容积式压缩机演示课件

1、容积式压缩机往复式活塞压缩机工作原理往复式活塞压缩机的组成工作腔部分气缸、气阀、活塞传动部分曲轴（或曲柄）、连杆、十字头、活塞杆、十字头销、曲柄销机身部分支承（连接）气缸和传动部分辅助部分润滑、冷却、调节、安全阀、消音器、滤清器、缓冲器容积式压缩机的特点： 机器转速的改变对工作容积的变化规律没直接影响，故流量对排气压力的影响不大，工作稳定性较好。 气体的吸入、排出与气体性质无关，故适应性强，易达到较高压力。 因为泄漏相对较少，机器热效率高。 结构复杂，易损件较多。 气流脉动大，易引起管道振动。基本名词：1、内止点（下止点）2、外止点（上止点）3、进程走向外指点4、回程走向内指点5、行程两止点间

2、距离6、级：指进入气缸的气体经过一次压缩。7、循环：包含吸气、压气、排气等过程。即曲轴旋转一周，活塞往复运动一次，气缸内相继实现进气、压缩、排气的过程，即完成一个工作循环。压缩机级的理论循环的假设：1、在排气过程终了时气体全部被活塞排出气缸。 假设气缸内无余隙容积。2、在进、排气过程中，气体的温度、压力不变，与进、排气管中相同。 压力不变是假设气体在通过进、排气阀时无压力损失；温度不变是假设进、排气过程中无热力过程，气体状态参数不变。3、气体压缩过程的热力指数恒定。 假设压缩过程可用一个热力方程表示。 4、气缸气体无泄漏。 假设在整个循环中进、排气阀、活塞环与气缸间、活塞与活塞环间、活塞杆与填

3、料函间密封严密，无泄漏。即进气与排气的气体等质量。5、工作腔内的气体与外界无热交换。 假设气体的状态参数的变化完全由体积变化引起的。6、气体介质为理想气体。压缩机级的理论循环指示图关系：热力过程 过程方程 过程压缩功绝热等熵等温过程多变过程各种热力过程压缩功大小比较：往复压缩机压缩过程指数的取值由于往复式压缩机气缸常用水冷或风冷，压缩过程介于绝热和等温过程之间，故一般 1m k，而在多级压缩时高压缸的 m 接近于 k。因此在同一压缩范围内，等温压缩循环耗功最小，绝热过程最大，多变过程介于二者之间。活塞压缩机由于受冷却速度的限制，不能实现等温过程，一般都为多变过程。对于冷却较好的空气压缩机 m=

4、(0.80.9)k 、对于化工生产用的大、中型压缩机因气缸体积较大冷却较不完全 mk。压缩机级的实际压缩过程级的实际压缩循环指示图实际循环过程示功图的简化：根据流体机械的规定：压缩机的进、排气量是指进气管状态下的气量 ，因此应换算成名义状态下 的进气量对于实际气体应考虑气体的可压缩性：考虑泄漏因素，排气量 吸气量压缩机的实际排气量注意：该吸气量是在ps 、Ts 状态下的。v行程容积的有效利用程度实际气体：理想气体：影响v 的因素：1、相对余隙容积的大小很大程度取决于进排气阀在气缸上的布置方式、气阀的结构形式和气缸行程与缸径的比值以及压缩机的级次（高、中、低压级）。2、压力比极端情况，余隙气体膨

5、胀，等于行程容积：若设：得：3、n膨胀过程指数膨胀过程指数 n 的经验确定进气压力 (绝压)105Pa 任意 k 值时 k=1.4 时 30 n=k n=1.40p由于吸气压力降低使进气量减少的程度吸气结束时，p 与吸气阀处于关闭状态时的弹簧力的大小和吸气通道的阻力、进气管道中的压力波动有关。依据经验p 一般取第级其它级T吸气过程中气缸内气体吸热使进气量减少的程度，吸热愈多，温度系数愈小。T 的影响因素：1、压力比2、气体性质导热系数大，传热快，温度系数就小；气体等熵指数小，排气温度低，温度系数就大3、气缸的冷却程度4、转速 温度系数取值一般为 0.920.98。如果气缸冷却良好，进气过程加入

6、气体的热量较少，温度系数取高值；而压力比较大，此时气缸内温度较高，传热温差较大，造成实际气缸工作容积利用率降低，温度系数取小值。热量来源有两个方面：a、缸壁和活塞等传来的热量b、 进气流道阻力损失转化成的热量泄漏系数的取值单作用气缸活塞环的泄漏双作用气缸活塞环的泄漏填料函的泄漏与缸内压力有关，常用经验式计算 为填料函所在级的等效级次。等效级次是指当压缩机的进气压力是大气压而压缩到该级排气压力时通常所需的压缩级次。气阀不严密或延迟关闭的泄漏影响压缩机排气量的因素总结影响压缩机排气量的因素众多，除了气缸的容积和机器转速外，余隙容积系数影响最大，而压力系数、温度系数和泄漏系数须根据压缩机的具体情况分

7、析确定。1、尽可能减小气缸余隙容积；2、尽可能改善气缸的冷却状况，或者降低第级进气温度；3、适当扩大气缸的内径，增大气缸的行程容积；4、减少压缩机外泄漏量；5、增加压缩机的转速，提高单位时间工作循环次数。提高压缩机排气量几种常用的途径：压缩机实际循环指示功2、解析法设：压缩过程指数与膨胀过程指数相等，上式整理得：多级压缩多级压缩机的含义 将气体的总升压分成若干级，按先后级次气体在相应的气缸内逐次进行压缩升压，并在级与级之间设置中间冷却器对气体进行冷却。多级压缩机流程示意图多级压缩的原因： 余隙容积存在最大压力比受限 省功注意：回冷完善的假设。若冷却不完善使气体温度比初始温度每增高 3，约使下一

8、级功耗增加 1。理论上，级数越多，越接近等温压缩，越省功。降低排气温度 Td排气温度过高的危害1、润滑油失效（变质、粘性下降）, 积炭2、腐蚀3、爆炸Td 的限定：1、一般动力用的空气压缩机：单级风冷排气温度应小于 205，单级水冷应小于 185，排气温度应比润滑油的闪点低 3050。2、对于压缩石油裂解气的压缩机，温度过高易产生聚合反应，出现积碳，排气温度应小于 100。3、在无油润滑的压缩机中，活塞环采用自润滑材料，如果材质是聚四氟乙烯的工作温度不得超过 170；尼龙材料的工作温度不容许超过 100。4、液化石油气压缩机排气温度应小于 60。例如：有两台转速、行程、吸气条件都相同的空气压缩

9、机，气体压力由 0.1MPa（绝）升到 0.9MPa（绝），其中一台采用单级压缩，另一台采用两级压缩。1、采用单级压缩，其活塞面积为 F1，活塞在一个行程中最大活塞力：2、采用两级压缩，第级活塞面积为 F1，第级活塞面积 F2，第级由 0.1 压缩至 0.3MPa，第级由 0.3MPa 压缩至 0.9MPa，两级活塞行程相同，这时整个行程中最大活塞力以 分别代表、级的吸气压力，按等温条件有：两级的行程相等 此时两级压缩的气体活塞力只有原来单级压缩的 58.3%。级数过多的后果结构复杂设备费用大摩擦损失、流动损失增多中间冷却装置多，动力费用增多确定级数通常考虑的因素：大、中型省功小型、移动式重量

10、、省功，排气温度限制，即以省功为原则，在排气温度许可范围内，尽可能少的级数，以减少设备重量。级数选择的总原则：A、保证运转可靠；B、功量消耗要小；C、结构简单，易于维修；D、能满足生产工艺要求。活塞式多级压缩机级数与终压间的关系终压/MPa0.310.661.4153.6401510080150级数 z1234567压力比的分配假设：1、不考虑气体可压缩性的差异；2、不考虑压力损失、余隙容积的影响；3、各级多变压缩指数相等；4、回冷完善。以两级压缩为例推导：设第级吸气压力为 P1，第级排气压力为 P2，中间压力为 Px，依据假设：两级的吸气温度、多变指数相等： m 1=m 2= m ，则总的压

11、力比为：则两级总功耗为：因回冷完善则上式整理得：因此第级压力比为同理得：由此推得： Z 级压缩时Z 级压缩最小功耗注意：上述推导仅由最小功耗得出，实际上压缩机工作过程中还必须考虑各种压力损失，而且低压级的相对损失较大，高压级相对较小。 求指示功的最小值，令：故有极小值存在压力比实际分配时还应考虑的因素：a,满足工艺流程的要求。如：合成氨工艺要求合成气（ N2，H2）合成压力为 32.0MPa，工艺要求合成气体压缩至 2.0MPa 时需引入水洗塔净化，去除二氧化碳，净化后再压缩至 13.4MPa，引入铜洗塔，去除 CO，最后压缩至最终压力。b, 对于大型的压缩机：为了提高第级气缸的容积系数，以便

12、减少机器重量和尺寸，因而往往将第级的压力比适当的减小些，通常取c, 为了调节的便易，防止最后级超负荷，往往有意将最后级的压缩比减小些。d, 保证各列活塞力的均衡性，以便获得较高的机械效率，各级压力比不能完全按等压力比分配，而应进行相应的调整。e, 考虑高压或超高压情况，为了使各级的功耗大致相等，以便通过曲拐错角的排列，获得较均匀的切向力图，特意将后面级的压力比减小注意：破坏等压比分配原则的代价 功耗增大压缩机的主要热力性能参数吸气压力、排气压力分别指第级吸入管处和末级排出接管处的气体压力，铭牌中的压力是额定值，在使用中这两个压力将随着系统压力的变化而变化。容积流量指单位时间内压缩机最后一级排出

13、气体总量，换算到第级进口状态的压力和温度时的气体容积值。压缩机铭牌中的流量是在进气压力 0.1MPa，温度 20时的容积流量。供气量指单位时间内生产工艺所需的气体量，折算至热力学标准状态，其状态是（ 0.1013 MPa，0）。压缩机功率和效率 压缩机消耗的功，一部分用于压缩气体称为指示功，另一部分用于克服摩擦，称为摩擦功。二者之和称为轴功。 单位时间消耗的轴功称为功率 Nz：式中为机械效率，通常大型压缩机 0.900.96，小型压缩机 0.850.92，微型压缩机 0.820.90。比功率是指同类型压缩机排气压力相同，单位容积流量所消耗的功，作为压缩机的经济评价指标。5、效率是指压缩机的理论

14、指示功率与实际轴功率的比值。 例如：绝热效率 大型压缩机绝热效率 0.800.85中型 0.700.80小型0.650.70气缸工作容积的确定（行程容积的确定）压缩机第 级的工作容积qv 压缩机容积流量 m 3/minv 1 压缩机第级容积效率n 压缩机转速 r/min多级压缩机第 i 级工作容积按照前一级排出的气体被本级完全吸进的原则 压缩机任意 i 级的析水系数，它是该级前所有析出的水分或可凝性组分，折合成蒸气容积与该级所吸进的干气容积之比。 压缩机任意 i 级的抽加气系数，它是该级前因为洗涤或其它用途所除去（或加入）的气体，折合成该级进气压力与温度下的气体体积与该级进气容积之比。活塞压缩

15、机的动力性能分析内容有各运动件运动特点、各机件间的相互作用力、力矩及惯性力、惯性力矩的平衡问题以及飞轮矩的计算方法。运动特性位移方程：令得：称为连杆的长径比，通常为 1/3.51/6.0 ，低速压缩机取下限值，高速取上限值。当=0 时， x=0当 = 时， x=2 r当= /2 和 3/2 时，x=r(1+/2)活塞的速度曲柄匀速转动，活塞的速度不均匀，在内、外止点均为零，而在时速度绝对值最大。活塞的加速度: 加速度在外止点时最大，在内止点时最小注意：加速度与角速度平方成正比，所以压缩机转速的提高，加速度增加很快。1、往复构件的质量与旋转构件不平衡的质量产生的惯性力2、气体压力产生的作用力3、

16、接触构件表面相对运动时产生的摩擦力压缩机所受的力曲柄连杆机构运动惯性力分析惯性力种类：1、曲柄和曲柄销旋转时所产生的旋转惯性力2、活塞组件往复运动所产生的往复运动惯性力3、连杆运动是刚体平面运动，既有往复运动，又有旋转运动。连杆运动的惯性力可转化到上述两种惯性力中考虑。惯性力的大小决定于运动件的质量和加速度。基本思路：设法把压缩机零部件的质量按运动情况简化成质点，然后按质点动力学进行计算。运动质量的转化运动件质量转化：往复运动件质量集中在活塞销或十字头销中心点，仅作往复运动；其包括活塞、活塞环、活塞杆、十字头、部分连杆等质量。旋转运动件不平衡的质量集中在曲柄销中心点，仅绕曲柄中心旋转，质量包括

17、：曲柄构件中不平衡的质量和部分连杆的质量。mr2、曲拐质量的转化：mc 3 是以主轴为对称的，在旋转中不产生惯性力。mc 1 重心在曲柄销上，偏离主轴心 r，而 mc 2 其重心在处，为计算方便将其等效转化至 r 处，故等效重量为曲柄产生旋转惯性力的质量有注意：对于高速短行程的压缩机其曲柄的主轴颈和曲柄销部分的质量往往出现重叠，仍可按上述方法，但 mc 2应以负值带入计算。连杆质量转化后的等效质量一般情况下：故整台压缩机产生往复惯性力的质量为产生旋转惯性力的质量为转换原则：连杆质量的转化必须满足转化前后连杆总质量保持不变和连杆重心位置不改变。连杆质量的转化惯性力的确定往复惯性力注意：往复惯性力

18、的方向始终沿着该列气缸的轴线，而其大小则随曲轴转角作周期性变化。二阶往复惯性力一阶往复惯性力二阶往复惯性力最大值为当=0 和=180 时，其值为最小值为当=90 和=270 时，其值为一阶往复惯性力最大值为当=0 时，其值为最小值为当=180 时，其值为2、旋转惯性力注意：旋转惯性力其作用的方向始终沿曲柄半径方向向外，故其方向随曲柄旋转而变化，而大小不变。压缩机中的综合活塞力1、气体力（活塞力）活塞两侧气体压力与两侧相应活塞面积的乘积之代数和2、往复运动磨擦力能产生往复运动摩擦力的位置：活塞环与气缸壁，可能产生的位置：活塞杆与填料、十字头与滑道。摩擦力的方向始终与运动方向相反，大小比较复杂。摩

19、擦力常采用经验估算：综合活塞力的计算3、往复惯性力压缩机运动件间的受力分析该力矩阻止曲轴旋转，故称为阻力矩，其与主轴驱动力矩 Md 关系：机身和基础受力与力矩机身受力情况又称为侧向力，出现最大值约在=90和 270位置，该最大值是较核十字头滑板比压是否合适的主要依据。d, 在主轴承处作用有主轴传来的连杆力e, 主轴承处还作用有旋转惯性力注意：气体力在机内自己平衡，不传至机外，故称为机身内力。而未能平衡的惯性力将通过主轴承和机身传至机外，故称为外力。c、在十字头滑道上受有十字头的侧压力a、气缸盖上受有气体力；b、运动件相对滑动产生的摩擦力；机身上所受的力矩倾覆力矩 MN倾覆力矩与阻力矩大小相等，

20、但方向相反。由于倾覆力矩作用在机身。阻力矩作用于主轴，二者不能平衡。 基础承受着机器的重力、地脚螺栓传来的惯性力、倾覆力矩等基础的受力分析压缩机的动力平衡（一）旋转惯性力的平衡思路：加平衡重（二）单列压缩机往复惯性力的平衡此时平衡块产生惯性力的平行运动轴线的分力垂直运动轴线的分力 因此加平衡重，无法完全平衡往复惯性力，但可使往复惯性力偏转。卧式压缩机（ 3050%）一阶往复惯性力转至垂直方向，改善地脚螺栓和地基的受力状况。立式压缩机（ 1520%）一阶往复惯性力转至水平方向，改善滚动轴承的受力状况。注意：二阶往复惯性力无法用加平衡重的方法加以改善。多列压缩机惯性力和惯性力矩的平衡总体平衡思路：

21、合理布置压缩机的结构，使部分或全部惯性力和惯性力矩的平衡。常见的平衡方法：a、通过各列曲拐合理错角配置，使惯性力全部或部分抵消。b、在同一曲拐上配置几列气缸，通过各列气缸轴线间的夹角合理布置（即所谓的角度式压缩机），使整个机器的合惯性力成为大小不变且方向始终沿着曲柄方向外指的力，再通过加平衡重的方法使惯性力得以平衡。1、两列气缸平行地配置于曲轴同侧，两曲拐间错角=180 计算各列惯性力、惯性力矩=0=0=02、两列气缸平行地配置与曲轴同侧，曲拐间错角=90 该方案平衡效果不如错角 180 的情况，但该方法用于双列双作用气缸可得到较均匀的阻力矩曲线，对于减小飞轮尺寸非常有效。 =03、两列气缸对

22、称布置于曲轴两侧，曲拐错角180（对动式）=0=0采用四列以上的大型平衡型结构4、对置式压缩机该结构与对称平衡式相似，气缸都置于曲轴的两侧，但相邻两侧气缸活塞工作循环相位不相同。常采用该配置有三种结构形式 带有主负活塞杆的结构用途：此结构多用于超高压压缩机 连杆并列的结构该形式可看作角度式压缩机的特例，两气缸中心线夹角为 180 各列有单独的曲拐与运动机构的结构对置式压缩机优点： 由于两侧气缸置于同一中心线上，使气体力相互抵消一部分，改善了运动机构及轴承的受力。 使十字头的侧向力在压缩机的整个循环中均作用于滑道上，这可使机器运转平稳。 一阶、二阶往复惯性力合力虽不为零，但往复惯性力矩一般很小，

23、可以忽略不计。 如果采用多列布置，通过选择适当的曲拐错角，可使机器的阻力矩曲线比较均匀。 若合理配置气缸间的夹角，可使往复惯性力大小不变。5、角度式压缩机以两列气缸中心线互成 90 ，并共用同一曲柄销为例由于角度式压缩机两列连杆置于同一曲柄销上，列间距很小，所以往复惯性力矩可以忽略不计。压缩机飞轮矩的确定切向力图压缩机各种传动形式所允许的见 P40飞轮转动惯量则飞轮矩习题：对一台 L 型空气压缩机进行热力设计计算。要求：该压缩机排气量 QN=10 m 3/h，排气压力 p 2=1.5 106 N/m 2，进气温度 t 1=25、进气相对湿度 0.8，压缩机转速 980 r/min。往复活塞式压

24、缩机的热力计算：1、热力计算所需的原始数据：a、各段压缩气体的组成成分及介质的特性；b、排气量及中间各段抽（加）气量；c、吸气条件及各段吸, 排气压力；d、级间冷却介质、原始温度, 冷却情况。2、热力计算步骤（1）级数的确定 将气量换算成吸气状态 初步确定级数和各级的压力比和各级的名义压力比,多级压缩机依据省功原则，各级压力比相等最省功。a、级数的确定见 P15 表 2-2b、为了提高第一级的容积系数取c、对于高压或超高压的压缩机的最后一级，为了便于压力调整，取（2）确定各级的容积效率、析水系数、抽（加）气系数等 容积效率V 与相对余隙容积,膨胀过程指数 n, 压缩比有关，与气缸的气阀布置有关，取值见 P12n 对于活塞式压缩机，它比绝热压缩过程指数小，通常依经验选取进气压力/MPa任意 k 值的 n0.151+0.5(k-1)0.150.41+0.62(k-1)0.41.01+0.75(k-1)1.03.01+0.88(k-1)3.0kp 按经验取值：低压级或进气压力接近于大气压可取 0.950.98。对于多级压缩，级次越高取值愈