L型石油气压缩机课程设计

目录
1 设计目的 (2)
2 设计内容 (3)
3 热力计算 (4)
（一）确定汽缸直径 (4)
（二）计算实际吸排气压力 (6)
（三）计算盖侧和轴侧活塞工作面积 (6)
（四）确定各级排气温度 (7)
（五）计算轴功率并选配电机 (7)
（六）热力学参数统计 (8)
4 动力计算部分 (8)
（一）运动规律及机构运动学关系简化 (8)
（二）往复惯性力计算 (11)
（三）气体力计算 (11)
（四）摩擦力计算 (12)
（五）综合活塞力 (12)
（六）切向力计算及切向力图 (12)
（七）飞轮矩计算 (13)
（八）分析动平衡性能 (13)
5设计体会 (13)
6 参考文献 (14)
1 设计目的
1.进一步加深并综合运用《过程流体机械》及相关课程所学的基本理论、基本知识，掌握典型过程流体机械的选型、校核等基本技能。

2.了解压缩机基本结构及设计方法及步骤，培养学生对过程工程设计的技能以及独立分析问题、解决问题能力。

3.树立正确的设计思想，重点掌握典型过程流体机械－活塞式压缩机的工作原理、热力和动力计算特点。

进行设计基本技能的训练，例如查阅设计资料（手册、标准和规范等）、计算、运用以及使用经验数据、进行经验估算和处理数据的能力。

2 设计内容
（1）题目
校核计算L-4/15型石油气压缩机。

（2）已知数据
a. 型式：
L型双缸二级作用水冷式石油气压缩机。

b. 工艺参数
Ⅰ级名义吸气压力：P1I =（绝压），吸气温度T1I =20℃
Ⅱ级名义排气压力：P2II =（绝压），吸入温度T2II =20℃
排气量（Ⅰ级吸入状态）: Vd=4m³/min
石油气相对湿度: φ=
c. 结构参数：
活塞行程：S=2r=240mm；
电机转速：n=422r/min；
活塞杆直径：d=45mm
气缸直径：Ⅰ级，DI =280mm Ⅱ级，DII =160mm
相对余隙容积：αI=，αII=
轴功率：≤35KW
电动机与压缩机的联接：电动机转子直接装在曲轴端（电动机转子兼做飞轮）连杆长度：l=500mm
运动部件质量（kg）：见表3-7
表3-7 运动部件质量(kg)
d. 石油气组成成分；见表3-8
表3-8 石油气的主要成分及体积百分含量
（3）核算任务
a. 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。

b.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。

3 热力计算
（一）确定汽缸直径
根据总压比ε=16，压缩机的级数取两级，选择L 形结构，而且I 、II 级采用双作用汽缸。

另外压缩机采用水冷方式。

①初步确定各级名义压力
根据工况的需要，选择级数为两级，按照等压比分配的原则，
41621===εε，但为使第一集有较高的容积系数，第一级的压力比取稍低
值，各级名义压力及压力比见表。

表 各级名义压力及压力比下表
②确定各级容积效率
i.确定各级容积系数。

取各级相对余隙容积和膨胀指数如下。

06.01=α 010.02=α 已知
根据公式
∑-=-1
11
i i k k ϕ 可得石油气的等熵指数k=
由等熵指数k 球的膨胀指数20.11=m ，25.12=m 则可得 873.0)1(111
1
11=--=m v ε
αλ ， 791.02=v λ
ii.选取压力系数：
97.01=p λ 99.02=p λ iii.选取温度系数：
96.01=t λ 97.02=t λ iv.选取泄漏系数：
971.01=l λ 973.02=l λ v.确定容积效率：
l t p v v λλλλη= 789.01=v η 739.02=v η
③确定析水系数ϕλ 第一级无水分析出，故0.11=ϕλ。

而各级进口温度下的饱和蒸汽压sa p 由文献差得Pa p sa 23351=，Pa p sa 23352=
99.012
221
112=--=εϕϕλϕsa s sa s p p p p
④确定各级行程容积 31
101201.0m n q V v v
s ==
η 32
2
122120033.0m T T p p n q V v s s v s ==ηλϕ
⑤确定各汽缸直径，行程和实际行程容积 已知转速n=422r/min ，行程s=240mm ，得活塞平均速度
s m sn v m /38.330/== 取活塞直径d=45mm ，得
181.02
22
11=+=d s V D s πm
根据汽缸标准，圆整为mm D 1901=，实际行程容积3101323.0m V S =。

活塞
有效面积为2221'
10551.04
2
m d D A p =-
=
π
π
,理论有效面积210499.0m A p =。

同理，m d s V D s 099.02
22
22=+=π，根据汽缸直径标准，圆整为mm D 1002=，
实际行程容积为320034.0m V s =，活塞有效面积为222
201412.04
2
'2m d D A p =-
=π
π
,
理论有效面积22
0138.0m A
p =。

考虑到圆整值与计算值之间有差值，这里采用维持压力比不变，调整相对余隙容积的方法，利用下式计算容积系数
''p p
v v A A λλ=
计算得新的容积系数为791.01=v λ 773.02=v λ 再通过下列计算新的相对余隙 1
11
--=
m
v
ελα
结果为 099.01=α 105.02=α （二）计算实际吸排气压力 由计算公式
(
)s s s p p δ'-='1和()d d d p p δ'+='1 可求得实际吸排气压力。

各级进、排气相对压力损失取值，各级进、排气压力和实际压力比见表。

表各级进、排气压力和实际压力
（三）计算盖侧和轴侧活塞工作面积 首先计算盖侧和轴侧活塞工作面积，见表。

表 盖侧和轴侧活塞工作面积
（四）确定各级排气温度
对所用石油气进行计算，可得等熵指数k=，由于采用水冷方式，近似的认为各级压缩指数为
2.11=n 2 27.12=n
取K T s 2931= , K T s 2932= ， 排气温度由式m
m s d T T 1-=ε
，可得
K T d 6.3671= ， K T d 5.3882= （五）计算轴功率并选配电机 各级指示功率为 }1)]1({[1
)1(601
1-+--=
-j
j n n oj j j j
sj sj vj sj nj n n V p n N δελδ,(其中
d s o δδδ+≈)
kW N i 42.121= kW N i 71.122=
总的指示功率为 kW N N N i i i 13.2521=+= 取机械效率94.0=m η，所以轴功率为
kW N N m
i
z 73.26==
η
取电机功率余度10%，则电动机功率取30kW
（六） 热力学参数统计
1.压力比分 9.31=ε 1.42=ε
2.汽缸直径 mm D 1901= mm D 1002=
3.排气量 min 43m q v =
4.功率 kW N z 30=
5.各级排气温度 K T d
6.3671= K T d 5.3882=
6.缸内实际压力 095.01='s p 4212.01='d p 3705.02='s p 696.12='d p
4 动力计算部分
（一）运动规律及机构运动学关系简化
规定外止点是活塞运动的起始位置，相应曲柄转角00=θ，则任意转角位置活塞的位移x 、速度v 、加速度a 以及连杆的摆角β都是θ的函数。

定义曲柄半径与连杆长度的比值l r /=λ为曲柄连杆比。

)]2cos 1(4
)cos 1[(θλ
θ-+
-=r x
)2sin 2
(sin θλ
θω+
=r v
)2cos (cos 2θλθω+=r a
其中 120=r mm ， 19.4430
==
n
πω rad/s ， 24.0==
l
r
λ 则简谐运动方程为
)]2cos 1(06.0)cos 1[(120θθ-+-⨯=x
)2sin 24.0(sin 8.5302θθ+⨯=v
)2cos 24.0(cos 7.234330θθ+⨯=a
其运动规律曲线图见图。

（a ）)]2cos 1(06.0)cos 1[(120θθ-+-⨯=x
（b ）)2sin 24.0(sin 8.5302θθ+⨯=v
（c ）)2cos 24.0(cos 7.234330θθ+⨯=a
图 运动规律曲线图
为了方便起见，习惯上把压缩机运动零件的质量按他们的运动情况简化为质点，从而将它们的运动按质点动力学进行计算。

如图所示，把压缩机中所有运动零件的质量都简化为两类：一类质量集中在活塞销或十字头销中心点A 处，只做往复运动；另一类质量集中在曲柄销中心点B 处，只绕曲轴中心O 做旋转运动。

活塞、活塞杆和十字头部件都属往复运动，简单滴认为其质量集中在质点A 上，质量总和用P m 表示。

图 连杆质量转化
根据已有连杆的统计结
l
l l l m m m m )7.06.0()4.03.0(-=''-=',取l l l
l m m m m 65.035.0=''='，得：
kg
m kg m l l 971.33853.1511=''='，kg m kg
m l l 971.33853.1522=''='，
则，整个压缩机运动机构转化在往复运动部分一级以及二级总质量为
l p s m m m '+=，l c r m m m ''+=（m c =0）
kg m m m l p s 3746.135'111=+= kg m m m l p s 0617.78'222=+=
kg m m l r 971.331=''= kg m m l r 971.3322=''=
（二）往复惯性力计算
压缩机各零部件做不等速直线运动或作旋转运动时，会产生惯性力，根据上述的质量转化方法得到往复惯性力的计算式为
往复惯性力为)2cos (cos 2θλθω+==r m a m F s s Is 旋转惯性力为2ωr m F r Ir =
经计算可得一级以及二级的往复惯性力和旋转惯性力为
kN F Is )2cos 24.0(cos 722.311θθ+⨯= kN F Is )2cos 24.0(cos 292.182θθ+⨯=
kN F F Ir Ir 96.721==
图 往复惯性力曲线
由图知，当活塞在内外止点是取得最大惯性力，即0=θ时惯性力最大，则活塞的最大惯性力为
=MAX Is F 1 =MAX Is F 2
（三）气体力计算
止点气体力计算，见表。

表 止点气体力计算 ( kN)
列次 内止点
外止点
I —I
6.811111''=-=c s w d w A P A P F
4.911111''-=+-=w s c d c A P A P F
（四）摩擦力计算
压缩机各接触面间的摩擦力取决于彼此间的正压力及摩擦系数，且随曲柄转角变化，难以精确计算。

kW N P i 42.1211== kW N P i 71.1222== 94.0=m η
n=422r/min s=2r=240mm
取30
/)
11
(
65
.0ns P F m
i fsi -=η,30
/)
11
(
35
.0πηrn P F m
i fri -=，求得：
1fs F = 2fs F = 1fr F = 2fr F =
（五）综合活塞力
压缩机中的气体力、往复惯性力、往复摩擦力都是沿汽缸中心线方向作用的，将他们的代数和成为列的综合活塞力，即 fs Is g P F F F F ++=
显然P F 是θ的函数，当0=θ时，即活塞到达内外止点是综合活塞力最大，则综合活塞力的最大值为
kN F F F F MAX fs MAX Is MAX g MAX P 05.481111=++= kN F F F F MAX fs MAX Is MAX g MAX P 58.302222=++=
（六）切向力计算及切向力图
切向力 ββθcos )
sin(+=p
T F F
法向力 β
βθcos )
cos(+=p
R F F
当0,0==βθ时，
kN
F F kN F F R T R T 64.37,01.43,02211====
当0,180=︒=βθ时，
kN
F F kN F F R T R T 64.37,01.43,02211-==-==
（七）飞轮矩计算
11532)(2min max =-=r F F L T T N ⋅m
异步电动机，弹性联轴器连接，则取80
1=δ 飞轮矩公式
22
27.186493600Nm n L
GD ==
δ
（八）分析动平衡性能
对于L 型压缩机，两列气缸夹角 =90°，由分析可知，当两列往复质量相等时：一阶惯性力的合力为定值，且始终处于曲柄方向，因此可以在曲柄相反方向装平衡中的方法予以平衡；二阶往复惯性力的合力始终处于水平方向，其值随二倍曲轴旋转角速度变化，幅值为λω24.1r m s ，无法简单的用平衡重予以平衡；因两列间距只是数值很小的连杆厚度，故往复惯性力矩微小不计；旋转惯性力可用平衡重平衡；不存在旋转惯性力矩。

5设计体会
在本次过程流体机械的课程设计中，使我们更进一步的加深了对《过程流体机械》及相关课程所学的基本理论、基本知识的了解。

在设计中遇到了许多问题，说明我们对课本的知识了解的还不够透彻，还需要加强学习。

由于此次的课程设计是在课本原有的基础上的延续，许多相关的知识必须要我们自己动手去查阅相关的资料，因此也提高了我们自主的动手能力、个人解决问题的能力、课本知识的应用能力、课外知识的拓展能力以及同学之间的协作能力。

在本次课程设计中，不仅涉及到了《过程流体机械》的主要知识，而且涉及到了本专业以前所学课程的大部分的知识，间接地使我们复习了以前所学内容。

通过这次的课程设计，我感觉受益匪浅，对我们以后的学习工作有非常大的帮助。

6 参考文献
1：李云，姜培正《过程流体机械》第二版北京：化学工业出版社，2008年
2：王志魁刘丽英刘伟《化工原理》第四版北京：化学工业出版社，3：童钧耕《工程热力学》第4版高等教育出版社，
5：潘永密，李斯特等《化工机器》北京：化学工业出版社，1981。