压缩机的热力计算

压缩机吸气热量计算公式在工业生产中，压缩机是一种非常重要的设备，它可以将气体压缩成高压气体，用于各种工艺过程中。

在压缩机的运行过程中，会产生大量的热量，这些热量需要得到合理的处理和利用。

因此，了解压缩机吸气热量的计算公式是非常重要的。

吸气热量是指在压缩机吸气过程中，气体由于外界压力对其做功而吸收的热量。

在实际工程中，吸气热量的计算是非常复杂的，需要考虑到很多因素，比如压缩机的类型、工作条件、气体的性质等等。

但是，一般情况下，我们可以利用一些简化的方法来计算压缩机吸气热量。

首先，我们需要了解一些基本的概念。

在理想气体状态方程中，气体的压力、体积和温度之间存在着一定的关系，即 PV=nRT，其中P为压力，V为体积，n为气体的摩尔数，R为气体常数，T为温度。

在压缩机吸气过程中，气体会从低压力、低温度的状态变为高压力、高温度的状态，这个过程中会产生热量。

一般情况下，我们可以利用以下的公式来计算压缩机吸气热量：Q = m Cp (T2 T1)。

其中，Q为吸气热量，单位为焦耳（J）或千焦（kJ）；m为气体的质量，单位为千克（kg）；Cp为气体的定压比热容，单位为焦耳/千克·开（J/kg·K）；T2为气体的入口温度，T1为气体的出口温度。

在这个公式中，气体的质量和定压比热容是气体的基本性质，可以通过气体的物性表来查找；入口温度和出口温度是压缩机吸气过程中的温度，可以通过传感器来测量得到。

通过这个公式，我们就可以比较准确地计算出压缩机吸气热量。

当然，上面的公式是一个比较理想化的情况，实际工程中还需要考虑到一些其他的因素。

比如，在压缩机吸气过程中，会有一定的压降和温度变化，这些都会对吸气热量的计算产生影响。

此外，气体的性质也会对吸气热量的计算产生影响，不同的气体具有不同的定压比热容，这也需要进行修正。

除了上面的简化方法之外，还有一些更为复杂的计算方法，比如利用热力学循环分析来计算吸气热量。

这些方法可以更加准确地计算出吸气热量，但是需要更多的气体性质参数和工艺参数，计算过程也更为繁琐。

压缩机频率功耗计算公式压缩机是工业生产中常用的设备，用于将气体或蒸汽压缩成高压气体。

在压缩机的运行过程中，功耗是一个重要的参数，它直接影响着设备的运行成本和能源消耗。

因此，了解压缩机功耗的计算公式对于优化设备运行、节约能源具有重要意义。

压缩机功耗的计算公式可以通过以下步骤进行推导：1. 首先，我们需要了解压缩机的工作原理。

压缩机在工作时需要消耗能量，这些能量主要用于压缩气体或蒸汽。

根据热力学原理，我们可以将压缩机的功耗分解为压缩功和传递功两部分。

2. 压缩功是指将气体或蒸汽从低压状态压缩到高压状态所需要的功率。

它可以通过以下公式进行计算：压缩功 = (P2 V2 P1 V1) / (η t)。

其中，P1和V1分别代表气体或蒸汽的初始压力和体积，P2和V2分别代表气体或蒸汽的最终压力和体积，η代表压缩机的等效效率，t代表压缩的时间。

3. 传递功是指将压缩好的气体或蒸汽传递到需要的地方所需要的功率。

它可以通过以下公式进行计算：传递功 = P2 V2 / (η t)。

其中，P2和V2分别代表气体或蒸汽的最终压力和体积，η代表传递效率，t代表传递的时间。

4. 综合考虑压缩功和传递功，压缩机的总功耗可以通过以下公式计算：总功耗 = 压缩功 + 传递功。

通过以上公式，我们可以清晰地了解压缩机功耗的计算原理。

在实际应用中，为了更准确地计算压缩机的功耗，我们还需要考虑一些其他因素，如压缩机的运行时间、温度、湿度等环境因素，以及气体或蒸汽的物性参数等。

除了理论计算外，压缩机功耗的实际测量也是非常重要的。

通过实际测量，我们可以验证理论计算的准确性，发现并解决设备运行中的问题，进一步优化设备的运行效率和节约能源。

在实际工程中，压缩机功耗的优化是一个复杂的问题，需要综合考虑设备的设计、运行和维护等多个方面。

通过合理的设备选择、优化的运行方式、定期的维护保养等措施，可以有效地降低压缩机的功耗，提高设备的运行效率，降低生产成本，实现节能减排的目标。

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1．热力学设计依据这种压缩机是由气缸座、活塞、曲轴连杆机构和自动吸、排气阀门组成。

它属容积式，由曲轴连杆机构驱动活塞在气缸中往复运动而引起气体的流动。

⑴制冷装置的理想循环——逆卡诺循环，它的制冷系数ε为：式中：q 1—高温热源放出的热量； q 2—低温热源获得的热量；T 1—高温热源的温度K ；T 2—低温热源的温度K ；ε—制冷装置的工作性能系数，用C.O.P 表示 在标准低温工况下：蒸发温度-23.3℃即T =-23.3+273.15=249.85K 冷凝温度+54.4℃即T =+54.4+273.15=327.55K 理想循环的工作性能系数为：由于在实际循环中，余隙容积的存在；吸排气阀及其气体通道的阻力损失；电机、壳体、气缸壁与制冷剂的交换和压缩机泄漏等因素的影响，使得实际循环与理想循环有较大差异。

这种差异程度用容积效率来衡量。

⑵容积效率2、热力学设计计算 2.1主要结构参数活塞行程S =2*9.35mm 负荷下转速n =3000r/min 相对余隙容积 C =0.011电机效率ηmo =90%21.37.7785.249212==-=⋅⋅T T T P O C 进气密度转速排量实际流量⨯⨯=v η212212TT Tq q q --==ε2.2相对余隙容积计算：. ①. 排气阀通道容积：π/4*D 2*H=44.177（mm 3）; ②. 活塞在上止点时顶面与吸气阀片底面间容积：π/4*24.2852*0.1=46.318（mm 3）;③. 吸气阀片处未利用的容积：通过计算机辅助计算，未利用的面积为72.89mm 272.89*0.203=14.797（mm 3）; ④. 垫片处损失的容积：π/4*（24.82-24.2852）*0.25=4.983（mm 3）; ⑤. 活塞柱面与气缸壁间的容积：π/4*（24.2852-24.2782）*16.7=4.475（mm 3）； ⑥. 凸台容积：π/4*3.62*1.55=15.777（mm 3）; ⑦. 气缸容积：π/4*24.2852*16.7=8567.4（mm 3） ⑧. 相对余隙容积为：C=（44.177+46.318+14.797+4.983+4.475-15.777）/7735.169=0.0128取c=0.011 2.3使用工质 R600a 2.4设计工况蒸发温度to=-23.3℃冷凝温度tk=54.4℃过冷温度t4=32.2℃吸气温度t1=32.2℃环境温度t =32.2℃2.5热力计算查R600a 热力性质图表：(1)单位质量制冷量(2)单位质量的理论绝热压缩功(3)理论容积输气量v th =πD 2S*n*i*60/4=3.14159*0.0242852*0.0187*3000*1*60/4 =1.558 m 3/hKgKJ h h q /7.1893357.524410=-=-=KgKJ h h W ts /7.517.5244.57612=-=-=MPa P s 0631.0=蒸发压力MPa P d 7640.0=冷凝压力Kg KJ h /7.5241=进口状态焓值Kg KJ h /4.5762=压缩终了状态焓值Kg KJ h /3354=过冷态时焓值kgm3V /263.01=压缩机进口处比容(4)容积系数取m =0.984085，排气终了相对压力损失为(5)压力系数(6)温度系数压缩机为风冷冷却查图表：取a =1.05，b =0.25(7)压力比(8)泄漏系数(9)输气系数（总容积效率）(10)实际质量输气量⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡-⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-=11/1m s dd P P c νλ10.0/=d d PP (ssp P c νλλ+-=1105.0/=s s P取进气终了时相对压力()929.0855.005.0011.011=⨯⨯+-=ssP P p λ则：()C t t ︒=--=-=5.553.232.3201θ则吸气过热度()795.05.5525.04.5415.27305.12.3215.273=⨯++⨯+=+=θλb aT T k s T 则：108.120631.07640.0===s d P P ε96.01=λ取)/(59.3263.0/606.0558.1/1h Kg V V G h a =⨯=∙=λ606.096.0*795.0*929.0*855.01...===λλλλνλt p 855.010631.010.0764.0764.0011.01984085.0/1=⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡-⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⨯-=νλ则：(11)制冷量(12)理论绝热压缩功率(13)指示功率取K =1.17sm /P sm =0.06dm /P dm =0.08则进气与排气过程中平均相对压力损失之和为(14)指示效率(15)摩擦功率(16)轴功率(17)机械效率(18)轴效率Wh KJ q G Q a a 7.162/032.6817.18959.30==⨯=∙=Wh KJ W G P ts a ts 64.44/603.1857.5159.3==⨯=∙=()[](){}2/10210111309.1--⨯-+∙-∙∙∙∙∙∙∙=K K S p i K Ki n S D P P δελλν14.008.006.00=+=ds δ()[](){})(72.4910114.01108.12117.117.130000187.0024285.0100631.0929.0855.0309.1217.1/117.126W P i =⨯-+⨯⨯-⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=--故897.072.49/64.44/===i ts i P P η2210309.1-∙∙∙∙∙∙=m m p n S D i P Pap m 51035.0⨯=取WP m 15.15101035.030000187.0024285.01309.1252=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=-W P P P m i e 87.6415.1572.49=+=+=671.087.64/72.49/===e i m P P η601.0671.0897.0=⨯=∙=m i e ηηη(19)电效率(20)电功率（21）能效比：3．主要机械零件的设计校核计算3.1 活塞全封闭式压缩机都在高速下往复运动，它的线速度也不断地变动。

第一部分 热力计算一、 初始条件1. 排气量： Q N =20Nm 3/min2. 压缩介质： 天然气气体组分：CH 4:94%；CO 2:0.467%；N 2:4.019%；C 2H 6:1.514% 3. 相对湿度： ψ=100%4. 吸入压力： P S 0=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： P 0 =0.1 MPa 绝对压力7. 吸入温度： t S 0=35℃T S 0=308°K8. 排气温度： t d 0=45℃T d 0=318°K9. 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 0×T S 0／P S 0-ψ×P sa ×T 0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=014S d P P =0.425.1=62.75ε10=ε20=ε30=ε40=475.62=2.8145 求出各级名义压力如下表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=1.19311-K =∑1r i -Ki ＝11.3080.94- ＋1.310.00467- ＋11.40.04019- ＋11.1930.01514- =3.2464得K1=K2=K3=K4=1.308一级进气温度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=0.2；a 2=0.2；a 3=0.2；a 4=0.2 (2) 膨胀过程的多变指数m;m 1=1+0.75K-1=1+0.751.308-1=1.231 m 2=1+0.88K-1=1+0.881.308-1=1.271 m 3=m 4= K=1.308 (3) λV1=1－a 1111m ε－1=1－0.2231.112.8145－1=0.736 λV2=1－a 2212m ε－1=1－0.2 271.118145.2－1=0.749λV3=1－a 3313m ε－1=1－0.2308.118145.2－1=0.759λV4=1－a 44140m ε－1=1－0.2 308.111458.2－1=0.7592. 压力系数λP ;取λP1=0.98；λP2=0.99；λP3=1；λP4=13. 温度系数λT ;取λT1=0.96；λT2=0.96；λT3=0.96；λT4=0.964.H d 035℃时饱和蒸汽压P sa1= 0.005622MPa;40℃时饱和蒸汽压P sa2= P sa3= P sa4=0.007374MPa ψp sa1ε1=1×0.005622×2.8145=0.0175> P sa2 则μd 1=1μd2=22021110sa S sa S P P P P ⨯-⨯-ϕϕ×0120S S P P = 007374.011258.1005622.014.0⨯-⨯-×4.01258.1=0.992μd3=33031110sa S sa S P P P P ⨯-⨯-ϕϕ×0130S S P P = 007374.011686.3005622.014.0⨯-⨯-×4.01686.3=0.988μd4=44041110sa S sa S P P P P ⨯-⨯-ϕϕ×0140S S P P = 007374.01918.8005622.014.0⨯-⨯-×4.0918.8=0.987中间级均无抽气;则μ01=μ02=μ03=μ04=1八、 计算气缸行程容积 V t 0V t10=Q1101λμμd ⋅=5.72×632.011⨯=9.05 m 3/min V t20=Q 2202λμμd ⋅0210S S P P 012S S T T =5.72×656.0992.01⨯×1258.14.0×308313=3.12 m 3/min V t30=Q 3033λμμ⋅0310S S P P 0103S S T T =5.72×678.0988.01⨯×1686.34.0×308313=1.07 m 3/min V t40=Q 4404λμμd ⋅0410S S P P 014S S T T =5.72×687.0987.01⨯×918.84.0×308313=0.375 m 3/min 九、 确定活塞杆直径1.初步确定各级等温度功率N is 和最大功率NN is1=601000·P s10·Q ·ln ε0=601000×0.4×5.72×ln2.8145=39.5KW 因一二三四级压力比相同则N is1=N is2 =N is3= N is4=39.5KW两列等温功率相等;列最大功率N=is is2is1N N η+=6.039.55.93+=132KW其中等温效率ηis 由查表2-9求得..2.确定活塞杆直径根据最大的功率查表2-10;初步选取活塞杆直径为d=60mm.. 十、 计算气缸直径一、二级气缸均为轴侧单作用的轴侧容积;应考虑活塞杆的影响..D 10=20t1V 4d sni+π=20.0617400.129.054+⨯⨯⨯⨯π=0.365m D 20=20t2V 4d sni+π=20.0617400.123.124+⨯⨯⨯⨯π=0.220m三、四级气缸均为盖侧单作用的盖侧容积..D 30=sniπ0t3V 4=17400.121.074⨯⨯⨯⨯π=0.124mD 40=sniπ0t4V 4=17400.120.3754⨯⨯⨯⨯π=0.073m圆整后气缸直径D 1=360㎜、D 2=220㎜、D 1=125㎜、D 2=75㎜十一、 修正各级公称压力和温度1.确定各级实际行程容积V tV t1=()4221d D -π．S ．n=()406.036.022-π ×0.12×740=8.79 m 3/minV t2=()4222d D -π．S ．n=()406.022.022-π ×0.12×740=3.12 m 3/minV t3=423D ⋅π．S ．n=4125.02⨯π×0.12×740=1.09 m 3/minV t4=424D ⋅π．S ．n=4075.02⨯π×0.12×740=0.392 m 3/min2.1.考虑损失后;计算各级气缸内实际压力及压力比;压力损失数值由图2-15查得;计算结果列表如下：十三、 计算轴功率1.实际排气量Q 0 = V t1×λ1=8.79×0.632=5.56 m 3/min2.实际等温功率N is = 601000·P s1·Q 0·ln S d P P=153.4KW3.绝热容积系数λV1＇=1－a 111'1m ε－1=1－0.2231.11037.3－1=0.71λV2＇=1－a 2212'm ε－1=1－0.2 271.113－1=0.712λV3＇=1－a 331'3m ε－1=1－0.2308.11913.2－1=0.747λV4＇=1－a 4414'm ε－1=1－0.2 308.1115.3－1=0.72 4.实际各级指示功率查表得1S Z =0.99; 1d Z =0.99; 2S Z =0.98; 2d Z =0.98; 3S Z =0.96; 3d Z =0.97; 4S Z =0.95; 4d Z =0.97.由于压缩机转速高;取压缩过程指数n i =绝热指数K=1.308.N id1= 601000·P s1·V t1·λv1＇·1-i i n n ·ii nn S d P P 111)''(--1·1112S d S Z Z Z ⋅+=52.8KWN id2= 601000·P s2·V t2·λv2＇·1-i i n n ·ii nn S d P P 122)''(--1·2222S d S Z Z Z ⋅+= 50.6KWN id3= 601000·P s3·V t3·λv3＇·1-i i n n ·ii nn S d P P 133)''(--1·3332S d S Z Z Z ⋅+= 50KWN id4= 601000·P s4·V t4·λv4＇·1-i i n n ·ii nn S d P P 144)''(--1·4442S d S Z Z Z ⋅+=52KW5.总的指示功率N id = N id3+ N id2+ N id3+ N id4=205.4KW十四、 计算轴功率取机械效率ηm =0.85N=midN η=85.04.205=241.6 KW 采用直联传动;传动效率;取ηd =1 N e ＇=16.241=241.6 KW 十五、 选用电动机据电动机额定功率等级;选取电机功率N=280KW功率储备=241.6241.6-802×100%=15.8%满足功率储备为5～15%的要求.. 十六、 计算等温指示效率和等温效率等温指示效率ηis-id =id is N N =4.2054.153=0.747 等温效率ηis =N N is =6.2414.153=0.635第二部分 动力计算一、 绘制各列气体力指示图图纸长度200mm=行程120mm m s =120/200=0.6图纸高度100mm=100000N mp=100000/100=1000N/mm 相对余隙容积a 在图纸上长度Sa 1= a 1×200=0.2×200=40mm Sa 2= a 2×200=0.2×200=40mm Sa 3= a 3×200=0.2×200=40mm Sa 4= a 4×200=0.2×200=40mm n1. 往复运动部件质量根据结构设计可知：连杆部件质量约为m l =40Kg ；十字头部件质量约为m c =25Kg ；两列活塞部件重量大致相等约为m p =70Kg ；往复运动部件总质量m s Ⅰ=m s Ⅱ=0.3×m l +m c =0.3×40+25+70=107Kg 2. 计算惯性力极大、极小值S=120mm; L=360mm; r=S/2=60mm=0.06m; λ= r/L=1/360=0.167 ω=30n⋅π=30740⨯π=77.5m/s两列惯性力极大值相等Ⅰmax =m s ·r ·ω2·1+λ=107×0.06×77.52×1+0.167=45000N45mm 两列惯性力极小值相等Ⅰmin = -m s ·r ·ω2·1 -λ= -107×0.06×77.52×1 -0.167= -32120N32.1mm -3λ·m s ·r ·ω2= -3×0.167×107×0.06×77.52= -19319N19.3mm 3. 列的往复惯性力图：三、 计算往复摩擦力:设定两列的往复摩擦力相等F f =0.6~0.7sn N m id 2100026011⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-⋅⋅⋅η≈0.7×7400.12210002205.46010.851⨯⨯⨯⨯⨯⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-=6123N6.1mm 四、 列的活塞力图五、 计算各列切向力和法向力 六、 作综合切向力图1.计算旋转摩擦力:设定两列的旋转摩擦力相等F r =0.4~0.3sn N m id πη⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-⋅⋅⋅111000260≈0.3×7400.1210002205.46010.851⨯⨯⨯⨯⨯⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-π=2924N2.9mm 2.平均切向力Tm=Sm m A Tl ⨯⋅⋅π3.量的总切向曲线与横坐标所包围的面积A ≈21458mm 24.切向力图的长度比例尺m l =lS⋅π=400120⨯π≈0.9425切向力图的力比例尺m T =1000N/mm T m ≈53645N七、 作幅面图和矢量图 △f=5168 mm 2L=m l ·m T ·△f=0.9425×1000×5168/1000＝4871 由热力计算得到的平均切向力为：T m 、=snN mid πη160⋅⋅=7400.120.8511000205.460⨯⨯⨯⨯⨯π≈51972N误差△=mT m T Tm ''-×100%≈3.2% 误差没超过±5%;作图合格八、 计算飞轮矩 GD 2=3600·L/n 2·δ 取δ=1/100 GD 2=3600×7407404871⨯×100=3202.3 N.m 2。

第八章 压缩机的热力过程 潘航波 070204228 轮机2班一．基本概念余隙容积：在活塞与汽缸盖之间留有一个很小的余隙，由这一余隙所形成的体积。

有效吸气体积：在进气过程中吸入的气体体积为V1-V4容积效率：有效吸气体积（V1-V4）与汽缸工作体积Vs 之比最佳增压比：多级压缩时，各级的增压比相同。

压气机的绝热效率：可逆绝热压缩时所消耗的机械功Wc,s 与不可逆绝热压缩时压气机所消耗的机械W c ′之比来衡量压气机中绝热压缩过程的不可逆程度，用符号η表示二．习题1．理想气体从同一初态出发，经可逆和不可逆绝热压缩过程，设耗功相同，试问它们的终态温度、压力和熵是否都不相同？不是终态温度 压力 熵 都相同因为 对于可逆即没有余隙容积 ，不可逆即有余隙容积，而对于相同质量的气体，不管是有余隙容积还是没有余隙容积，所消耗的功是相同的。

2．空气初态为p 1=1⨯105Pa 、t=20︒C 。

经过三级活塞式压气机后，压力提高到12.5MPa 。

假定各级增压比相同，压缩过程的多变指数n=1.3。

试求生产1kg 压缩空气理论上应消耗的功，并求(各级)气缸出口温度。

如果不用中间冷却器，那么压气机消耗的功和各级气缸出口温度又是多少(按定比热理想气体计算)?解：由最佳增压比可知：p2/p1=p3/p2=p4/p3 p 1=1⨯105Pa p4=12.5MPa求出 β1=β2=β3=p4/p1=5 p2=5⨯105Pa p3=25⨯105PaT2=T1(p2/p1) k k 1-=293*1.6=468.8KT3=468.8*1.6=750.08K T4=1200.128K不用冷却器 ：T2=468.8KT3= T3(p3/p1) k k 1-=293*2.6=761.8KT4=293*4.2=1230K3．轴流式压气机每分钟吸人p 1=0.1MPa 、t 1=20℃的空气1200kg ，经绝热压缩到p 2=0.6MPa ，该压气机的绝热效率为0.85。

§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。

压缩机物料及热量平衡计算摘要：一、压缩机的热力性能和计算概述二、排气温度和压缩终了温度的定义及计算三、压缩机的物料平衡计算四、压缩机的热量平衡计算五、总结正文：一、压缩机的热力性能和计算概述压缩机是工业生产中常见的一种设备，用于提高气体的压力。

在压缩气体的过程中，压缩机会对气体做功，使得气体的温度升高。

因此，压缩机的热力性能和计算是一个重要的研究课题。

本篇文章将介绍压缩机的热力性能和计算方法，包括排气温度和压缩终了温度的定义及计算，以及压缩机的物料平衡计算和热量平衡计算。

二、排气温度和压缩终了温度的定义及计算1.排气温度的定义和计算排气温度是指在压缩机级的排气法兰接管处测得的温度。

其计算公式如下：排气温度= 初始温度+ 压缩过程中吸收的热量- 压缩过程中释放的热量其中，初始温度是指进入压缩机的气体温度，压缩过程中吸收的热量是指压缩机对气体做功而使气体温度升高的热量，压缩过程中释放的热量是指气体在压缩过程中因压力增加而产生的热量。

2.压缩终了温度的定义和计算压缩终了温度是指工作腔内气体完成压缩后的温度。

其计算公式如下：压缩终了温度= 排气温度+ 压缩过程中释放的热量其中，压缩过程中释放的热量是指气体在压缩过程中因压力增加而产生的热量。

三、压缩机的物料平衡计算压缩机的物料平衡计算是指在压缩过程中，气体的质量流量、物质的量流量和比容之间的关系。

其计算公式如下：质量流量= 物质的量流量× 比容其中，质量流量是指在单位时间内通过压缩机的气体质量，物质的量流量是指在单位时间内通过压缩机的气体物质的量，比容是指气体在压缩过程中的比容。

四、压缩机的热量平衡计算压缩机的热量平衡计算是指在压缩过程中，气体的热量变化与压缩功之间的关系。

其计算公式如下：Q = W + U其中，Q 是指气体在压缩过程中吸收或释放的热量，W 是指压缩机对气体做的功，U 是指气体在压缩过程中因温度变化而产生的内能变化。

五、总结本篇文章介绍了压缩机的热力性能和计算方法，包括排气温度和压缩终了温度的定义及计算，以及压缩机的物料平衡计算和热量平衡计算。

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==εi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 =εεt i)75.0~9.0( （2-2）则各级压力比：ε2=2.12~2.55=2.5 ε1=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 Ⅱ0.320.82.52.1.2 初步确定各级排气温度各级排气温度按下式计算：1n nd s iT 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 =-2.323.0113.111294εT s 382(K)二级的吸气温度T s2=400C+273=313（K ）二级的排气温度：=X =-5.223.0113.122313εT 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 nn 1-'）（ε名义排气温度T 2 ℃ K ℃ K Ⅰ 21 294 1.30 1.31 130 382 Ⅱ 403131.301.3131.233862.2 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。

压缩机等熵功的精确计算方法
压缩机等熵功的精确计算方法是通过热力学基本方程和热力学状态方程进行计算的。

首先需要确定压缩机工作时的热力学状态，即确定其温度、压力、比焓等参数。

然后根据热力学基本方程以及热力学状态方程计算等熵功。

具体步骤如下：
1. 确定压缩机工作条件下的热力学状态参数，包括温度、压力、比焓等。

2. 根据热力学基本方程，等熵功可以表示为dW = -hds，其中h为比焓，s为熵。

3. 根据热力学状态方程，可以求出s和dh/ds的值。

4. 代入上述公式计算等熵功。

需要注意的是，以上计算方法是针对理想气体的，对于实际气体需要考虑其状态方程的修正。