重庆科技学院本科毕业设计 2 总体结构方案设计
（3）旋转式发动机——燃气轮机或蒸汽轮机。 在活塞式压缩机中，用得最普遍的是电动机驱动。
以市场现有同类产品为对照，本设计选择电动机作为驱动机，传动装置为皮带传动
综上所述：本设计结构型式为V型，属角度式压缩机。此类压缩机结构紧凑，每个曲柄销上装有两根以上的连杆，曲轴结构简单、轴向长度较短，并可采用滚动轴承，主要适用于中、小型及微型压缩机。V型合理的列间夹角为60?，在此前提下，若能保证各列往复运动质量相等，有利于惯性力的平衡。
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重庆科技学院本科毕业设计 3 热力学计算
3 热力学计算
常规热力计算是源于简化的热力学方程，对压缩机的热力过程进行分析计算，这是传统的计算方法，包括正常性计算和复算计算两部分内容。
正常性热力计算是指已知压缩机吸入气体的热力参数（压力、温度、相对湿度等）、容积流量、排气压力及其他一些条件（使用中的一些要求），确定压缩级数，工作容积、转速、结构尺寸（如往复压缩机的气缸直径、行程等）、多级压缩机级间压力和温度、功率和效率等。
3.1 初步确定各级排气压力和排气温度
3.1.1 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：Ps=0.1Mpa 排气压力：Pd=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。
（3-1） ?i?z?t 式中： ?i—任意级的压力比； ?t—总压力比； z—级数。
总压力比：?t= 0.8/0.1=8 各级压力比：
?i?8?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)??t （3-2）
则各级压力比：?2=2.12~2.55=2.5
?1=3.2
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各级名义进、排气压力及压力比已经调整后列表如下
表3-1 各级名义进、排气压力及压力比
级数 Ⅰ Ⅱ
名义进气压力
名义排气压力
名义压力比
ε 3.2 2.5
p1（MPa）
0.1 0.32
p2（Mpa）
0.32 0.8
3.1.2 初步确定各级排气温度
各级排气温度按下式计算：
Td?Ts?in?1n （3-3）
式中：Td —级的排气温度，K； Ts —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Ts1=210C+273=294（K） 一级的排气温度Td1=T二级的排气温度：T
表3-2 各级排气温度
级数 Ⅰ Ⅱ
名义吸气温度T1 ℃ 21 40
K 294 313
压缩过程指数n 1.30 1.30
s11.3?1110.23??294?3.2?382(K)
二级的吸气温度Ts2=400C+273=313（K）
s2?1.3?112?313?2.50.23?471(K)=386(K)
（??） 1.31 1.313
n?1n名义排气温度T2 ℃ 130 1.23
K 382 386
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3.2 确定各级的进、排气系数
3.2.1 计算容积系数?v
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。
?v?1??(??1) （3-4）
式中： ?v—容积系数； ? —相对余隙容积； ? — 压力比。
表3-3 不同压力下的m值
1m各级膨胀过程指数m按下表计算。
m1?1?0.5?k?1??1?0.5?1.4?1??1.2
m2?1?0.62?k?1??1?0.62?1.4?1??1.25 确定相对余隙容积α
根据统计，压缩机的相对余隙容积值多在以下范围内： 压力≤20公斤／厘米2： α=0.07～0.12 压力﹥20～321公斤／厘米2：α=0.12～0.16 微型压缩机的相对余隙容积：
排气量在0.2米2／分以下：α=0.088～0.10 排气量在0.3米2／分以上：α=0.035～0.05 则：取相对余隙容积α=0.035～0.05
根据不同的气阀结构，选用各级的相对余隙容积?值。
采用环状气阀时，一般?值在下列范围内选取：低压级??0.07~0.12，中压级??0.09~0.14，高压级??0.11~0.16。
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采用舌簧阀的微小型压缩机，??0.03~0.04。
根据本设计的技术要求，选用舌簧阀结构，由上述经验选取各级相对余隙容积：?1?0.035，?2?0.04。 由此，各级?v计算如下
??v1?1??1(?1m11?1)?1?0.035?(3.2?1)?0.943?1)?1?0.04?(2.511.2511.2
v2?1??2(?1m22?1)?0.957
3.2.3 确定压力系数
由于进气阻力和阀腔中的压力脉动，使吸气终了时气缸内的压力低于名义进气压力，从而产生的对气缸利用率的影响。
影响压力系数?p的主要因素一个是吸气阀处于关闭状态时的弹簧力，另一个是进气管道中的压力波动。在多级压缩机中，级数愈高，压缩系数?p应愈大。对于进气压力等于或接近大气压力的第一级，进气阻力影响相对较大，可在
?p?0.95~0.98范围内选取，第二级进气阻力相对于气体压力要小的多，可在?p?0.98~1.0范围内选取。
故在本设计当中，选取：?p1?0.96，?p2?0.98。
3.2.4 确定温度系数
压缩机的吸入气体，其温度总是高于吸气管中的气体温度（由于缸壁对气体加热），折算到公称吸气压力和公称吸气温度时的气体吸气容积将比吸入时的容积小，因而使气缸行程容积的吸气能力再次降低。用来表示在吸气过程中，因气体加热而对气缸吸气能力影响的系数称为温度系数，用?T表示。
影响气缸内气体在吸气终了时温度的主要因素是：在吸气过程同气体接触的气缸和活塞的壁面传给气体热量的大小；膨胀终了时余隙容积中残余气体温度的高低；气体在吸气过程中阻力损失的大小（这部分阻力损失转化为热量使气体温度上升）。显然，在吸气过程，气体吸收的热量越多，温度便越高，温度系数就越小。要全面地考虑这些因素对温度系数的影响，精确地求得?T，是比较困难的；计算时可根据压力比的大小从图选择适当的?T.
温度系数?T的大小取决于进气过程中加给气体的热量，其值与气体冷却及该级的压力比有关，一般?T?0.92~0.98。如果气缸冷却良好，进气过程中加入气体的热量少，则?T取较高值；而压力比高，即气缸内的各处平均温度高，传热温差大，造成实际气缸容积利用率低，?T取较低值。
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