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[摘 要]简要介绍了空压机进气温度升高与进气压力损失对机器比功率不同的影响程度，并进行比较分析，提出空气压缩机系统设计关于进气温度升高与进气压力损失的最佳选择方案。
[关键词]压力 温度 排气量 轴功率 比功率
中图分类号：TH457 文獻标识码：A 文章编号：1009-914X（2015）47-0308-02
一、前言
随着市场对压缩机组低噪音，低能耗等环保要求越来越高， 大部分压缩机都采用隔音罩以降低噪音， 这样在降低噪音同时候，有两种方案去可选择：第一种方案是为减小进气压力损失的影响，将机器进气阀和空滤器工作气体就来自于机头附近的热空气，但弊端是机头的吸气温度较高；第二种方案是为了保证进气阀能够吸到接近于环境温度的空气，将进风口设置于离机器进气阀较远的冷区，用橡胶导风管联结进气阀和冷区，但弊端是由于采用较长的橡胶导风管，产生一定的沿程流体压力损失，而考核空压机最重要的指标是机器的比功率， 比功率是考核空气压缩机能耗优劣的唯一指标，以上这两种方案的不利之处都不可避免影响机器的比功率 ，究竟哪种方案相对有利，这在各式空气压缩机系统设计过程中，作为工程设计人员经常会遇到的困惑：空滤应该装在相对高温的机头附近，保证尽可能减小进气压力损失，还是装在较远的低温区域，保证较低的进气温度，本文现对这两种设计的方案从热力学理论上进行分析比较，然后实践上进行论证，对压缩机系统设计具有一定的参考价值。
現采用排气压力P2=8kg/cm2的额定功率132kW活塞式空气压缩机为例先进行计算，再通过测试进行试验验证：
二、机器工作为多变压缩过程
理论计算过程
经现场测得：大气压力1.012*105 Pa （同标准吸气压力），环境温度25 ？C，排气压力稳定在8kg/cm2，进气阀和空滤压力本身固定得损失总计为2500 Pa ，进气橡胶管压力损失为500 Pa（取应用最大值，实际一般小于此数值）， 压缩机头附近温升10 ？C。
压缩机理论排气量： Q0=入v 入p 入t 入l Vh n
上式中：
入v ------容积系数 入v=1- （Vc /Vh x[ （P2 /P1）k-1]
入p------压力系数 入p= PA /P1， PA为吸气终了时压力， P1为标准吸气压力1.012*105 Pa
入t ------温度系数 入t= T1 /TA， T1为吸气前温度25 ？C（298.16K）， TA为吸气后温度
入l ------泄漏系数 入l= /（1+ V1） 一般取值为0.92，（对于同一台机器为固定值）
Vh-------汽缸每个工作循环的工作容积
n-------机器的实际转速rpm/s
P1 ，P2为标准吸排状态的压力，m为过程指数， 机器为多变压缩过程根据经验对于中大型压缩机，可取m=1.35 ，k为绝热指数，k=（m-1）/m
机器的指示功率： Ni=m/[1000（m-1）]* P1入v Vh n1[ （P2 /P1）k-1]
轴功率N= Ni/ηm
上式中： ηm为机械效率，取0.9， n1为每秒转速， n1=n/60
根据机器实际排气量和轴功率我们得到机器比功率
Wi= N / Q0 将上述公式代入得到
Wi=m/[1000（m-1）ηm] P1入v Vh n1[ （P2 /P1）k-1]/ （入v 入p 入t 入l Vh n）
=0.0203266*105* TA /PA
通过上式我们可以看出，对于同一台压缩机，在恒定的环境条件下，该空气压缩机的比功率只与机器吸气终了时压力PA和吸气后温度TA有关，并成正比关系。
备注： TA为热力学开尔文温度， PA为压强单位Pa。
（一）如果采用第一种方案，空滤直接安装在机头附近，机头附近环境温度较高，则
吸气后温度为TA=25oC+10oC=35oC=308.16K
吸气终了时压力PA=1.01*105 Pa-2500 Pa
=0.985*105 Pa
Wi1 =0.020326*105* TA /PA
Wi1 =0.020326*105* 308.16K / 0.985*105
=6.359 Kw/（m3/min）
机器理论未冷却排气温度
T i1= TA* （P2 /PA） k-1/k
=308.16*（9 /0.985）0.25926
=546.8 K （273.5oC）
（二）如果采用第二种方案，空滤安装在距离机头2m处的冷区附近， ，机头附近环境温度较低，进气隔热橡胶管压力损失为500 Pa，则
吸气后温度为TA=26oC =299.16K
吸气终了时压力PA=1.01*105 Pa-2500 Paa-500 Pa
=0.98*105 Pa
Wi1 =0.020326*105* TA /PA
=0.020326*105* 299.16 /0.98*105
=6.205 Kw/（m3/min）
机器理论未冷却排气温度
T i1= T1*（P2 /P1） k-1/k
=299.16*（9 /0.98）0.25926
=531.5 K （258oC）
综合方案（一） 和方案（二），从理论设计的角度上，我们可以看出： 综合方案（二）的比功率为6.205，小于方案 （一）的比功率6.359，节能达2.4%， 说明相对耗功小，有利于节能，另外方案（二）的排气温度比方案（一）低，空气介质的密度相对比较高和进气温度低，这也是此方案（二）节能的根本原因。 三、为了验证以上压缩机热力理论计算正确性，选用某公司一台LW-22/8-A（180HP）活塞机组（该机型附有整体隔音罩）做试验。
相关测试工具有： （1）水银温度计（2） 电机的输入功率采用FLUKE？41B型功率表 （3）U形管水压表；
相关环境参数为： （1）环境温度是25oC，（即298.16K）（2）相对湿度60%，
测试情況如下：
测量和计算
电机驱动的压缩机以及不备动力但用电机进行出厂测试的压缩机，采用通过功率表测量经过标定的驱动电机的输入功率的方式来间接确定压缩机的输入功率。
让压缩机组在额定工况条件下连续稳定运行半小时，使用FLUKE？41B型功率表，按操作说明要求测量主电机的输入功率Wm，风扇电机的输入功率WF，同时测量主电机转速NR。
（一）.如果采用第一种方案，空滤安装在机头附近，则
a）采用ASME流量测试装置测量计算压缩机在测试工况下的容积流量QR。压缩机容积流量按下式计算：
式中，——喷嘴系数，根据GB/T15487-1995图10和表8查得0.995；
——喷嘴直径，76.2mm；
——喷嘴压差，3640Pa；
——试验处大气压力，101200 Pa；
——压缩机一级吸气温度，K；TX1=tx1+273.16=35+273.16=308.16
（tx1=35oC，比环境温度高10oC）
——喷嘴上游气体温度，K； T1=t1+273.16=38+273.16=311.16
（t1=38 ？C，为ASME流量装置末端实测数据）
将数据代入上式Qo=1.1292*10-3*0.995*76.22*308.16*（3640/311.16/101200）1/2
Qo=21.6147 m3/min
b）压缩机的轴功率WR （FLUKE？41B）
WR=Wm×ηm×ηe+WF×ηF， kW
WR=144*0.945*1+2.86*0.76
=138.2536
式中，ηm——标定的驱动电机的效率；取值0.945
ηe——傳动机构的机械效率；当电机与压缩机直联时，ηe取1.0；
ηF——风扇电机的铭牌效率；取值0.76
WR——驱动电机实测输入功率；144 kW
WF——风扇电机实测输入功率；2.86 kW
c）容积流量的修正
修正的容积流量QC按下式计算：
QC=K1×Qo， m3/min
QC=1*21.6147
=21.6147 m3/min
式中，K1——转速修正系数， 当电机与压缩机直联时K1=1
NC——规定工况下的电机转速，2795 r/min。
d）轴功率的修正
修正的轴功率WC按下式计算：
WC=K1×K2×WR， Kw
WC=1*1.01523*138.2536
=140.359 Kw
式中，K2——吸气压力修正系数
——规定工况下的绝对吸气压力，100kPa；根据JB/T6430-2002
——测试工况下的绝对吸气压力，实测98.5kPa。
e）比功率的计算
压缩机的比功率按下式计算：
=140.359/21.6147
=6.4937 kW/（m3/min）
f） 机头的进气温度（吸气终了温度）TA=35oC （即308.16K）
机头的实测排气温度T i1=353 K （80oC）
（备注：由于机器在工作过程中，气体在压缩和排气过程中，受到系统冷却，机头的实测排气温度远低于理论无冷却计算的排气温度，但在同种工况下，可以以实测的排气温度差异考核方案（一）和 （二）的优劣。
（二） 如果采用第二种方案，空滤安装在距离机头2m处
a）采用ASME流量测试装置测量计算压缩机在测试工况下的容积流量QR。压缩机容积流量按下式计算：
式中，——喷嘴系数，根据GB/T15487-1995图10和表8查得0.995；
——喷嘴直径，76.2mm；
——喷嘴压差，3800Pa；
——试验处大气压力，101200 Pa；
——压缩机一级吸气温度，K；TX1=tx1+273.16=26+273.16=299.16.
（tx1=26oC，比环境温度仅高1oC）
——喷嘴上游气体温度，K；T1=t1+273.16=35+273.16=308.16
（t1=35oC，为ASME流量装置末端实测数据）
将数据代入上式
Qo=1.1292*10-3*0.995*76.22*299.16*（3800/308.16/101200）1/2
=22.544 m3/mi
b）压缩机的轴功率WR （FLUKE？41B）
WR=Wm×ηm×ηe+WF×ηF， kW
WR=139.5*0.945*1+2.86*0.76
=134.0011
式中，ηm——标定的驱动电机的效率；取值0.945
ηe——传动机构的机械效率；当电机与压缩机直联时，ηe取1.0； ηF——风扇电机的铭牌效率；取值0.76
WR——驱动电机实测输入功率；139.5 kW
WF——风扇电机实测输入功率；2.86 kW
c）容积流量的修正
修正的容积流量QC按下式计算：
QC=K1×Qo， m3/min
QC=1*22.544
=22.544 m3/min
式中，K1——转速修正系数， 当电机与压缩机直联时K1=1
NC——规定工况下的电机转速，2795 r/min。
d）轴功率的修正
修正的轴功率WC按下式计算：
WC=K1×K2×WR， Kw
WC=1*1.020408*134.0011
=136.7358 Kw
式中，K2——吸气压力修正系数
——规定工况下的绝对吸气压力，100kPa；根据JB/T6430-2002
——测试工况下的绝对吸气压力，实测101.2kPa。
e）比功率的计算
压缩机的比功率按下式计算：
=136.7358/21.544
=6.3468 kW/（m3/min）
f） 机头的进气温度（吸气终了温度）TA=26oC （即299.16K）
机头的实测排气温度T i1=349 K （76oC）
分析：
第一种方案是，空滤就近安装在机头附近，測得机器进气阀附近得进气温度是35oC，排气温度80oC，进气阀下方压力损失为2500pa. 结果的到是Wi1比功率为6.4937 Kw/（m3/min） 。
第二种方案中，空滤安装在距离机头2m处得冷区附近，通过2m长的橡胶软管联结空滤和进气阀， 测得机器进气阀附近得进气温度是26oC， 排气温度76 ？C，进气阀下方压力损失为3000pa.（可以计算得橡胶进气软管得管路压力算是实际为500Pa），在相同的工况运行后， 结果的到是Wi1比功率和6.3468 Kw/（m3/min） 。
测试的最终结果比較：
第二种方案相比较第一种方案节能1-6.3468/6.4937=2.26%
第二种方案相比较第一种方案排气温度低80oC -76oC=4oC
测试结果数值与理论计算结果呈现完全一致性。
四、结语
综上所述，经过压缩机的热力学过程分析以及实际试验，无论从机器得比功率，排气温度，第二种方案比功率小，能耗低，具有明显的优势，另外，机器的排气温度过高，对机器运行稳定性，零部件的使用寿命以及特别是含油量都有不利影响，因此对于无论是机型设计还是机型改造，进气温度对机器的比功率和排气温度占主导因素，优先保证机器进气阀吸入尽可能低的环境温度气体，可采用加长进气导管，可在损失机器一定进气压力损失得前提下，可获得综合的机器性能。这对通用压缩机系统设计具有重要的借鉴和指导意义。
参考文献
[1] 郁永章主编.容积式压缩机技术手册.机械工业出版社，2000.
[2] 沈维道，郑佩芝.工程热力学.高等教育出版社，1997.
[3] 刑子文.螺杆压缩机.机械工业出版社，2000.
[4] GB/T 15487-1995 容积式压缩机流量测量方法.
[5] GB/T 3853-1998 容积式压缩机验收试验.
[6] GB/T 13279-2002 一般用固定式往复活塞空气压缩机.
[关键词]压力 温度 排气量 轴功率 比功率
中图分类号：TH457 文獻标识码：A 文章编号：1009-914X（2015）47-0308-02
一、前言
随着市场对压缩机组低噪音，低能耗等环保要求越来越高， 大部分压缩机都采用隔音罩以降低噪音， 这样在降低噪音同时候，有两种方案去可选择：第一种方案是为减小进气压力损失的影响，将机器进气阀和空滤器工作气体就来自于机头附近的热空气，但弊端是机头的吸气温度较高；第二种方案是为了保证进气阀能够吸到接近于环境温度的空气，将进风口设置于离机器进气阀较远的冷区，用橡胶导风管联结进气阀和冷区，但弊端是由于采用较长的橡胶导风管，产生一定的沿程流体压力损失，而考核空压机最重要的指标是机器的比功率， 比功率是考核空气压缩机能耗优劣的唯一指标，以上这两种方案的不利之处都不可避免影响机器的比功率 ，究竟哪种方案相对有利，这在各式空气压缩机系统设计过程中，作为工程设计人员经常会遇到的困惑：空滤应该装在相对高温的机头附近，保证尽可能减小进气压力损失，还是装在较远的低温区域，保证较低的进气温度，本文现对这两种设计的方案从热力学理论上进行分析比较，然后实践上进行论证，对压缩机系统设计具有一定的参考价值。
現采用排气压力P2=8kg/cm2的额定功率132kW活塞式空气压缩机为例先进行计算，再通过测试进行试验验证：
二、机器工作为多变压缩过程
理论计算过程
经现场测得：大气压力1.012*105 Pa （同标准吸气压力），环境温度25 ？C，排气压力稳定在8kg/cm2，进气阀和空滤压力本身固定得损失总计为2500 Pa ，进气橡胶管压力损失为500 Pa（取应用最大值，实际一般小于此数值）， 压缩机头附近温升10 ？C。
压缩机理论排气量： Q0=入v 入p 入t 入l Vh n
上式中：
入v ------容积系数 入v=1- （Vc /Vh x[ （P2 /P1）k-1]
入p------压力系数 入p= PA /P1， PA为吸气终了时压力， P1为标准吸气压力1.012*105 Pa
入t ------温度系数 入t= T1 /TA， T1为吸气前温度25 ？C（298.16K）， TA为吸气后温度
入l ------泄漏系数 入l= /（1+ V1） 一般取值为0.92，（对于同一台机器为固定值）
Vh-------汽缸每个工作循环的工作容积
n-------机器的实际转速rpm/s
P1 ，P2为标准吸排状态的压力，m为过程指数， 机器为多变压缩过程根据经验对于中大型压缩机，可取m=1.35 ，k为绝热指数，k=（m-1）/m
机器的指示功率： Ni=m/[1000（m-1）]* P1入v Vh n1[ （P2 /P1）k-1]
轴功率N= Ni/ηm
上式中： ηm为机械效率，取0.9， n1为每秒转速， n1=n/60
根据机器实际排气量和轴功率我们得到机器比功率
Wi= N / Q0 将上述公式代入得到
Wi=m/[1000（m-1）ηm] P1入v Vh n1[ （P2 /P1）k-1]/ （入v 入p 入t 入l Vh n）
=0.0203266*105* TA /PA
通过上式我们可以看出，对于同一台压缩机，在恒定的环境条件下，该空气压缩机的比功率只与机器吸气终了时压力PA和吸气后温度TA有关，并成正比关系。
备注： TA为热力学开尔文温度， PA为压强单位Pa。
（一）如果采用第一种方案，空滤直接安装在机头附近，机头附近环境温度较高，则
吸气后温度为TA=25oC+10oC=35oC=308.16K
吸气终了时压力PA=1.01*105 Pa-2500 Pa
=0.985*105 Pa
Wi1 =0.020326*105* TA /PA
Wi1 =0.020326*105* 308.16K / 0.985*105
=6.359 Kw/（m3/min）
机器理论未冷却排气温度
T i1= TA* （P2 /PA） k-1/k
=308.16*（9 /0.985）0.25926
=546.8 K （273.5oC）
（二）如果采用第二种方案，空滤安装在距离机头2m处的冷区附近， ，机头附近环境温度较低，进气隔热橡胶管压力损失为500 Pa，则
吸气后温度为TA=26oC =299.16K
吸气终了时压力PA=1.01*105 Pa-2500 Paa-500 Pa
=0.98*105 Pa
Wi1 =0.020326*105* TA /PA
=0.020326*105* 299.16 /0.98*105
=6.205 Kw/（m3/min）
机器理论未冷却排气温度
T i1= T1*（P2 /P1） k-1/k
=299.16*（9 /0.98）0.25926
=531.5 K （258oC）
综合方案（一） 和方案（二），从理论设计的角度上，我们可以看出： 综合方案（二）的比功率为6.205，小于方案 （一）的比功率6.359，节能达2.4%， 说明相对耗功小，有利于节能，另外方案（二）的排气温度比方案（一）低，空气介质的密度相对比较高和进气温度低，这也是此方案（二）节能的根本原因。 三、为了验证以上压缩机热力理论计算正确性，选用某公司一台LW-22/8-A（180HP）活塞机组（该机型附有整体隔音罩）做试验。
相关测试工具有： （1）水银温度计（2） 电机的输入功率采用FLUKE？41B型功率表 （3）U形管水压表；
相关环境参数为： （1）环境温度是25oC，（即298.16K）（2）相对湿度60%，
测试情況如下：
测量和计算
电机驱动的压缩机以及不备动力但用电机进行出厂测试的压缩机，采用通过功率表测量经过标定的驱动电机的输入功率的方式来间接确定压缩机的输入功率。
让压缩机组在额定工况条件下连续稳定运行半小时，使用FLUKE？41B型功率表，按操作说明要求测量主电机的输入功率Wm，风扇电机的输入功率WF，同时测量主电机转速NR。
（一）.如果采用第一种方案，空滤安装在机头附近，则
a）采用ASME流量测试装置测量计算压缩机在测试工况下的容积流量QR。压缩机容积流量按下式计算：
式中，——喷嘴系数，根据GB/T15487-1995图10和表8查得0.995；
——喷嘴直径，76.2mm；
——喷嘴压差，3640Pa；
——试验处大气压力，101200 Pa；
——压缩机一级吸气温度，K；TX1=tx1+273.16=35+273.16=308.16
（tx1=35oC，比环境温度高10oC）
——喷嘴上游气体温度，K； T1=t1+273.16=38+273.16=311.16
（t1=38 ？C，为ASME流量装置末端实测数据）
将数据代入上式Qo=1.1292*10-3*0.995*76.22*308.16*（3640/311.16/101200）1/2
Qo=21.6147 m3/min
b）压缩机的轴功率WR （FLUKE？41B）
WR=Wm×ηm×ηe+WF×ηF， kW
WR=144*0.945*1+2.86*0.76
=138.2536
式中，ηm——标定的驱动电机的效率；取值0.945
ηe——傳动机构的机械效率；当电机与压缩机直联时，ηe取1.0；
ηF——风扇电机的铭牌效率；取值0.76
WR——驱动电机实测输入功率；144 kW
WF——风扇电机实测输入功率；2.86 kW
c）容积流量的修正
修正的容积流量QC按下式计算：
QC=K1×Qo， m3/min
QC=1*21.6147
=21.6147 m3/min
式中，K1——转速修正系数， 当电机与压缩机直联时K1=1
NC——规定工况下的电机转速，2795 r/min。
d）轴功率的修正
修正的轴功率WC按下式计算：
WC=K1×K2×WR， Kw
WC=1*1.01523*138.2536
=140.359 Kw
式中，K2——吸气压力修正系数
——规定工况下的绝对吸气压力，100kPa；根据JB/T6430-2002
——测试工况下的绝对吸气压力，实测98.5kPa。
e）比功率的计算
压缩机的比功率按下式计算：
=140.359/21.6147
=6.4937 kW/（m3/min）
f） 机头的进气温度（吸气终了温度）TA=35oC （即308.16K）
机头的实测排气温度T i1=353 K （80oC）
（备注：由于机器在工作过程中，气体在压缩和排气过程中，受到系统冷却，机头的实测排气温度远低于理论无冷却计算的排气温度，但在同种工况下，可以以实测的排气温度差异考核方案（一）和 （二）的优劣。
（二） 如果采用第二种方案，空滤安装在距离机头2m处
a）采用ASME流量测试装置测量计算压缩机在测试工况下的容积流量QR。压缩机容积流量按下式计算：
式中，——喷嘴系数，根据GB/T15487-1995图10和表8查得0.995；
——喷嘴直径，76.2mm；
——喷嘴压差，3800Pa；
——试验处大气压力，101200 Pa；
——压缩机一级吸气温度，K；TX1=tx1+273.16=26+273.16=299.16.
（tx1=26oC，比环境温度仅高1oC）
——喷嘴上游气体温度，K；T1=t1+273.16=35+273.16=308.16
（t1=35oC，为ASME流量装置末端实测数据）
将数据代入上式
Qo=1.1292*10-3*0.995*76.22*299.16*（3800/308.16/101200）1/2
=22.544 m3/mi
b）压缩机的轴功率WR （FLUKE？41B）
WR=Wm×ηm×ηe+WF×ηF， kW
WR=139.5*0.945*1+2.86*0.76
=134.0011
式中，ηm——标定的驱动电机的效率；取值0.945
ηe——传动机构的机械效率；当电机与压缩机直联时，ηe取1.0； ηF——风扇电机的铭牌效率；取值0.76
WR——驱动电机实测输入功率；139.5 kW
WF——风扇电机实测输入功率；2.86 kW
c）容积流量的修正
修正的容积流量QC按下式计算：
QC=K1×Qo， m3/min
QC=1*22.544
=22.544 m3/min
式中，K1——转速修正系数， 当电机与压缩机直联时K1=1
NC——规定工况下的电机转速，2795 r/min。
d）轴功率的修正
修正的轴功率WC按下式计算：
WC=K1×K2×WR， Kw
WC=1*1.020408*134.0011
=136.7358 Kw
式中，K2——吸气压力修正系数
——规定工况下的绝对吸气压力，100kPa；根据JB/T6430-2002
——测试工况下的绝对吸气压力，实测101.2kPa。
e）比功率的计算
压缩机的比功率按下式计算：
=136.7358/21.544
=6.3468 kW/（m3/min）
f） 机头的进气温度（吸气终了温度）TA=26oC （即299.16K）
机头的实测排气温度T i1=349 K （76oC）
分析：
第一种方案是，空滤就近安装在机头附近，測得机器进气阀附近得进气温度是35oC，排气温度80oC，进气阀下方压力损失为2500pa. 结果的到是Wi1比功率为6.4937 Kw/（m3/min） 。
第二种方案中，空滤安装在距离机头2m处得冷区附近，通过2m长的橡胶软管联结空滤和进气阀， 测得机器进气阀附近得进气温度是26oC， 排气温度76 ？C，进气阀下方压力损失为3000pa.（可以计算得橡胶进气软管得管路压力算是实际为500Pa），在相同的工况运行后， 结果的到是Wi1比功率和6.3468 Kw/（m3/min） 。
测试的最终结果比較：
第二种方案相比较第一种方案节能1-6.3468/6.4937=2.26%
第二种方案相比较第一种方案排气温度低80oC -76oC=4oC
测试结果数值与理论计算结果呈现完全一致性。
四、结语
综上所述，经过压缩机的热力学过程分析以及实际试验，无论从机器得比功率，排气温度，第二种方案比功率小，能耗低，具有明显的优势，另外，机器的排气温度过高，对机器运行稳定性，零部件的使用寿命以及特别是含油量都有不利影响，因此对于无论是机型设计还是机型改造，进气温度对机器的比功率和排气温度占主导因素，优先保证机器进气阀吸入尽可能低的环境温度气体，可采用加长进气导管，可在损失机器一定进气压力损失得前提下，可获得综合的机器性能。这对通用压缩机系统设计具有重要的借鉴和指导意义。
参考文献
[1] 郁永章主编.容积式压缩机技术手册.机械工业出版社，2000.
[2] 沈维道，郑佩芝.工程热力学.高等教育出版社，1997.
[3] 刑子文.螺杆压缩机.机械工业出版社，2000.
[4] GB/T 15487-1995 容积式压缩机流量测量方法.
[5] GB/T 3853-1998 容积式压缩机验收试验.
[6] GB/T 13279-2002 一般用固定式往复活塞空气压缩机.