压缩机热力学计算解读
压缩机物料及热量平衡计算
压缩机物料及热量平衡计算（原创版）目录一、压缩机物料及热量平衡计算的概念和重要性二、压缩机的热力性能和计算1.排气温度和压缩终了温度的定义和计算2.压缩过程中的热量变化三、压缩机物料平衡计算的方法1.基于物质守恒定律的计算方法2.基于能量守恒定律的计算方法四、压缩机热量平衡计算的方法1.基于热力学第一定律的计算方法2.基于热力学第二定律的计算方法五、压缩机物料及热量平衡计算的实际应用和意义正文一、压缩机物料及热量平衡计算的概念和重要性压缩机是工业生产中常见的一种设备，它通过提高气体的压力来实现气体的储存和运输。
在压缩机的工作过程中，气体的物质和能量都会发生改变，因此，对压缩机物料及热量平衡计算的研究具有重要的理论和实际意义。
二、压缩机的热力性能和计算1.排气温度和压缩终了温度的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。
压缩终了温度是工作腔内气体完成压缩过程后的温度。
2.压缩过程中的热量变化在压缩过程中，气体的热量会发生变化。
为了研究这种变化，需要对压缩过程中的热量进行平衡计算。
三、压缩机物料平衡计算的方法1.基于物质守恒定律的计算方法物质守恒定律是指在一个封闭系统中，物质的总量保持不变。
因此，可以根据物质守恒定律来计算压缩机中的物料平衡。
2.基于能量守恒定律的计算方法能量守恒定律是指在一个封闭系统中，能量的总量保持不变。
因此，可以根据能量守恒定律来计算压缩机中的物料平衡。
四、压缩机热量平衡计算的方法1.基于热力学第一定律的计算方法热力学第一定律是指在一个封闭系统中，气体的内能变化等于系统对外做的功与从外界传入的热量之和。
因此，可以根据热力学第一定律来计算压缩机中的热量平衡。
2.基于热力学第二定律的计算方法热力学第二定律是指在一个封闭系统中，气体的内能变化等于系统对外做的功与从外界传入的热量之和，且系统的熵增加。
因此，可以根据热力学第二定律来计算压缩机中的热量平衡。
五、压缩机物料及热量平衡计算的实际应用和意义压缩机物料及热量平衡计算在实际应用中具有重要意义，它可以帮助我们了解压缩过程中的物料和热量变化，为优化压缩过程提供理论依据。
工程热力学课后作业答案(第十一章)第五版 .
11-1空气压缩致冷装置致冷系数为2.5，致冷量为84600kJ/h ，压缩机吸入空气的压力为0.1MPa ，温度为-10℃，空气进入膨胀机的温度为20℃，试求：压缩机出口压力；致冷剂的质量流量；压缩机的功率；循环的净功率。
解：压缩机出口压力1)12(1/)1(-=-k k p p ε 故：))1/(()11(12-+=k k p p ε＝0.325 MPa 2134p p p p = T3=20+273=293K k k p p T T /)1()34(34-=＝209K 致冷量：)41(2T T c q p -=＝1.01×（263-209）＝54.5kJ/kg 致冷剂的质量流量==2q Q m 0.43kg/s k k p p T T /)1()12(12-=＝368K 压缩功：w1=c p (T2-T1)=106 kJ/kg压缩功率：P1=mw1=45.6kW膨胀功：w2= c p (T3-T4)=84.8 kJ/kg膨胀功率:P2=mw2=36.5kW循环的净功率:P=P1-P2=9.1 KW11-2空气压缩致冷装置，吸入的空气p1=0.1MPa ，t1=27℃，绝热压缩到p2=0.4MPa ，经冷却后温度降为32℃，试计算：每千克空气的致冷量；致冷机消耗的净功；致冷系数。
解：已知T3=32+273=305Kk k p p T T /)1()12(12-=＝446K k k p p T T /)1()34(34-=＝205K 致冷量：)41(2T T c q p -=＝1.01×（300-205）＝96kJ/kg致冷机消耗的净功: W=c p (T2-T1)－c p (T3-T4)=46.5kJ/kg 致冷系数：==wq 2ε 2.06 11－3蒸气压缩致冷循环，采用氟利昂R134a 作为工质，压缩机进口状态为干饱和蒸气，蒸发温度为-20℃，冷凝器出口为饱和液体，冷凝温度为40℃，致冷工质定熵压缩终了时焓值为430kJ/kg ，致冷剂质量流量为100kg/h 。
往复活塞压缩机热力性能计算
曲线不是稳定的 n 值。（多变指数n是变化的）
压缩线 a—b
开始段：气体吸热 n>k
中间段：不传热 n=k 结束段：气体放热 n<k 膨胀线 c—d
m——膨胀指数
开始段：气体放热 m>k
中间段：不传热 m=k
结束段：气体吸热 m<k
m<n
⑷ 气缸内存在气体泄漏，使压缩线与膨胀线变的平坦。 外泄漏：活塞环、活塞杆填料函、第一级进气阀。 内泄漏：排气阀、后面各级进气阀。
（2）进气阀、排气阀弹簧压力，阀片振动
进气时，气流需要克服阀片弹簧阻力 进气压力 p< p1 。 阀片颤振，使气压线出现波动。
排气时，气流需克服背压和阀片弹簧， 排气压力 p>p2 同样，阀片颤振，出现压力线波动。 △p 为克服气门阀片压紧弹簧所需的压力。
⑶ 压缩过程与膨胀过程存在不稳定的热交换，使压缩曲线与膨胀
p1 V2 ; T2 p2
p2 V1
T1 p1
• 等温过程功Wi
膨胀过程功： Wi
2
pdv
1
2
2 dv
W i 1 p d v 1 p 1 v 1 v
Wi
p1v1 ln
p2 p1
(J )
W
i
m
R T1
ln
V1 V2
(J )
p
1
p
0
dυ
2
υ
(2) 绝热过程(等熵过程）
p
气体与外界无热量交换，q=0 。
p1'
p1
p1
p11
p1 p1
p1 1 s
p
' 2
p2
p2
p2 1
空气压缩机设计说明
1引言毕业设计是学完所有课程后应用四年所学到的课本知识及课外的知识而进行的综合性、开放性的训练，是培养学生工程意识和创新能力的重要环节，也是考查学生四年学习成果的重要途径。
此次毕业设计的主要内容是通过对活塞式压缩机热力性能和动力性能的计算，完成压缩机的校核和选型工作。
通过近两个月的设计过程，对于我掌握过程流体机械选型基本方法、基本步骤和基本原则起到了明显的效果，达到了预期的训练目的。
同时，通过毕业设计环节，使我的计算机应用能力得到了提高，培养了我的设计能力和解决实际问题的能力。
毕业设计要求学生正确运用和查阅与本课题相关的设计标准、规范、手册、图册等技术资料，独立的进行理论计算、结构计算、绘制工程图样、编写设计说明书等。
掌握机械设计的基本要求、基本方法、基本步骤，为走向工作岗位打下坚实的基础。
V-0.17/8空气压缩机设计的主要任务是了解空气压缩机的基本原理与结构类型，着重了解和掌握活塞式空气压缩机的基本原理、组成结构、材料、制造加工工艺、冷却润滑方式等。
1.1设计参数题目：V-0.17/8空气压缩机设计排气压力=0.8MPa吸气压力Ps=0.1MPa排气量Q=0.17m3/min转速n=2840r/min1.2 空气压缩机的结构及工作原理空气压缩机是气源装置中的主体，它是将原动机（通常是电动机）的机械能转换成气体压力能的装置，是压缩空气的气压发生装置。
空气压缩机的种类很多，按工作原理可分为容积式压缩机，速度式压缩机，容积式压缩机的工作原理是压缩气体的体积，使单位体积内气体分子的密度增加以提高压缩空气的压力；速度式压缩机的工作原理是提高气体分子的运动速度，使气体分子具有的动能转化为气体的压力能，从而提高压缩空气的压力。
本机属于容积式空气压缩机。
往复式空气压缩机主要有曲轴连杆活塞式、曲柄连杆活塞式和曲柄滑管式三种形式。
其主要由活塞、气缸、曲轴、连杆、吸气阀片和排气阀片等组成。
连杆小头主要通过活塞销与活塞相连，而连杆大头套在曲轴的曲轴柄部分，曲轴由带轮带动旋转，气缸顶部安装有阀板组件。
2013压缩机课程设计指导书(热力学与动力学)
1绪论活塞式压缩机设计是装控专业课程设计的主要方向之一。
设计题目主要以排气量小于3m3/min的微型或小型角度式空气压缩机为主。
用于提供压缩空气的角度式空气压缩机包括V型、W型、S型等结构型式，主要分为单级和两级压缩两大类，润滑方式分有油润滑和无油润滑，冷却方式主要为风冷，气阀型式主要为舌簧阀。
目前市场上通用的排气压力系列有0.4MPa、0.7 MPa、1.0 MPa、1.25 MPa、2.5MPa五档。
设计计算内容主要包括分为热力学设计、动力学设计和结构设计三部分。
热力学设计主要是确定压缩机的结构方案，确定热力学参数和主要结构参数和气缸直径等。
热力学设计中参数选择是否合理，是否符合工程实际极为关键，选择必须要有据可依。
设计过程中部分参数可能需要反复修正计算才能获得比较满意的结果。
动力学计算的主要任务是确定飞轮矩和平衡惯性力。
课程设计中主要完成飞轮矩确定。
惯性力平衡只要求明了目的、方法和可能的结果，不做计算。
结构设计内容为主要为活塞、气缸、连杆、曲轴等主要零部件的简要结构设计和设计图绘制。
设计时间为三周。
2热力学计算示例热力学计算目的：压缩机的热力计算，是根据气体压力、容积和温度之间存在的热力学关系，结合压缩机的具体特性和使用要求而进行的，其目的是确定压缩机的结构型式、合理的热力参数（各级的吸排气温度、压力、功耗等）和合理的结构参数（活塞行程、曲轴转速和气缸直径等），为动力学计算和零部件结构设计提供依据。
2.1 设计参数设计题目：设计参数：压缩介质：空气排气量：3m3/min吸气压力：0.1MPa 吸气温度：20℃排气压力：0.4MPa、0.7MPa、1.0MPa、1.25MPa和2.5MPa排气温度：一级压缩时排气温度≤200℃；两级压缩时各级排气温度≤180℃。
气阀型式：舌簧阀2.2 结构型式选择和结构参数确定结构型式：V型、W型和S型压缩机结构和结构示意图见图2.1~图2.7。
其主要特点是连杆和活塞直接连接，无十字头和活塞杆，结构紧凑。
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
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。
热力计算书
LT76CY 全封闭制冷压缩机热力计算书LT76Y 产品是我公司全新开发的一款L 系列压缩机新产品,它是在吸收N 、S 系列压缩机技术的基础上研制开发的制冷剂为R600a 工质全封闭制冷压缩机。
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。
压缩机数学模型及数值求解x
基本控制方程 气体状态方程 泄露、气阀、吸气孔口流动模型
传热模型
18
否
收敛
是
各参数计算并输出
压力分布 指示功 流量等
结束
（4）动力学模型
动涡盘运动模型 动涡盘做缸体平面运动，动盘基圆中心绕静盘基圆中心旋转。 气体力
切向气体力
径向气体力
轴向气体力
19
（4）动力学模型
动涡盘运动模型 公转阻力矩和自传阻力矩
8
（2）几何模型
涡圈始端修正
对称圆弧修正
9
对称圆弧+直线修正
（2）几何模型
工作腔容积计算 分6个阶段计算：
(1)0 2 (2)2 E
(3)E E / 2 arctan d / a (4)E / 2 arctan d / a E / 2
(5)E / 2 E
T
1
m
dV d
V m2
dm d
1 V
dmi d
hi
h
Q d
d
p T
v
m V
h T
v
质量守恒方程
dm d
mi d
me d
15
补充方程：
h v
T
， Th
v
， pv
T
， Tp
v
气体状态方程
m，dm ，dmi d d
气阀、泄露流动方程
Q
传热方程
d
V , dV
几何模型
d
dQ1
d
k1 A1
T1
T
dQ2 d
k2 A2
T2
T
dQ3
d
k3 A3
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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。
z i t εε=（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。
)1(11--=mv 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。
表2-3 不同压力下的m 值()()110.5110.51.41 1.2m k =+-=+-= ()()210.62110.621.41 1.25m k =+-=+-=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α值。
采用环状气阀时，一般α值在下列范围内选取：低压级12.0~07.0=α，中压级14.0~09.0=α，高压级16.0~11.0=α。
采用舌簧阀的微小型压缩机，04.0~03.0=α。
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：=1α0.035，=2α0.04。
由此，各级v λ计算如下943.0)1(035.01)1(12.32.1111111=-X -=--=εαλm v957.0)1(04.01)1(15.225.1121222=-X -=--=εαλm v2.2.2、 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 λ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 λ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98.0~95.0=p λ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0.1~98.0=p λ范围内选取。
故在本设计当中，选取：10.96p λ=，20.98p λ=。
2.2.3、 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 λ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 λ，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 λ.温度系数T λ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98.0~92.0=T λ。
如果气缸冷却良好，进气过程中加入气体的热量少，则T λ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 λ取较低值。
查图时应注意以下几点： （1）压力比大者，T λ取小值。
（2）冷却效果好时，T λ取大值，水冷却比风冷却的T λ大。
（3）高转速比低转速的压缩机，T λ大。
（4）气阀阻力小时，T λ取大值。
（5）大、中型压缩机T λ取大值，微、小型压缩机T λ取小值。
图2-1 系数λT 与压力比ε的关系 查表得：10.95~0.975T λ=，981.0~946.02=T λ。
综合考虑：10.96T λ=，95.02=T λ2.2.4确定泄漏系数（气密系数）泄漏系数表示气阀、活塞环、填料以及管道、附属设备等因密封不严而产生的气体泄漏对气缸容积利用率的影响。
泄漏系数的取值于气缸的排列方式、气缸与活塞杆的直径、曲轴转速、气体压力的高低以及气体的性质有关。
对于一般有油润滑压缩机，98.0~90.0=l λ；无油润滑压缩机，95.0~85.0=l λ。
选取：=1l λ0.95，=2l λ0.922.2.5、确定各级排气系数d λ按下式计算：余隙容积的影响、吸气阀的弹簧力和管线上的压力波动、吸气时气体与气缸壁之间的热交换、气体泄漏等因素，使气缸行程容积的有效值减少。
在气缸行程容积相同的情况小，上述四因素的影响愈大、则排气量愈小。
设计计算中，考虑上述因素对排气量的影响而引用的系数称排气系数，以d λ表示：d v p T l λλλλλ= （2-5）式中 v λ—容积系数p λ—压力系数 T λ—温度系数l λ—泄漏系数表2-4 各级排气系数级数Ⅰ Ⅱ v λ0.943 0.957 p λ0.96 0.98 T λ0.96 0.95 l λ0.95 0.92 l p v d λλλλλ···T =0.8260.8202.3确定各级气缸的行程容积2.3.1 凝析系数μφi 的确定（干气63页）当压缩机进口含有水蒸气（或其它蒸汽），气体经过压缩，蒸汽的分压将会提高，当压缩机的蒸汽分压超过冷却器气体出口温度下的饱和蒸汽压时，气体中的蒸汽将冷凝而析出水分。
水分的析出会影响第一级以后各级的吸气量。
计算时，如不考虑水分的析出，将会使得实际压力同计算结果不相同。
气体中的蒸汽含量可用相对湿度ϕ表示：进口气体的相对湿度以重庆市的空气相对湿度为准，以成都、昆明、贵阳的空气平均相对湿度为参照，75.0=ϕ 有、无水析出的判别式bi b p pp p s si<1··11ϕ 则无水析出，1=φμ （2-6）bi b p pp p s si>1··11ϕ 则有水析出，1<φμ （2-7）若本级前有水析出，则本级吸入的为饱和气体，凝析系数可按下式计算1111s sibi si b s i p p p p p p ⨯--=φμφ （2-8） 式中：bi b p p ,1—分别为一级和i 级在进口温度下的饱和蒸汽压, MPa ； si s p p ,1—分别为一级和i 级的名义吸气压力，MPa ； i φφ,1 —分别为一级和i 级进口气体的相对湿度。
查文献<<活塞式压缩机设计>>表2-7得：02534.01=b p 公斤/ 厘米2 07520.02=b p 公斤/ 厘米2 已得：1.01=s p MPa ，32.02=s p MPa 。
第一级从大气中吸气，无析水问题，故11=ϕμ 第二级析水系数为：206082.01.032.002534.075.0b p <=XX 二级进气水蒸气分压小于二级进气温度下的水蒸气饱和蒸汽压，故二级无水 析出 故：12=κμ。
2.3.2 抽气系数oi μ的确定在化工中流程中，经常遇到从级间抽气或加气的情况，例如在合成氨生产中，要在不同压力下清楚有害气体，使得压缩机各段的重量流量不相等。
在确定各级的气缸行程容积时，要考虑到它的影响。
为此，引进抽气系数oi u ，他表示某级的吸入容积（不考虑泄漏、析水且换算到一级吸气状态）与Ⅰ级吸入容积的比值。
有抽气1o <i μ，无抽气1=oi μ。
本设计中间无抽、加气，故121==o o u u 。
2.3.3、压缩机行程容积的确定压缩机第Ⅰ级的气缸行程容积按下式计算11d dh V V λ=（2-9）式中： d V —压缩机的排气量，m 3/min ； 1d λ —压缩机第一级的排气系数。
多级压缩机其余各级的气缸行程容积按下式计算d s s s s d h V T T p p V ⨯⨯⨯=122122o 22·λμμϕ （2-10）式中：21,s s p p —分别为一级和二级的名义吸气压力，MPa ；21,s s T T —分别为一级和二级的名义进气温度, K ；2d λ —压缩机第二级的排气系数； 2ϕu —压缩机第二级的凝析系数； 2o μ—压缩机第二级的抽气系数。
按给定排气量范围，取0.6d V =m 3/min 。