压缩机

目 录

第1章压缩机的热力计算………………………………………………………………1

1.1初步确定压力比及各级名义压力…………………………………………….2 1.2初步计算各级排气温度……………………………………………………….3 1.3计算各级排气系数…………………………………………………………….4 1.4计算各级凝析系数及抽加气系数…………………………………………….4 1.5初步计算各级气缸行程积…………………………………………………….5 1.6确定活塞杆直径……………………………………………………………….6 1.7计算各级气缸直径………………………………………………………….....7 1.8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…………8 1.9按修正后的名义压力考虑压力损失后计算缸内实际压力………………....9 1.10根据实际压力比，计算各级实际排气温度……………………………….. 10 1.11计算缸内虽大实际气体力并核算活塞杆直径………………………….....11 1.12复算排气量……………………………………………………………….....12 1.13计算功率并选取电机……………………………………………………….13 1.14热力计算结果数据…………………………………………………………14 第2章压缩机的动力计算……………………………………………………………..15

2.1运动计算……………………………………………………………………..15. 2.2气体力计算…………………………………………………………………...16 2.3往复惯性力计算……………………………………………………………..17 2.4往复摩擦力与旋转摩擦力计算……………………………………………..18 2.5综合活塞力计算及综合活塞力图的绘制…………………………………...19 2.6切向力的计算及切向力图的绘制…………………………………………...20 2.7飞轮矩的计算……………………………………………………………......21 2.8分析本压缩机动力平衡性能………………………………………………..21 参考文献………………………………………………………………………………21 附表……………………………………………………………………………………22

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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

kzp2IIp1 z

两级压缩总压力比

p2p1 1.30.113

取  133.6056

1.1.2各级名义进、排气压力如下

p2kp1kk，p1(k1)p2k

表1-1各级名义进、排气压力（MPa）

级次 Ⅰ Ⅱ 名义吸气压力P1 0.1 0.3606 名义排气压力P2 0.3606 1.3 1.2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：

T2k1kT1

介质是空气，等熵指数k=1.4。

计算结果如表1-2示。计算结果表明排气温度T2＜180℃，在允许使用范围内。

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表1-2各级名义排气温度

名义吸气温度 计算参数 k1级次 名义排气温度 C K  3.606 3.606 K k C K Ⅰ Ⅱ 18 30 291 303 1.4 1.4 1.4426 1.4426 147 164 420 437 1.3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。由排气系数计算公式

vpTl

分别求各级的排气系数。

1.3.1计算容积系数V

1I 级多变膨胀指数mⅠ=1.1

V1(m1)

II级多变膨胀指数mⅡ=1.25 则各级容积系数为：

11v1(II1mI1.251)110.1(2.6461) 0.88220.075(3.61.11)0.8295111.25vII1II(mII 0.86641.0952(( 3.2.664-61 )0.84161)100.11)1.3011.3.2 压力系数p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=0.98, pⅡ=0.99（选择范围：Ⅰ级0.95～0.98；多级0.98～1.0）

1.3.3 温度系数T的选取 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， 查得λT在0.935～0.975范围内，可选取λTⅠ=λTⅡ=0.97。

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1.3.4 泄漏系数λ1的计算

表1-4 泄漏系数的计算 相对泄露值 泄漏部位 Ⅰ级 Ⅱ级 气阀 vvⅠⅡ 0.04 0.04 rⅠ 活塞环 0.014 0.015 0.0016 0.0024 rⅡ填料 pⅠ总相对泄露 pⅡ 110.058 0.0574 泄露系数 lv i0.945 0.946 1.3.5 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 Ⅰ Ⅱ V p T l vpTl 0.8295 0.8416 0.98 0.99 0.97 0.97 0.945 0.946 0.7452 0.7645 1.4 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

4

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1.4.1.1计算在级间冷却器中有无水分凝析出来

查表得水在40℃和40℃时的饱和蒸汽压

PbI2.062kPa（40℃）

而Ⅰ级进气的相对湿度由已知可得

则1Ipb  0.82.0623.60565.948kPaPbII4.241kPa 所以在级间冷却器中必然有水分凝析出来，这时1Ⅱ1.0。 （1） 计算各级凝析系数

1

ⅠⅡp1Ⅰ-1ⅠpbⅠp1Ⅱ-1ⅡpbⅡp1Ⅰ-1ⅠpbⅠp1Ⅱ-1ⅡpbⅡp1Ⅱp1Ⅰp1Ⅱp1Ⅰ (1-7)

1-10.02063.6056-10.042410.36060.1Ⅱ

=0.99

1.4.2 抽加气系数μ0

因级间无抽气，无加气，故0Ⅰ0Ⅱ1

1.5 初步计算各级气缸行程容积

VhIⅠoⅠVdⅠn (1-8)

VhⅠ=

VVuuVd11700.1878 n0.7452496 VnⅡⅡ0ⅡhⅡⅡpppp1Ⅰ1ⅡTTTT1Ⅱ1Ⅰd

hⅡⅡ0Ⅱ1Ⅰ1Ⅱ1ⅠVnd1Ⅱ =

0.9910.76450.10.3630329170496

=0.0527m3

1.6 确定活塞杆直径

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1.6.1 计算任一级活塞总的工作面积

FkVhk，（Z—同一级汽缸数）

SZ0.8058m8058.0cm0.23m2300cm2222有F Vh SZ0.19340.2410.0552

F 

Vh SZ0.241

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 轴侧活塞工作面积

Fg1(F2kf)d

1()fFFkd211Ⅰ级： Fg (F fd)(805838.48)4048.24cm2

22z FZ 121212(F fd)(F fd)(F fd)121212(805838.48)4009.76cm (230038.48)1169.24cm(230038.48)1130.76cm22Ⅱ级： Fg Fz 

21.6.4 计算活塞上所受气体力

（1）第一列（第Ⅰ级）

外止点：

ppⅠ外p-1ⅠF2ⅠzⅠ-p2ⅠF

gⅠⅠ外p1ⅠFzⅠpFgⅠ

=0.1×106×4009.76×10-4-0.36×106×4048.24×10-4

=-105639.04N 内止点：

pF-pFpⅠ内2ⅠzⅠ1ⅠgⅠpⅠ内p2ⅠFzⅠ-p1ⅠFgⅠ

=0.36×106×4009.26×10-4-0.1×106×4048.24×10-4

=103868.96N

（2）第二列（第Ⅱ级）

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外止点：

ppⅡ外p-1ⅡFzⅡ-p2ⅡF

gⅡⅡ外p1ⅡFzⅡp2ⅡF

gⅡ=0.36×106×1130.76×10-4-1.3×106×1169.24×10-4 =-111293.84N 内止点：

pF-pFpⅡ内2ⅡzⅡ1ⅡgⅡpⅡ内p2ⅡFzⅡ-p1ⅡF

gⅡ=1.3×106×1130.76×10-4-0.36×106×1169.24×10-4

=104906.16N

由以上计算可知，第二列的气体力最大，为-111293.84N约合11.59吨。所以活塞杆直径取70mm可行。

1.7 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 =

有： DI =

22Vhld220.18780.07 + ==0.687m

πSZ23.140.24122Vhkd2 + πSZ2

DII=

2VhIId2 + = πSZ2

20.05273.140.2410.0722=0.370m

1.7.2 确定各级气缸直径

根据查表，将计算缸径圆整为公称直径：

DI = 690mm ; DII = 370mm

1.8 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：

π

Vhk＇= (2Dk2 － d2)·S·Z

4ππ

VhI＇= (2DI2 － d2)·S·Z = (2×0.692 －0.072)×0.24×1=0.1838m3

44

7

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ππ

VhII＇= (2DII2 － d2)·S·Z = (2×0.372－0.072)×0.24×1=0.0507m3

44

1.8.2 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βk及β

k＋1

分别为：

VhI＇Vhk

（1）各级进气压力修正系数：βk = ·

VhI Vhk＇

βI =

VhI＇VhI

· =1 VhI VhI＇

VhI＇VhⅡ0.18380.0527 · ==0.9950

VhI VhⅡ＇0.18780.0507VhI＇Vh(k+1)

· VhIVh(k+1)＇

βII =

（2）各级排气压力修正系数：βk+1 =

βI+1 =

VhI＇Vh(Ⅰ+1)0.18380.0527 ·==0.9950

VhIVh(Ⅰ+1)＇0.18780.057VhI＇Vh(II+1)P2II＇

· = =1 VhI Vh(II+1)＇P2II

βII+1 =

（3）修正后各级名义压力及压力比

Plk＇= βk ·P1k

P2k＇=βk+1 ·P2k ＇=

P2k＇

P1k＇

8

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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 I II 计算行程容积 实际行程容积 Vhk m3 Vhk＇ m3 VhI＇VhI · VhI VhI＇0.1878 0.1838 0.0527 0.0507 βk= 修正系数 1 0.9950 VhI＇Vh(k+1)βk+1= · VhIVh(k+1)＇名义吸气压力 MPa 名义排气压力 MPa 修正后名义压力比 Plk Plk＇= βk ·P1k P2k P2k＇=βk+1 ·P2k ＇= 0.9950 0.1 0.1 0.3606 0.3601 3.601 1 0.3606 0.3601 1.3 1.3 3.610 P2k＇ P1k＇1.9 按修正后的名义压力考虑压力损失后计算缸内实际压力

表1－8考虑压力损失后的缸内实际压力及压力比

修正后名义压相对压力损缸内实际压力 失 力 （MPa） （修正后） （MPa） 1–s＇ 1＋d＇ P1＇ 0.1 0.3606 P2＇ 0.361 1.3 s＇ 级实际压力比 次 d＇ PS 0.95 0.965 1.080 1.059 Pd ＇=Pd PsI II 0.05 0.035 0.08 0.06 0.095 0.389 0.348 1.373 4.10 3.94 9

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1.10 根据实际压力比，计算各级实际排气温度

T=T

2

1

k-1＇k

(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 吸气温度 实际压 k=1.4 级力比 m1k1T1T1T2T2 k 次 m （K）（℃） （℃）（K）I II 18 30 291 303 4.1 3.94 1.496 1.480 435 448 162 175 1.137 1.315 m T2（K） T2（℃） 331 398 58 125 1.11 计算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：

1.11.1 第I列（第I级）

（1）活塞面积

盖侧：FgI＝

DI42＝

4422×0.692＝3739×10m＝0.3739m

轴侧：FzI＝FgI－fd＝0.3739－0.003848＝3700.52×104m2＝0.370052m2 （2）压力

PSI＝0.095MPa＝0.95×10PDI5

Pa

＝0.3895MPa＝3.895×105Pa

（3）气体力

外止点：

PI外＝PSIFzI－PDIFgI

＝0.95×105×3077.52×104－3.895×105×3739×104

10

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＝－110479.11N 内止点：

PI内＝PDIFzI－PSIFgI

＝3.895×105×3700.52×104－0.95×105×3739×104

＝108614.74N

1.11.2 第II列（第II级）

（1）活塞面积

盖侧：FgII＝

DII42＝

4×0.372＝0.1075m2

轴侧：FzII＝FgII－fd＝0.1075－0.003848＝0.1037m2 （2）压力

PSIIPDII＝0.348MPa＝3.48×105Pa ＝1.3728MPa＝13.73×105Pa

（3）气体力

外止点：

PII外＝PSIIFzII－PDIIFgII

=2.3910515511047.831051589.6104 =-115509.9 N

内止点：

PIIPDIIFzIIPSIIFgII

=13.7310510371043.481051075104

=104970.1N

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。

 1 '1'm 1 11 10.075(4.11.11)0.7954

1m1  1 10.095(3.941.251)0.7956 11

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如其它系数不变，则排气系数为：

IIVI (1-27)

VIIVII=0.74520.79540.7146

VI0.8295IIVIIII VIIVII0.7956IIII=0.76450.84160.7227

VII经上述修正后的排气量为：

V'''3dVh  n0.18380.71549665.15mmin70m3min

计算结果与题目要求接近，说明所选用的气缸是合适的。

计算功率并选取电机

计算各级指示功率

k1Nkikk1PSkvkVkhkk1n  60kk1NPkniIk1SIvIVhII1 601.4-1=

1.4641.4-10.095100.79540.1838 (4.11.-1 )49660

=102.87kw

1NkkiIIkk1PSIIvIIVhIIII1n 601.4-1=

1.461.41.4-10.348100.79560.0507 (3.94-1) 50060

=96.68kw

整机总指示功率

Ni=NiⅠ+NiⅡ NiNi Ni 102.8796.68199.55KW

12

(1-28)

(1-29) (1-30)

1.13 1.13.1 1.13.2 化工机器课程设计

1.13.3 轴功率Nz

因本机为无油润滑中型压缩机，取机械效率m0.94，则：

NzNimNi (1-31)

199.550.90Nzm=

222.22kw

1.13.4 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e0.97

Ne(1.051.15)NzeNz （1-32）

223.01 .05~1.15 245.6~270.90.97Ne(1.051.15)ekW

实际本机选用JB500-12.型同步电动机，功率为500kW是够的，说明以上计算可用。

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

表1-10 各级名义、实际压力及压力比 级别 修正后 名义压力比 名义压力(MPa) P1 P2 实际压力(MPa) 实际压力比 PdPs 3.601 3.610 Ps Pd  Ⅰ Ⅱ 0.1 0.3606 0.3606 1.3 0.095 0.348 0.3895 1.3728 4.1 3.94 1.14.2 各级实际排气温度

T2I=331K 或 T21=580C T2II=398K 或 T2II=1250C

1.14.3 气缸直径

DI=690mm，DII =370mm

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1.14.4 气缸行程容积

V′hI=0.1838m3，V′hII=0.0507m3

1.14.5 实际排气量

V′d=65.15m3/min

1.14.6 活塞上最大气体力

Pmax=PII外=-115509.9N

1.14.7 电动机功率

Ne =500kW

1.14.8 活塞杆直径

d =70mm

二.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 Fg Ⅰ 0.40482 0.40098 P1 Ⅱ 0.11692 0.11307 0.3606 0.348 1.3 1.3728 30 303 125 398 活塞面积m2 Fz 0.1 0.095 0.3606 0.3895 18 291 58 331 吸入 PS 压力（MPa） P2 排出 Pd ts℃ 吸入 TsK 温度 td℃ 排出 TdK 14

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相对余隙容积 行程（mm） 余隙容积折合行程程（cm） 指示功率（kW） 轴功率（kW） 机械效率 转速（r/min） 连杆长（mm）  S 0.075 240 1.8 102.87 199.55 0.90 496 600 0.095 240 2.28 96.68 S0S Ni Nz m n l 2.1 运动计算

2.1.1 作x-,c-,a-运动曲线图:

r=s/2

rs/2240/2120mm

λ=r/l

r/l120/6000.2

2n60

n3052.362n60

r0.1252.366.28m/s

r20.1252.362328.98m/s

2.1.2 位移

盖侧：xgr[(1cos)1(11sin22)]kr

1轴侧：xzsxg 速度：cr2(sin22sin2)

加速度：ar(coscos2)每隔10°按上述计算Xg,Xz,c,a,将结果列入附表1

2.2 气体力计算

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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

pip(ds0s0xim)

进气过程 p压缩过程 p排气过程 pip

sip(sss0s0xim')

ip

d

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： p轴侧： pipF

igipF

iz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。

2.2.3 将计算结果列入表中：

Ⅰ级盖侧气体力列入附表2，Ⅰ级轴侧气体力列入附表3，Ⅱ级盖侧气体力列入附表4，Ⅱ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。

2.2.5 作气体力展开图

以曲轴转角α 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。

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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

取小头折算质量 m′l=0.3 ml==0.3×86.025=25.81kg Ⅰ级活塞组件及十字头组件质量 Ⅱ级活塞组件及十字头组件质量

mmpⅠ188.7689.03277.79kg

162.6989.03251.72kgpⅡ

于是得到各级集中在十字头销的往复运动质量为： msⅠ=mpⅠ+ m′lⅠ=277.79+25.81=303.60kg msⅡ=mpⅡ+ m′lⅡ=251.72+25.81=277.53kg

2.3.2 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

Imasmr（coscos2s2）

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60～70%，即：即：Rs1(0.6~0.7)Nm602SnN

式中NmNi1

m其中Ni—指示功率；m—压缩机机械效率 取往复摩擦力为总摩擦力的70%，则有

0.7Nm602Sn1600.7Nik1m2SnRsk

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Ⅰ级往复摩擦力RsI=

0.712010(310.920.244961)602369.2N

Ⅱ级往复摩擦力RsⅡ1600.7NiⅡ1m2Sn

1)600.758310(310.9420.28500=1895.05N

2.4.2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40~30%，其计算式为：

1Ni(0.4~0.3)601mRrSnN

取旋转摩擦力为总摩擦力的30%，则

1Ni(0.4~0.3)601mRrNSn

110.3Ni(1)60ηm0.31191.310(3Sn0.943.140.285001)60

=1423.63N

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P。

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活塞力P

PPIRS

上式中各种力都是曲柄转角的函数，所以综合活塞力P是随着曲柄转角而

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变化的，其正负号规定同前。

2.5.2列的综合活塞力图的绘制

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P。

2.6切向力的计算及切向力图的绘制

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：

TPtcosPsincos

将cos12sin2代入上式得切向力的计算公式为：

sin2TPsin2221sin 

2.6.2总切向力的计算

将Ⅰ、Ⅱ列切向力和旋转摩擦力合成就得出总切向力

2.6.3作切向力图

（1）横坐标为曲柄转角，比例尺为m20/cm，换算为长度比例尺

mlS = 0.0489m/cm

l（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.

2.6.4平均切向力的计算

（1）由列表计算的切向力求平均切向力Tm

36TTm13636

TTm136=50.1kN

（2）由热力计算所得到的轴功率计算平均切向力为

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Tm'30NZrn =

302233.140.12496100%46.37%

（2） 计算作图误差

TmTmTm''100% =

5046.3746.37100%6.38%

以上说明，当m=1.4时，误差没有超过10%，在允许范围内。 （4）将平均切向力Tm水平线画在切向图上。

2.7 飞轮矩的计算

2.7.1 压缩机一转中的能量最大变化量L

LmlmTfmax (2-27) 0.0489m/cm×2kN/cm×260cm2=25428N·m

LmlmTfmax2.7.2 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，

1100，取1100。

2.7.3 飞轮矩的计算

MDMD23600Ln3600L22



3600254281003.14496222n22=3773.9kg·m2

2.8 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

图2 对动式压缩机

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气缸反向平行，故中心线的夹角为v180，得：

2180180

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α时，第二列曲柄转角也同样是α。

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：

I1msmsrcos'''2

I1msmsrcos2

Irmrmrr'''2'''2

只有相对列的运动件质量相等即：

msmsms，mrmrmr时，有：I10，I20，Ir0。

''''''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a，因此才产生未平衡的惯性力矩：

M1msracosM22

21msracos22Mrmrra

两列对动式式压缩机由于气缸分置在曲轴两侧，列间距a较小，所以M1及M2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mo加以平衡。

参考文献

《过程流体机械 第二版》 化学工业出版社 李云，姜培正主编 《机械工程及其自动化简明设计手册 第二版 》 机械工业出版社 《过程设备设计 第三版》 化学工业出版社 郑津洋主编

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