泵与压缩机-往复式压缩机.ppt

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1、泵与压缩机,主讲:冯 进长江大学机械工程学院,3 往复活塞式压缩机,主要教学内容：3.1往复活塞式压缩机的基本结构和工作原理3.2往复活塞式压缩机的工作循环3.3排气量3.4功率和效率3.5排气温度及排气压力,3.6多级压缩3.7实际气体的压缩3.8压缩机变工况工作及排气量调节3.9往复活塞式压缩机的类型及其选择,3.1 往复活塞式压缩机的基本结构和工作原理,主要教学内容：1.总体结构 2.工作过程和工作原理 3.特点及应用 4.分类及型式 5.命名规则,教学目的：1.了解往复活塞式压缩机的总体结构 2.掌握工作原理 3.了解往复活塞式压缩机的特点 4.了解分类及型式 5.熟悉命名规则,3.1

2、.1 总体结构,活塞式压缩机主要由四大部分组成，即运动机构、工作机构、辅助系统和机身。,1.运动机构 主要由曲轴、连杆、十字头等组成。运动机构是一种曲柄滑块机构，其作用是把曲轴的旋转运动变为十字头的往复运动。,1).曲轴 曲轴是往复活塞式压缩机的重要运动部件，外界输入的转矩要通过曲轴传给连杆、十字头，从而推动活塞作往复运动。它承受从连杆传来的周期变化的气体力与惯性力等。,2).连杆 连杆的一端连接曲轴，另一端连接十字头，将曲轴上的动力传递给十字头、活塞杆和活塞。连杆包括大头、小头、杆体三部份。,3).十字头 十字头是连接活塞杆与连杆的零件，它具有导向作用。十字头与连杆的连接由十字头销来完成。十

3、字头与活塞杆的连接型式分为螺纹连接、联接器连接、法兰连接等。,2.工作机构 主要由气缸、活塞、气阀等组成。工作机构的作用是实现压缩机将机械能转变为气体压能。1).气缸 气缸是活塞式压缩机工作部件中的主要部分。根据压缩机不同的压力、排气量、气体性质等需要，应选用不同的材料与结构型式。,2).气阀 气阀是往复活塞式压缩机中的重要部件，也是易损坏的部件之一。它的好坏直接影响压缩机的排气量、功率消耗及运转的可靠性。活塞式压缩机一般都采用“自动阀”，也就是气阀的开启与关闭是依靠阀片两边的压力差实现的，没有其它的驱动机构。,3).活塞 活塞与气缸构成压缩工作容积，是压缩机中重要的工作部件。可分为筒形活塞和

4、盘形活塞两大类。筒形活塞常为单作用活塞，用于小型无十字头的压缩机，通过活塞销与连杆直接相连。盘形活塞用于中、低压双作用气缸，盘形活塞通过活塞杆与十字头相连，它不承受侧向力。,3.辅助系统 包括润滑系统、冷却系统及调节系统。4.机身 用来支承和安装整个运动机构和工作机构，又兼作润滑油箱用。,3.1.2 工作过程和工作原理,1.工作过程 以单缸单作用压缩机为例，说明其工作过程。活塞处于最左端位置时，进气阀和排气阀处于关闭状态。当活塞从最左端向右运动时，活塞右则的工作容积变大，气体膨胀，压强逐步减小。在进气阀和排气阀仍处于关闭状态时，气体膨胀，压强减小，此过程称为膨胀过程。,当活塞继续右移，工作容积

5、继续增大，气体压强继续下降直到略低于吸气管内气体压力时，进气阀被顶开，进气管里的气体便通过进气阀不断地被吸入进入工作容积，直到活塞到达最右端为止，该过程称为吸入过程。在吸入过程中排气阀仍处于关闭。,当活塞从最右端向左运动时，工作容积变小，气体压强逐步增大，使进气阀关闭。在工作容积中的气体压强不足以顶开排气阀之前，进、排阀均处于关闭状态，缸内气体被压缩而压力升高，该过程称为压缩过程。,活塞继续左移，工作容积中的气体压强继续增大。当气体压力能顶开排气阀时，工作容积中的气体通过排气阀流出工作容积，进入排气管，直到活塞到达最左端为止，该过程称为排气过程。,由上可见，曲轴旋转一周，活塞左右往复一次，压缩

6、机经历了膨胀、吸入、压缩、排气过程，实现一次气体的吸入和排出，整个过程称为一个工作循环。曲轴不断旋转，不断重复上述工作循环，实现气体的不断吸入和排出。,气阀的启闭是依靠缸内外压力差来实现的，一般吸气或排气管道内的压力是维持恒定的。因此，只有依靠活塞的往复运动，改变了缸内容积，从而使缸内气体压强发生变化，使气阀两侧形成一定压差，该压差使气阀关闭或打开。,2.工作原理 由工作过程可见，往复活塞式压缩机的工作原理是：由于活塞在气缸内的来回运动与气阀相应的开闭动作相配合，使缸内气体依次实现膨胀、吸气、压缩、排气四个过程，不断循环，将低压气体升压而源源输出。,3.1.3 特点及应用,1特点 1).工作的

7、稳定性好；2).适应性强；3).效率较高；4).结构复杂，易损件较多；5).吸入和排出是间隙的，活塞运动速度是变化的，流量波动较大，易引起压缩机和管道振动工作的稳定性好,2应用,3.1.4 分类及型式,这里主要介绍按结构型式分类：,3.1.5 命名规则,1.命名规则 第一个方框：表示结构代号，用拼音字母表示。,第二个方框：表示机器特征代号，用拼音字母表示，W表示无油润滑，WJ表示无基础，D表示低噪声罩式，B表示直联便携式，F表示风冷，Y表示移动式；第三个方框：表示额定排气量（m3/min）；第四个方框：表示额定排气压力（105Pa）；第五个方框：表示差异，用字母或数字表示。,2.命名举例 1)

8、.压缩机型号：VD-0.25/7 V型 低噪声罩式 额定排气量0.25m3/min 额定排气压力7 105Pa,2).压缩机型号：VY-6/7 V型 移动式 额定排气量6m3/min 额定排气压力7 105Pa,3).压缩机型号：P-3/285-320 卧式 额定排气量3m3/min 额定进气压力285 105Pa 额定排气压力320 105Pa,3.2 往复活塞式压缩机的工作循环,分析活塞式压缩机的工作过程，其目的在于研究其主要工作参数，如排气量、功率、压力、温度之间的关系，从而解决排气量、功率和温度的计算。进行压缩机热力计算的任务是根据要求的排气量和工作压力来确定所需的功率、气缸直径、行程

9、和转数等，或是对已有压缩机进行改造，确定其所能达到的排气量和消耗的功率。,一、理论工作循环 压缩机在每转中，气缸内都有膨胀、吸气、压缩、排气四个过程组成一个工作循环，其过程服从热力学规律。但为方便研究起见，使压缩机的工作过程理想化，假设如下：(1)在进、排气过程中没有阻力损失，且气体状态保持不变。在压缩过程中，多变指数保持不变；(2)压缩机没有余隙容积，因而被压缩的气体能够完全排净；,(3)没有漏气现象；(4)被压缩气体是理想气体。在上述假设的前提下，压缩机的工作过程可以简化为如图所示的三个热力过程。吸气过程。活塞从最左端移到最右端，吸气阀打开，排气阀关闭，气体在p1压力下进入气缸，为等压过程

10、da。这时，气体以压力p1推着活塞移动，气体对活塞作功为p1V。,压缩过程。活塞从最右端开始向左移动，吸、排气阀均关闭，气缸内气体压力逐步升高，一般是多变过程。排气过程。活塞继续向左移动，排气阀打开，气体在p2压力下从缸内排出，该过程是等压过程，即。活塞到达最左端，缸内气体被排尽，到此完成了一个理论工作循环。,吸、排气过程是气体的流动过程，缸内的气量是改变的。压缩过程是一定量气体的热力过程，压缩线的曲率取决于过程指数m。当压缩过程冷却完全，即进行等温压缩时，m=1；当压缩过程与外界无热交换时,为绝热压缩，m=k；当压缩过程中与外界有部分热交换时，为多变过程。若气体放热，mk；若气体吸热，mk。

11、活塞式压缩机中m一般介于1与k之间。,1级的进气量 对单作用压缩机，同级一转的进气量为：i为同级缸数，D为活塞直径，S为冲程长度。对双作用压缩机，同级一转的进气量为：(d活塞杆直径),2压缩过程中容积、温度与压力的关系 由热力学的过程方程知，理想气体自状态1(p1，V1，T1)压缩到状态2（p2，V2，T2），两状态间的关系有：,3理论功率 压缩机每一循环所需的理论指示功是吸气、压缩、排气三部分指示功之和。在压缩机中，设活塞对气体作功为正，气体对活塞作功为负，则循环的理论指示功为：,(1)等温压缩过程,(2)绝热压缩过程,(3)多变压缩过程,实际压缩机中多变指数是很难确定的，它与气缸传热效率有

12、关。热量不易导出者，m值高，接近于绝热指数k，反之m值低。如水冷气缸比风冷气缸导热好，低转速比高转速容易导出热量，小尺寸气缸比大尺寸气缸相对散热面积大而易导出热量。各种情况都要具体分析后根据经验合理确定。,理想气体状态方程式：将上列各式中plVl用mRT1代入，则可以看出W与T1成正比，也与R成正比。说明初温较低的气体压缩功耗较省，压缩同样质量的气体时，密度小的气体功耗大，因气体常数R与分子量M成反比。,二、实际工作循环 理论循环在实际压缩机中是不可能实现的。实际压缩机中，为避免活塞与缸盖相撞以及气阀结构、气阀安装的需要，在气缸端部都留有一定的空隙，称为余隙容积。此外在压缩机吸、排气过程中有阻

13、力损失。缸内气体与外界有热交换。这些因素都使实际工况要比理论工况复杂。,实际循环与理论循环的区别是：(1)由于存在余隙容积，实际工作循环由膨胀、吸气、压缩和排气四个过程组成，而理论循环则无膨胀过程，这使实际吸气量比理论要少。(2)实际吸、排气过程存在阻力损失，使实际缸内吸气压力低于吸气管内压力p1，实际缸内排气压力高于排气管内压力p2。,吸、排气管内的压力取决于外界系统压力，与缸内过程无关，此压力是在压缩机标准吸、排气位置上测得的压力，叫做标准吸、排气压力，也称为名义吸、排气压力。而气缸内气体的瞬时工作压力p是周期性变化的。,(3)压缩机工作中，活塞环、填料和气阀等不可避免会有泄漏。(4)在膨

14、胀和压缩过程中，气体与缸壁间的热交换使膨胀过程指数和压缩过程指数不断变化。为计算方便，工程上常把过程指数简化成常数。,3.3 排气量,一、排气量的定义 由于实际要求与换算方法的不同。压缩机的排气量(或称流量)有实际容积流量(实际排气量)与标准容积流量(标准排气量)两种。1实际容积流量 实际排气量是经压缩机压缩并在标准排气位置排出气体的容积流量，换算到第一级进口标准吸气位置的气体容积值。,标准吸、排气位置是压缩机上认为有代表性的吸、排气位置。此位置随压缩机的结构及安装方式而变化，在有关压缩机试验方法的标准中有明确规定。压缩机铭牌上的排气量叫额定排气量，是在特定进口状态(进气压力为105Pa、温度

15、为20)的排气量。,2标准容积流量 在化工工艺中使用的压缩机，由于工艺计算的需要，将压缩机在标准排气位置的实际容积流量换算到标准工况的气体容积值叫标准排气量，也称供气量。,二、活塞压缩机的实际吸气量 在理论工作循环中，压缩机每转的理论吸气量就是气缸的工作容积Vh,实际吸气量总小于理论吸气量。如图示，排气终了点是C点，缸内残留气体的容积为Vc，在膨胀过程中，这部分气体的体积膨胀在开始吸气时所占容积为。因此，吸入的新鲜气体容积为：,由于余隙容积的影响，使气缸有效吸气容积比理论值减少了。余隙容积对气缸有效吸气容积的影响用容积系数反映，即：,此外，吸气终了点是A点，此时的状态为pA、TA，其中pAp1

16、、TAT1，根据吸气量的定义，要从A点状态换算到标准位置吸气状态p1、T1，所得每转的实际吸气量为V1。式中：p为压力系数，T为温度系数。,1容积系数 设膨胀过程的多变指数为，压力以标准吸排气状态压力为基准，余隙容积中残留气体的体积膨胀量 为：,a为相对余隙容积，为压力比。容积系数反映气缸容积的利用程度，它受到相对余隙容积、压力比、多变指数的影响。(1)相对余隙容积a 在压力比和过程指数一定时，相对余隙容积a越大，残留气体膨胀后占去的容积越大，气缸的利用率越低。在结构设计中，力求减小气缸的余隙容积。,据统计气阀通道容积约占总余隙容积的一半以上，是最主要的部分。其值取决于气阀结构及气阀在气缸上的

17、布置情况。一般网状阀、环状阀的a值小于直流阀，环状进、排气阀放在一起的组合阀的a值最小。气阀沿缸的径向布置时a值较大，轴向布置a值最小，斜向布置时处于两者之间。,(2)压力比 对同一级气缸来说，当相对余隙容积和过程指数一定时，压力比越大，残留气体膨胀后所占的容积越大。极限情况下，残留气体膨胀后占据整个气缸工作容积，此时气缸完全不能吸入新鲜气体，容积系数等于零，此时的压力比称极限压力比max，即：,（3）过程指数 残留气体与缸壁间的热交换使膨胀过程中指数 发生变化。膨胀初期，气体温度高于缸壁及活塞温度，气体放热膨胀，；膨胀中期两者温度相同，没有热交换，；膨胀后期，气体温度低于缸壁温度，气体吸热膨

18、胀，。的计算参见表3-1（p218）。,2压力系数 影响p的主要因素是气阀弹簧力。过强的弹簧力会使吸气阀提前关闭，导致pA降低，p值变小。对于正确设计的气阀，常压进气时p=0.950.98；以后各级进气压力较高,弹簧力与气体压力的相对比值减小，相对压力损失减小，可取p=0.981。,3温度系数 气体在气缸中被压缩，温度升高，同时加热了缸壁和活塞。缸壁温度约为吸、排气温度的平均值，总是高于吸气管道中气体的温度。因此，在吸气过程中新鲜气体将从缸壁和活塞吸收热量而使吸气终了A点的温度高于吸气温度，即TAT1，使气体比容增大，折算到标准吸气状态的吸气量就要减少。,三、活塞压缩机的排气量 由于压缩机的气

19、阀、活塞环、填料、管道及附属设备等密封不严而造成气体泄漏了，所以压缩机的实际排气量总是比吸气量小。每一转的排气量：单位时间的排气量：,1泄漏系数 压缩机泄漏量的大小用泄漏系数 表示。压缩机的泄漏有外泄漏和内泄漏两种。外泄漏是指直接漏到机外损失掉或直接影响到排气量的漏失量。内泄漏是指从高压级漏到低压级或级间管道等的泄漏，这部分气体仍在机内，以后又被压送回高压级，它不直接影响排气量，但会影响级间压力分配。,单级压缩机的泄漏系数为：多级压缩时，任意第i级的泄漏系数为：,2.实际排气量 当压缩机结构尺才一定时，单级压缩机的排气系数和实际排气量可按下式计算：排气系数：实际排气量：,3影响排气量的因素(1

20、)容积系数对排气量影响最大，故在结构设计时应尽可能减少余隙容积。(2)改善气缸的冷却效果，以提高膨胀过程指数，增大排气系数。(3)良好的密封可以减少泄漏。(4)压缩机的转速直接影响排气量的大小。,3.4 功率和效率,一、指示功率 压缩机中直接消耗于压缩气体称为指示功，可用示功器记录的压力一容积指示图来计算。单位时间消耗的指示功称为指示功率。对已有压缩机用实测法进行标定检验，在新设计时则用解析法进行计算。,在运转的压缩机上，用示功器测得气缸的指示图。目前指示图的取得采用机械示功器、电子示功器及计算机采集数据再绘制指示图等方法。取得指示图后用求积仪或计算机求出它的面积A，则可得压缩机每转的指示功为

21、：指示功率：,二、轴功率和原动机功率 活塞式压缩机中，若原动机输出功率为N0，由于传动装置(如皮带轮、联轴器、齿轮箱等)的能量消耗，使压缩机曲轴上所得到的输入功率减小为N，此值称为轴功率。另外，由于压缩机内有摩擦、有热传递和泄漏，扣除它们造成的能量损失，最后在示功器记录的压力容积图上对应的功率才是指示功。,1轴功率 轴功率是压缩机驱动轴所需要的功率。轴功率包括指示功率、传热及泄漏损失功率、机械损失功率三部分。传热及泄漏损失功率不易测定，一般在计算轴功时，忽略其影响。因此：,2.原动机功率 在原动机与曲轴之间，通常需要传动机构（皮带传动机构、齿轮传动机构）进行减速，传动机构要造成能量消耗Ne。因

22、此原动机功率为：,3.原动机配置功率 实际选用原动机的功率时，考虑到操作条件和运转负荷的波动，而留515的储备功率，即取原动机额定功率为(1.051.15)N0。最后查现有原动机标准规格选取。,三、热效率和比功率 压缩机的经济性能可用热效率来衡量。1等温理论效率和等温总效率 压缩机理论循环所需的等温理论功率NT，是理想的最小功率。以此为基推，与相同吸气压力、相同吸气量下的实际指示功率之比，得等温理论效率i-T，也称等温指示效率，即,若等温理论功率NT 与相应条件下轴功率N之比，得等温总效率，即：等温理论效率反映了实际循环中热交换以及吸、排气过程阻力造成的损失情况，常用来评价水冷式压缩机的经济性

23、能。等温总效率包含了机械损失。一般压缩机的等温总效率约为0.600.750。,2绝热理论效率和绝热总效率 绝热理论功率NS与相同吸气压力、相同吸气量下的实际指示功率之比，得绝热理论效率i-S，即：若绝热理论功率NS 与相应条件下轴功率N之比，得绝热总效率S，即：,压缩机的实际压缩过程更接近于绝热过程，故绝热效率较好地反映了压缩机吸、排气过程阻力损失所造成的影响，但它并末直接反映压缩机的功率指标是否先进。同一台压缩机的绝热效率总比相应的等温效率高。,3比功率Nr 比功率是单位排气量所消耗的轴功率。这个指标反映了同类型压缩机在相同吸、排气条件下能量消耗指标的先进性，用来衡量空气压缩机经济性的重要指

24、标。在比较时应注意冷却水入口温度及水耗量也应相同。,3.5 排气温度及排气压力,一、排气温度 压缩机的排气温度由气体被压缩的热力过程所决定。气体压缩终温不易测定，可将热电偶埋在排气阀内测得较近似的压缩终温。一般所说排气温度是指在标准排气位量测得的温度，由于散热的影响，该温度低于实际压缩终温。,二、排气压力 压缩机铭牌上的压力是设计额定压力，在压缩机上是指标准排气位置测得的压力。压缩机实际运转中的排气压力并不总是符合设计压力，其值取决于排气系统的压力，如储气罐压力或排气端工艺系统的压力。,3.6 多级压缩,当生产中要求气体工作压力较高时，采用单级压缩不仅不经济，有时甚至是不可能实现的，所以必须采

25、用多级压缩。图示为一台三级压缩机工作示意图。气体在进入下一级气缸之前，必须经过中间冷却器进行等压冷却，并分离出凝液及润滑油。,一、多级压缩优点 1节省压缩气体的指示功；2提高气缸容积利用率；3降低排气温度；4降低气体作用在活塞上的力。但多级压缩结构复杂，辅助设备多，级数过多还会使消耗于管路系统及摩擦功的比例增大。,二、压力比分配 设有一台z级压缩机，各级工作容积分别为V V、V Vz，各级的吸气压力分别为P1、P1、P1P1z，末级排气压力为p2z。假设各级吸入温度相同，各级的过程指数m相同，若忽略级间冷却器阻力损失，则各级的多变理论压缩功为：,当各级吸气温度相同时，有：,则总的多变理论功为：

26、,对上式进行 偏导，并令,同理 有：,因此，可以推论得：,说明各级压力比相等且吸入温度相同时总指示功最小，这就是等压力比分配原则。对理想气体各级消耗的功也相等。,三、最佳压力比和级数选择 1.单级的最佳压力比 等压力比原则说明各级压力比间的关系，而要确定压力比的大小还要找出它的最佳值。由于理论等温压缩功最小，因此把实际压缩机的理论等温效率 最大时的压力比称为最佳压力比，此时最省功。,而,对上式进行求导，并令，有：,2.级数选择 最佳压力比0确定后，即可根据等压力比原则确定压缩机的级数。因此，最适宜的级数z为：z值不是整数时应园整成整数。,选择压缩机的原则：对大、中型压缩机，一般以功耗最小确定级

27、数。对小型压缩机按照每级允许的排气温度确定级数，在允许的排气温度限度内，采用较少的级数，以利减轻压缩机的重量。,3.7 实际气体的压缩,热力学上把不能按理想气体处理的气体称为实际气体。临界温度较低的气体，在低压下可按理想气体处理，但在压力超过10MPa时，按理想气体处理误差较大，应按实际气体处理，如氧、氮、氢、空气等。有些临界温度高的气体，即使压力不太高也应按实际气体处理，如二氧化碳，乙烯、石油气和氨等。,一、实际气体状态方程 在理想气体状态方程中忽略了气体分子本身体积以及分子之间的相互作用力，在压力较低、温度较高时，这样处理造成的偏差不大。但当压力增高、温度降低，即越接近于液体状态时，其分子

28、体积与分子间相互作用力的影响越大，若按理想气体处理，其偏差就越大。,为考虑实际气体与理想气体在压缩过程中所表现的差别，近百年来进行了大量的理论研究和实验工作，提出了很多状态方程，如范德瓦尔方程等。但这些方程计算复杂且准确性也不够，故在工程上常通过对理想气体状态方程进行修正，来研究实际气体，即：,Z是气体的压缩性系数，其数值大小表示实际气体偏离理想气体的程度。Z 值由实验测定，其值与气体性质有关，且随温度和压力而变化，有些气体实验作出了压力与压缩性系数的关系曲线。但对所有气体都进行实验测定是困难的，希望根据较少的实验数据估算出各种气体的压缩性系数z值，这就是根据对比态定律作实际气体通用压缩性系数

29、图的出发点。,每一种气体都有自己固有的临界状态参数，即临界压力pc、临界温度Tc和临界比容。介质实际所处状态参数p、T、与临界参数之比称为对比参数，即,上式称为对比态方程。根据 热力学的对比态定律，对于能满足同一对比态方程的两种或几种介质，若它们的对比参数中有两个相同，则第三个对比参数就一定相同。若，则：也相同。,因此，若对比参数相同，气体压缩性系数Z就取决于临界压缩性系数ZC。由此推断出，凡是临界压缩性系数相同或相近的气体，只要它们的两个对比参数相同，则压缩性系数也相同或相近。实际上各种气体的临界压缩性系数并不完全相等，因此用pr、T r为参数的通用特性曲线就有一定误差。为了减少误差，常用三

30、个参数表达的z值，即：Zf pr、T r、Z c),二、实际气体的过程方程和绝热指数 1实际气体的比热 理想气体的比热可认为只随温度而变化，而实际气体的比热不仅与温度有关，随压力而变化。实际气体的定压比热可表示为：理想状态，即表压力趋于零，温度为0下的定压比热；考虑压力影响的修正项，根据 pr、T r查表得,定容比热：2实际气体的过程方程 由于实际气体的状态方程与理想气体不同，因而过程方程也不同。把实际气体绝热过程方程表示为如下形式：,因此，实际气体在状态1和状态2之间的关系为：容积绝热指数，反映绝热压缩中压力与比容间的关系。温度绝热指数，反映绝热压缩中压力与温度间的关系。,随压力、温度变化较

31、大，一般不直接使用式。随压力、温度变化较小，几种常用气体的 可查表3-5，也可用下式计算：式中X由图3-37查得。下式计算：Y由图3-38查得,三、实际气体的混合气参数计算 实际气体的混合气参数计算综合了理想气体混合气和实际气体的特点。1.混合气的分子量M 2混合气的密度,3混合气的气体常数R 4混合气的比热5混合气体的临界参数6混合气的温度绝热指数和容积绝热指数,四、压缩实际气体时压缩机的主要参数计算 由于实际气体的状态方程和过程方程与理想气体不同，导致下列几个热力参数的计算式与理想气体有所不向。其余分析和计算与理想气体相同。1容积系数 经过膨胀过程，余隙内残留的气体容积Vc变为Vc+V，根

32、据实际气体的过程方程，得：,2气缸工作容积的确定 在计算任一级(i级)气缸所需工作容积时，用实际气体的状态方程把气量换算成i 级吸气状态时的容积，故i级所需工作容积为:,3指示功,3.8 压缩机变工况工作及排气量调节,一、变工况工作 压缩机在偏离原设计条件情况下工作时，其热力性能将与原设计不同，称为变工况的工作。下面是几种常见的变王况条件。1.在高原地区工作的压缩机，当地大气压力低而使压缩机吸气压力降低。对单级压缩机，若排气压力不变，将导致压力比上升，容积系数降低，排气量将随之减少。对多级压缩机，主要导致总压力比升高，引起各级压力比改变，一级排气量将有所降低。,2排气压力改变 如果使用中要提高

33、排气压力而吸气压力不变时一般因压力比提高而使吸气量有所减少，其功率多半是增加的。3被压缩介质改变 被压缩介质的改变有可能是由一种介质换为另一种介质，也可能是工艺混合气中的成分发生变化。直接影响气体的绝热指数k、气体密度、导热系数的变化，造成排气量和功率消耗变化。,二、排气量调节 因为生产条件的改变要求压缩机的排气量能在一定范围内调节，一般情况下用户总是按最大需要量来选用压缩机。因此，排气量的调节是指调节到低于额定的气量。个别情况下因生产过程处理量增加而要求压缩机的排气量加大。此时无法调节，必须采用其它措施，如提高转速、增加进气压力，增大气缸直径等方法。,根据使用要求的不同，排气量调节可分为连续

34、调节、间断调节、分等级调节等。排气量调节在缸径和行程一定的情况下，利用改变排气系数、改变转速等方法来实现。调节方式应当结构简单、工作可靠、经济合理。,1改变转速和间歇停车 由可变速的驱动机驱动的压缩机，可以连续改变转速来调节排量。但由不可变速的交流电机驱动时，就不能无级调速，而采用间歇停车的方法。停车可不消耗动力，但是频繁的启动与停车使机器的工作条件变坏，一般只适用于微型压缩机或空压机站。,2切断进气调节 当储气罐中压力超过规定值时，高压气体将压力调节器中的阀顶开，气体经调节阀进入减荷阀的活塞缸内，推动活塞向上，并推动蝶形阀向上关闭进气通道，使压缩机停止进气而进入空转。当气罐中压力低于规定位时

35、，压力调节阀关闭、减荷阀活塞缸中压力下降，在弹簧力及阀盘重力作用下使蝶阀向下，吸气通路打，压缩机重新正常吸气。,3旁路调节 旁路调节就是将排出管与吸入管连通。将压缩机已排出的气体全部或部分地引回到一级入口或本级入口，可以达到连续调节的目的。这种方法简单方便，但浪费能量、不经济，故常用来作为压缩机空载启动用的辅助手段。也可用作调节多级压缩机的各级压力比。,4顶开吸气阀调节 这种方法在全部或部分排气行程中强制顶开吸气阀，使已经吸入缸内的气体未经压缩而全部或部分返到吸入管道的调节方法。5连通补助余隙容积调节 在气缸上连通一补助的余隙容积，相对余隙容积增大，使容积系数减小，从而达到调节气量的目的。补助

36、容积有不变容积和可变容积两种，前者只能调节到一固定位，后者可分级调节。,3.9往复活塞式压缩机的类型及其选择,合理地选择使用活塞式压缩机的基本要求：(1)满足使用要求 即满足用途、排气量、吸排气压力和温度等要求；(2)有较高的经济性 即消耗的电、水、油等尽可能低，机器的尺寸小、重量轻；(3)运转可靠，便于维修。使用寿命长，拆装方便，备件互换性高，制造工艺性良好等；(4)动力平衡好。,一、压缩机的运动分析 惯性力等于运动质量和加速度的乘积。为计算惯性力，必须掌握压缩机中曲柄连杆机构的运动规律，即运动机构的速度和加速度变化规律。,曲轴绕主轴中心O旋转，带动曲柄、连杆、滑块机构运动，取滑块中心C点的

37、运动代表活塞组件的往复运动。A点是活塞向缸盖运动的极限位置，即外止点。B点是活塞向曲轴运动的极限位置，即内止点。AB两止点间距离为活塞运动的最大距离，称活塞行程。,曲柄转角从外止点开始算起，即在外止点时=00，顺时针旋转方向量度。活塞位移y也以外止点为起点，=00，y 0。1.位移,2.速度其中：,3.加速度,二、压缩机中作用力的分析 活塞式压缩机由驱动机带动柄连杆机构运动，输入的扭矩用以克服压缩气体时产生的阻力矩；曲柄连杆机构带动活塞组件直线往复运动；是一种变速运动，有加速度，也必然存在惯性力。此外，相对运动副存在着摩擦力。分析这些力如何作用在压缩机的各部位，讨论其值的大小及变化规律。,1.

38、活塞组件受力分析 活塞组件在气缸中作往复直线运动压缩气体，气缸内有气体压强p，活塞变速运动受惯性力，与气缸壁摩擦受到摩擦力。活塞受到的总力：,2十字头销和连杆受力 活塞杆是受拉、压的零件，它将综合活塞力Pt沿气缸中心线传给十字头并作用到十字头销上，在十字头销处P由两个力来平衡，一个是沿连杆中心线，称为连杆力P连。另一个是十字头滑道的反力，方向垂直于十字头滑道且通过十字头销中心，此力的反作用力垂直加给滑道并传到机身，称为侧向力N。,根据力平衡关系得：,3.连杆受力 在转速不高时，连杆可简化为二力杆件，受 P连作用。在高转速时要考虑平面运动的连杆质量引起的横向惯性力。压缩机中一般都按二力杆处理，连

39、杆受力P连：,4曲柄受力分析 曲柄上所受的力和力矩如图所示。由连杆传来的连杆力 P连作用在曲柄销上，分解为两个力，一是P，它作用于曲柄销且垂直于曲柄的力；另一个是 Pn，它沿曲柄方向。根据几何关系得：,曲轴上还受到负载扭矩MP，摩擦扭矩Mf和驱动扭矩Md的作用。负载扭矩是由切向力P 对曲轴旋转中心形成的力矩:关于曲轴绕定轴旋转的方程：,5机体和基础受力 机体受如下几个力和力矩。作用在气缸盖上的气体力通过联接螺栓加给机体，十字头加给沿滑道的侧向力N，曲轴加给主轴承的力有连杆力、旋转惯性力，往复运动件加给机体的摩擦力，曲轴加给机体的摩擦力矩。,三、压缩机的惯性力 惯性力等于运动质量和加速度的乘积。

40、1往复惯性力P1的计算,式中 mP为一系列作往复运动部件的总质量，kg。包括作往复直线运动的活塞组件及十字头组件质量，还把连杆质量的(3040)看作参加往复运动。即：mP=活塞组件质量+十字头组件质量+（0.3 0.4）连杆质量,为了便于采取惯性力平衡措施，常把往复惯性力分解成两部分，即一阶往复惯性力 和二阶往复惯性力。,(1)往复惯性力始终沿气缸中心线，可认为集中作用在十字头销上，其方向恒与加速度方向相反。往复惯性力的大小是周期性变化的。一阶复往惯性力的变化周期相当曲朝转3600的转角。二阶往复惯性力的变化周期近似1800的转角。,(2)一阶复往惯性力的最大值在00，或l 800。二阶往复惯

41、性力的最大值比一阶复往惯性力小。,2旋转惯性力P2的计算 曲柄作等角速度旋转时，有向心加速度，同时曲轴旋转时有不平衡的偏心质量，这些质量包括曲柄销质量、曲柄上与主轴旋转中心不对称部分的质量及连杆质量的(60一70），这些质量均折合到曲柄销中心称为转化质量mr，因此得旋转惯性力。,四、惯性力及惯性力矩的平衡 由于惯性力是自由力，而且是周期性变化的，多列压缩机中惯性力还产生惯性力矩，它们将传到基础，引起机器的振动。消除此振动最有效的方法是在机器内部平衡惯性力和惯性力矩。,由于惯性力和惯性力矩是周期变化的，只有用变化周期相同，但方向相反的另一个惯性力和惯性力矩来平衡。采用多列结构，合理选择各列的曲柄

42、错角以及在曲柄上附加平衡重的办法，都可使惯性力或惯性力矩部分或完全平衡。,1单列压缩机的惯性力平衡(1)旋转惯性力的平衡。旋转惯性力的特点是数值大小不变，而方向随曲柄而转动而变化。这就可以用加平衡重的办法来平衡它。即在曲柄的相反方向加平衡质量，如图所示。,(2)往复惯性力的平衡 如图358(b)所示，如果在曲柄的相反方向，离曲轴旋转中心r0处加一个质量为 的平衡重，满足：但平衡惯性力与往复惯性力并不相等。,该力可分解成两个力，一个力沿气缸中心线方向，其值为此力恰好与一阶往复惯性力大小相等方向相反，能得到平衡。但是垂直于气缸中心线的另一个分力却无法平衡。因此，在单列压缩机中设置平衡重来平衡往复惯

43、性时，其结果是在与气缸中心线垂直方向形成不平衡的惯性力。,2直列式与对置式多列压缩机的惯性力平衡 多列压缩机内总的惯性力与力矩是由各列惯性力和力矩合成的。各列的往复惯性力沿各自的气缸中心线作用，旋转惯性力沿各自曲柄离心向外。若各列配置合理，就可使惯性力在机器内部全部或部分互相平衡，传到基础上的惯性力就可减小，从而改善全机的动力平衡性能。,1)曲柄错角01800的两列直列式压缩机 直列式压缩机是气缸排列于主轴一侧，有立式与卧式两类，气缸中心线平行排成一条线，所以气缸中心线夹角=0。设汽缸1的曲柄转角为1，那么汽缸2的曲柄转角为2=1+0。气缸1往复加速度：,汽缸2往复加速度：,因相位差1800，

44、故同一瞬时两列一阶往复惯性力正好抵消，达到平衡。而二阶往复惯性力不能平衡。往复惯性力矩。由于两列气缸的列间距为b，一阶往复惯性力矩不平衡，而二阶往复惯性力矩平衡。旋转惯性力平衡，而旋转惯性力矩不平衡。,五、活塞式压缩机的选用原则 选择压缩机前首先要了解工艺设计中提出的基本资料，尤其是排气量和进、排气压力。此外，还要考虑其它特殊要求，如对空气的净化和干燥等。1)选择的压缩机生产能力与工艺设计中要求的气量相适应，并力求机组效率高，占用厂房面积小，运转可靠、维修方便。,2)考虑必要的备用机组，即采用适当的保证系数。一般认为相同压力参数的压缩机，在同一压气站内不少于两台，但不宜多于四台，以免增加占地面积和操作维护的困难。若停气不影响生产时，也可只选用一台。,3)为使压缩机操作、维护方便，应力求选用同一型号的压缩机。当用气量不同时，应选排气量大小不同的机组，以免经常停车和启动。同一压力参数时不宜多于二种型号。4)应当充分利用库存和调用详备，以免积压浪费。5)当选用常压进气的空气压缩机在高原地区使用时，缩机的排气量受到影响，应加以修正。,