课程设计（论文）校核计算2D1290220对称平衡式无油润滑压缩机

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1、东北石油大学本科生课程设计摘 要本文概述了活塞式压缩机设计计算的基本步骤，详细系统的介绍2D12-90/2-20对称平衡型无油润滑压缩机的热力计算和动力计算的基本原理及方法。压缩机的热力计算是以热力学理论为基础，根据气体的压力、容积和温度之间存在的一定关系，结合压缩机具体的工作特性和使用要求进行的。其计算目的是要求得最有利的热力参数和适宜的主要结构尺寸。本次课程设计采用常规热力计算方法亦即设计性热力计算。压缩机的动力计算是以往复压缩机的运动机构即曲柄-连杆机构为主要研究对象，分析曲柄-连杆机构的运动规律、受力情况以及对压缩机动力性能的影响。其主要内容是计算压缩机中的作用力，分析压缩机的动力平衡

2、性能，确定压缩所需的飞轮矩，解决惯性力和惯性力矩的平衡问题。关键词：压缩机；热力计算；动力计算目 录第1章压缩机的热力计算31.1初步确定压力比及各级名义压力.31.2初步计算各级排气温度.31.3计算各级排气系数.41.4计算各级凝析系数及抽加气系数.61.5初步计算各级气缸行程积.81.6确定活塞杆直径.81.7计算各级气缸直径.101.8计算气缸直径圆整后的实际行程容积、各级名义压力及压力比101.9按修正后的名义压力考虑压力损失后计算缸内实际压力.121.10根据实际压力比，计算各级实际排气温度.131.11计算缸内虽大实际气体力并核算活塞杆直径.141.12复算排气量.151.13计

3、算功率并选取电机.161.14热力计算结果数据.17第2章压缩机的动力计算.192.1运动计算.202.2气体力计算.202.3往复惯性力计算.212.4往复摩擦力与旋转摩擦力计算.222.5综合活塞力计算及综合活塞力图的绘制.232.6切向力的计算及切向力图的绘制.242.7作幅度面积向量图.252.8飞轮矩的计算.262.9分析本压缩机动力平衡性能.26第3章计算结果分析.29参考文献.30附录.31第1章压缩机的热力计算1.1初步确定压力比及各级名义压力1.1.1按等压力比分配原则确定各级压力比 (1-1)两级压缩总压力比取1.1.2各级名义进、排气压力如下， (1-2)表1-1各级名义

4、进、排气压力（MPa）级次名义吸气压力P1名义排气压力P20.30.790.792.11.2初步计算各级排气温度按绝热过程考虑，各级排气温度可用下式求解： （1-3）介质是空气，k=1.4。计算结果如表1-2示。计算结果表明排气温度T2160，在允许使用范围内。表1-2各级名义排气温度级次名义吸气温度计算参数名义排气温度403132.6461.41.320140413403132.6461.41.3201404131.3计算各级排气系数因为压缩机工作压力不高，介质为石油气，全部计算可按理想气体处理。由排气系数计算公式： （1-4）分别求各级的排气系数。1.3.1计算容积系数 （1-5）其中，多

5、变膨胀指数m的计算按表1-3得：表1-3按等熵指数确定气缸膨胀过程等端点指数进气压力105Pa任意k值时K=1.40时1.5m=1+0.5(k 1)1.201.54.0m=1+0.62(k 1)1.254.010m=1+0.75(k 1)1.301030m=1+0.88(k 1)1.3530m=k1.40I 级多变膨胀指数m=1.25II级多变膨胀指数m=1.30则各级容积系数为：1.3.2 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，可选取=0.97, =0.99（选择范围：级0.950.98；多级0.981.0）1.3.3 温度系数的选取考虑到压缩

6、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。1.3.4 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, （双作用气缸活塞环的泄漏）。（3） 因无油润滑，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，

7、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1-4。表1-4 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0.0580.0574泄露系数0.9450.9461.3.5 各级排气系数计算结果列入表1-5表1-5 各级排气系数计算结果级数0.88220.970.960.9450.77630.86640.990.960.9460.77901.4 计算各级凝析系数及抽加气系数1.4.1 计算各级凝析系数1.4.1.1计算在级间冷却器中有无水分凝析出来查表1-6得水在40和40时的饱

8、和蒸汽压kPa（40）表1-6 饱和水蒸汽的压力与密度温度t饱和蒸汽压kPa密度kg/m3温度t饱和蒸汽压kPa密度kg/m300.6110.00485314.4910.0320510.6560.00519324.7530.0338120.7050.00556335.0290.0356530.7570.00595345.3180.0375840.8130.00636355.6220.0396050.8720.00680365.9400.0417260.9350.00726376.2740.0439371.0000.00775386.6240.0462381.0690.00827396.9910

9、.0486491.1470.00882407.3750.05115101.2270.00940417.7770.05376111.3120.01001428.1980.05649121.4010.01066438.6380.05935131.4970.01134449.1000.06234141.5980.01206459.5820.06545151.7040.012824610.0850.06868161.8170.013634710.6120.07205171.9370.014474811.1620.07557182.0620.015364911.7360.07923192.1960.01

10、6305012.3350.08300202.3370.017295112.9610.08696212.4850.018335213.6130.09107222.6420.019425314.2930.09535232.8080.020575415.0020.09980242.9820.021775515.7410.1044253.1670.023045616.5100.1092263.3600.024375717.3120.1142273.5640.025765818.1460.1193283.7790.027225919.0210.1247294.0040.028756019.9170.13

11、02304.2410.03036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。（2） 计算各级凝析系数 (1-7)=0.98461.4.2 抽加气系数0因级间无抽气，无加气，故1.5 初步计算各级气缸行程容积 (1-8)m3 (1-9)=0.0864m31.6 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，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

12、是否满足要求。1.6.1 计算任一级活塞总的工作面积，（Z同一级汽缸数） （1-10）有： =0.82821m2 =8282.1cm2=0.30857m2=3085.7cm21.6.2 暂选活塞杆直径根据双作用活塞面积和两侧压差估算出该空气压缩机的最大气体力约为21 吨左右，由过程流体机械课程设计指导书附表2，暂选活塞杆直径d=90mm。活塞杆面积 1.6.3 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： 1.6.4 计算活塞上所受气体力（1）第一列（第级）外止点： （1-13）=0.31064109.210-4-0.791064172

13、.910-4=-206383.1N内止点： （1-14）=0.791064109.210-4-0.31064172.910-4=199439.8N（2）第二列（第级）外止点： （1-15）=0.791061511.010-4-2.11061574.710-4=-211318N内止点： （1-16）=2.11061511.010-4-0.791061574.710-4=192908.7N由以上计算可知，第二列的气体力最大，为-211318N约合22吨。由过程流体机械课程设计指导书附表2 可知，选取活塞杆直径d=110mm1.7 计算各级汽缸直径1.7.1 计算非贯穿活塞杆双作用气缸直径根据 DK

14、 = (1-17)有：DI = =0.730mDII= =0.450m1.7.2 确定各级气缸直径根据查表II-1-6，将计算缸径圆整为公称直径：DI = 730mm ; DII = 450mm1.8 计算气缸直径圆整后的实际行程容积、各级名义压力及压力比1.8.1 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 0.112)0.281=0.2316m3 VhII= (2DII2 d2)SZ = (20.4520.112)0.281=0.0864m3 1.8.2 各级名义压力及压力比

15、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、排气压力修正系数k及k1分别为：（1）各级进气压力修正系数：k = (1-19)I = =1II = =0.9987（2）各级排气压力修正系数：k+1 = (1-20)I+1 = =0.9987 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1-7中。表1-7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 m30.23190.0864实际行程容积Vhk m30.23160

16、.0864修正系数k= 10.9987k+1=0.99871名义吸气压力MPaPlk0.30.79Plk= k P1k0.30.789名义排气压力MPaP2k0.792.1P2k=k+1 P2k0.7892.1修正后名义压力比= 2.632.661.9 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P1I0.3MPa时s1=0.036 ；当P2I0.789MPa时d1=0.061 ；当P1II0.789MPa时s2=0.028；当P2II2.1MPa时d2=0.045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

17、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、空气及所用气体的密度。图1相对压力损失故：s10.0362 =0.0470d10.0612 =0.0797s20.0282 =0.0366d2 0.0452=0.0588缸内实际压力：PS= P1(1s) Pd = P2(1+d) (1-25)由修正后的相对压力损失s、d，及计算各级气缸内实际压力，结果见表18。表18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（修正后）1s1d缸内实际压力（MPa）实际压力比P1P2sdPSPd=I0.30.7890.0470.0800.9531

18、.0800.2860.8522.98II0.7892.10.0370.0590.9631.0590.7602.2242.931.10 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=1.25况计算，结果见表1-9。从中可以看出，按k=1.4计算出的排气温度未超过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1-9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=1.4mI403132.981.3674271541.244389116II403132.931.3594251521.2403881151.11 计算缸内最大实

19、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，需重新计算如下：1.11.1 第I列（第I级）（1）活塞面积盖侧：4183.30.41833轴侧：0.418330.0094994119.60.408831（2）压力0.2862.86105Pa0.8528.52105Pa（3）气体力外止点：2.864088.318.524183.3239491.5N内止点：8.524088.312.864183.3228681.6N1.11.2 第II列（第II级）（1）活塞面积盖侧：1589.60.15896轴侧：0.158960.00949911560.14

20、946（2）压力0.7607.602.22422.24（3）气体力外止点：N内止点：N由以上计算表明，最大气体力在第二列外止点(-239937.4N)，约为24吨，没有超过活塞杆的允许值，可用。1.12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：=87.67m3/min90m3/min计算结果与题目要求接近，说明所选用的气缸是合适的。1.13 计算功率并选取电机1.13.1 计算各级指示功率 (1-29)kwkw1.13.2 整机总指示功率Ni=Ni+Ni (1-30)kW1.13.3 轴功

21、率Nz因本机为无油润滑中型压缩机，取机械效率，则： (1-31)kw1.13.4 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型同步电动机，功率为450kW是不够的，说明以上计算不可用。1.14 热力计算结果数据1.14.1 各级名义、实际压力及压力比见表1-10表1-10 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0.30.7892.620.2860.8522.980.7892.12.670.7602.2242.931.14.2 各级实际排气温度 或 或 1.14.3 气缸直径DI=730mm，

22、DII =450mm1.14.4 气缸行程容积VhI=0.2316m3，VhII=0.0864m31.14.5 实际排气量Vd=87.67m3/min 1.14.6 活塞上最大气体力Pmax=PII外=-239937.4N1.14.7 电动机功率Ne =1600kW1.14.8 活塞杆直径d =110mm第2 章压缩机的动力计算动力计算部分需要使用热力计算部分所得数据，现将计算已知数据汇总见表2-1表2-1动力计算已知数据表级次活塞面积0.417290.157470.410920.1511压力（MPa）吸入0.30.7890.2860.760排出0.7892.10.8522.224温度吸入40

23、40313313排出116115389388相对余隙容积0.10.12行程（mm）280280余隙容积折合行程程（cm）2.83.36指示功率（kW）608.3583.0轴功率（kW）1191.3机械效率0.94转速（r/min）500连杆长（mm）7002.1 运动计算2.1.1 作x-,c-,a-运动曲线图:r=s/2 (2-1)=r/l (2-2) (2-3) (2-4) (2-5)2.1.2 位移盖侧： (2-6)轴侧： (2-7)速度： (2-8)加速度： (2-9)每隔10按上述计算Xg,Xz,c,a,将结果列入附表1，其中是第列及第本列的曲柄转角，两者结果都一样，故共用一个表。2

24、.1.3 由附表1中值描点连线做出曲线图如附图12.2 气体力计算用列表计算法作各级气缸指示图及气体力展开图。2.2.1 各过程压力：膨胀过程 (2-10)进气过程 (2-11)压缩过程 (2-12)排气过程 (2-13）本机属于中型压缩机，取m =m=1.4，xi是活塞位移，是运动计算中各点的位移值。因本机为双作用活塞，盖侧气体力与轴侧气体力应分别列表计算。2.2.2 气体力：盖侧： (2-14)轴侧： (2-15)对双作用活塞盖侧与轴侧气体力应分别计算，然后将同一转角时两侧气体力合成。气体力符号规定：轴侧气缸的气体力使连杆受拉伸，气体力为正值；盖侧气缸的气体力使连杆受压缩，为负值。2.2.

25、3 将计算结果列入表中：级盖侧气体力列入附表2，级轴侧气体力列入附表3，级盖侧气体力列入附表4，级轴侧气体力列入附表5，合成气体力列入附表6。2.2.4 作各级气缸指示图用活塞行程为横坐标，以气体力为纵坐标，将表中的数据在坐标轴上描点连线即成，级气缸指示图如附图2，级气缸指示图如附图3。2.2.5 作气体力展开图以曲轴转角 为横坐标，以气体力为纵坐标，将指示图展开。轴侧气体力为证，绘制在横坐标上，盖侧气体力为负，绘制在坐标轴下，并将合成气体力绘制出，级气缸气体力展开图如附图4，级气缸气体力展开图如附图5。2.3 往复惯性力计算2.3.1 往复运动质量的计算连杆质量 ml=86.025kg取小头

26、折算质量 ml=0.3 ml=0.386.025=25.81kg级活塞组件及十字头组件质量 级活塞组件及十字头组件质量 于是得到各级集中在十字头销的往复运动质量为：ms=mp+ ml=277.79+25.81=303.60kgms=mp+ ml=251.72+25.81=277.53kg2.3.2 活塞加速度加速度值由运动计算已知。2.3.3 计算各级往复惯性力 （2-16）计算结果列入附表7中。关于惯性力的符号规定：使连杆（或活塞杆）受拉伸的力作为正值，使连杆（或活塞杆）受压缩的力为负，这一规定恰好和惯性力与加速度方向相反的规定一致。2.4 摩擦力的计算压缩机总是存在着往复摩擦力和旋转运动摩

27、擦力，其两者的计算分别如下：2.4.1 往复摩擦力的计算Rs往复摩擦力Rs可以看作是活塞环与气缸壁、活塞杆与填料函、十字头滑板与滑道等所有往复运动摩擦力的总和。一般往复摩擦力所消耗的功率Nm占总的机械摩擦功率的6070%，即：即： (2-17)式中 (2-18)其中指示功率；压缩机机械效率取往复摩擦力为总摩擦力的70%，则有级往复摩擦力=5824.1N级往复摩擦力=5581.9N关于往复摩擦力的符号规定：（1）的方向始终与活塞的运动方向相反，仍以使活塞杆受拉为正，受压为负；（2）在整个向轴行程中（）往复摩擦力使活塞杆受拉，始终为正值；而在整个向盖行程中（）往复摩擦力使活塞杆受压，始终为负值。2

28、.4.2旋转摩擦力Rr的计算旋转摩擦力Rr包括：曲柄销与连杆大头瓦、十字头销与连杆小头瓦以及主轴与主轴承的摩擦力。一般旋转摩擦力小号的功率约占摩擦功率的4030%，其计算式为： (2-19)取旋转摩擦力为总摩擦力的30%，则=3113.6NRr就是旋转运动产生的被折算成作用于曲柄销上阻止曲轴旋转的摩擦力。规定摩擦力的方向为：凡与压缩机转向相反的为正值，相同的为负值。2.5综合活塞力计算及综合活塞力图的绘制当压缩机正常工作时，其气体力、往复惯性力及往复摩擦力都同时存在，都是沿着汽缸中心线方向，这些力的代数和就称为压缩机列的综合活塞力。2.5.1将气体力、往复惯性力及往复摩擦力合成得到就是得到综合

29、活塞力 (2-20)上式中各种力都是曲柄转角的函数，所以综合活塞力是随着曲柄转角而变化的，其正负号规定同前。计算结果列入附表8、附表9中2.5.2列的综合活塞力图的绘制做综合活塞力图时需要注意：进行叠加的各种力的比例尺应取得一致，横坐标长度（）都相等；力的正负值均按照使连杆受拉为正，受压为负值处理；各种力的叠加均为在相同转角下的瞬时力的代数和。将每列的气体力、往复惯性力及往复摩擦力相迭加，绘在同一比例尺的图上，从而得到列的综合活塞力图，横坐标为曲轴转角，纵坐标为活塞力。其图标见附图6附图7。显然，当压缩机空负荷运行时，气体力为零，此时综合活塞力就是往复惯性力和往复摩擦力之代数和；当满负荷而突然

30、停车时，惯性力和摩擦力为零，此时综合活塞力就是气体力。最大气体力也就是压缩机名牌上标志的活塞力值。对活塞杆、十字头销进行强度及稳定性计算时，应取气体力、往复惯性力及综合活塞力中的最大值作为计算载荷。2.6切向力的计算及切向力图的绘制活塞两面受到气体力。综合活塞力通过活塞杆作用到十字头销，在十字头销分解为两个分力：一个分力传递给连杆，沿连杆中心线方向，称为连杆力；另一个分力通过十字头滑板垂直作用到滑道上称为侧向力N。连杆力作用到曲柄销上，又分解为两个分力，一个分力是垂直与曲柄方向的切向力T，另一个分力是沿着曲柄方向的法向力Z。2.6.1切向力的计算设连杆力与切向力之间的夹角，切向力为： (2-2

31、1)将代入上式得切向力的计算公式为： (2-22)切向力符号规定：切向力与曲轴转向相反时，规定为正值，反之为负值。计算结果列入附表8、附表9。2.6.2总切向力的计算将、列切向力和旋转摩擦力合成就得出总切向力，合成时要注意列的相位差，列按旋转方向超前180，即列180时的切向力与列0时的切向力叠加，列190时的切向力与列10时的切向力叠加，依此类推，合成结果列入附表10。2.6.3作切向力图（1）横坐标为曲柄转角，比例尺为，换算为长度比例尺 (2-23)0.0488m/cm（2）纵坐标为切向力，比例尺mT=2kN/cm（3）根据切向力的计算表作切向图，如附图8.2.6.4平均切向力的计算（1）

32、由列表计算的切向力求平均切向力 (2-24)=164.4kN（2）由热力计算所得到的轴功率计算平均切向力为 (2-25)kN（3） 计算作图误差 (2-26)以上说明，当m=1.4时，误差没有超过，在允许范围内。（4）将平均切向力水平线画在切向图上。2.7作幅度面积向量图2.7.1求曲线包围面积用求机仪（或其他方法）求得平均切向力与总切向力曲线所包围的面积F1=-119.68cm2；F2=226.18cm2；F3=-256.19cm2；F4=266.68cm2；F5=-76.66cm22.7.2作幅度面积向量图将平均切向力下方的面积定为向上作向量，平均切向力上方的定为向下做向量，把所有这些向量

33、依次首尾相接平行做出（最末一个向量的终点与第一个向量的始点在同一水平线），得到向量图上最高点与最低点的差值190.02cm2，如附图9。比例尺：2.8 飞轮矩的计算2.8.1 压缩机一转中的能量最大变化量L (2-27)0.0488m/cm2kN/cm190.02cm2=18550Nm2.8.2 旋转不均匀度的选取本压缩机与电机是电动机转子直接装在曲轴端传动，采用弹性联轴器，由教材2.8.3 飞轮矩的计算 (2-28) =2700kgm22.9 分析本压缩机动力平衡性能校核的卧式压缩机采用两列二级二缸双作用无油润滑对称平衡置于曲轴侧，曲拐错角的压缩机（如图2）图2 对动式压缩机气缸反向平行，故

34、中心线的夹角为，得：即由于对列的运动件作对称于主轴的运动，当第一列曲轴曲柄转角为时，第二列曲柄转角也同样是（相对于本列的外止点而言）。列的运动方向相反，所以从整个机器看，两列的往复惯性力的方向是相反的，惯性力为：只有相对列的运动件质量相等即：所有惯性力都相互抵消，只是由于相对两列的气缸中心线不在一条中心线上，存在列间距，因此才产生未平衡的惯性力矩：两列对动式式压缩机由于气缸分置在曲轴两侧，列间距较小，所以不大，它对机器振动的影响也就很小。旋转惯性力仍可用平衡质量加以平衡。如果采用四列或四列以上对动式压缩机，可以设法使两对对动曲拐之间相互错开合适的角度，已达到不仅惯性力完全平衡，同时惯性力矩也得

35、以平衡。这便是对动压缩机的最大优点，所以对动式也可以称为平衡式压缩机。这种类型的压缩机转速可以提高，从而减轻机器质量以及压缩机基础，在大型机中得到广泛应用。第3章计算结果分析根据本课程设计对压缩机所需完成功能和介质要求，通过理论计算与给定的参数进行比较，对压缩机的热力性能和动力性能进行了综合的分析，校核了所需压缩机的结构参数和性能参数，例如确定了压缩机的排气温度、排气压力、各级压力比、功率等热力参数，活塞行程、气缸直径等尺寸参数，其中电动机功率有很大差异，活塞杆直径取110mm，与任务书中有出入，在上下圆整的四个方案中选中此数据的原因是要保证后面的修正系数在01的范围内，使其热力计算更为精确。

36、通过本次对压缩机的机构设计的学习，使我对压缩机的各个性能参数有了进一步的了解。通过对压缩机的热力计算，了解了介质温度升高对压缩机的影响，也学习了关于压缩机的冷却机制；通过对压缩机的功力计算，了解了压缩机振动产生的主要原因和如何尽可能的减少振动，加深了我对飞轮结构设计重要性的了解。在压缩机结构设计的各个性能参数的选取过程中，加深了我对外界环境变化和介质状态的变化对压缩机性能的影响情况的了解。通过反复校核验证，加深了我对性能参数选择对结构性能的影响。在今后的学习做事中，要学会运用严谨的科学知识，以认真的做事态度处理每一个问题。参考文献1 姜培正.过程流体机械M.北京：化学工业出版社，20012 张

37、颖，丛蕊.过程流体机械习题及课程设计指导书M.大庆：大庆石油学院自编教材，20083 高慎琴.化工机器M.北京：化学工业出版社，19924活塞式压缩机设计编写组.活塞式压缩机设计M.北京：机械工业出版社，1991附 录附表1 活塞位移、速度、加速度计算表曲柄转角（）活塞位移/mm活塞速度c(m/s)活塞加速度（m/s2）曲柄转角（）xgxz00.00280.000.00460.06360102.55277.451.52449.613502010.08269.922.98419.003403022.27257.734.30370.353304038.56241.445.43307.0032050

38、58.27221.736.33233.123106080.58199.426.98153.3530070104.59175.417.3672.3929080129.40150.607.47-5.4828090154.14125.867.33-76.68270100178.02101.986.96-138.63260110200.3679.646.41-189.86250120220.5859.425.71-230.03240130238.2541.754.89-259.75230140253.0526.953.99-280.37220150264.7515.253.03-293.6821016

39、0273.206.802.03-301.52200170278.301.701.02-305.50190180280.000.000.00-306.70180190278.301.70-1.02-305.50170200273.206.80-2.03-301.52160210264.7515.25-3.03-293.68150220253.0526.95-3.99-280.37140230238.2541.75-4.89-259.75130240220.5859.42-5.71-230.03120250200.3679.64-6.41-189.86110260178.02101.98-6.96

40、-138.63100270154.14125.86-7.33-76.6890280129.40150.60-7.47-5.4880290104.59175.41-7.3672.397030080.58199.42-6.98153.356031058.27221.73-6.33233.125032038.56241.44-5.43307.004033022.27257.73-4.30370.353034010.08269.92-2.98419.00203502.55277.45-1.52449.61103600.00280.000.00460.060附表2 级气缸盖侧气体力计算表曲柄转角（）活塞

41、位移膨胀过程进气过程压缩过程排气过程气体力/kNxg=k1rpi=pd(S0/(xg+S0)mpi=pspi=ps(S+S0/(xg+S0)mpi=pdpi=-piFg00.000.852-355.531102.550.754-314.7022010.080.554-231.1433022.270.376-156.724038.560.253-105.7745058.270.286-119.3456080.580.286-119.34570104.590.286-119.34580129.400.286-119.34590154.140.286-119.345100178.020.286-11

42、9.345110200.360.286-119.345120220.580.286-119.345130238.250.286-119.345140253.050.286-119.345150264.750.286-119.345160273.200.286-119.345170278.300.286-119.345180280.000.2860.286-119.345190278.300.290-121.149200273.200.297-124.129210264.750.310-129.349220253.050.329-137.231230238.250.356-148.4542402

43、20.580.393-164.076250200.360.445-185.738260178.020.518-216.025270154.140.621-259.113280129.400.772-321.982290104.590.852-355.53130080.580.852-355.53131058.270.852-355.53132038.560.852-355.53133022.270.852-355.53134010.080.852-355.5313502.550.852-355.5313600.000.852-355.531附表3 级气缸轴侧气体力计算表曲柄转角（）活塞位移膨胀

44、过程进气过程压缩过程排气过程气体力/Knxz=S-xgpi=pd(S0/(xz+S0)mpi=pspi=ps(S+S0/(xz+S0)mpi=pdpi=piFz0280.000.286117.5210277.450.289118.9020269.920.300123.1330257.730.318130.5440241.440.345141.7350221.730.384157.6360199.420.437179.6970175.410.511210.0880150.600.613252.0490125.860.756310.55100101.980.852350.1011079.640.8

45、52350.1012059.420.852350.1013041.750.852350.1014026.950.852350.1015015.250.852350.101606.800.852350.101701.700.852350.101800.000.852350.101901.700.784322.302006.800.628258.1921015.250.464190.4922026.950.332136.2423041.750.286117.5224059.420.286117.5225079.640.286117.52260101.980.286117.52270125.860.2