往复式压缩机原理及结构发展历程从世界范围内看压缩机的发展历程和概况。
活塞式压缩机的发展历史悠久，具有丰富的设计、研究、制造和运行的经验，至今在各个领域中依然被广泛采用、发展着。
然而，也必须注意到，制冷压缩机的不断进步也反映在其种类的多样性方面，活塞式以外的各类压缩机机型，如离心式、螺杆式、滚动转子式和涡旋式等均被有效地开发和利用，并各具特色，这就为我们制冷工程的业内人士在机型的选择上提供了更多的可能性。
在这样的背景之下，活塞式压缩机的使用范围必然受到一定影响而出现逐渐缩小的趋势，这一趋势在大冷量范围内表现得更为显著。
在中小冷量范围内，实际上还是以活塞式压缩机为主往复式压缩机的优缺点优点：适应较广泛的压力范围热效率高、单位耗电量少、加工方便对材料要求低，造价低廉生产、使用、设计、制造技术成熟装置系统较简单缺点：转速受到限制结构复杂、易损件多、维修工作量大运转时有震动输气不连续、气体压力有波动第一章热力循环（1）理论循环与实际循环之间的差别（2）实际循环的压缩机的性能1．制冷压缩机的性能指标输气量：单位时间内由吸气端输送到排气端的气体质量称谓压缩机的质量输气量q，单位为kg/h，此气体若换算为吸气状态的容积，则是压缩机的容积输气量q，单位为立方米/h。
制冷量：表示制冷压缩机的工作能力的重要指标之一，即单位时间内所能产生的制冷量。
输气系数：表示压缩机气缸工作容积的有效利用率，即压缩机实际输气量与理论输气量之比值－－称为输气系数。
指示功率和指示效率：单位时间内所消耗的指示功就是压缩机的指示功率。
制冷压缩机的指示效率就是压缩一公斤工质所需绝热循环理论功的值。
轴功率、轴效率和机械效率：由原动机传到压缩机主轴上的功率，称为轴功率。
制冷压缩机的等熵理论功率与轴功率之比，称为轴效率，用以评定压缩机主轴输入功率利用的完善程度。
机械效率是压缩机的指示功率和轴功率之比，用以评定压缩机摩擦损耗的大小程度。
电功率与电效率：从电源输入驱动电动机的功率就是压缩机所消耗的电功率。
电效率是等熵理论功率与电功率之比，用以评定电动机输入功率利用的完善程度。
效能比：为了最终衡量制冷压缩机在动力消耗方面的制冷效果，采用效能比，是指压缩机所产生的制冷量与所消耗功率之比。
有相对于轴功率与相对于电功率之分别空气压缩机指标（3）一些重要概念1）输气系数输气系数不仅影响压缩机的尺寸、重量，同时也影响着功率的消耗．此外，在压缩机的调试、和实际运转过程中，经常会遇到输气量或制冷量不足的问题．因此，很有必要对影响压缩机输气系数的各种因素进行分析．1.容积系数．主要用于表示余隙容积对输气系数影响的大小.（定义）2.压力系数．主要用于反映吸气终了压力降对输气系数的影响程度.（定义）3.温度系数．主要用于衡量气体在吸气过程中温升对输气系数的影响程度．（定义）4.泄漏系数．影响输气量的泄漏是发生在活塞、活塞环和气缸壁面间以及吸排气阀密封面的不严密处．另外，气阀的延迟关闭也会造成蒸气倒流的泄漏系数．从而影响输气系数．2）压缩机功率，效率注意提高压缩机运行的经济性，注意降低其功率消耗是十分重要的。
为此，有必要分析影响压缩机功率的各种因素，探索提高效率的途径。
1．指示功率，指示效率2．影响指示功率和指示效率的因素3.摩擦功率，机械效率和轴功率4.电机功率及电效率3）压缩机运行特性曲线4）压缩机的排气温度为何要降低压缩机的排气温度压缩机排气温度过高会引起压缩机的过热，从而影响压缩机工作。
压缩机过热会降低其输气系数和增加功率消耗。
润滑油粘度会降低，使轴承产生异常摩擦损耗，甚至出现烧瓦事故。
过高的压缩机温度促使制冷工质和润滑油在金属的催化下出现热分解，生成对工作有害的游离碳、酸类物和水分。
压缩机过热还会导致活塞在气缸里被卡住，以及内置电动机的烧毁。
所以压缩机排气温度必须加以限制：对R22和氨制冷机，低于150摄氏度；对于R12，低于130摄氏度。
如何能降低压缩机的排气温度压缩机的排气温度取决于压力比、吸排气的阻力损失、吸气终了温度和多变压缩指数。
首先要限制压缩机单级压力比，高压力比应采用多级压缩中间冷却的办法来实现。
同时要防止冷凝压力过高、蒸发压力过低等故障，降低吸排气阻力损失实际起到了缩小气缸中实际压力比的作用。
加强对压缩机的冷却，减弱对吸入工质的加热，以降低吸气终了工质温度和多变压缩指数是降低排气温度的有效途径。
对压缩机中温度较高的部分（气缸盖、内置电动机等）采用鼓风机冷却或设置水套、水冷却盘管以及在曲轴箱和机壳中装设润滑油冷却盘管，用制冷工质对润滑油进行强制冷却。
在封闭式压缩机中，提高内置电动机的效率，减少电动机的发热量对降低排气温度具有重要作用。
附：主要参数计算表表2-4 主要参数计算表工质R12 R22 R502 低温名义工况134.08 217.72 260.141033.5 1648.7 1796.9 压力比7.71 7.57 6.910.1377 0.1178 0.0761358.1 414.4 355.3399.4 474.0 396.3236.5 247.0 245.7等端点压缩多变指数 1.1 1.14 1.09吸气终了相对压力损失0.05 0.055 0.06排气终了相对压力损失0.10 0.11 0.125工质单位质量制冷量358.1-236.5=121.6 414.4-247.0=167.4 355.3-245.7=1单位等熵压缩功理论容积输气量工质R12R22R502低温名义工况压力系数=0.037=0.932=0.924泄漏系数0.980.9750.97温度系数0.79（选取）0.85（选输气系数0.813×0.937×0.81×0.98=0.6030.835×0.932×0.79×0.975=0.5990.827×0.0.85×0.9=0.634实际质量输气量制冷量等熵压缩功率指示功率=1.735=2.989=3.17摩擦功率 1.309×0.062×0.05×2×1440×40×103×105=0.2710.271 0.27轴功率1.735+0.271=2.0 2.989+0.271=3.26 3.17+0.274指标效率 1.23/1.735=0.709 2.06/2.989=0.689 2.32/3.172机械效率 1.735/1.943=0.087 2.989/3.136=0.92 3.17/3.332工质R12R22R502低温名义工况电效率0.617×0.83=0.512 0.634×0.84=0.5330.673×0.84 =0.565电功率 1.23/0.512=2.40 2.06/0.533=3.86 2.32/0 .565=4 .11能效比（相对于轴功率）3.61/2.0=1.81 5.78/3.26=1.77 6.19/3 .44=1.80能效比（相对于电功率）3.61/2.40=1.50 5.78/3.86=1.50 6.19/4 .11=1.51压缩终了温度-273.15=148 =187 =113最大功率工况，用上述同样方法计算最大轴功率3.04.52 4.74配置电动机功率/kW 3.7 5.5 5.5 上表计算中的一些参数要参照类似压缩机的经验数据选取。
其中值得指出的有：1.由于此机的吸气不经过内置电动机而直接进入吸气腔，其可按开启式压缩机的式（2-36）进行计算。
但见于以R22为工质时，压缩机的温度要比以R12为工质时高，因而这时的要取得略低些；而以R502为工质时，工质的质量流量约为以R12为工质时的两倍，这就要求把选取得较高。
2.和可按第六章中い§6-4所述方法进行计算。
3.在计算时，可以认为，等功多变指数近似等于绝热指数。
这样的话，也可用较简单的方法从图求取值，即先求从状态，等熵压缩至所耗的比功再由压缩机实际质量流量求。
4.内置电动机功率按我国YSH系列封闭式压缩机用耐氟三相异步电动机配置。
通过本例题的计算结果，可以发现，压缩机以低温工况运行时，采用R22或R502工作所得制冷量要比用R12时分别大60%～70%左右，其驱动功率亦需相应增大。
至于压缩终了温度，它与排气温度的高低有关，以用R22时为最高，用R502时则得到大幅度下降。
第二章活塞式制冷压缩机动力学（1）曲柄连杆机构的受力分析1）曲柄连杆机构的惯性力①曲柄连杆机构的惯性力包括三个方面：1．活塞往复运动所产生的惯性力2．曲柄不平衡旋转质量所产生的离心惯性力3．连杆运动所产生的惯性力在这三者之中，连杆惯性力的分析最为复杂。
这不仅由于连杆本身的运动复杂，而且还由于它是活塞和曲柄之间的中间传动件，连杆的惯性力要先通过活塞和曲柄这两个运动件，才传到固定支承上，如气缸壁和主轴承座等。
研究连杆惯性力，很重要的要找出它在连杆大小两头的表现，也就是要找出它传给活塞和曲柄之力的大小和方向②连杆惯性力的质量代替系统在压缩机动力学中，连杆惯性力的问题常常用质量代替系统的方法来处理。
所谓代替系统，就是将连杆的实际质量分布用一些假想的集中质量来代替，使后者所产生的惯性效果与前者相同。
为达到这个要求，代替质量系统应满足下述三个条件：代替系统的总质量要等于原来连杆的总质量。
代替系统的质心位置要与原来连杆质心位置重合。
代替系统对于质心的转动惯性应等于原来连杆的转动惯量③往复惯性力曲柄连杆机构的往复惯性力Fj是活塞组和连杆往复部分所产生的往复惯性力之和，Fj=-Mjaj通常在连杆中产生拉伸力的往复惯性力方向规定为正方向的力，而由上式所得的正值恰是使连杆产生压缩的力。
因此以后计算中，上式改写为：Fj=Mjaj已知往复质量Mj等于活塞组质量Mp和连杆往复质量Mc1之和：Mj=Mp+Mc1Fj=(Mp+Mc1)rω**2(cosα+λcos2α)往复惯性力可以看作两部分之和,即Fj=Mjrω**2cosα+Mjrω**2λcos2α=Fj1+Fj2这里，Fj1=Mjrω**2cosα=Mjrω**2cosωt称为一阶往复惯性力。
Fj2=Mjrω**2λcos2α=Mjrω**2λcos2ωt称为二阶往复惯性力。
图3-3－－表示的是λ=1/4时，往复惯性力随曲轴转角的变化。
不难看出，一阶往复惯性力的最大值是二阶往复惯性力最大值的1/λ倍。
因为λ=1/3.5--1/6之间，所以在往复惯性力中起主要作用的是一阶往复惯性力。
其次，一阶往复惯性力的变化周期等于压缩机曲轴旋转的周期，而二阶往复惯性力的变化周期等于压缩机曲轴旋转周期的一半。
必须注意：Fj的大小随曲轴转角而周期的变化。