空气压缩机课程设计.docx
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空气压缩机课程设计
过程流体机械
课程设计
院系：
指导老师:
1课程设计任务错误!
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1.已知数据错误!
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2.课程设计任务及要求错误!
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2热力计算错误!
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1.初步确定压力比及各级名义压力错误!
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2.初步计算各级排气温度错误!
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3.计算各级排气系数错误!
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4.计算各级凝析系数及抽加气系数错误!
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5.初步计算各级气缸行程容积错误!
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6.确定活塞杆直径错误!
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7.计算各级气缸直径错误!
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8.实际行程容积及各级名义压力错误!
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9.计算缸内实际压力错误!
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10.计算各级实际排气温度错误!
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11.缸内最大实际气体力并核算活塞杆直径错误!
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12.复算排气量错误!
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13.计算功率，选取电机错误!
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14.热力计算结果数据错误!
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3动力计算错误!
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1.第I级缸解析法
2.第I级缸图解法
3.第U级缸解析法
4.第U级缸图解法错误!
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4零部件设计错误!
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1课程设计任务
1.已知数据结构型式
3L-10/8空气压缩机的结构型式为二列二级双缸双作用L型压缩机
工艺参数
I级名义吸气压力：
Pi=（绝），吸气温度Ti=40C
II级名义排气压力：
P2II=（绝），吸入温度T2II=50C
排气量（I级吸入状态）：
Vd=10m3/min
空气相对湿度：
©二结构参数
活塞行程：
S=2r=200mm
电机转速：
n=450r/min
活塞杆直径：
d=35mm
气缸直径：
I级，Di=300mm;I级，Dii=180mm;
相对余隙容积：
a1=，a=;
电动机：
JR115-6型，75KW;
电动机与压缩机的联接：
三角带传动；连杆长度：
l=400mm；
运动部件质量（kg）:
见表2-1
表2-1运动部件质量
名称
I级
I级1
活塞组件
十字头组件
连杆组件
2.课程设计任务及要求
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。
2热力计算
1.初步确定压力比及各级名义压力
（1）按等压力比分配原则确定各级压力比：
两级压缩总压力比
取0
（2）各级名义进、排气压力如下：
2k=Plk汰,Pl（k+1尸P2k
表2-2各级名义进、排气压力（MPa）
级次
名义排气压力P1
名义排气压力P2
I
n
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：
介质为空气，k=0
计算结果如表2-3所示。
计算结果表明排气温度T2V160C，在允许使用范围内。
表2-3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
K
£
k
£k-1）/k
K
I
40
313
3
413
140
n
50
323
3
427
154
3.计算各级排气系数
因为压缩机工作压力不高，介质为空气，全部计算可按理想气体处理
由排气系数的计算公式：
分别求各级的排气系数。
（1）计算容积系数：
其中，多变膨胀指数m的计算按表1-3查得:
I级多变膨胀指数mi：
II级多变膨胀指数mil:
&
则各级容积系数为：
（2）压力系数张的选择：
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/Pi=,
2pii=。
（3）温度系数XT的选取：
1-6查得兀在范围内,
Vvi=Vvii=
Vr1=，V「ii=
n级填料的外泄漏量在
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，从图可选取Xi=XTii=O。
96。
（4）泄漏系数X的计算：
用相对漏损法计算X:
a.考虑气阀成批生产，质量可靠，阀弹簧力中等，选取气阀相对泄漏值
b.活塞均为双作用，有油润滑，缸径中等，压力不高。
选活塞环相对泄漏值
c.因有油润滑，压力不高，选取填料相对泄漏值Vpi=，Vpii=
由于填料为外泄漏，需在第I级内补足，所以第I级相对泄漏中也包括第
内，泄漏系数的计算列入表2-4
泄损部位
相对泄漏值
I级
n级
气阀
VvI
VvII
活塞环
VrI
VrII
填料
VpI
VpII
总相对泄漏
Ev
泄漏系数
X=1/（1+EV
（5）各级排气系数计算结果列入表2-5
级数
X=vXXX
I
n
4.计算各级凝析系数及抽加气系数
（1）计算各级凝析系数
a.计算在级间冷却器中有无水分凝析岀来
查表1-5得水在40C和50C时的饱和蒸汽压：
Pbi=（40C）
Fbii=（50C）
则：
所以在级间冷却器中必然有水分凝析岀来，这时軻i=1
b.计算各级凝析系数
（2）抽加气系数矽
因级间无抽气，无加气，故矽=0=1
5.初步计算各级气缸行程容积
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。
因此需先暂选活塞杆直径，计算气体力，然后校核活塞杆是否满足要求。
（1）计算任一级活塞总的工作面积
，（Z同一气缸数）有：
（2）暂选活塞杆直径
根据双作用活塞面积和两侧压差估算岀该空压机的最大气体力约为吨左右，由附录2，暂选活
塞杆直径d=35mm。
活塞杆面积
（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：
Fg=（Fk+fd）
轴侧活塞工作面积：
Fz=（Fk-fd）
I级：
$
n级:
（4）计算活塞上所受气体力计算
a.第一列（第I级）：
外止点：
Pi外=PiiFz-P2iFgi
=1xl8x710x1&3x10x720x10=-145OON
内止点：
Pi内=P2iFzi-PiiFgi
=3xl8x710x1&1xl0x720x14=14100N
b.第二列（第II级）：
外止点：
Pii外=PiiiFzii-P2iiFgii
=3xl8x233x話-9x10X243x10=-14880N
内止点：
Pii内=P2iiFzii-PiiiFgii
=9x15x233xi'（0-3x10X243x10=13680N
-14880N，约合吨。
由附表2可知，若选取活塞杆
d=35mm。
由以上计算可知，第二列的气体力最大，为直径d=30mm是可以的，但考虑留有余地，取
7.计算各级气缸直径
（1）计算非贯穿活塞杆双作用气缸直径根据P，有：
（2）确定各级气缸直径
根据查表1-6，将计算缸径圆整为公称直径:
D=300mm;Dii=180mm
8.实际行程容积及各级名义压力
（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:
（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Vnk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％及齢1分别为：
a.各级进气压力修正系数：
囲
■
b.各级排气压力修正系数：
0|
C.修正后各级名义压力及压力比
Plk'=jkPlk
P2k'=k+lP2k
「=P'/Plk'
计算结果列入表2-6。
级次
I
n
计算行程容积
Vhkm3
实际行程容积
Vhk'm3
修正系数
%=Vhi'Vhk/（VhiW）
1
伙+1=VhI'Vh（k+1）/（VhlVh（k+1）'）
1
名义吸气压力
（MPa）
P1k
Plk'=kP1k
名义排气压力
（MPa）
P2k
P2k'=k+1P2k
修正后名义压力比
「=P2k'/P1k'
9.计算缸内实际压力
缸内实际压力：
p=pi'（i-as）Pd=P2'（i+
由图1-10,查得as,a,计算各级气缸内实际压力，结果见下表。
表2-7考虑压力损失后的缸内实际压力比
级次
修正后名义
压力（MPa）
相对压力损失
1-a
1-a
缸内实际压力损失
（MPa）
实际压力比
P1'
P2'
a
a
Ps
Pd
£二
Ps/Pd
I
n
10.计算各级实际排气温度
按k=ftm=两种情况计算，计算结果见下表。
从中可以看出，按k=计算出的排气温度超过了180C的允许范围，但实际测出的排气温度接近多变压缩口=的结果,认为在允许的范围内。
表2-8根据实际压力比求得各级实际排气温度
级次
吸气温度
实际压力比&
I
k=
m=
Cc）
（K）
T2（K）
T2（C）
（m_1）/m
£
T2（K）
T2（C）
I
40
313
436
163
409
136
n
50
323
462
189
431
158
11.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，需重新计算如下：
（1）第I列（第I级）
a.活塞面积
盖侧：
轴侧：
日
b.压力：
Ps=x10Pa
Pi=x1^Pa
c.气体力：
外止点：
Pi外=PsiFzi-PdiFgi
=X10x697X恤04X1）0707X-彳0
=-14870N
内止点:
Pi内=PdiFZi-PSiFgi
=X10x697X-伽.95X1X707X-*。
=14480N
（2）第n列（第n级）
a.活塞面积
盖侧：
BI
轴侧：
Fzi=Fgii-fd=-4m2b.压力
Psi=x10Pa
Pdii=x10Pa
c.气体力
外止点：
Pii#=PsiiFzii-PdiiFgii
=5x244X'1（91509X51^0254X-彳0
=-17800N
内止点：
PiiwPdiiFzii-PdiiFgii
=5X244X-X21DX51X254X-1o
=16640N
由以上计算表明，最大气体力在第n列外止点（-17800N），约为吨，没有超过活塞杆的允许
值，可用。
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：
经上述修正后的排气量为：
Vd=Vhi'阳=XX450=9.96/min
计算结果与题目要求接近，说明所选用的气缸是合适的。
13.计算功率，选取电机
（1）计算各级指示功率
（2）整机总指示功率:
Ni=Nii+Niii=24+=KW
（3）轴功率Nz：
因本机为中型压缩机，取机械效率nm=，则:
（4）所需电机功率：
因本机是三角皮带传动，取传动效率n=，则：
■
实际本机选用JR1156型三相绕线式感应电动机，功率为75KW是足够的，说明以上计算可
用。
14.热力计算结果数据
（1）各级名义，实际压力及压力比见下表
表2-9各级名义、实际压力及压力比
级次
名义压力（MPa）
实际压力（MPa）
Pi
P2
£
PS
Pd
£'
I
n
（2）各级实际排气温度：
T2i=409K或T2i=136°C
T2ii=431K或T2ii=158C
（3）气缸直径：
Di=300mmDi=180mm
（4）气缸行程容积：
Vhi'=0.028m3Vi'=0.01m3
（5）实际排气量：
Vd'=9.96m3/min
（6）活塞上最大气体力：
Pmax=Rl外=-17800N
（7）电动机功率：
Ne=75KW
（8）活塞杆直径：
d=35mm
3动力计算
i.第I级缸解析法
运动计算
（1）曲柄运动状态：
r=s/2=200/2=100mm
3=2nn/60=450n/30=r3=x=4.72m/s
r3=x=222.8m/S
（2）位移：
盖侧：
Xgr1cos丄1\12sin2k1r
轴侧：
XzSXg
速度：
cr（sin
1cos2）
2
2
加速度：
ar（cossin2）
每隔10s按上述计算Xg,Xz,c,a将结果列入表2-11，其中a是第i列及第n列本列的曲柄转
角，两者结果一样，故共用一个表。
曲柄转角
活塞位移
活塞速度
c（m/s）
活塞加速度
a（m/s2）
曲柄转角
Xg（mm）
xz（mm）
0°
360°
10°
350°
20°
340°
30°
330°
40°
_—_°
320
50°
310°
60°
300°
70°
290°
80°
280°
90°
270°
100o
260°
110o
250°
120o
240°
130°
230°
140°
220°
150°
210°
160°
200°
170°
190°
180°
180°
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。
各过程压力：
膨胀过程：
Ps
m
So
SoX
进气过程:
R=Ps
压缩过程:
Ps
m
sSo
SoX
排气过程:
P=Pd
本机属于中型压缩机，取m=m/=,x是活塞位移，用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）气体力：
盖侧PpFg
轴侧PpFz
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：
轴侧气体力使活塞杆受拉，为正；盖侧气体力使活塞杆受压，为负
（3）将计算结果列入表中：
I级盖侧气体力列入表2-12，I级轴侧气体力列入表2-13，合成气体力列入表2-16
曲柄转角
活塞位移
膨胀过程
进期过程
压缩过程
排气过程
气体力kN
XgKr
m
cs>
PP
Xg$
PPs
m
css）
PP
Xgs
PPd
PPFg
0°
10°
20°
30°
40°
50°
60°
70°
80°
90°
100°
.._°
110
120°
130°
140°
150°
160°
170°
180°
190°
200°
210°
220°
230°
240°
250°
260°
270°
活塞位移
膨胀过程
进期过程
压缩过程
排气过程
气体力kN
曲柄转角
XzsXg
m
Pps
Xzs
PPs
m
ss
Pp
XzS）
PPd
PPiFz
0°
10o
20°
30°
40°
50°
60°
70°
80°
90°
100°
110°
120°
130°
140°
150°
曲柄转角
I级
曲柄转角
I级
盖侧Pg
轴侧FZ
合成F
盖侧Pg
轴侧Pz
合成P
0°
190°
10°
200°
20°
210°
30°
220°
40°
230°
50°
240°
60°
70°
80°
90°
100°
110°
120°
130°
140°
150°
160°
170°
180°
250°
260°
270°
280°
290°
300°
310°
320°
330°
340°
350°
360°
往复惯性力计算
（1）往复运动质量的计算
连杆质量：
13kg。
取小头折算质量：
m'0.3m10.3133.9kg
I级活塞组件及十字头组件质量：
mp25.48.233.6kg
于是得到各级往复运动质量：
mSmPm33.63.937.5kg
（2）活塞加速度
加速度值由运动计算已知。
（3）计算各级往复惯性力：
ImSa
计算结果列入表n-2-17。
关于惯性力的符号规定：
以使活塞杆受拉为正，受压为负，这一规定恰好和惯性力与加速度方向相反的规定一致。
摩擦力的计算
（1）往复摩擦力的计算
取往复摩擦力为总摩擦力的70%
I级往复摩擦力：
11
0.7Ni（-1）600.724160
FSm竺487N
2Sn20.2450
关于往复摩擦力的符号规定：
a.仍以使活塞杆受拉为正，受压为负。
b.在0°-180°之间为向轴行程，摩擦力使活塞杆受拉，定为正。
在180°-360°之间为向盖行程，摩擦力使活塞杆受压，定为负。
（2）旋转摩擦力的计算
旋转摩擦力为总摩擦力的30%
0.3N（-1）60
m
1
0.3（2426.2）
（1）60
092278N
0.2450
综合活塞力计算
（1）将气体力、往复惯性力及往复摩擦力合成就得到综合活塞力P刀
PPIR
计算结果列入表2-18。
活塞力PS是随着曲柄转角a而变化的其正负号规定同前。
曲轴转角
气体力
PkN
往复惯性
IkN
往复摩擦
RSkN
活塞力
PkN
sin
切向力
TIkN
cos
0°
10°
20°
30°
40°
50°
60°
70°
80°
90°
100°
110°
120°
130°
140°
150°
160°
170°
180°
190°
200°
210°
220°
230°
240°
250°
260°
270°
280°
290°
300°
310°
320°
330°
340°
350°
360°
切向力的计算
（1）切向力的计算
sin（）sin
TPP（sin
cos2112sin
计算结果列入表n-2-18
（4）平均切向力的计算a.由列表计算的切向力求平均切向力
36
T
-42011.67kN
3636
b.由热力计算所得的轴功率计算平均切向力
T'm
30Nz
rn
54.630
0.1450
11.59kN
飞轮矩的计算
（1）压缩机一转中的能量最大变化量L:
mImrfmax0.034920008028577.9Nm
（2）
S=（1/30）〜（1/40）取
S=1/30
旋转不均匀度S的选取
本压缩机与电机是用三角皮带传动，由教材
（3）飞轮矩的计算
MD2
3600L
3600577.9
221
3.1424502
30
30.23kgm2
分析本压缩机动力平衡性能
2.第I级缸图解法
运动曲线
mo
X-WFfi・C-HFFER-HFRCURUE
1^II-2-2n—a.c-a.乩—a曲烦罔
I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上描点连线即成，I级气缸指示
图如图2-3。
P-U-lCIJRUE
禺U?
-3J代气k托示用
气体力展开图
以曲柄转角a为横坐标，以气体力为纵坐标，将指示图展开。
轴侧气体力为正，绘在横坐标上，盖侧气体力为负，绘在横坐标以下，并将合成气体力绘岀，I级气缸气体力展开图如图2-5
比例尺：
in产JOniinan£ii<=lii]stin
m^Oins2nnina=40p
-100
-20$-5
2
21
P=21iSS；
厂
IA
I拔盖轉
I发轴圜
I
/
I
J
1.9
2~T^
1
19
prNj作圈比例尺土mx=kinti
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