§2.2.1压缩机的热力性能和计算
一、排气压力和进、排气系统
（1）排气压力
①压缩机的排气压力可变，压缩机铭牌上的排气压力是指额定值，压缩机可以在额定排气压力以内的任意压力下工作，如果条件允许，也可超过额定排气压力工作。
②压缩机的排气压力是由排气系统的压力（也称背压）所决定，而排气系统的压力又取决于进入排气系统的压力与系统输走的压力是否平衡，如图2-20所示。
③多级压缩机级间压力变化也服从上述规律。首先是第一级开始建立背压，然后是其后的各级依次建立背压。
（2）进、排气系统
如图所示。
①图a的进气系统有气体连续、稳定产生，进气压力近似恒定；排气压力也近似恒定，运行参数基本恒定。
②图b的进气系统有气体连续、稳定产生，进气压力近似恒定；排气系统为有限容积，排气压力由低到高逐渐增加，一旦达到额定值，压缩机停止工作。
③图c的进气系统为有限容积，进气压力逐渐降低；排气系统压力恒定，一旦低于某一值，压缩机停止工作。
④图d的进、排气系统均为有限容积，压缩机工作后，进气压力逐渐降低；排气系统压力不断升高，当进气系统低于某一值或排气系统高于某一值，压缩机停止工作。
二、排气温度和压缩终了温度
（1）定义和计算
压缩机级的排气温度是在该级工作腔排气法兰接管处测得的温度，计算公式如下：
压缩终了温度是工作腔内气体完成压缩机过程，开始排气时的温度，计算公式如下：
排气温度要比压缩终了温度稍低一些。
（2）关于排气温度的限制
①汽缸用润滑油时，排气温度过高会使润滑油黏度降低及润滑性能恶化；另外，空气压缩机中如果排气温度过高，
会导致气体中含油增加，形成积炭现象，因此，一般空气压缩机的排气温度限制在160°C以内，移动式空气压缩机限制在180°C以内。
②氮、氨气压缩机考虑到润滑油的性能，排气温度一般限制在160°C以内。
③压缩氯气时，对湿氯气的排气温度限制在100°C，干氯气的排气温度限制在130°C。
④石油压缩机的排气温度一般不超过100°C。
⑤乙炔压缩机的排气温度一般不超过100°C。
⑥汽缸无由润滑压缩机，如果使用自润滑材料做密封元件，允许的排气温度取决于自润滑材料的性质，如填充聚四氟乙烯材料的限制温度为180°C。
三、排气量和供气量
（1）定义
①排气量（也称容积流量、输气量）q V：通常是指在所要求的排气压力下，压缩机最后一级单位时间内排出气体，换算到第一级进口状态的压力和温度时的气体容积值，单位m3/min 或m3/h 。
排气量换算时的几个注意事项：
a、如果被压缩气体中含有水蒸气，压缩完成后经冷却分离出来，这部分水分也应该换算成一级进口状态的水蒸
气容积计入排气量。
b、如果有一些组分气体在压缩到一定压力后被洗涤清除，这部分气体也应该包含在排气量中并换算到一级进口
状态。
c、对于实际气体，若是根据气体出口高压下测得的体积进行换算，应考虑气体的可压缩性的影响。
d、压缩机排气量是压缩机吸入量减去各级泄露的剩余气量，排气量可以变化，压缩机铭牌上标注的排气量指的是
额定工况下容积流量数值。
②供气量（标准容积流量）：指压缩机单位时间内排出的气体容积折算到标准状态下时的干气体容积值。
供气量换算时的几个注意事项：
a、级间如果有冷凝水析出，则被分离掉的冷凝水不计入供气量。
b、级间如果进行抽气洗涤净化，则被洗涤掉的组分不计入供气量。
c、级间如果被压缩介质在到达压缩机出口之前被抽走并用于工艺流程，则这部分被抽调的气体也应该换算成干气
体，计入供气量。
d、若中途加入其他气体并由机组出口排出，则这部分气体计入供气量。
③理论容积量：单位时间内所形成的压缩机工作容积之和，等于每转总工作容积或排量乘以转速。
（2）排气量的计算：
①根据实测值换算：
当实际测得末级排气量时，可按照下式求解压缩机的排气量：
容积流量随压缩机的进口状态而变，它不反映压缩机所排气体的物质数量。
②根据理论计算：
根据定义，排气量等于压缩机每一转吸进的气体扣除中途泄漏到机器外部的气体，再乘以转速，即：
（4）供气量与容积流量的关系：
四、压缩机热力分析和计算
（1）冷却析水问题
用于压缩湿气体的压缩机，中间各级或末级排气经冷却后，气体的含湿量会增加，如果水蒸气的分压达到相应温度下的饱和蒸汽压，就会有水分从气体中析出。
①任意压缩机的第一级的析水系数为1。
②多级压缩机任意第i级的析水系数为：
当压力较高时，可简化为：
（2）各级泄露问题
①直接泄入大气或第一级进气管道的气体，因是泄漏到压缩机之外，故称为外泄露。如一级进气阀的泄漏，各工作腔填料的泄漏，活塞环向大气或向第一级进气系统的泄漏等。
②气体仅由高压级或高压区泄入低压区，但仍在压缩机之内，故称为内泄漏。
③外泄漏直接降低排气量并增加功率消耗，内泄露不直接影响排气量，但能影响级间压力分配，倘若泄漏影响到第一级排气压力，也能间接影响排气量。
④在第一级汽缸膨胀和进气过程中，若有气体泄入该缸容积，也属外漏。
⑤泄漏系数与汽缸的排列方式、汽缸与活塞杆的直径、曲轴转速、气体压力的高低一级气体性质有关。
⑥有油润滑压缩机一般取0.9-0.98，无油润滑压缩机一
般取0.85-0.95。
（3）级间抽气问题
级间抽气：在压缩机进气口和排气口之间的某个部位，将压缩机系统中的气体抽走一部分，或额外补充进一部分气体，大致有如下三种情况。
①将压缩机至中间压力的气体全部进行洗涤净化，去除
其中工艺上不需要的少数成分后，剩余的有效成分再返回压
缩机继续压缩。
②将压缩机至中间压力的气体抽出一部分，直接用于工
艺流程中需求压力较低的工段，其余气体继续压缩至机组排
气压力。
③在压缩机进、出口之间的某一部位补充一些中压气
体，这部分补充气体与吸气口来的气体一道被后几级压缩并
送至压缩机出口。
（4）工作容积计算
照前一级排出的气体经级间冷却后，刚好要为下一级所吸进的原则，压缩机任意第i级工作容积可用下式计算：
五、功率和效率
（1）指示功率及其影响因素
①指示功
压缩机直接用于压缩气体所消耗的功。整个压缩机的指示功为各级指示功之和，单位时间内消耗的指示功称为指示功率，即：
②排出的气体量
级单位体积排气量所消耗的指示功为：
由此可见，吸气预热、吸排气压力损失、泄漏的增加都会导致
单位排气量消耗的指示功增加。
（2）轴功率和机械效率
①摩擦功：压缩机用于克服摩擦所消耗的功。
表2-3 往复压缩机各部分摩擦功比例
部位名称百分比%部位名称百分比%
活塞环（处于气体压力作用下）38-45 十字头销6-8
活塞环（仅本身初弹力）5-8 曲柄销15-20
填料2-10 主轴颈13-18 十字头滑道4-5
②轴功：压缩机的轴功包括指示功与摩擦功两部分。
③机械效率：指示功率与轴功率之比。
压缩机机械效率统计
（3）热效率
①等温指示效率
压缩机理论等温循环指示功与实际循环指示功之比。
因为理论等温循环指示功是压缩机所必需的最小功，反映实际消耗的指示功与最小功的接近程度，即经济性情况。它反映了实际循环由于泄漏、热交换以及进、排气阻力而造成的损失。
②等温轴效率
理论等温指示功与轴功之比，即按第一级进口温度，等温压缩到排气压力时时的理论等温循环指示功率与实际循环的轴功率之比，现有压缩机一般为0.6-0.75。
③绝热指示效率
理论绝热循环指示功与实际循环指示功之比。
④绝热效率
即绝热轴效率，压缩机的理论绝热循环功率与实际循环轴功率之比。
实际压缩机级的压缩过程均趋于绝热，绝热效率能较好的反映级数相同时，气阀等流动部分的阴力损失情况。在多级压缩时，它不能直接反映机器的效率消耗指标的先进与否。
（4）比功率
排气压力相同的机器，单位容积流量所消耗的功。
比功率常用于比较同一类型压缩机的经济性，它很直观，特别是空气动力用压缩机常采用比功率来作为经济性评价的指标。
在比较同一类型压缩机的比功率时，要注意除排气压力相同外，冷却水入口温度、水耗量也应相同。
2.2.2压缩机动力性能和计算
一、压缩机中的作用力
压缩机运行过程中产生的作用力有：
a、气体压力产生的作用力；
b、往复质量与不平衡旋转质量造成的惯性力；
c、接触面相对运动产生的摩擦力。
（1）机构运动学关系简化
如图所示：
活塞位移简化为：
将位移和速度对时间求导，得到其速度和加速度分别为：速度：
加速度：
（2）机构运动质量等效
如图所示简化过程，得到转化后的结构。
整个压缩机运动机构转化在往复运动部分的总质量为：
整个压缩机运动机构转化在旋转运动部分的总质量为：
其中：
（3）各种作用力的计算
①气体力
气缸内的气体压力随活塞运动，即随曲轴转角变化，变化规律可由压力指示图或过程方程得到。几种典型汽缸的气体力计算如图。
②惯性力
产生原因：运动零件不等速运动或作旋转运动时会产生惯性力，其大小取决于运动件的质量和加速度。
往复惯性力:
方向：往复惯性力始终作用于该汽缸轴线方向，仅其大小随曲轴转换角度周期地变化。
一台往复压缩机的惯性力曲线如图所示。
旋转惯性力：
方向：沿曲柄半径方向向外，故其方向随曲轴旋转变化，大小不变。
③摩擦力
定义：作用于接触面间，大小取决于正压力及摩擦系数，方向始终与运动方向相反。
与惯性力、气体力等相比，摩擦力较小且计算较为复杂，在力的分析中一般不计入。
（4）综合活塞力
①侧向力和连杆力
如图（2-31）所示，曲柄处于任意转角θ时，设F g和往复惯性力F Is合成的活塞力F P，先作用于十字头销或活塞销上，然后沿连杆传递。设连杆与气缸轴线夹角为β，则传到连杆上的连杆力F l为：
同时，在十字头上产生一个压向十字头滑道的分力F N，
称侧向力：
②阻力矩和倾覆力矩
阻力矩：连杆力沿连杆传至曲柄销中心点，作用在曲柄销上，对曲轴旋转中心构成的力矩，方向与曲轴旋转方向相反。
倾覆力矩：侧向力和主轴颈作用于轴承上的垂直分力大小相等，方向相反，在机器内部构成一个力矩。在立式压缩
机中有使机器顺着旋转方面倾倒的趋势，习惯上称为倾覆力矩：
倾覆力矩与阻力矩大小相等，方向相反，但倾覆力矩作用在机身上，阻力矩作用在主轴上，因此两者在压缩机内部不能互相抵消，属自由力矩。倾覆力矩周期变化会造成机器振动。
③切向力和法力
作用在曲柄上的连杆力可分解为垂直于曲柄方向的切向力F T及沿曲柄方向的法向力F R。
垂直于曲柄方向的切向力：
沿曲柄方向的法向力：
（5）各力对压缩机的作用
①气体力
a、气缸中的气体力一方面作用于活塞上，另一方面作用到气缸盖或气缸座上。
b、作用于气缸盖（座）上的F g通过气缸和机身传递到主轴承上，与经过运动机构传递到主轴承上的活塞力F P 中的
气体力部分抵消。在气缸轴线方向上，气体力不会传到机器外边来，它在机器内部相互平衡。
c、气体力F g只使气缸、中体和机身等有关部分以及它们之间的连接螺栓等承受拉伸或压缩，故称为内力。
②惯性力
a、作用在主轴承上的活塞力F p中，往复惯性力部分未被平衡，它能通过主轴承及机体传到机器外面来，因此惯性
§2.2.1压缩机的热力性能和计算 一、排气压力和进、排气系统 （1）排气压力 ①压缩机的排气压力可变，压缩机铭牌上的排气压力是指额定值，压缩机可以在额定排气压力以内的任意压力下工作，如果条件允许，也可超过额定排气压力工作。 ②压缩机的排气压力是由排气系统的压力（也称背压）所决定，而排气系统的压力又取决于进入排气系统的压力与系统输走的压力是否平衡，如图2-20所示。 ③多级压缩机级间压力变化也服从上述规律。首先是第一级开始建立背压，然后是其后的各级依次建立背压。 （2）进、排气系统 如图所示。
①图a的进气系统有气体连续、稳定产生，进气压力近似恒定；排气压力也近似恒定，运行参数基本恒定。 ②图b的进气系统有气体连续、稳定产生，进气压力近似恒定；排气系统为有限容积，排气压力由低到高逐渐增加，一旦达到额定值，压缩机停止工作。 ③图c的进气系统为有限容积，进气压力逐渐降低；排气系统压力恒定，一旦低于某一值，压缩机停止工作。
④图d的进、排气系统均为有限容积，压缩机工作后，进气压力逐渐降低；排气系统压力不断升高，当进气系统低于某一值或排气系统高于某一值，压缩机停止工作。
二、排气温度和压缩终了温度 （1）定义和计算 压缩机级的排气温度是在该级工作腔排气法兰接管处测得的温度，计算公式如下： 压缩终了温度是工作腔内气体完成压缩机过程，开始排气时的温度，计算公式如下： 排气温度要比压缩终了温度稍低一些。 （2）关于排气温度的限制 ①汽缸用润滑油时，排气温度过高会使润滑油黏度降低及润滑性能恶化；另外，空气压缩机中如果排气温度过高，会导致气体中含油增加，形成积炭现象，因此，一般空气压缩机的排气温度限制在160°C以内，移动式空气压缩机限制在180°C以内。
对以下三种压缩机作热力计算，制冷剂R22.。 1.半封闭活塞式压缩机，中温工况。气缸数i=2，气缸直径D =60mm ，活塞行程S =50mm ，相对余隙容积 c =2.5%，转速n =1440r/min 。 解：循环的p-h 图如图所示， 图上标注了各状态点。 查表可知：t 4=-6.7 t 3=48.9，t 1=18.3 。 见表见下表。 （1）单位质量制冷量 kg kJ kg k h h m /556.158/J )727.261283.420(q 410=-=-= （2）单位理论功 kg kJ kg kJ h h /726.44/)283.420009.465(12ts =-=-=ω （3）理论容积输气量 /h m 427.24/h m 06.005.01440212.4712.47q 3322V =????==inSD t （4）容积效率 ①容积系数V λ 8873.0]1)6 .3978.1893[(0375.01]1)([c -1125 .11 10k V =--=-=m p p λ 点 t/ p/kPa v/(m3/kg) h/(kJ/kg) 比熵s/[kJ/(kg.)] 1 18.3 397.6 0.065876 420.283 1.8245 2 1893.8 465.009 1.8245 3 48.9 1893.8 261.727 4 -6.7 397.6 261.727
式中：c 的经验取值约在1.5%-6%，取平均值c=0.0375； m 的在氨压缩机的范围是1.10-1.15，取平均值1.125； ②压力系数p λ 96.004.01-10 s 1 s V =-=?=p p λ 式中:对于氨压缩机，一般，取=0.04 ③温度系数T λ 根据蒸发温度和冷凝温度查表知79.0T =λ ④泄漏系数1λ 一般推荐99.0-97.01=λ，取1λ=0.975 故容积效率V η 6561.0975.079.096.08873.01V =???==λλλληT p V （5）实际质量输气量m a q h kg h kg q Vt V ma /2837.243/065876 .0427 .246561.0q 1=?== νη （6）实际制冷量0Φ W q m k 7076.103600 446 .1582837.2433600q 0ma 0=?==Φ （7）等熵功率 kW kW q ts ma ts 5177.33600 726 .446629.2823600P =?==ω （8）电效率el η 取指示功率 、机械功率92.0m =η、电动机效率84.0mo =η 则电效率 66.084.092.086.0el =??==mo m i ηηηη
2 热力学计算 2.1 初步确定各级排气压力和排气温度 2.1.1 初步确定各级压力 本课题所设计的压缩机为单级压缩 则： 吸气压力：P s =0.1Mpa 排气压力：P d =0.8Mpa 多级压缩过程中，常取各级压力比相等，这样各级消耗的功相等，而压缩机的总耗功也最小。各级压力比按下式确定。 i ε=（2-1） 式中： i ε—任意级的压力比； t ε—总压力比； z —级数。 总压力比：t ε= 0.8/0.1=8 各级压力比： 83.28==ε i 压缩机可能要在超过规定的排气压力值下工作，或者所用的调解方式（如余隙容积调节和部分行程调节）要引起末级压力比上升而造成末级气缸温度过高，末级压力比值取得较低，可按下式选取： Z =εε t i )75.0~9.0( （2-2） 则各级压力比： ε 2=2.12~2.55=2.5 ε 1 =3.2 各级名义进、排气压力及压力比已经调整后列表如下 表2-1 各级名义进、排气压力及压力比 级数 名义进气压力 p 1（MPa ） 名义排气压力 p 2（Mpa ） 名义压力比 ε Ⅰ 0.1 0.32 3.2 Ⅱ 0.32 0.8 2.5
2.1.2 初步确定各级排气温度 各级排气温度按下式计算： 1n n d s i T T ε-= （2-3） 式中：T d —级的排气温度，K ； T s —级的吸气温度，K ； n —压缩过程指数。 在实际压缩机中，压缩过程指数可按以下经验数据选取。 对于大、中型压缩机：n k = 对于微、小型空气压缩机：(0.9~0.98)n k = 空气绝热指数k =1.4，则(0.9~0.98)(1.26~1.372)n k ==，取n =1.30 各级名义排气温度计算结果列表如下。 一级的吸气温度T s1=210C+273=294（K ） 一级的排气温度T d1==X =-2 .323 .0113.11 1294εT s 382(K) 二级的吸气温度T s2=400C+273=313（K ） 二级的排气温度：=X =-5 .223 .0113.12 2313εT s 471(K)=386(K) 表2-2 各级排气温度 级数 名义吸气温度T 1 压缩过程指数n n n 1-'）（ε 名义排气温度T 2 ℃ K ℃ K Ⅰ 21 294 1.30 1.31 130 382 Ⅱ 40 313 1.30 1.313 1.23 386 2.2 确定各级的进、排气系数 2.2.1 计算容积系数v λ 容积系数是由于气缸存在余隙容积，使气缸工作容积的部分容积被膨胀气体占据，而对气缸容积利用率产生的影响。 )1(11 --=m v εαλ （2-4） 式中： v λ—容积系数； α —相对余隙容积； ε — 压力比。 各级膨胀过程指数m 按下表计算。
蒸气压缩式热泵热力计算报告 一、题目 某空气/水热泵系统，其制热时的工作条件为：空调用供热水进、出口温度分别为26?C、40?C，蒸发器进口空气的干球温度为16?C，冷凝器出口液体过冷度为6?C，蒸发器出口气体过热度为10?C。压缩机的理论输气量V h=35 m3/h，输气系数λ=0.8，指示效率ηi=0.85，机械效率ηm=0.9。工质为R134a。 EES程序及计算结果 t_s1=26 "供热水进口温度" t_s2=40 "供热水出口温度" t_ein=16 "蒸发器进口空气干球温度" deltat_c=6 "冷凝器出口液体过冷度" deltat_e=10 "蒸发器出口气体过热度" V_h=35 "压缩机理论输气量" lambda=0.8 "输气系数" eta_i=0.85 "指示效率" eta_m=0.9 "机械效率" deltat=8 "冷凝器侧和蒸发器侧传热温差" t_e=t_ein-deltat "蒸发温度" t_c=(t_s1+t_s2)/2+deltat "冷凝温度" t_g=t_c-deltat_c "过冷温度" t_1=t_e+deltat_e "吸气温度" t_0=t_e x_0=1 p_0=pressure(R134a,t=t_0,x=x_0) p_1=p_0 h_1=enthalpy(R134a,t=t_1,p=p_1) v_1=volume(R134a,t=t_1,p=p_1) s_1=entropy(R134a,t=t_1,p=p_1) t_6=t_c x_6=0 p_6=pressure(R134a,t=t_6,x=x_6) p_2=p_6 s_2=s_1 h_2=enthalpy(R134a,p=p_2,s=s_2) t_3=t_g p_3=p_6 h_3=enthalpy(R134a,t=t_3,p=p_3) h_4=h_3 q_e=h_1-h_4 "单位质量吸热量" w_0=h_2-h_1 "单位理论压缩功" w_e=w_0/eta_i/eta_m "单位实际压缩功" q_h0=h_2-h_3 "单位理论制热量" q_h=q_e+w_e "单位实际制热量"
第一部分热力计算 一、初始条件 1.排气量：Q N=20Nm3/min 2.压缩介质：天然气 （气体组分：CH4:94%；CO2:0.467%；N2:4.019%；C2H6:1.514%） 3.相对湿度：ψ=100% 4.吸入压力：P S0=0.4 MPa（绝对压力） 5.排出压力：P d 0=25.1 MPa（绝对压力） 6.大气压力：P0 =0.1 MPa（绝对压力） 7.吸入温度：t S0=35℃(T S0=308°K) 8.排气温度：t d0=45℃(T d0=318°K) 9.压缩机转速：n=740rpm 10.压缩机行程：S=120mm 11.压缩机结构型式：D型 12.压缩级数：4级 13.原动机：低压隔爆异步电机，与压缩机直联 14.一级排气温度：≤130℃ 二、初步结构方案 三、初始条件换算（以下计算压力均为绝对压力） Q= Q N×［P0×T S0／（P S0-ψ×P sa）×T0］
进气温度状态下的饱和蒸汽压为P sa =0.005622 MPa P 0 =0.1MPa T 0=273°K 其余参数详见初始条件。 Q= 20×［0.1×308／（0.4-1×0.005622）×273］=5.72m 3/min 四、 级数的选择和各级压力 要求为四级压缩 总压缩比ε0=01 4S d P P =0.425.1 =62.75 ε10=ε20=ε30=ε40=4 75.62=2.8145 求出各级名义压力如下表 五、 计算各级排气温度 查各组分气体绝热指数如下： CH 4: 94% K=1.308； CO 2: 0.467% K=1.30 N 2: 4.019% K= 1.40； C 2H 6: 1.514% K=1.193 11-K =∑1r i -Ki ＝11.3080.94- ＋1.310.00467- ＋11.40.04019- ＋1 1.1930.01514 - =3.2464
如何根据压缩机的制冷量配冷凝器散热面积？ 帖子创建时间: 2013年03月04日08:34评论：1浏览：2520投稿 1）风冷凝器换热面积计算方法 制冷量+压缩机电机功率/200~250=冷凝器换热面例如：（3SS1-1500压缩机）CT=40℃：CE=-25℃压缩机制冷量=12527W+压缩机电机功率11250W=23777/230=风冷凝器换热面积103m2 2）水冷凝器换热面积与风冷凝器比例=概算1比18（103 /18）=6m2 蒸发器的面积根据压缩机制冷量（蒸发温度℃×Δt相对湿度的休正系数查表）。 3）制冷量的计算方法：=温差×重量/时间×比热×设备维护机构 例如：有一个速冻库 1）库温-35℃ 2）速冻量1T/H 3）时间2/H内 4）速冻物质（鲜鱼） 5）环境温度27℃ 6）设备维护机构保温板计算：62℃×1000/2/H×0.82×1.23=31266 kcal/n 可以查压缩机蒸发温度CT =40 CE-40℃制冷量=31266 kcal/n 冷凝器换热面积大于蒸发器换热面积有什么缺点 如果通过加大冷凝风扇的风量可以吗 rainbowyincai |浏览1306 次 发布于2015-06-07 10:19 最佳答案 冷凝器换热面积大于蒸发器换热面积的缺点： 1、高压压力过低；
2、压机走湿行程，易液击，通过加大蒸发器风扇的风量。风冷
冷凝器和蒸发器换热面积计算方法： 1、风冷凝器换热面积计算方法：制冷量+压缩机电机功率/200~250=冷凝器换热面积 例如：（3SS1-1500压缩机）CT=40℃：CE=-25℃压缩机制冷量=12527 W+压缩机电机功率11250W=23777/230=风冷凝器换热面积103m2。 2、水冷凝器换热面积与风冷凝器比例=概算1比18（103 /18）=6m2，蒸发器的面积根据压缩机制冷量（蒸发温度℃×Δt相对湿度的休正系数查表）。 （注：文档可能无法思考全面，请浏览后下载，供参考。可复制、编制，期待你的好评与关注）
文章编号：0253-4339(2009)06-0015-05 DOI 编码：10.3969/j.issn. 0253-4339. 2009. 06. 015 制冷压缩机变工况运行的热力性能研究 沈 希 王晓燕 黄跃进 顾江萍 (浙江工业大学机械工程学院 杭州 310014) 摘 要 制冷系统在实际运行时其工作状况是大幅度变化的，针对压缩机变工况运行时机理模型难以全面反映实际运行的复杂因素而造成精度不高问题，依据变质量系统热力学理论，采用机理分析和实验拟合相结合的灰箱方法，将控制模型中的主要参数多项式化，提出制冷压缩机的主要热力性能(制冷量和功耗)与热力参数(吸气和排气压力)之间的模型结构和定量关系。理论计算结果与实验测试结果的吻合性较好，证明了该定量关系的可行性和准确性。关键词 热工学；制冷压缩机；变工况；热力性能 中图分类号：TB652; TH457 文献标识码：A Thermodynamic Performance of Refrigeration Compressor Running at Variable Condition Shen Xi Wang Xiaoyan Huang Yuejin Gu Jiangping (College of Mechanical Engineering, Zhejiang University of Technology, Hangzhou, 310014, China ) Abstract It is necessary to develop a performance model of a refrigerating compressor running at variable condition in order to enhance its calculation accuracy. In this paper, the ash box method of mechanism analysis and experiment is adopted, and the main parameters in the control model are expressed by polynomials from the thermodynamics theory of variable mass systems. The quantitative relations are deduced between the primary thermodynamic performance of the compressor(refrigerating capacity and energy consumption) and the thermodynamic parameters (suction pressure and discharge pressure). The numerical results are in agreement with the experimental data. Keywords Pyrology; Refrigeration compressor; Variable condition; Thermodynamic performance 在制冷系统设计和优化过程中，需要对制冷系统的组成部件及系统的运行规律进行模型和基本关系的研究。制冷压缩机是压缩式制冷系统的关键部件和动力源，但其处于高温高压、油气混合、瞬变温压等状况下，并且在实际运行时其工作状况是大幅度变化的，因此对其研究尤其困难和复杂，目前此方面的研究工作相对少一些。这里仅对制冷压缩机相关的几个主要热力学参数之间的基本关系做一些分析。在制冷压缩机模型和基本关系的研究中，文献[1-2]将神经网络和模糊建模方法运用到制冷压缩机热力性能的计算中，提出了传统理论模型和神经网络或模糊建模相结合的新型压缩机热力计算模型。文献[3]对活塞式压缩机的绝热吸气和等温排气工况进行了较深入的热力学分析。文献[4]对压缩机的热力性能进行了仿真计算。文献[5]对制冷压缩机变转速工况下进行了实验研究。文献[6]通过压缩机的热力性能模拟程序，定量地分析 了冷凝温度和蒸发温度变化时往复压缩机的变工况特性。文献[7]对制冷压缩机的变工况运行的性能曲线进行了研究。这里在前人工作的基础上，根据工程热力学和传热学理论，对制冷压缩机的机理模型进行工程处理，采用机理分析和实验拟合相结合的灰箱方法，获得在变工况条件下制冷压缩机的主要热力性能制冷量和功率消耗与吸、排气压力之间的定量关系。 1 制冷量和功耗与吸气、排气压力之间的定量关系 1.1 制冷量与吸、排气压力之间的定量关系 制冷压缩机是压缩式制冷系统中重要组成部分，其工作能力以单位时间内所产生的制冷量Q 0(W )来衡量。其基本关系如下式表示： 收稿日期：2009年4月12日 作者联系方式：E - mail: gjpcf@https://www.doczj.com/doc/219051485.html,
各种压缩机比较
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离心式、活塞式、螺杆式压缩机在制冷中的原理和优缺陷以及它们的应用范围 离心式压缩机属速度型,活塞式、螺杆式压缩机属容积型 离心式压缩机主要靠高速叶片将能量传递给管道中连续流动的制冷剂气体使之获得极大的速度，同时提高压力.具有制冷量大，单位功率机组的重量轻,体积小，占地少,没有气阀,活塞，活塞环等易损零件,可实现无油压缩,运转平稳可靠,设备基础轻,供气脉动性小维护费用低等优点.不足之处是效率较低,单机容量必须较大,变工况适应能力不强,而且噪声较活塞式大. 螺杆式压缩机属容积型回旋式压缩机中的一种,由于不出现余隙容积中剩余气体的再膨胀过程,在转子，机壳之间具有很小的间隙,相互之间没有滑动摩擦所以内效率和机械效率都比较高.由于它无吸排气阀装置,易损件少维护管理方便,使用寿命长,目前已得到广泛应用而且必将获得进一步推广.不足之处是噪声较大,单机容量不宜太小. 活塞式压缩机是传统型容积式压缩机,目前使用最为广泛．这种机型工艺比较成熟,有宽阔的工作压力范围，变工况适应性较强，热效应较螺杆式压缩机稍低，额定转速一般较低,输气有脉动,运转有一定的振动.且结构较复杂,易损件多，维修周期短.噪声相对于离心式压缩机和螺杆式压缩机要低,在中小型制冷中占主导地位. 一般来说，离心式压缩机和螺杆式压缩机适用于大型制冷空调设备,活塞式压缩机常用于中小型制冷空调设备. 螺杆机的特点与应用范围 螺杆机的优点:１．可靠性高,零部件少，没有易损件,因而它运转可靠,寿命长，优耐特斯螺杆机达3０年。 2.操作维护方便，自动化程度高，操作人员无需经过长时间专业培训,实现无人值守运转。 3.动力平衡性好，没有不平衡惯性力，机器可平稳地高速工作，实现无基础运转。 4．适应性强，具有强制输气的特点,容积流量几乎不受排气压力的影响，在宽广的工况范围 内能保持较高的效率，在压缩机结构不做任何改动的情况下,适用于多种工况,所以易于 定型批量生产。 5.多相混输，转子齿面间实际上留有间隙,因而能耐液体冲击，可压送含液体的气体，含 粉尘气体,易聚合气体等。 螺杆机的缺点:1．造价高，由于螺杆机的转子齿面是一空间曲面，需利用特制刀具在价格昂贵的专用设备上 进行加工,另外对螺杆机汽缸的加工精度也有较高要求。
一、锅炉整体热力计算 1 计算方法 本报告根据原苏联73年颁布的适合于大容量《电站锅炉机组热力计算标准方法》，进行了锅炉机组的热力计算和中温再热器及低温过热器出口垂直段管壁金属温度计算，计算报告中所选取的有关计算参数和计算式均出自该标准的相应章节。对所基于的计算方法的主要内容简述如下。 锅炉的整体热力计算为一典型的校核热力计算，各个受热面及锅炉整体的热力计算均需经过反复迭代和校核过程，全部热力计算过程通过计算机FORTRAN5.0高级语言编程计算完成。管壁温度计算分别通过EXCEL 和FORTRAN5.0完成。 1．1锅炉炉膛热力计算所采用的计算炉膛出口烟气温度的关联式为： 式中， M —考虑燃烧条件的影响，与炉内火焰最高温度点的位置密切相关，因此，取决于燃烧器的布置形式，运行的方式和燃烧的煤种； T ll —燃煤的理论燃烧温度，K ； Bj —锅炉的计算燃煤量；kg/h 。 1．2锅炉对流受热面传热计算的基本方程为传热方程与热平衡方程 除炉膛以外的其它受热面的热力校核计算均基于传热方程和工质及烟气侧的热量平衡方程。 计算对流受热面的传热量Q c 的传热方程式为： 式中， C V B T F M T cpj j a ? --+ψ?= 2731 )1067.5( 6.03 11 11111 " 11??Kg KJ Bj t KH Q c /?=
H —受热面面积； ⊿t —冷、热流体间的温压， 热平衡方程为： 既：烟气放出的热量等于蒸汽、水或空气吸收的热量。 烟气侧放热量为： 工质吸热量按下列各式分别计算。 a ．屏式过热器及对流过热器，扣除来自炉膛的辐射吸热量Q f b ．布置在尾部烟道中的过热器、再热器、省煤器及直流锅炉的过渡区，按下式计算： 2 计算煤种与工况 2.1 计算煤质 表1 设计煤质数据表(应用基) 2.2 计算工况 本报告根据委托合同书的计算要求，分别计算了两种不同的工况。 计算工况一 —— 设计工况计算（100％负荷） 根据表1中的设计煤质数据，各设计和运行参数均按《标准》推荐的数据选取。 计算工况二 ——设计工况计算(70%负荷） 根据表1中的设计煤质数据，各设计和运行参数均按《标准》推荐的数据选取。 Kg KJ I I Q T f d ) (0 1"'-?+-=α?Kg KJ Q i i B D Q f j d --= )'"(Kg KJ i i B D Q j d )'"(-= d c Q Q =
第一部分热力计算一、初始条件 1.排气量：Q N=20Nm3/min 2.压缩介质：天然气 （气体组分：CH 4:94%；CO 2 :%；N 2 :%；C 2 H 6 :%） 3.相对湿度：ψ=100% 4.吸入压力：P S0= MPa（绝对压力） 5.排出压力：P d 0= MPa（绝对压力） 6.大气压力： P0 = MPa（绝对压力） 7.吸入温度：t S0=35℃(T S0=308°K) 8.排气温度： t d0=45℃(T d0=318°K) 9.压缩机转速： n=740rpm 10.压缩机行程： S=120mm 11.压缩机结构型式： D型 12.压缩级数： 4级 13.原动机：低压隔爆异步电机，与压缩机直联 14.一级排气温度：≤130℃ 二、初步结构方案 三、初始条件换算（以下计算压力均为绝对压力） Q= Q N ×［P ×T S 0／（P S 0-ψ×P sa ）×T ］ 进气温度状态下的饱和蒸汽压为P sa = MPa P = T =273°K 其余参数详见初始条件。 Q= 20×［×308／（×）×273］=min 四、级数的选择和各级压力
要求为四级压缩 总压缩比ε0 =01 4S d P P =0.425.1 = ε10=ε20=ε30=ε40 =475.62= 求出各级名义压力如下表 计算各级排气温度查各组分气体绝热指数如下： CH 4: 94% K=； CO 2: % K= N 2: % K= ； C 2H 6: % K= 11-K =∑1r i -Ki ＝11.3080.94- ＋1.310.00467- ＋11.40.04019- ＋1 1.1930.01514- = 得K1=K2=K3=K4= 一级进气温度t S1=35℃，考虑回冷不完善，二三四级进气温度取t S2= 六、 计算各级排气系数 λH =λV λP λT λg 1. 容积系数λV (1) 相对余隙容积a ，取a 1=；a 2=；a 3=；a 4= (2) 膨胀过程的多变指数m ， m 1=1+(K-1)=1+= m 2=1+(K-1)=1+=
5 屏的热力计算 5．1烟气进屏温度 ' P ?= 1186.870C 查表3-9，炉膛校核热力计算即炉膛出口烟气温度' l θ 5．2烟气进屏焓 ' P I = 14374.748 KJ kg 查表3-9，炉膛校核热力计算即 炉膛出口烟气焓'' L I 5．3烟气出屏温度 '' P ?= 10000C 《先估后校》 5．4烟气出屏焓 '' P I = 11886.3132KJ kg 查焓温表 5．5烟气平均温度 ''' () 2 P P PJ ???+= = 1186.871000 1093.4352 += 0C 5．6屏区附加受热面对流吸热量 D PFJ Q = 366KJ kg （先估后校） 5．7屏的对流吸热量 '''0()D D P P LF PJF P Q I I I I ?α=-+?- ()0.994614374.74811886.31323662108.9973=?--=KJ kg 5．8炉膛与屏相互换热系数 β= 0.97 查附录表16 5．9炉膛出口烟窗的沿高度热负荷分配系数 YC μ= 0.8 查《标准》线算图 11（即附录图7）（0 19846 23938 L h X H H H ===） 5． 10炉膛出口烟窗射入屏区的炉膛辐射热量 '' ' ()/f P ch LZ YC P L Q Q S I F β ?η =- ()0.970.80.994624618.163214374.74865.61 675.12 ???-?= 768.3233=KJ kg 5．11三原子气体辐射减弱系数 20.78 1.610.2( 0.1)(10.37 )1000 10.2**pj H O Q r p s T r K +=--
2热力学计算 2.1初步确定各级排气压力和排气温度 2.1.1 初步确定各级压力 本课题所设计的压缩机为单级压缩 贝吸气压力：P s=0.1Mpa 排气压力：P d=0.8Mpa 多级压缩过程中，常取各级压力比相等，这样各级消耗的功相等，而压缩机的总耗功也最小。各级压力比按下式确定。 z T (2-1 ) i 式中：i —任意级的压力比； t —总压力比； z —级数。 总压力比：t = 0.8/0.仁8 各级压力比：i8 2.83 压缩机可能要在超过规定的排气压力值下工作，或者所用的调解方式(如余 隙容积调节和部分行程调节)要引起末级压力比上升而造成末级气缸温度过高，末级压力比值取得较低，可按下式选取： i (0.9 ?0.75) —七(2-2 ) 则各级压力比：2=2.12?2.55=2.5 1=3.2 各级名义进、排气压力及压力比已经调整后列表如下 表2-1 各级名义进、排气压力及压力比
2.1.2 初步确定各级排气温度 各级排气温度按下式计算： n 1 T d T s 了 (2-3) 式中：T d —级的排气温度，K ; T s —级的吸气温度，K ； n —压缩过程指数。 在实际压缩机中，压缩过程指数可按以下经验数据选取。 对于大、中型压缩机：n k 对于微、小型空气压缩机：n (0.9~0.98)k 空气绝热指数 k =1.4，则 n (0.9 ~ 0.98)k (1.26 ~ 1.372)，取 n =1.30 各级名义排气温度计算结果列表如下。 一级的吸气温度 T s1=21°C+273=294( K ) 1.3 1 023 一级的排气温度T d1 = T s1 厂 294 3 2 382(K) 二级的吸气温度 T S 2=40°C+273=313( K ) 1.3 1 二级的排气温度：T S 2 厂 313 2 5. 471(K)=386(K) 2.2 确定各级的进、排气系数 2.2.1 计算容积系数v 占据，而对气缸容积利用率产生的影响 (2-4) 式中： V —容积系数; —相对余隙容积; — 压力比。 各级膨胀过程指数m 按下表计算 容积系数是由于气缸存在余隙容积, 使气缸工作容积的部分容积被膨胀气体 1)
qwertyuiopasdfghjklzxcvbnmqwert yuiopasdfghjklzxcvbnmqwertyuiop asdfghjklzxcvbnmqwertyuiopasdfg hjklzxcvbnmqwertyuiopasdfghjklzx cvbnmqwertyuiopasdfghjklzxcvbn mqwertyuiopasdfghjklzxcvbnmqwe rtyuiopasdfghjklzxcvbnmqwertyuio pasdfghjklzxcvbnmqwertyuiopasdf ghjklzxcvbnmqwertyuiopasdfghjklz xcvbnmqwertyuiopasdfghjklzxcvbn mqwertyuiopasdfghjklzxcvbnmqwe rtyuiopasdfghjklzxcvbnmqwertyuio pasdfghjklzxcvbnmqwertyuiopasdf ghjklzxcvbnmqwertyuiopasdfghjklz xcvbnmqwertyuiopasdfghjklzxcvbn mrtyuiopasdfghjklzxcvbnmqwertyu iopasdfghjklzxcvbnmqwertyuiopas dfghjklzxcvbnmqwertyuiopasdfghjk WDLZ240/ 热力计算汇总表 ZB D144-6 武汉锅炉集团动力机械制造有限公司 2011年9月19日
说明 1.本计算按照《锅炉机组热力计算标准》（苏联1937年版）进行。 2.计算中有关数据取自SJ D144-13《锅炉几何尺寸计算书》。 目录 一、锅炉规范 二、锅炉燃料 三、热力计算汇总表
各类压缩机性能的分析 班级： 姓名： 指导教师： 摘要：在当今社会,冰箱和空调等已经成为了家庭和生产活动中不可或缺的一部分,这些设备可以使人们生活的更为舒适,同时在生产活动中也能使人们的工作效率大大提高,因此,人们往往选用性能良好的设备来满足自己的需求，这样以来，这些设备的灵魂部件——压缩机——自然成为了人们关注的对象。下面我们就来分析几种压缩机的性能并对它们的性能进行比较。 关键词：压缩机性能分析 正文 压缩机性能的分析 1．螺杆式压缩机的性能分析 20世纪70年代以来，螺杆式压缩机的工作可靠性不断改进，因此在中等制冷量范围内的制冷空调工程中得到了比较普遍的应用、并且依靠较高的可靠性和效率，成功地挤入原来活塞式压缩机所主宰的较小制冷范围内（750ＫＷ以下）。螺杆式压缩机获得如此成功，让我们来分析它的性能。 (1)．螺杆压缩机的转速较高（通常在3000r/min以上），而且体积小、质量轻、占地面积小等优点，因而经济性好。 (2).螺杆式压缩机没有往复质量惯性力，动力平衡性能好，故基础可以很小。 (3).螺杆式压缩机、结构简单紧凑，易损件少，所以运行周期长，使用可靠，有利于实现操作自动化。 (4).螺杆式压缩机具有强制输气的特点，既输气量几乎不受压力的影响。在较宽的工作范围内，仍可保持较高的效率。 (5).因为没有吸气阀和排气阀，所以它不同于往复式压缩机，从它的结构点和次类压缩机所拥有的坚固程度来看，它的压缩结构是相当简单的。压缩机所有的支撑点是滚动型的，半密封的设计，淘汰了密封的设计，并且保证了气体泄露是自由运转。 (6).螺杆式压缩机属于旋转型的压缩机,它没有离心式或往复式的压缩运动方式。而它的压缩排气的压力震动是非常低的，因为螺杆旋转时，回收压缩一周就发生6次，如压缩操作过程中放上一枚硬币也不会因震动跌落。 螺杆式压缩机在中等制冷量范围内也具有良好的热力性能，并且有很好的调节性能，能适应苛刻的工况变化。同时，为了保证螺杆式制冷压缩机的正常运转，必须配置相应的辅助机构，
1.半封闭活塞式压缩机，中温工况。气缸数i=2，气缸直径D=60mm 活塞行程S=50mm相对余隙容积 c=2.5%,转速n=1440r/min。 解：循环的p-h图如图所示， 图上标注了各状态点。 查表可知：14=-6.7 13=48.9 ，11=18.3。 占 八、、t/ p/kPa v/(m3/kg) h/(kJ/kg) 比熵 s/[kJ/(kg. )] 1 18.3 397.6 0.065876 420.283 1.8245 2 1893.8 465.009 1.8245 3 48.9 1893.8 261.727 4 -6.7 397.6 261.727 点1、2、3、4的部分参数 见表见下表。
1 V 1-[C （B ）m 1] 1 P o 式中：c 的经验取值约在1.5%-6%取平均值c=0.0375 ; m 的在氨压缩机的围是1.10-1.15，取平均值1.125 ; ② 压力系数 V 1-卫 1 0.04 0.96 P s0 式中：对于氨压缩机，一般 ，取=0.04 ③ 温度系数T 1 0.。375[(黑严 1] 0. 8873 根据蒸发温度和冷凝温度查表知 T 0.79 ④泄漏系数1 般推荐1 0.97 -0.99 取 1=0.975 故容积效率V 0.8873 0.96 0.79 0.975 0.6561 (5) 实际质量输气量q ma q ma V q Vt °. 6561 24 ? 427 kg/h 0.065876 243.2837 kg/h (6) 实际制冷量 q ma q 0m 243.2837 158.446 3600 3600 10.7076kW (7)
目录 前言 第一节 锅炉课程设计任务书 (1) 第二节 煤的元素分析数据校核和煤种判别 (2) 第三节 锅炉整体布置的确定 (3) 第四节 燃料产物和锅炉热平衡计算 (4) 第五节 炉膛设计和热力计算 (6) 第六节 屏式过热器热力计算 (12) 第七节 高温对流过热器的计算 (15) 第八节 低温对流过热器的计算 (17) 第九节 转向烟室的计算 (19) 第十节 减温水量的校核 (21) 第十一节 省煤器的计算 (21) 第十二节 空气预热器的计算 (23) 第十三节 热力计算数据的修正和计算结果汇总 (27) 第十四节 锅炉设计说明书 (29) 参考文献 (31) 前言 《锅炉原理》是一门涉及基础理论面较广，而专业实践性较强的课程。该
课程的教学必须有相应的实践教学环节相配合，而课程设计就是让学生全面运用所学的锅炉原理知识设计一台锅炉，因此，它是《锅炉原理》课程理论联系实际的重要教学环节。它对加强学生的能力培养起着重要的作用。 本设计说明书详细的记录了锅炉本体各受热面的结构特征和工作过程，内容包括锅炉受热面，锅炉炉膛的辐射传热及计算。对流受热面的传热及计算，锅炉受热面的布置原理和热力计算，受热面外部工作过程，锅炉蒸汽参数的变化特性与调节空气动力计算等。 由于知识掌握程度有限以及三周的设计时间对于我们难免有些仓促，此次设计一定存在一些错误和遗漏。
220t/h高压煤粉锅炉热力计算 第1章设计任务书 1.1设计题目 220t/h高压煤粉锅炉 1.2原始资料 (1)、锅炉额定蒸发量；D1=220t/h (2)、过热蒸汽压力： P1=9.9MP (3)、过热蒸汽温度；t1=540℃ (4)、给水温度；t gs=215℃ (5)、给水压力；p gs=11.3Mpa =1.5% (6)、排污率； P pw (7)、周围环境温度；t lk=20℃ (8)含湿量d=10g/kg (9)、燃料特性 ①燃料名称：龙凤洗中煤 ②煤的收到基成分（%）：C ar=42.9；O ar=7.5；S ar=0.5；H ar=3.4；N ar=0.9； M ar=15；A ar=29.8 ③煤的干燥无灰基挥发份；V daf=47.0% ④煤的低位发热量；Q ar,netw=16760kJ/kg ⑤灰熔点：DT=1380℃、ST=1400℃、FT>1400℃ (13)制粉系统中间储仓式，乏气送粉，筒式钢球磨煤机 (14)汽包工作压力10.3Mpa（表压） 第2章煤的元素分析数据校核和煤种判别 2.1煤的元素各成分之和为100%的校核 C ar+O ar+S ar+H ar +N ar +M ar +A ar =42.9+7.5+0.5+3.4+0.9+15+29.8=100% 2.2元素分析数据校核 （1）干燥无灰基元素成分的计算 干燥无灰基元素成分与收到基元素成分之间的转换因子为
离心式压缩机的热力计算 #include