流体机械课程设计-校核计算2D12型压缩机

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1、 对称平衡式无油 润滑CO2压缩机学 院机电工程学院专 业过程装备与控制工程姓 名学 号1003311指导教师李晶1 绪论 容积式流体机械（Positive displacement fluid machinery）： 靠泵腔容积的变化来吸入与排出介质,来转换能量的为容积式流体机械。主 要有：容积式压缩机；容积泵。1.1压缩机的分类一、按工作原理分类1容积式压缩机 直接对一可变容积中的气体进行压缩，使该部分气体容积缩小、压力提高。其特点是压缩机具有容积可周期变化的工作腔。2动力式压缩机 它首先使气体流动速度提高，即增加气体分子的动能；然后使气流速度有序降低，使动能转化为压力能，与此同时气体容积

2、也相应减小。其特点是压缩机具有驱使气体获得流动速度的叶轮。二、按排气压力分类表1-1 压缩机按排气压分类表分 类名 称排气压力(表压)风 机通风机100Mpa三、按压缩级数分类 单级压缩机 气体仅通过一次工作腔或叶轮压缩 两级压缩机 气体顺次通过两次工作腔或叶轮压缩 多级压缩机 气体顺次通过多次工作腔或叶轮压缩，相应通过几次便是几级压缩机。四、容积流量分类 名 称 容积流量(m3min) 微型压缩机 30m=k1.40I 级多变膨胀指数m=1.2；II级多变膨胀指数m=1.25；则各级容积系数为： 2.3.2压力系数的选择 考虑到用环状阀，气阀弹簧力中等，吸气管中压力波动不大，两级压力差也不大

3、，可选取=0.97, =0.99（选择范围：级0.950.98；多级0.981.0）2.3.3 温度系数的选取 考虑到压缩比不大，气缸有较好的水冷却，气缸尺寸及转速中等，从图II-1-6 查得T在0.9350.975范围内，可选取T=T=0.96。 2.3.4 泄漏系数1的计算 (1-6) 由于无油润滑压缩机的取值范围在0.85-0.95，且介质为空气粘度低易泄漏以下相对泄漏值取上限，用相对漏损法计算： (1)考虑气阀成批生产，质量可靠，阀弹簧力中等，选取气阀相对泄（气阀不严密或延迟关闭的泄漏）。 （2）活塞均为双作用，无油润滑，缸径中等，压力不高。选活塞环相对泄漏值. , （双作用气缸活塞环

4、的泄漏）。 （3） 因有油润滑，压力不高，选取填料相对泄漏值 Vp=0.0016，Vp=0.0024（经验范围）。由于填料为外泄漏，需要在第I级内补足，所以第级相对泄漏中也包含第级填料的外泄漏量在内，泄漏系数的计算列入表2-4。表2-4 泄漏系数的计算泄漏部位相对泄露值级级气阀0.040.04活塞环0.0140.015填料 0.00160.0024总相对泄露0.05560.0574泄露系数0.9470.946 2.3.5 各级排气系数计算结果列入表2-5表2-5 各级排气系数计算结果级数0.87050.970.960.9470.76760.86240.990.960.9460.77542.4

5、算各级凝析系数及抽加气系数 2.4.1 凝析系数 （1）冷去其中有无冷凝水析出查附表1得水在40和40时的饱和蒸汽压kPa（40）表2-6 水的饱和蒸汽压和密度温度t饱和蒸汽压kPa密度kg/m3温度t饱和蒸汽压kPa密度kg/m300.6110.00485314.4910.0320510.6560.00519324.7530.0338120.7050.00556335.0290.0356530.7570.00595345.3180.0375840.8130.00636355.6220.0396050.8720.00680365.9400.0417260.9350.00726376.2740.

6、0439371.0000.00775386.6240.0462381.0690.00827396.9910.0486491.1470.00882407.3750.05115101.2270.00940417.7770.05376111.3120.01001428.1980.05649121.4010.01066438.6380.05935131.4970.01134449.1000.06234141.5980.01206459.5820.06545151.7040.012824610.0850.06868161.8170.013634710.6120.07205171.9370.0144748

7、11.1620.07557182.0620.015364911.7360.07923192.1960.016305012.3350.08300202.3370.017295112.9610.08696212.4850.018335213.6130.09107222.6420.019425314.2930.09535232.8080.020575415.0020.09980242.9820.021775515.7410.1044253.1670.023045616.5100.1092263.3600.024375717.3120.1142273.5640.025765818.1460.11932

8、83.7790.027225919.0210.1247294.0040.028756019.9170.1302304.2410.03036而级进气的相对湿度由已知可得则kPa所以在级间冷却器中必然有水分凝析出来，这时.0。 (1)计算各级凝析系数 (1-7) =0.9672 2.4.2 抽加气系数0因级间无抽气，无加气，故 2.5 初步计算各级气缸行程容积 (1-8) m3 (1-9) 2.6 确定活塞杆直径为了计算双作用气缸缸径，必须首先确定活塞杆直径，但活塞杆直径要根据最大气体力来确定，而气体力又需根据活塞面积（气缸直径）来计算，他们是互相制约的。因此需先估算压缩机中可能出现的最大气体力，

9、按附表2 中的数据初步确定活塞杆的直径。再根据相关公式确定气缸直径和最大气体力，然后校核活塞杆直径是否满足要求。2.6.1 计算任一级活塞总的工作面积 ，（Z同一级汽缸数） （1-10） 有：=0.83750m2 =8375cm2 =0.2946m2=2946cm22.6.2 非贯穿活塞杆双作用活塞面积的计算盖侧活塞工作面积 （1-11）轴侧活塞工作面积 （1-12）级： 级： 2.6.4 计算活塞上所受气体力 （1）第一列（第级） 外止点： （1-13） =1.421054146.9210-4-4.471054185.410-4 =-128201.4N 内止点： （1-14）=4.47105

10、4146.910-4-1.421054185.410-4=.125933.8N （2）第二列（第级） 外止点： （1-15） =3.901051551.9210-4-11.811051590.410-4 =-127340.36N 内止点： （1-16） =11.811051551.9210-4-3.901051590.410-4 =121256.15N 由以上计算可知，第一列的气体力最大，为-128201.4N约合13吨。没有超过活塞杆的允许值，可用。 2.7 计算各级汽缸直径 2.7.1 计算非贯穿活塞杆双作用气缸直径 根据 DK = (1-17)有： m 2.7.2 确定各级气缸直径根据查

11、表II-1-6，将计算缸径圆整为公称直径：DI = 750mm ; DII = 450mm 2.8 计算气缸直径圆整后实际行程容积、各级名义压力及压力比 2.8.1 计算各级实际行程容积Vh非贯穿活塞杆直径双作用气缸行程容积：Vhk= (2Dk2 d2)SZ (1-18)VhI= (2DI2 d2)SZ = (20.732 0.072)0.281=0.2333m3 VhII= (2DII2 d2)SZ = (20.4520.072)0.281=0.0880m3 2.8.2 各级名义压力及压力比 因各级实际行程容积Vhk与计算行程容积Vhk不同，各级名义压力及压力比必然变化。各级进、排气压力修正

12、系数k及k1分别为： （1）各级进气压力修正系数：k = (1-19) I = =1 II = = （2）各级排气压力修正系数：k+1 = (1-20) I+1 = = II+1 = =1 （3）修正后各级名义压力及压力比Plk= k P1k (1-21) P2k=k+1 P2k (1-22) = (1-23)计算结果列入表2-7中。表2-7气缸直径圆整后的实际行程容积、各级名义压力及压力比级 次III计算行程容积Vhk m30.23450.0825实际行程容积Vhk m30.23330.0880修正系数k= 10.3279k+1=0.93271名义吸气压力MPaPlk0.150.407Plk

13、= k P1k0.150.380名义排气压力MPaP2k0.4071.1P2k=k+1 P2k0.3801.1修正后名义压力比= 2.532.89 2.9 按修正后的名义压力考虑压力损失后计算缸内实际压力根据修正后名义压力，并由图1查得相对压力损失如下：当P1I0.15MPa时s1=0.043 ；当P2I0.380MPa时d1=0.075 ；当P1II0.380MPa时s2=0.032；当P2II1.1MPa时d2=0.057由Cm 值不相同，在下面公式加以修正：= 2 (1-24)其中：修正的相对压力损失值；Cm 实际的活塞平均线速度，m/s; 由附表查的Cm =4.0m/s、空气及所用气体

14、的密度。图2-1 相对压力损失故：s10.0432 =0.0562d10.0752 =0.0979s20.0322 =0.0418d2 0.0572=0.07445 缸内实际压力：PS= P1(1s) Pd = P2(1+d) (1-25)由图2-1查的s ，d，计算各级气缸内实际压力，结果见表28。表28考虑压力损失后的缸内实际压力及压力比级次修正后名义压力（MPa）相对压力损失 1d缸内实际压力（MPa）实际压力比P1P2sdPSPd=I0.150.4070.0560.0980.9441.0980.1420.4473.15II0.4071.10.0420.0740.9581.0740.39

15、01.1813.03 2.10 根据实际压力比，计算各级实际排气温度 T2=T1 (1-26) 按k=1.4和m=1.3况计算，结果见表2-9。从中可以看出，按k=1.4计算出的排气温度超过了160的允许范围，但实际测出的排气温度接近多变压缩m的结果，认为在允许的范围内。表2-9据实际压力比求的各级实际排气温度级次吸气温度实际压力比k=1.4mI403133.151.3884341611.258394121II403133.031.3734341611.248391118 2.11 计算缸内最大实际气体力并核算活塞杆直径 气缸直径的圆整，活塞杆直径的选取及各级吸排气压力的修正都直接影响到气体力

16、，需重新计算如下： 2.11.1 第I列（第I级） （1）活塞面积 盖侧：0。7320.41854 轴侧：0.418540.0038480.414692m2 （2）压力 0.0951.42105Pa 0.3374.47105Pa （3）气体力 外止点： 1.424146.924.474185.4 128201.4N 内止点： 4.474146.91.424185.4 125933.8N 2.11.2 第II列（第II级） （1）活塞面积盖侧：0.4520.15904 轴侧：0.159040.0038480.155192m2 （2）压力 0.3903.90 1.18111.81 （3）气体力 外

17、止点： =N 内止点： N 由以上计算表明，最大气体力在第二列外止点()，约为12吨，没有超过活塞杆的允许值，可用。 2.12复算排气量 气缸直径圆整后，压力比发生变化，引起容积系数相应的变化。 如其它系数不变，则排气系数为： (1-27) (1-28) 经上述修正后的排气量为：=86.32m3/min计算结果与题目要求接近，说明所选用的气缸是合适的。 2.13 计算功率并选取电机 2.13.1 计算各级指示功率 (1-29) kw kw 2.13.2 整机总指示功率 Ni=Ni+Ni (1-30) kW 2.13.3 轴功率Nz 因本机为中型压缩机，取机械效率，则： (1-31) kw 2.

18、13.4 所需电机功率 因本机是电动机转子直接装在曲轴端，取传动效率 （1-32） kW实际本机选用TZK-140/29-12型电动机，功率为450kW是不足够的，选用功率为900kw的电动机。 2.14 热力计算结果数据 2.14.1 各级名义、实际压力及压力比 见表2-10表2-10 各级名义、实际压力及压力比级别修正后实际压力实际压力比名义压力名义压力比0.150.4072.710.1420.4473.1504071.12710.3901.1813.03 2.14.2 各级实际排气温度 或 或 2.14.3 气缸直径 DI=730mm，DII =450mm 2.14.4 气缸行程容积 VhI=0.2333m3，VhII=0.0880m3 2.14.5 实际排气量 Vd=86.32m3/min 2.14.6 活塞上最大气体力 Pmax=PII外=N 2.14.7 电动机功率 Ne =900kW 2.14.8 活塞杆直径 d =70mm