压力,在叶轮两侧与固定部件之间的间隙中会产生漏气,而所漏气体又随主流流动,造成膨胀与压缩的循环,每次循环都会有能量损失.该能量损失不可逆的转化为热能为主流气体所吸收.(2) 密封件的结构形式及漏气量的计算(3) 轮盖密封的漏气量及漏气损失系数轮盖密封处的漏气能量损失使叶轮多消耗机械功.通常隔板与轴套之间的密封漏气损失不单独计算,只高考虑在固定部件的流动损失之中.轮盖密封处的漏气量为:若通过叶轮出口流出的流量为则可求得轮盖处的漏气损失系数为:3.3.3 轮阻损失叶轮旋转时,轮盘,轮盖的外侧和轮缘要与它周围的气体发生摩擦,从而产生轮阻损失.其轮阻损失为对于离心叶轮而言,上式可简化为进而可得轮阻损失系数为3.4 多级压缩(1) 采用多级串联和多缸串联的必要性(2) 分段与中间冷却以减少耗功(3) 级数与叶轮圆周速度和气体分子量的关系(1)采用多级串联和多缸串联的必要性离心压缩机的压力比一般都在3以上,有的高达150,甚至更高.离心压缩机的单级压力比,较活塞式的低,所以一般离心压缩机多为多级串联式的结构.考虑到结构的紧凑性与机器的安全可靠性,一般主轴不能过长.对于要求高增压比或输送轻气体的机器需要两缸或多缸离心压缩机串联起来形成机组.(2)分段与中间冷却以减少耗功为了降低气体温度,节省功率,在离心压缩机中往往采用分段中间冷却的结构,而不采用汽缸套冷却.各段由一级或若干级组成,段与段之间在机器之外由管道连接中间冷却器.应当指出,分段与中间冷却不能仅考虑省功,还要考虑下列因素:1)被压缩介质的特性属于易燃,易爆则段出口的温度低一些,对于某些化工气体,因在高温下气体发生不必要的分解或化合变化,或会产生并加速对机器材料的腐蚀,这样的压缩机冷却次数必需多一些.2)用户要求排出的气体温度高,以利于化学反应(由氮,氢化合为氮)或燃烧,则不必采用中间冷却,或尽量减少冷却次数.3)考虑压缩机的具体结构,冷却器的布置,输送冷却水的泵耗功,设备成本与环境条件等综合因素.4) 段数确定后,每一段的最佳压力比,可根据总耗功最小的原则来确定.(3) 级数与叶轮圆周速度和气体分子量的关系a.减少级数与叶轮圆周速度的关系:为使机器结构紧凑,减少零部件,降低制造成本,在达到所需压力比条件下要求尽可能减少级数.有下式可知,叶轮对气体做功的大小与圆周速度的平方成正比,如能尽量提高u2就可减少级数.但是提高叶轮圆周速度u2 ,却受到以下几种因素的限制.叶轮材料强度的限制;气流马赫数的限制;叶轮相对宽度的限制.b.级数与气体分子量的关系:气体分子量对马赫数的影响;气体分子量对所需压缩功的影响.322801319.450.0901.412氢气17280701.420.1781.664氦气5280215.820.5251.3611.78焦炉煤气228092.2141.2931.4028.97空气118616.976.151.10136.3氟里昂-11级数j圆周速度u2/(m/s)多方压缩功Hpol(kJ/kg)密度ρ/(kg/m3)绝热指数k分子量μ/[J/(kg·K)]气体压缩不同气体时所需压缩功和级数的比较表3.5 功率与效率3.5.1 单级总耗功,功率和效率3.5.2 多级离心机的功率和效率3.5.1 单级总耗功,功率和效率3.5.1.1 级总耗功,总功率3.5.1.2 级效率3.5.1.3 多变的能量头系数3.5.1.1 级总耗功,总功率叶轮对1kg气体的总耗功:流量qm的总功率:3.5.1.2 级效率多变效率是级中气体压力升高所需的多变压缩功与实际总耗功之比,表示为:通常c0''≈c0 ,因而有:3.5.1.3 多变的能量头系数该式表明,多变能量头系数与叶轮的周速系数,多变系数,漏气损失系数和轮阻损失系数的相互关系.若要充分利用叶轮的圆周速度,就要尽可能的提高周速系数和级效率.注意:若要比较效率的高低,应当注意以下几点:与所指的通流部件的进出口有关.与特定的气体压缩热力过程有关.与运行工况有关.只有在以上三点相同的条件下,比较谁的效率高还是低才是有意义的.3.5.2 多级离心压缩机的功率和效率(2)多级离心压缩机的效率多级离心压缩机所需的内功率可表示为诸级总功率之和(1)多级离心压缩机的内功率多级离心压缩机的效率通常指的内效率,而内效率是各级效率的平均值(4)原动机的输出功率(3)机械损失,机械效率和轴功率原动机的额定功率一般为3.6 性能与调节3.6.1 离心压缩机的性能3.6.2 压缩机与管网联合工作3.6.3 压缩机的串联与并联3.6.4 压缩机的调节方法及特点3.6.1 离心压缩机的性能3.6.1.1 性能曲线3.6.1.2 喘振工况3.6.1.3 堵塞工况3.6.1.4 性能曲线的变化规律3.6.1.1 性能曲线(1)性能曲线的形成(2) 性能曲线的特点(3)性能曲线的特点(4)最佳工况(5)稳定工作范围(1)性能曲线的形成(2) 性能曲线的特点(3)性能曲线的特点随着流量的减小,压缩机能提供的压力比将增大.在最小流量时,压力比达到最大. 离心压缩机有最大流量和最小流量两种极限流量;排除压力也有最大值和最小值. 效率曲线有最高效率点,离开该点的工况效率下降的较快.功率N与Qj .大致成正比,所以功率曲线一般随Qj增加而向上倾斜,但当ε-Qj曲线向下倾斜很快时,功率曲线也可能先向上倾斜而后逐渐向下倾斜.(4)最佳工况工况的定义:性能曲线上的某一点即为压缩机的某一运行工作状态(简称工况).最佳工况点:通常将曲线上效率最高点称为最佳工况点,一般应是该机器设计计算的工况点.如图所示,在最佳工况点左右两边的各工况点,其效率均有所降低.(5)稳定工作范围压缩机性能曲线的左边受到喘振工况的限制,右边受到堵塞工况限制,在这两个工况之间的区域称为压缩机的稳定工作范围.压缩机变工况的稳定工作范围越宽越好.3.6.1.2 喘振工况(1)压缩机喘振的机理(2)喘振的危害(3)防喘振的措施(1)压缩机喘振的机理旋转脱离压缩机的喘振(2)喘振的危害喘振造成的后果是很严重的,它不仅使压缩机的性能恶化,压力和效率显著降低,机器出现异常的噪声,吼叫和爆音,而且使机器出现强烈的振动,致使压缩机的轴承,密封遭到损坏,甚至发生转子和固定部件的碰撞,造成机器的严重破坏.(3)防喘振的措施操作者应具备标注喘振线的压缩机性能曲线,随时了解压缩机工况点处在性能曲线图上的位置.为偏于运行安全,可在比喘振线的流量大出5%~10%的地方加注一条防喘振线,以提醒操作者注意.降低运行转速,可使流量减少而不致进人喘振状态,但出口压力随之降低.在首级或各级设置导叶转动机构以调节导叶角度,使流量减少时的进气冲角不致太大,从而避免发生喘振.在压缩机出口设置旁通管道,如生产中必须减少压缩机的输送流量时,让多余的气体放空,或经降压后仍回进气管,宁肯多消耗流量与功率,也要让压缩机通过足够的流量,以防进入喘振状态.(3)防喘振的措施(续)在压缩机进口安置温度,流量监视仪表,出口安置压力监视仪表,一旦出现异常或端振及时报警,最好还能与防喘振控制操作联功d4与紧急停车联动.运行操作人员应了解压缩机的工作原理,随时注意机器所在的工况位置,熟悉各种监测系统和调节控制系统的操作,尽量使机器不致迅人喘损状态.一日进人喘振应立即加大流量退出喘振或市即停机.停机后,应经开缸检查确无隐患,方可再开动机器.3.6.1.3 堵塞工况流量达到最大时的工况即为最大流量工况.造成这种工况有两种可能:一是级中流道中某喉部处气流达到临界状态,这时气体的容积流量已是最大值,任凭压缩机背压再降低,流量也不可能再增加,这种情况称为"阻塞"工况.另一种情况是流道内并未达到临界状态,即未出现"阻塞"工况,但压缩机在偌大的流量下,机内流动损失很大,所能提供的排气压力已很小,几乎接近零能头,仅够用来克服排气管的流动阻力以维持这样大的流量,这也是压缩机的最大流量工况.由制造厂商提供的离心式压缩机的性能曲线图上一般都注明该压缩机的设计条件,例如气体介质名称,密度(或分子量),进气压力及进气温度等.因为如果运转时的气体介质,进气条件与设计条件不符,那么压缩机的运转性能就有别于所提供的性能曲线图.以如图形式表示的性能曲线与气体的性质和进气状态密切相关.如图所示,如果进气温度Ti不变,在相同容积流量Qi下,压缩重的气体所得到的压力比较大;反之,压缩轻的气体,所得的压力比较小.同样,假设压缩的是同一种气体介质,但进气温度Ti不同,进气温度较高的气体,共性能曲线在下方,进气温度较低的气体的性能曲线在上方.3.6.1.4 性能曲线的变化规律3.6.2 压缩机与管网联合3.6.2.1 管网特性曲线3.6.2.2 压缩机与管网联合工作3.6.2.3 平衡工况的稳定性所谓管网,一般是指与压缩机连接的进气管路,排气管路以及这些管路上的附件及设备的总称.但对于离心式压缩机来说,管网只是指压缩机后面的管路及全部装置.管网终端的压力应为:式中△P包括管网中的摩擦损失和局部阻力损失,A为总阻力损失的计算系数.3.6.2.1 管网特性曲线3.6.2.2 压缩机与管网联合工作某压缩机原来进气温度为30度,工作点在A点(见图),因生产中冷却器出了故障,使气温剧增到70度,这时压缩机突然出现了喘振,究其原因,就是因为进气温度升高,使压缩机的性能曲线下降,由线1下降为l'',而管网性能曲线未变,压缩机的工作点变到A'',此点如果落在喘振限上,就会出现喘振.例1 性能变化造成的喘振情况例2 性能变化造成的喘振情况某压缩机原在上图所示的A点正常运转,后来由于某种原因,进气管被异物堵塞而出现了喘振.分析其原因就是因为进气管被堵,压缩机进气压力从pi一下降为pi''.使机器性能曲线下降到l''线,管网性能曲线无变化,于是工作点变到A'',落入喘振限所致.例3 性能变化造成的喘振情况某压缩机原在转速为n下正常运转,工况点为A点(见上图).后因生产中高压蒸汽供应不足,作为驱动机的蒸汽轮机的转速下降到n2,这时压缩机的工作点A''落到喘振区,因此产生了喘振.压缩机串联工作可增大气流的排出压力,压缩机并联工作可增大气流的输送流量.但在两台压缩机串联或并联工作时,两台压缩机的特性和管网特性在相互匹配中有可能出现不能很好协调工作的情况,例如使总的性能曲线变陡,变工况时某台压缩机实际上没起作用,却自自耗功,或者某台压缩机发生喘振等.3.6.3 压缩机的串联与并联3.6.4 压缩机的调节方法及特点压缩机与管网联合工作时,应尽量运行在最高效率工况点附近.在实际运行中,为满足用户对输送气流的流量或压力增减的需要,就必需设法改变压缩机的运行工况点.实施改变压缩机运行工况点的操作称为调节.下面讨论几种压缩机的调节方法. 3.6.4.1 压缩机出口节流调节3.6.4.2 压缩机进口节流调节3.6.4.3 采用可转动的进口导叶调节(又称进气预旋调节)3.6.4.4 采用可转动的扩压器叶片调节3.6.4.5 改变压缩机转速的调节3.6.4.6 三种调节方法的经济性比较及联合采用两种调节3.6.4.1 压缩机出口节流调节3.6.4.2 压缩机进口节流调节调节压缩机进口管道中阀门开度是又一种简便且可节省功率的调节方法.如图所示,改变进气管道中的阀门开度,可以改变压缩机性能曲线的位置,从而达到改变输送气流的流量或压力.3.6.4.3 采用可转动的进口导叶调节3.6.4.4 采用可转动的扩压器叶片调节3.6.4.5 改变压缩机转速的调节图为用户要求压力p,不变而流量增大为qms''或减小为qms'',调节转速到n''或n",使性能曲线移动即可满足要求.3.6.4.6 三种调节方法的经济性比较及联合采用两种调节左图表示了进口节流,进气预旋和改变转速的经济性对比.其中以进口节流为标准.曲线1表示进口预旋比进口节流所节省的功率. 曲线2表示改变转速比进口节流所节省的功率.显然改变转速的经济性最佳.3.7 相似理论的应用3.7.1 相似理论的应用价值3.7.2 离心压缩机相似应具备的条件3.7.3 符合相似条件的性能换算3.7.4 通用性能曲线3.7.1 相似理论的应用价值相似理论在许多流体机械中均有重要的应用价值.应用相似理论进行性能换算可解决以下问题:按照性能良好的模型级或机器,可快速地设计出性能良好的新机器;将模化试验(如缩小机器尺寸,改变工质和进口条件等)的结果,换算成在设计条件或使用条件下的机器性能;相似的机器可用通用的性能曲线表示它们的性能;可使产品系列化,通用化,标准化,不仅有利于产品的设计制造,也有利于产品的选型使用.3.7.2 离心压缩机相似应具备的条件在流体力学和流体机器中,所谓流动相似,就是指流体流经几何相似的通道或机器时,其任意对应点上同名物理量(如压力,速度等)比值相等.由此就可获得机器的流动性能(如压力比,流量,效率等)相似.流动相似的相似条件有模型与实物或两机器之间几何相似,运动相似,动力相似和热力相似.对于离心压缩机而言,其流动相似应具备的条件可归结为几何相似,叶轮进口速度三角形相似,特征马赫数相等.而符合流动相似的机器其相似工况的效率相等.当两台机器符合相似条件时,只要知道一台机器的性能参数,则可通过相似换算得到另一台机器的性能参数.3.7.3 符合相似条件的性能换算右图为压缩机的通用性能曲线.它对于符合相似条件的机器,以及按相似条件组成系列化的所有机器均带来使用上的许多方便,故得到广泛的应用.3.7.4 通用性能曲线3.8 主要零部件及辅助系统3.8.1 叶轮3.8.2 密封结构3.8.1 叶轮。
制冷压缩机与设备的选型计算
控制系统设计
控制系统的组成和功能 控制系统的类型和特点 控制系统的设计和选型 控制系统的调试和运行
安全保护措施
温度控制保护： 确保制冷系统温 度在安全范围内， 防止过热或过冷
压力保护：对制 冷系统的压力进 行监控，防止压 力过高或过低
液位保护：确保 制冷系统中的液 位在合适范围内， 防止液位过高或 过低
类型和厚度等参数
管道布置与连接
管道布置：根据制冷系统要求，合理布置管道的位置和走向，确保系统正 常运行。 管道连接：采用正确的连接方式，如焊接、法兰连接等，确保管道密封性 和可靠性。
管道支撑：为保证管道的稳定性和安全性，需设置适当的支撑结构。
管道保温：为减少能量损失和防止管道结露，需对管道进行保温处理。
制冷压缩机选型原则：制冷量、冷凝压力、蒸发压力、压缩比等参数匹配
制冷压缩机选型考虑因素：制冷工艺要求、设备投资成本、运行能耗、维护保养等
制冷压缩机选型步骤：明确制冷需求、选择合适的压缩机类型、确定压缩机规格参数、进行设 备选型计算
压缩机参数确定
制冷量确定：根据制冷需求和设备使用情况计算所需制冷量 制冷剂选择：根据制冷需求和使用环境选择合适的制冷剂 压缩机类型选择：根据使用需求和设备特性选择合适的压缩机类型 压缩机能效比选择：根据设备使用情况和能效要求选择合适的能效比
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配件供应：提供可靠的配件供应， 确保设备维护和维修的顺利进行
培训服务：提供设备使用和维护 的培训服务，提高用户的技术水 平和操作能力
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汇报时间：20XX/01/01
蒸发器材料选择：选 择耐腐蚀、耐磨损、 传热性能良好的材料
压缩机选型计算范文
压缩机选型计算范文
一、压缩机选择原则
1、依据功率容量来确定压缩机的型号，即所需要的压缩机容量应大于空调系统的冷量或实际需要的冷量。
2、选择压缩机的类型，一般说来，行星式压缩机和滚动式压缩机的结构简单，较容易在现场维护和操作，故应大量使用。
3、由于螺杆及温和式压缩机的功率比较低，工作时间长，其工作效率也比较高，但易损件的更换和维护不容易，所以应谨慎使用。
4、选择压缩机的制冷剂类型、制冷剂油和齿轮油类型，应根据空调系统使用的制冷剂类型、制冷剂油类型和齿轮油类型进行选择。
5、应根据被冷却系统的进出口气体组成成分、温度和压力参数来选择压缩机型号。
二、压缩机选择计算
1、确定空调系统功率容量：根据被冷却的空气通风量、温度变化及压力变化等条件等确定空调系统的功率容量Q，一般空调系统的功率容量Q＝A＊(t2-t1)，Q表示功率容量，A表示风量，t2表示出气温度，t1表示进气温度。
2、确定压缩机容量：空调系统功率容量Q/能量需要系数Ks，可确定压缩机的容量，一般压缩机的容量均按Q/Ks计算，Q表示功率容量，Ks 表示能量需要系数。
制冷压缩机与设备的选型计算
主要用NH3、R22、R404A、R407C和R134a等制冷工质，
半封闭压缩机
主要用R22、R502、R404A、R407C、R134a、R290、R600a
和CO2制冷工质
全封闭型活塞式压缩机
主要用R22、R404A、R407C、R134a和R600a等制冷工质
（2）双级活塞式压缩机 （3）压缩机组
第一节 制冷压缩机的选型计算
2.选型计算 （1）单级压缩机的选型计算
① 按压缩机的理论输气量选型 机械负荷 j
Q Q/b
Qj
压缩机的理论输气量
qV t
Q j v1
V (h0 h4 )
V q0V
图3-1 单级压缩制冷循环压焓图
②按压缩机的标准工况制冷量选型
Δtm =
卧式（翅片管） 800~900
4500~5000 3500~4000
套管式
1100
空气冷却式冷 凝器
强制通风式
自然对流式
24~28
5.8~9.3
240~280
8~12℃
蒸发式冷凝器
580~750
1400~1800
Δtm = 2~3℃
第二节 换热设备的选型计算
(3)冷凝器的热负荷Qk
有以下三种计算方法：
蒸发温度 制冷剂（高温循 /℃ 环/低温循环） R22/R23 ≥-80 R507/R23 R290/R23 R290/CO2 ≥-55 NH3/CO2 NH3单级压缩循环/CO2单级压缩循环
制冷循环型式
R22单级或双级压缩循环/R23单级压缩循环 R507单级或双级压缩循环/R23单级压缩循环 R290双级压缩循环/R23单级压缩循环 R290单级压缩循环/CO2单级压缩循环
冷柜压缩机选型计算公式
冷柜压缩机选型计算公式
冷柜压缩机选型计算公式如下：
制冷量计算公式：Q=V×ΔT×S。
其中，V表示冷柜的容积，ΔT 表示冷柜的设计温差，S表示安全系数。
压缩机的制冷量（Q）与压缩机的功率（P）的比值为效率（η），η=(Q/P)×100%。
压缩机的输入功率（P）与蒸发温度（t0）和冷凝温度（tk）有关，P=（t0-tk）/0.46+P0。
其中，P0为压缩机吸气压力对应的饱和温度与蒸发温度之差乘以蒸发温度与冷凝温度之差得到的功率。
根据压缩机的工作时间和工作模式，可以计算压缩机的运行时间和停机时间，从而确定压缩机的功率。
根据压缩机的效率和制冷量，可以计算压缩机的输入功率。
通过以上公式，可以计算出所需的压缩机型号和功率，以及压缩机的效率等参数。
需要注意的是，这些公式只是一个大致的估算，实际情况中还需根据具体的环境和条件进行适当的调整。
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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 =124845.49w.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 =（-3.5+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=0.775⑷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/3m ⑸计算低压级压缩机的理论输气量:rjd 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3dg V V ==（575.9/3）3m /h=191.973m /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zt =-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 =（2.3+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=0.78⑷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/3m ⑸计算低压级压缩机的理论输气量:rjd 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3dg V V ==（210.32/3）3m /h=70.13m /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7.08,（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 =1.0（管外径为38mm ），3C =1.1，得K=7.8。
一号库的冷却面积为239.74㎡,（冷却设备负荷为18700.04W ，温差都为10℃），二号库的冷却面积为215.38㎡（冷却设备负荷为16799.59W ），三号库的冷却面积为239.74㎡（冷却设备负荷为18700.04W ）。
由上计算出管长分别为2009.22、1805.06和2009.22m （ */R A L =）冷藏间蒸发器38管长度-33系统计算=1t -33℃ =1h 1418.264kJ/kg =2t -21℃ （查表2-19得） =2h 1435.845 kJ/kg =3t 27℃ (由与4点等压与2点等S 得) =3h 1532.35 kJ/kg=4t -3.5℃ =4h 1457.855 kJ/kg =5t 85℃ (由与6点等压与4点等S 得) =5h 1639.05 kJ/kg =6t 32℃ =6h 351.466 kJ/kg =7t 0.5℃ =7h 202.313 kJ/kg =8t -3.5℃ =8h 183.86 kJ/kg =9t -33℃ =9h 50.138 kJ/kg制冷量：36000rd q V Q λ==575.9*0.775*1007/3600=124.85KW单位制冷量：910h h q -==1418.264-50.138=1368.126 kJ/kg低压级制冷剂循环量：==3600*01q Q G L 327.6（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 1425.84kJ/kg =2t -18℃ （查表2-19得） =2h 1439.94 kJ/kg =3t 37℃ (由与4点等压与2点等S 得) =3h 1550.44 kJ/kg=4t 2.3℃ =4h 1459 kJ/kg =5t 70℃ (由与6点等压与4点等S 得) =5h 1594.3 kJ/kg =6t 32℃ =6h 351.466 kJ/kg =7t 6.3℃ =7h 227.85 kJ/kg =8t 2.3℃ =8h 210 kJ/kg =9t -28℃ =9h 72.54 kJ/kg制冷量：36000rd q V Q λ==210.32*0.78*1039/3600=47.35KW 单位制冷量：910h h q -==1425.84-72.54=1353.3 kJ/kg低压级制冷剂循环量：==3600*01q Q G L 126（kg/h ） 高压级制冷剂循环量：=--=8474h h h h G G LH 124.2（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 Qt K Q A d =∆===350003.15834945.24㎡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 -==322.85（1639.05-351.466）/3.6=115471.25W-28系统冷凝负荷()6.3/651h h q Q mg -==124.2（1594.3-351.466）/3.6=42877.78W总冷凝负荷为115471.25W+42877.78W=158349.03W 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45.24㎡，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ωλπωλVV d zj 0188.036004==-33系统 λ取0.45 ω取0.5 m/sωλVd zj 0188.0==5.097.191*45.00188.0=0.097m -28系统 λ取0.54 ω取0.5 m/sωλVd zj 0188.0==5.01.70*54.00188.0=0.081m 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 /3 ω--------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dzj t K Q A ∆=-33系统d zj t K Q A ∆==27.6*50034.13573=4.332m-28系统dzj t K Q A ∆==59.5*50056.4326=1.552m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 -==327.61（351.466-202.313）/3.6=13573.34Kg/h-28系统6.3/)(76h h q Q mq zj -==126（351.466-227.85）/3.6=4326.56 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zjg zjl gl d t t t t t t t ---=∆lg3.2-33系统 zjg zjg d t t t t t t t ---=∆11lg3.2=27.65.35.05.332lg 3.25.032=++-℃ -28系统 zjg zjg d t t t t t t t ---=∆11lg3.2=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0.612m -28系统选ZLA-2型中冷器，冷面积为,22m 外径为0.512m 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=13.443m ν查附表1得1.6888kg m /3-33系统中机械负荷为47347.99W 单位制冷量为1368.126kJ/kg ，一批货工作20小时，所以有制冷剂循环量 47347.99/1368.126/20=1.73kg/h 。