1、摘 要本文概述了活塞式壓縮機設計計算的基本步驟，詳細系統的介紹2D12-90/2-20對稱平衡型無油潤滑壓縮機的熱力計算和動力計算的基本原理及方法。壓縮機的熱力計算是以熱力學理論為基礎，根據氣體的壓力、容積和溫度之間存在的一定關系，結合壓縮機具體的工作特性和使用要求進行的。其計算目的是要求得最有利的熱力參數和適宜的主要結構尺寸。本次課程設計采用常規熱力計算方法亦即設計性熱力計算。壓縮機的動力計算是以往復壓縮機的運動機構即曲柄-連桿機構為主要研究對象，分析曲柄-連桿機構的運動規律、受力情況以及對壓縮機動力性能的影響。其主要內容是計算壓縮機中的作用力，分析壓縮機的動力平衡性能，確定壓縮所需的飛輪矩

2、，解決慣性力和慣性力矩的平衡問題。關鍵詞：壓縮機；熱力計算；動力計算目 錄第1章壓縮機的熱力計算31.1初步確定壓力比及各級名義壓力.31.2初步計算各級排氣溫度.31.3計算各級排氣系數.41.4計算各級凝析系數及抽加氣系數.61.5初步計算各級氣缸行程積.81.6確定活塞桿直徑.81.7計算各級氣缸直徑.101.8計算氣缸直徑圓整后的實際行程容積、各級名義壓力及壓力比101.9按修正后的名義壓力考慮壓力損失后計算缸內實際壓力.121.10根據實際壓力比，計算各級實際排氣溫度.131.11計算缸內雖大實際氣體力并核算活塞桿直徑.141.12復算排氣量.151.13計算功率并選取電機.161.

3、14熱力計算結果數據.17第2章壓縮機的動力計算.192.1運動計算.202.2氣體力計算.202.3往復慣性力計算.212.4往復摩擦力與旋轉摩擦力計算.222.5綜合活塞力計算及綜合活塞力圖的繪制.232.6切向力的計算及切向力圖的繪制.242.7作幅度面積向量圖.252.8飛輪矩的計算.262.9分析本壓縮機動力平衡性能.26第3章計算結果分析.29參考文獻.30附錄.31第1章壓縮機的熱力計算1.1初步確定壓力比及各級名義壓力按等壓力比分配原則確定各級壓力比 (1-1)兩級壓縮總壓力比取各級名義進、排氣壓力如下， (1-2)表1-1各級名義進、排氣壓力（MPa）級次名義吸氣壓力P1名義

4、排氣壓力P20.30.790.792.11.2初步計算各級排氣溫度按絕熱過程考慮，各級排氣溫度可用下式求解： （1-3）介質是空氣，k=1.4。計算結果如表1-2示。計算結果表明排氣溫度T2160，在允許使用范圍內。表1-2各級名義排氣溫度級次名義吸氣溫度計算參數名義排氣溫度403132.6461.41.320140413403132.6461.41.3201404131.3計算各級排氣系數因為壓縮機工作壓力不高，介質為石油氣，全部計算可按理想氣體處理。由排氣系數計算公式： （1-4）分別求各級的排氣系數。計算容積系數 （1-5）其中，多變膨脹指數m的計算按表1-3得：表1-3按等熵指數確定氣

5、缸膨脹過程等端點指數進氣壓力105Pa任意k值時K=1.40時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 級多變膨脹指數m=1.25II級多變膨脹指數m=1.30則各級容積系數為： 壓力系數的選擇考慮到用環狀閥，氣閥彈簧力中等，吸氣管中壓力波動不大，兩級壓力差也不大，可選取=0.97, =0.99（選擇范圍：級0.950.98；多級0.981.0） 溫度系數的選取考慮到壓縮比不大，氣缸有較好的水冷卻，氣缸尺寸及轉速中等，從圖II-1-6 查得T在0

6、.9350.975范圍內，可選取T=T=0.96。 泄漏系數1的計算: (1-6)由于無油潤滑壓縮機的取值范圍在0.85-0.95，且介質為空氣粘度低易泄漏以下相對泄漏值取上限，用相對漏損法計算：（1） 考慮氣閥成批生產，質量可靠，閥彈簧力中等，選取氣閥相對泄（氣閥不嚴密或延遲關閉的泄漏）。（2） 活塞均為雙作用，無油潤滑，缸徑中等，壓力不高。選活塞環相對泄漏值, （雙作用氣缸活塞環的泄漏）。（3） 因無油潤滑，壓力不高，選取填料相對泄漏值Vp=0.0016，Vp=0.0024（經驗范圍）。由于填料為外泄漏，需要在第I級內補足，所以第級相對泄漏中也包含第級填料的外泄漏量在內，泄漏系數的計算列入

7、表1-4。表1-4 泄漏系數的計算泄漏部位相對泄露值級級氣閥0.040.04活塞環0.0140.015填料 0.00160.0024總相對泄露0.0580.0574泄露系數0.9450.946 各級排氣系數計算結果列入表1-5表1-5 各級排氣系數計算結果級數0.88220.970.960.9450.77630.86640.990.960.9460.77901.4 計算各級凝析系數及抽加氣系數 計算各級凝析系數1.4.1.1計算在級間冷卻器中有無水分凝析出來查表1-6得水在40和40時的飽和蒸汽壓kPa（40）表1-6 飽和水蒸汽的壓力與密度溫度t飽和蒸汽壓kPa密度kg/m3溫度t飽和蒸汽壓

8、kPa密度kg/m300.6110.00485314.4910.0320510.6560.00519324.7530.0338120.7050.00556335.0290.0356530.7570.00595345.3180.0375840.8130.00636355.6220.0396050.8720.00680365.9400.0417260.9350.00726376.2740.0439371.0000.00775386.6240.0462381.0690.00827396.9910.0486491.1470.00882407.3750.05115101.2270.00940417.77

9、70.05376111.3120.01001428.1980.05649121.4010.01066438.6380.05935131.4970.01134449.1000.06234141.5980.01206459.5820.06545151.7040.012824610.0850.06868161.8170.013634710.6120.07205171.9370.014474811.1620.07557182.0620.015364911.7360.07923192.1960.016305012.3350.08300202.3370.017295112.9610.08696212.48

10、50.018335213.6130.09107222.6420.019425314.2930.09535232.8080.020575415.0020.09980242.9820.021775515.7410.1044253.1670.023045616.5100.1092263.3600.024375717.3120.1142273.5640.025765818.1460.1193283.7790.027225919.0210.1247294.0040.028756019.9170.1302304.2410.03036而級進氣的相對濕度由已知可得則kPa所以在級間冷卻器中必然有水分凝析出來，

11、這時.0。（2） 計算各級凝析系數 (1-7)=0.9846 抽加氣系數0因級間無抽氣，無加氣，故1.5 初步計算各級氣缸行程容積 (1-8)m3 (1-9)=0.0864m31.6 確定活塞桿直徑為了計算雙作用氣缸缸徑，必須首先確定活塞桿直徑，但活塞桿直徑要根據最大氣體力來確定，而氣體力又需根據活塞面積（氣缸直徑）來計算，他們是互相制約的。因此需先估算壓縮機中可能出現的最大氣體力，按附表2 中的數據初步確定活塞桿的直徑。再根據相關公式確定氣缸直徑和最大氣體力，然后校核活塞桿直徑是否滿足要求。 計算任一級活塞總的工作面積，（Z同一級汽缸數） （1-10）有： =0.82821m2 =8282.

12、1cm2=0.30857m2=3085.7cm2 暫選活塞桿直徑根據雙作用活塞面積和兩側壓差估算出該空氣壓縮機的最大氣體力約為21 噸左右，由過程流體機械課程設計指導書附表2，暫選活塞桿直徑d=90mm。活塞桿面積 非貫穿活塞桿雙作用活塞面積的計算蓋側活塞工作面積 （1-11）軸側活塞工作面積 （1-12）級： 級： 計算活塞上所受氣體力（1）第一列（第級）外止點： （1-13）=0.31064109.210-4-0.791064172.910-4=-206383.1N內止點： （1-14）=0.791064109.210-4-0.31064172.910-4=199439.8N（2）第二列（

13、第級）外止點： （1-15）=0.791061511.010-4-2.11061574.710-4=-211318N內止點： （1-16）=2.11061511.010-4-0.791061574.710-4=192908.7N由以上計算可知，第二列的氣體力最大，為-211318N約合22噸。由過程流體機械課程設計指導書附表2 可知，選取活塞桿直徑d=110mm1.7 計算各級汽缸直徑 計算非貫穿活塞桿雙作用氣缸直徑根據 DK = (1-17)有：DI = =0.730mDII= =0.450m 確定各級氣缸直徑根據查表II-1-6，將計算缸徑圓整為公稱直徑：DI = 730mm ; DII

14、= 450mm1.8 計算氣缸直徑圓整后的實際行程容積、各級名義壓力及壓力比 計算各級實際行程容積Vh非貫穿活塞桿直徑雙作用氣缸行程容積：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 各級名義壓力及壓力比因各級實際行程容積Vhk與計算行程容積Vhk不同，各級名義壓力及壓力比必然變化。各級進、排氣壓力修正系數k及k1分別為：（1）各級進氣壓力修正系數：k = (1-19)I = =1II = =0.998

15、7（2）各級排氣壓力修正系數：k+1 = (1-20)I+1 = =0.9987 II+1 = =1（3）修正后各級名義壓力及壓力比Plk= k P1k (1-21)P2k=k+1 P2k (1-22)= (1-23)計算結果列入表1-7中。表1-7氣缸直徑圓整后的實際行程容積、各級名義壓力及壓力比級 次III計算行程容積Vhk m30.23190.0864實際行程容積Vhk m30.23160.0864修正系數k= 10.9987k+1=0.99871名義吸氣壓力MPaPlk0.30.79Plk= k P1k0.30.789名義排氣壓力MPaP2k0.792.1P2k=k+1 P2k0.78

16、92.1修正后名義壓力比= 2.632.661.9 按修正后的名義壓力考慮壓力損失后計算缸內實際壓力根據修正后名義壓力，并由圖1查得相對壓力損失如下：當P1I0.3MPa時s1=0.036 ；當P2I0.789MPa時d1=0.061 ；當P1II0.789MPa時s2=0.028；當P2II2.1MPa時d2=0.045由Cm 值不相同，在下面公式加以修正：= 2 (1-24)其中：修正的相對壓力損失值；Cm 實際的活塞平均線速度，m/s; 由附表查的Cm =4.0m/s、空氣及所用氣體的密度。圖1相對壓力損失故：s10.0362 =0.0470d10.0612 =0.0797s20.028

17、2 =0.0366d2 0.0452=0.0588缸內實際壓力：PS= P1(1s) Pd = P2(1+d) (1-25)由修正后的相對壓力損失s、d，及計算各級氣缸內實際壓力，結果見表18。表18考慮壓力損失后的缸內實際壓力及壓力比級次修正后名義壓力（MPa）相對壓力損失（修正后）1s1d缸內實際壓力（MPa）實際壓力比P1P2sdPSPd=I0.30.7890.0470.0800.9531.0800.2860.8522.98II0.7892.10.0370.0590.9631.0590.7602.2242.931.10 根據實際壓力比，計算各級實際排氣溫度T2=T1 (1-26)按k=1

18、.4和m=1.25況計算，結果見表1-9。從中可以看出，按k=1.4計算出的排氣溫度未超過160的允許范圍，但實際測出的排氣溫度接近多變壓縮m的結果，認為在允許的范圍內。表1-9據實際壓力比求的各級實際排氣溫度級次吸氣溫度實際壓力比k=1.4mI403132.981.3674271541.244389116II403132.931.3594251521.2403881151.11 計算缸內最大實際氣體力并核算活塞桿直徑氣缸直徑的圓整，活塞桿直徑的選取及各級吸排氣壓力的修正都直接影響到氣體力，需重新計算如下： 第I列（第I級）（1）活塞面積蓋側：4183.30.41833軸側：0.418330.

19、0094994119.60.408831（2）壓力0.2862.86105Pa0.8528.52105Pa（3）氣體力外止點：2.864088.318.524183.3239491.5N內止點：8.524088.312.864183.3228681.6N 第II列（第II級）（1）活塞面積蓋側：1589.60.15896軸側：0.158960.00949911560.14946（2）壓力0.7607.602.22422.24（3）氣體力外止點：N內止點：N由以上計算表明，最大氣體力在第二列外止點(-239937.4N)，約為24噸，沒有超過活塞桿的允許值，可用。1.12復算排氣量氣缸直徑圓整后

20、，壓力比發生變化，引起容積系數相應的變化。如其它系數不變，則排氣系數為： (1-27) (1-28)經上述修正后的排氣量為：=87.67m3/min90m3/min計算結果與題目要求接近，說明所選用的氣缸是合適的。1.13 計算功率并選取電機 計算各級指示功率 (1-29)kwkw 整機總指示功率Ni=Ni+Ni (1-30)kW 軸功率Nz因本機為無油潤滑中型壓縮機，取機械效率，則： (1-31)kw 所需電機功率因本機是電動機轉子直接裝在曲軸端，取傳動效率 （1-32）kW實際本機選用TZK-140/29-12型同步電動機，功率為450kW是不夠的，說明以上計算不可用。1.14 熱力計算結

21、果數據 各級名義、實際壓力及壓力比見表1-10表1-10 各級名義、實際壓力及壓力比級別修正后實際壓力實際壓力比名義壓力名義壓力比0.30.7892.620.2860.8522.980.7892.12.670.7602.2242.93 各級實際排氣溫度 或 或 氣缸直徑DI=730mm，DII =450mm 氣缸行程容積VhI=0.2316m3，VhII=0.0864m3 實際排氣量Vd=87.67m3/min 活塞上最大氣體力Pmax=PII外=-239937.4N 電動機功率Ne =1600kW 活塞桿直徑d =110mm第2 章壓縮機的動力計算動力計算部分需要使用熱力計算部分所得數據，現

22、將計算已知數據匯總見表2-1表2-1動力計算已知數據表級次活塞面積0.417290.157470.410920.1511壓力（MPa）吸入0.30.7890.2860.760排出0.7892.10.8522.224溫度吸入4040313313排出116115389388相對余隙容積0.10.12行程（mm）280280余隙容積折合行程程（cm）2.83.36指示功率（kW）608.3583.0軸功率（kW）1191.3機械效率0.94轉速（r/min）500連桿長（mm）7002.1 運動計算 作x-,c-,a-運動曲線圖:r=s/2 (2-1)=r/l (2-2) (2-3) (2-4) (

23、2-5) 位移蓋側： (2-6)軸側： (2-7)速度： (2-8)加速度： (2-9)每隔10按上述計算Xg,Xz,c,a,將結果列入附表1，其中是第列及第本列的曲柄轉角，兩者結果都一樣，故共用一個表。2.1.3 由附表1中值描點連線做出曲線圖如附圖12.2 氣體力計算用列表計算法作各級氣缸指示圖及氣體力展開圖。 各過程壓力：膨脹過程 (2-10)進氣過程 (2-11)壓縮過程 (2-12)排氣過程 (2-13）本機屬于中型壓縮機，取m =m=1.4，xi是活塞位移，是運動計算中各點的位移值。因本機為雙作用活塞，蓋側氣體力與軸側氣體力應分別列表計算。 氣體力：蓋側： (2-14)軸側： (2

24、-15)對雙作用活塞蓋側與軸側氣體力應分別計算，然后將同一轉角時兩側氣體力合成。氣體力符號規定：軸側氣缸的氣體力使連桿受拉伸，氣體力為正值；蓋側氣缸的氣體力使連桿受壓縮，為負值。 將計算結果列入表中：級蓋側氣體力列入附表2，級軸側氣體力列入附表3，級蓋側氣體力列入附表4，級軸側氣體力列入附表5，合成氣體力列入附表6。 作各級氣缸指示圖用活塞行程為橫坐標，以氣體力為縱坐標，將表中的數據在坐標軸上描點連線即成，級氣缸指示圖如附圖2，級氣缸指示圖如附圖3。 作氣體力展開圖以曲軸轉角 為橫坐標，以氣體力為縱坐標，將指示圖展開。軸側氣體力為證，繪制在橫坐標上，蓋側氣體力為負，繪制在坐標軸下，并將合成氣體

25、力繪制出，級氣缸氣體力展開圖如附圖4，級氣缸氣體力展開圖如附圖5。2.3 往復慣性力計算 往復運動質量的計算連桿質量 ml=86.025kg取小頭折算質量 ml=0.3 ml=0.386.025=25.81kg級活塞組件及十字頭組件質量 級活塞組件及十字頭組件質量 于是得到各級集中在十字頭銷的往復運動質量為：ms=mp+ ml=277.79+25.81=303.60kgms=mp+ ml=251.72+25.81=277.53kg 活塞加速度加速度值由運動計算已知。 計算各級往復慣性力 （2-16）計算結果列入附表7中。關于慣性力的符號規定：使連桿（或活塞桿）受拉伸的力作為正值，使連桿（或活塞

26、桿）受壓縮的力為負，這一規定恰好和慣性力與加速度方向相反的規定一致。2.4 摩擦力的計算壓縮機總是存在著往復摩擦力和旋轉運動摩擦力，其兩者的計算分別如下： 往復摩擦力的計算Rs往復摩擦力Rs可以看作是活塞環與氣缸壁、活塞桿與填料函、十字頭滑板與滑道等所有往復運動摩擦力的總和。一般往復摩擦力所消耗的功率Nm占總的機械摩擦功率的6070%，即：即： (2-17)式中 (2-18)其中指示功率；壓縮機機械效率取往復摩擦力為總摩擦力的70%，則有級往復摩擦力=5824.1N級往復摩擦力=5581.9N關于往復摩擦力的符號規定：（1）的方向始終與活塞的運動方向相反，仍以使活塞桿受拉為正，受壓為負；（2）

27、在整個向軸行程中（）往復摩擦力使活塞桿受拉，始終為正值；而在整個向蓋行程中（）往復摩擦力使活塞桿受壓，始終為負值。旋轉摩擦力Rr的計算旋轉摩擦力Rr包括：曲柄銷與連桿大頭瓦、十字頭銷與連桿小頭瓦以及主軸與主軸承的摩擦力。一般旋轉摩擦力小號的功率約占摩擦功率的4030%，其計算式為： (2-19)取旋轉摩擦力為總摩擦力的30%，則=3113.6NRr就是旋轉運動產生的被折算成作用于曲柄銷上阻止曲軸旋轉的摩擦力。規定摩擦力的方向為：凡與壓縮機轉向相反的為正值，相同的為負值。2.5綜合活塞力計算及綜合活塞力圖的繪制當壓縮機正常工作時，其氣體力、往復慣性力及往復摩擦力都同時存在，都是沿著汽缸中心線方向

28、，這些力的代數和就稱為壓縮機列的綜合活塞力。將氣體力、往復慣性力及往復摩擦力合成得到就是得到綜合活塞力 (2-20)上式中各種力都是曲柄轉角的函數，所以綜合活塞力是隨著曲柄轉角而變化的，其正負號規定同前。計算結果列入附表8、附表9中列的綜合活塞力圖的繪制做綜合活塞力圖時需要注意：進行疊加的各種力的比例尺應取得一致，橫坐標長度（）都相等；力的正負值均按照使連桿受拉為正，受壓為負值處理；各種力的疊加均為在相同轉角下的瞬時力的代數和。將每列的氣體力、往復慣性力及往復摩擦力相迭加，繪在同一比例尺的圖上，從而得到列的綜合活塞力圖，橫坐標為曲軸轉角，縱坐標為活塞力。其圖標見附圖6附圖7。顯然，當壓縮機空負

29、荷運行時，氣體力為零，此時綜合活塞力就是往復慣性力和往復摩擦力之代數和；當滿負荷而突然停車時，慣性力和摩擦力為零，此時綜合活塞力就是氣體力。最大氣體力也就是壓縮機名牌上標志的活塞力值。對活塞桿、十字頭銷進行強度及穩定性計算時，應取氣體力、往復慣性力及綜合活塞力中的最大值作為計算載荷。2.6切向力的計算及切向力圖的繪制活塞兩面受到氣體力。綜合活塞力通過活塞桿作用到十字頭銷，在十字頭銷分解為兩個分力：一個分力傳遞給連桿，沿連桿中心線方向，稱為連桿力；另一個分力通過十字頭滑板垂直作用到滑道上稱為側向力N。連桿力作用到曲柄銷上，又分解為兩個分力，一個分力是垂直與曲柄方向的切向力T，另一個分力是沿著曲柄

30、方向的法向力Z。切向力的計算設連桿力與切向力之間的夾角，切向力為： (2-21)將代入上式得切向力的計算公式為： (2-22)切向力符號規定：切向力與曲軸轉向相反時，規定為正值，反之為負值。計算結果列入附表8、附表9。總切向力的計算將、列切向力和旋轉摩擦力合成就得出總切向力，合成時要注意列的相位差，列按旋轉方向超前180，即列180時的切向力與列0時的切向力疊加，列190時的切向力與列10時的切向力疊加，依此類推，合成結果列入附表10。作切向力圖（1）橫坐標為曲柄轉角，比例尺為，換算為長度比例尺 (2-23)0.0488m/cm（2）縱坐標為切向力，比例尺mT=2kN/cm（3）根據切向力的計

31、算表作切向圖，如附圖8.平均切向力的計算（1）由列表計算的切向力求平均切向力 (2-24)=164.4kN（2）由熱力計算所得到的軸功率計算平均切向力為 (2-25)kN（3） 計算作圖誤差 (2-26)以上說明，當m=1.4時，誤差沒有超過，在允許范圍內。（4）將平均切向力水平線畫在切向圖上。2.7作幅度面積向量圖求曲線包圍面積用求機儀（或其他方法）求得平均切向力與總切向力曲線所包圍的面積F1=-119.68cm2；F2=226.18cm2；F3=-256.19cm2；F4=266.68cm2；F5=-76.66cm2作幅度面積向量圖將平均切向力下方的面積定為向上作向量，平均切向力上方的定為

32、向下做向量，把所有這些向量依次首尾相接平行做出（最末一個向量的終點與第一個向量的始點在同一水平線），得到向量圖上最高點與最低點的差值190.02cm2，如附圖9。比例尺：2.8 飛輪矩的計算 壓縮機一轉中的能量最大變化量L (2-27)0.0488m/cm2kN/cm190.02cm2=18550Nm 旋轉不均勻度的選取本壓縮機與電機是電動機轉子直接裝在曲軸端傳動，采用彈性聯軸器，由教材 飛輪矩的計算 (2-28) =2700kgm22.9 分析本壓縮機動力平衡性能校核的臥式壓縮機采用兩列二級二缸雙作用無油潤滑對稱平衡置于曲軸側，曲拐錯角的壓縮機（如圖2）圖2 對動式壓縮機氣缸反向平行，故中心

33、線的夾角為，得：即由于對列的運動件作對稱于主軸的運動，當第一列曲軸曲柄轉角為時，第二列曲柄轉角也同樣是（相對于本列的外止點而言）。列的運動方向相反，所以從整個機器看，兩列的往復慣性力的方向是相反的，慣性力為：只有相對列的運動件質量相等即：所有慣性力都相互抵消，只是由于相對兩列的氣缸中心線不在一條中心線上，存在列間距，因此才產生未平衡的慣性力矩：兩列對動式式壓縮機由于氣缸分置在曲軸兩側，列間距較小，所以不大，它對機器振動的影響也就很小。旋轉慣性力仍可用平衡質量加以平衡。如果采用四列或四列以上對動式壓縮機，可以設法使兩對對動曲拐之間相互錯開合適的角度，已達到不僅慣性力完全平衡，同時慣性力矩也得以平

34、衡。這便是對動壓縮機的最大優點，所以對動式也可以稱為平衡式壓縮機。這種類型的壓縮機轉速可以提高，從而減輕機器質量以及壓縮機基礎，在大型機中得到廣泛應用。第3章計算結果分析根據本課程設計對壓縮機所需完成功能和介質要求，通過理論計算與給定的參數進行比較，對壓縮機的熱力性能和動力性能進行了綜合的分析，校核了所需壓縮機的結構參數和性能參數，例如確定了壓縮機的排氣溫度、排氣壓力、各級壓力比、功率等熱力參數，活塞行程、氣缸直徑等尺寸參數，其中電動機功率有很大差異，活塞桿直徑取110mm，與任務書中有出入，在上下圓整的四個方案中選中此數據的原因是要保證后面的修正系數在01的范圍內，使其熱力計算更為精確。通過

35、本次對壓縮機的機構設計的學習，使我對壓縮機的各個性能參數有了進一步的了解。通過對壓縮機的熱力計算，了解了介質溫度升高對壓縮機的影響，也學習了關于壓縮機的冷卻機制；通過對壓縮機的功力計算，了解了壓縮機振動產生的主要原因和如何盡可能的減少振動，加深了我對飛輪結構設計重要性的了解。在壓縮機結構設計的各個性能參數的選取過程中，加深了我對外界環境變化和介質狀態的變化對壓縮機性能的影響情況的了解。通過反復校核驗證，加深了我對性能參數選擇對結構性能的影響。在今后的學習做事中，要學會運用嚴謹的科學知識，以認真的做事態度處理每一個問題。參考文獻1 姜培正.過程流體機械M.北京：化學工業出版社，20012 張穎，

36、叢蕊.過程流體機械習題及課程設計指導書M.大慶：大慶石油學院自編教材，20083 高慎琴.化工機器M.北京：化學工業出版社，19924活塞式壓縮機設計編寫組.活塞式壓縮機設計M.北京：機械工業出版社，1991附 錄附表1 活塞位移、速度、加速度計算表曲柄轉角（）活塞位移/mm活塞速度c(m/s)活塞加速度（m/s2）曲柄轉角（）xgxz00.00280.000.00460.06360102.55277.451.52449.613502010.08269.922.98419.003403022.27257.734.30370.353304038.56241.445.43307.003205058

37、.27221.736.33233.123106080.58199.426.98153.3530070104.59175.417.3672.3929080129.40150.607.47-5.4828090154.14125.867.33-76.68270100178.02101.986.96-138.63260110200.3679.646.41-189.86250120220.5859.425.71-230.03240130238.2541.754.89-259.75230140253.0526.953.99-280.37220150264.7515.253.03-293.682101602

38、73.206.802.03-301.52200170278.301.701.02-305.50190180280.000.000.00-306.70180190278.301.70-1.02-305.50170200273.206.80-2.03-301.52160210264.7515.25-3.03-293.68150220253.0526.95-3.99-280.37140230238.2541.75-4.89-259.75130240220.5859.42-5.71-230.03120250200.3679.64-6.41-189.86110260178.02101.98-6.96-1

39、38.63100270154.14125.86-7.33-76.6890280129.40150.60-7.47-5.4880290104.59175.41-7.3672.397030080.58199.42-6.98153.356031058.27221.73-6.33233.125032038.56241.44-5.43307.004033022.27257.73-4.30370.353034010.08269.92-2.98419.00203502.55277.45-1.52449.61103600.00280.000.00460.060附表2 級氣缸蓋側氣體力計算表曲柄轉角（）活塞位移

40、膨脹過程進氣過程壓縮過程排氣過程氣體力/kNxg=k1rpi=pd(S0/(xg+S0)mpi=pspi=ps(S+S0/(xg+S0)mpi=pdpi=-piFg00.000.852-355.531102.550.754-314.7022010.080.554-231.1433022.270.376-156.724038.560.253-105.7745058.270.286-119.3456080.580.286-119.34570104.590.286-119.34580129.400.286-119.34590154.140.286-119.345100178.020.286-119.345110200.360.286-119.345120220.580.286-119.345130238.250.286-119.345140253.050.286-119.34515026