往复活塞式压缩机设计设计

本 科 毕 业 设 计（论文） 第 49 页 共 58 页 全套设计 1 引言 空气压缩机是指压缩介质为空气的压缩机，主要作用是为生活、生产提供源源不断地、具有一定压力的压缩空气。作为一种工业装备，压缩机广泛应用于石油、化工、天然气管线、冶炼、制冷和矿山通风等诸多重要部门；作为燃气涡轮发动机的基本组成元件，在航空、水、陆交通运输和发电等领域随处可见；作为增压器，已成为当代内燃机不可缺少的组成部件。在诸如大型化肥、大型乙烯等工艺装置中，它所需投资可观，耗能比重大，其性能的高低直接影响装置经济效益，安全运行与整个装置的可靠性紧密相关，因而成为备受关注的心脏设备[1]。 压缩机按工作原理可分为容积式和动力式两大类；按压缩级数分类，可分为单级压缩机、两级压缩机和多级压缩机；按功率大小分类，可分为微小型压缩机、中型压缩机和大型压缩机。按压缩机的结构形式可分为立式、卧式和角度式。而且角度式又可分为L型、V型、W型、扇形和星型等。不同形式的压缩机具有其鲜明的特点，根据其工作原理的不同决定了其不同的适用范围[2]。 空气压缩机的选择主要依据气动系统的工作压力和流量。起源的工作压力应比气动系统中的最高工作压力高20%左右，因为要考虑供气管道的沿程损失和局部损失。如果系统中某些地方的工作压力要求较低，可以采用减压阀来供气。空气压缩机的额定排气压力分别为低压（0.7MPa~1.0MPa）、中压（1.0MPa~10MPa）、高压（10MPa~100MPa）和超高压（100MPa以上），可根据实际需求来选择。常见使用压力一般为0.7~1.25MPa[3]。 空气压缩机应用范围极为广泛，且由资料显示国内需求量呈上升趋势，是中小型工业用压缩机一个庞大的族群。中、小型微型工业用往复活塞式压缩机有着相同的传动部件基础上变换压缩级数和气缸直径，迅速派生出多品种变形产品的便利条件。不仅其容积流量、排气压力变化多端，通过适当调整部分零部件材质还可以压缩多种气体，大为扩展服务领域[4]。 活塞式压缩机与其他类型的压缩机相比，特点是 （1）压力范围最广。活塞式压缩机从低压到超高压都适用，目前工业上使用的最高工作压力达350MPa，实验室中使用的压力则更高。 （2）效率高。由于工作原理不同，活塞式压缩机比离心式压缩机的效率高很多。而回转式压缩机由于高速气流阻力损失和气体内泄漏等原内，效率亦较低。 （3）适应性强。活塞式压缩机的排气量可在较广泛的范围内进行选择；特则是在较小排气量的情况下，要做成速度型，往往很困难，甚至是不可能的。此外，气体的重度对压缩机性能的影响也不如速度型那样显著，所以同一规格的压缩机，将其用于不同介质时，较易改造[5~7]。 根据机械部JB1407-85《微型往复活塞式空气压缩机基本参数》规定，额定排气压力分为0.25MPa、0.4MPa、0.7MPa、1.0MPa、1.25MPa和1.4MPa几个档次，并规定了相应的单级、双级压缩所对应的公称容积流量（公称排气量）。但目前1.0MPa、1.25MPa和1.4MPa的压缩机产品相对较少，无法满足用户对不同压力空气气源的需要。因此，本课题设计一种排气压力为1.2MPa，排气量为0.6m3/min的微型压缩机，旨在我国现有的小型压缩机产品品种的基础上，开发相关的压缩系列产品，以填补两级空气压缩机产品的空白，符合压缩机制造行业拓展新产品的开发意向。 本课题的设计任务是在常温下对空气进行压缩，进气压力为大气压，压缩后排气压力为1.2MPa，排气量不低于0.6m3/min。为满足设计及技术要求，综合考虑，本设计采用W型二级压缩，油润滑，冷却方式为风冷式。 设计内容包括总体结构设计、热力学计算、主要零部件结构设计、动力学计算和飞轮设计五个方面。其中总体机构设计方面主要包括结构选择、气缸排列形式、运动机构的结构选择、级数选择、压缩机转数、行程的确定和驱动选择；主要零部件结构设计主要包括活塞组件的设计、曲轴结构、连杆部件的设计和气缸设计；动力学计算主要是计算各级平均切向力，然后根据不同方案级数的布置，进行叠加计算总平均切向力，选择最优方案，确定飞轮距；飞轮设计主要是通过根据机器允许的旋转不均匀度、飞轮距的大小和冷却所需风量，参照工厂图纸进行尺寸结构设计[8~12]。 2 总体结构方案设计 设计往复活塞式压缩机时应符合以下基本原则：（1）满足用户提出的排气量、排气压力，及有关使用条件的要求；（2）有足够长的使用寿命，足够高的使用可靠性；（3）有较高的运转经济性；（4）有良好的动力平衡性；（5）维护检修方便；（6）尽可能采用新结构、新技术、新材料；（7）制造工艺性良好；（8）机器的尺寸小、重量轻。 活塞式压缩机的结构方案由下列因素组成：（1）机器的型式；（2）级数和列数；（3）各级气缸在列中的排列和各列间曲柄错角的排列。 选择压缩机的结构方案，应根据压缩机的用途、运转条件、排气量和排气压力、制造厂生产的可能性、驱动方式以及占地面积等条件，从选择机器的型式和级数入手，制订出合适的方案。 总体设计的任务：选择结构方案、主要参数、相应的驱动方式以及大体确定附属装备的布置。 2.1 气缸排列的型式 压缩机气缸有多种排列型式，按气缸轴线布置的相互关系分为：卧式、立式、L型、V型、W型、星型和对称平衡型。 卧式、对称平衡型压缩机动力平衡性能较好，运转较平稳，宜用于大、中型压缩机；立式压缩机现仅用于中、小型和微型，使机器高度均处于人体高度便于操作的范围内，且中型压缩机主要用于无油润滑结构；L型、V型、W型、星型等角度式压缩机则适用于中、小型和微型。 L型、V型、W型、星型等角度式压缩机共同的优点是 （1）各列的一阶惯性力的合力可用装在曲轴上的平衡重达到大部分或完全平衡。因此，机器可取较高的转数。 （2）气缸彼此错开一定角度，有利于气阀的安全与布置。因而使气阀的流通面积有可能增加。中间冷却器和级间管道可以直接装在机器上，结构紧凑。 （3）角度式压缩机可以将若干列的连杆连接在同一曲拐上，曲轴的拐数可减少，机器的轴向长度可缩短，因此主轴颈能采用滚动轴承。 本设计属于微型中压压缩机常规设计，综合考虑其设计参数(压缩介质、排气量及排气压力)及市场现状，采用W型结构。 2.2 运动机构的结构 活塞式压缩机的运动机构有：无十字头与带十字头两种。 无十字头运动机构的特点是：结构简单、紧凑，机器高度较低，相应的机器重量较轻，一般不需要专门的润滑机构。但是无十字头的压缩机只能作成单作用的，所以气缸容积的利用不充分(因为活塞与气缸之间，只在活塞的一侧形成工作腔)，气体的泄漏量也较大，气缸工作表面所受的侧向力也较大，因而活塞易磨损，另外，气缸中的润滑油 量也难于控制。无十字头的压缩机一般只适于作成立式、V型、W型和扇形的结构。当压缩机的功率大于（120～150）kW时，无十字头的压缩机的重量要超过有十字头的压缩机，而且结构也较复杂。因此，无十字头压缩机只在小功率范围内采用。在小型移动装置中用的压缩机，要求轻便紧凑以便于搬动，多选用无十字头的运动机构。 带十字头运动机构的特点是：由于带有十字头，气缸工作表面不承受连杆传来的侧压力，所以，气缸与活塞间的摩擦和磨损较小，充分利用了气缸容积，润滑油易于控制；可以设置填料密封，所以，气体地 泄漏量较小，特别是对于易燃、易爆、有毒的气体，只能采用此种结构。当然，带十字头的压缩机增多了十字头、活塞杆及填料等部件，使机器的结构复杂，高度和重量也相应增加。一般固定式的压缩机功率都较大，特别是工艺流程中用的压缩机，要求机器长期连续运转，所以多用带十字头的压缩机。我国固定式动力用空压机，排气量在（10～100）m3/min、功率在（60～630）kW之间的都是带十字头结构。化工、石油等部门工艺流程中使用的压缩机都带有十字头。 本设计为功率较小的W型空气压缩机设计，考虑到以上因素，故采用无十字头的运动机构。 2.3 级数选择及各级压力比的分配 工业用的气体，有时需要较高的压力，此时需采取多级压缩。多级压缩有下列优点：（1）降低排气温度；（2）节省功率消耗；（3）提高气缸容积系数；（4）降低作用在活塞上的最大活塞力。 在选择压缩机的级数时，一般一般应遵循下列原则：使压缩机消耗的功最小、排气温度应在使用条件许可的范围内、机器重量轻、造价低。要使机器具有较高的热效率，则级数越多越好（各级压力比越小越好）。然而级数增多，则阻力损失增加，机器总效率反而降低，结构也更加复杂，造价便大大上升。因此，必须根据压缩机的容量和工作特点，恰当地选择所需的级数和各级压力比。 本设计为W-0.6/12型压缩机，根据市场常用压缩机型式，选择级数为二级。 2.4 列数选择 在活塞式压缩机中，一个连杆所对应的气缸活塞组即为一列。压缩机按列数的多少分成单列和多列两类。 压缩机列数的选择，主要决定于排气量、排气压力、机器的型式和级数。立式结构可以制成单列和多列压缩机；卧式结构可以制成单列和双列压缩机；对称平衡型结构只能制成多列压缩机，而且列数必须是偶数；对置型结构只能制成多列压缩机。W型结构只能制成多列压缩机，即单重W型和双重W型，其他型式类似。 各级气缸的排列应根据下述原则进行：（1）要求各列往返止点的活塞力相等。这时，曲柄连杆机构利用充分，重量较轻，惯性力较小，机械效率较高。由于往返行程的功也大致相等，因而飞轮较轻。（2）通过布置气缸排列，达到使气体的内泄漏和外泄漏尽可能小的目的。 本设计采用W型结构，如前所述，只能制成多列压缩机，采用单重W型结构。 2．5 压缩机转速和行程的确定 转速和行程的选取对机器的尺寸、重量、制造难易和成本有重大影响，并且还直接影响机器的效率、寿命和动力性能。如果压缩机与驱动机直接连接，则也影响驱动机的经济性和成本。近代设计活塞式压缩机的总趋势是提高转速。 转速、行程和活塞平均速度的关系式如下 （2-1） 式中： —活塞平均速度，m/s； —压缩机转数，r/min； —活塞行程，m。 活塞式压缩机设计中，在一定的参数和使用条件下，首先应考虑选择适宜的活塞平均速度，因为 （1）活塞平均速度的高低，对运动机件中的摩擦和磨损有直接的影响。对气缸内的工作过程也有影响。 （2）活塞速度过高，气阀在气缸上难以得到足够的安装面积，所以气阀、管道中的阻力损失很大，功率的消耗及排气温度将会过高。严重地影响压缩机运转的经济性和使用的可靠性。 移动式压缩机为尽量减少机器重量和外形尺寸，所以取活塞速度为（4～5）m/s，而本设计就属于此类。由于微型和小型压缩机，为使结构紧凑，而只能采用较小行程，所有较高转数，但活塞平均速度却较低，只有2m/s左右。本设计采用2m/s。 在一定的活塞速度下，活塞行程的选取，与下列因素有关：排气量的大小；机器的结构型式；气缸的结构。 现代活塞式压缩机的行程与活塞力之间，按统计与分析，有下列关系： （2-2） 式中：P —活塞力，t； A —系数，其值在0.065～0.095之间，较小值相应于短行程的机器，较大值相应于长行程的机器。 现代活塞式压缩机使用的气阀，都是随着气缸内气体压力的变化而自行开、闭的自动阀。气阀是活塞式压缩机的关键部件之一，气阀的优劣直接影响压缩机的性能。自70年代以来，国外微型空气压缩机开始普遍采用舌簧阀，以代替盘状阀或环状阀。在70年代末期开始，我国对这项技术进行了研究和推广。舌簧阀具有排气系数高、比功率低、寿命长、噪声小、制造工艺简单等优点。但舌簧阀相对盘状阀或环状阀寿命低，选择转速时要综合考虑。 选择压缩机转速时应注意到惯性力的影响，惯性力的大小与转速成平方关系；通常应遵循惯性力不超过活塞力的原则（因为运动部件的强度是按活塞力来计算的）。另外转数过高对阀片、活塞环、填料的使用寿命也会产生不利影响。 一般说来，活塞力较大的机器，转数相应地较低，因为活塞力较大则运动部件的尺寸和重量也相应的增加，惯性力增长的程度往往显著地超过活塞力增长的程度。此外，由于各种机构的压缩机的动力平衡性不同，所以转数也会有所区别。另外，压缩机与驱动机直联时，应顾到驱动机的额定转数。 综合考虑本设计中的上述因素，取压缩机的行程为s=0.065m、转速为n=800r/min，而气阀则选用舌簧阀。 2.6 压缩机润滑方式的选择 压缩机中，在零件相互滑动的部位，如活塞环与气缸、填料与活塞杆、主轴承、连杆大头瓦以及连杆小头衬套等处，要注入润滑剂进行润滑，以达如下目的：（1）减小摩擦功率，降低压缩机功率消耗；（2）减少滑动部位的磨损，延长零件寿命；（3）润滑剂有冷却作用，可导走摩擦热，使零件工作温度不过高．从而保证沿动部位必要的运转间隙，防止滑动部位咬死或烧伤，（4）用油作润滑剂时，尚有防止零件生锈的作用。 设计和选择润滑系统的基本要求是：（1）要有可靠的供油装置。要保证有适量的润滑油输送至各运动部位；（2）系统中要有便了检查供油情况的部位和仪表；（3）要有使润滑油净化的过滤装置；（4）供油管路的布置要紧凑、整齐，便于拆装和清洗，同一管路中管件的选择要力求划一。 按气缸是否用油润滑，压缩机的润滑方式可区分为油润滑和无油润滑两种。全无油润滑压缩机其实是指所有运动摩擦副均不采用液体润滑剂润滑，排出的压缩气体是洁净无油的一种动力机械。其特征是由气缸缸体、气缸盖、活塞、连杆、曲轴、曲轴箱等组成；铝合金或铸铁缸体采用表面处理工艺提高了表面硬度；连杆的两端采用轴承结构提高了整机的使用寿命。采用自润滑材料制成，不需添加润滑油，排出的气体不含油污，不污染作业环境和工作介质，使压缩机的工作范围更加广泛，适用一切需要高净化气源行业使用。 根据压缩机的结构特点，所采用的有油润滑方式大体可分为两种:飞溅润滑和压力润滑。飞溅润滑多用于小型无十字头压缩机中。其特点是气缸与运动部件的摩擦面均靠装在连杆上的甩油杆，将油甩起飞溅到个润滑部位进行润滑，气缸和运动部件的润滑剂只能采用同一种润滑油，气缸内带油量较大。压力润滑多用于大、中型带十字头的压缩机中。这种润滑分为两个独立系统，即气缸和填料部位是用供油压力较高的注油器供油润滑，而其它运动部件的润滑则是靠油泵连续供油。 鉴于前述内容，由于本设计是微小型的压缩机，考虑使用材料的成本，制造的工艺复杂程度等因素，本设计采用有油润滑方式，并结合两种有油润滑方式各自的特点，具体采用飞溅润滑方式。 2.7 压缩机驱动的选择 活塞式压缩机的驱动包括驱动机和传动装置。 驱动方式与压缩机的结构方案和主要参数的选择有着密切的关系，在选择压缩机结构方案和主要参数时，应该同时考虑驱动方式的选择。 活塞式压缩机驱动机可分三类 （1）电动机——异步交流电动机或同步交流电动机； （2）活塞式发动机——内燃机或蒸汽机； （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W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。W型合理的列间夹角为 ，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。 压缩机结构方案示意图如图2.1所示，结构方案采用两级置中式结构。电动机转速取n=800r/min。作用方式选用单作用式，无十字头。 根据参数要求，取行程s=65mm。 图2.1 压缩机结构方案示意图 3 热力学计算 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 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） 式中： —任意级的压力比； —总压力比； —级数。 总压力比： =1.3/0.1=13 各级压力比： 在实际压力比的分配中，为保证末级排气温度不致过高，可将末级（第二级）的压力比取小些。即取 =3.25 则第一级的压力比 =13/3.25=4 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 名义进气压力 p1（MPa） 名义排气压力 p2（Mpa） 名义压力比 ε Ⅰ 0.1 0.4 4 Ⅱ 0.4 13 3.25 3.1.2 初步确定各级排气温度 各级排气温度按下式计算 （3-2） 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： 对于微、小型空气压缩机： 空气绝热指数 =1.4，则 ，取 =1.30 各级名义排气温度计算结果列表如下。 表3-2 各级排气温度 级数 名义吸气温度T1 名义压力比 压缩过程指数n 名义排气温度T2 ℃ K ℃ K Ⅰ 20 293 4 1.30 1.377 130 403 Ⅱ 40 313 3.25 1.30 1.313 138 411 3.2 确定各级的进、排气系数 3.2.1 计算容积系数 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。 （3-3） 式中： —容积系数； —相对余隙容积； — 压力比。 各级膨胀过程指数m按下表计算。 表3-3 不同压力下的 值 进气压力（105Pa） 任意 值时 k=1.40时 1.5 1.2 1.5~4 1.25 4~10 1.3 10~30 1.35 >30 1.40 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 ，中压级 ，高压级 。 采用舌簧阀的微小型压缩机， 。 影响 的主要因素为 （1）在相同的活塞线速度和排气量情况下，高转速短行程的相对余隙容积，要比低转速长行程的相对余隙容积大得多。 （2）气阀在气缸上的布置方式不同，相对余隙容积也不同。气阀布置在气缸端面上的相对余隙容积较小，气阀径向布置或倾向布置在气缸的相对余隙容积较大。 （3）各类型气阀，在安装直径相同时，具有不同的余隙容积。环状阀比舌簧阀的相对余隙容积大。 （4）一般直径大的气缸具有较小的余隙容积。 （5）多级压缩机中，高压级的相对余隙容积要比低压级的相对余隙容积大。 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： 0.03， 0.035。 由此，各级 计算如下 3.2.2 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 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 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 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 范围内选取。 故在本设计当中，选取： ， 。 3.2.3 确定温度系数 温度系数 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 。如果气缸冷却良好，进气过程中加入气体的热量少，则 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， 取较低值。 影响 的因素包括 （1）压力比大者， 取小值。 （2）冷却效果好时， 取大值，水冷却比风冷却的 大。 （3）高转速比低转速的压缩机， 大。 （4）气阀阻力小时， 取大值。 （5）大、中型压缩机 取大值，微、小型压缩机 取小值。 考虑到本设计为油润滑结构，且为风冷。故选取： ， 。 3.2.4 确定泄漏系数 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， ；无油润滑压缩机， 。 影响 的因素包括 （1）大直径气缸， 取大些，小直径气缸 取小些。 （2）有油润滑压缩机， 取大些，无油润滑时， 取小些。 （3）高转速压缩机， 取大些，低转速压缩机 取小些。 （4）压力高，级数多， 取小些相反可取大些。 本设计为油润滑，故选取： 0.98， 0.95。 3.2.5 确定各级排气系数 按下式计算 （3-4） 表3-4 各级排气系数 级数 Ⅰ Ⅱ 0.9348 0.9451 0.95 0.97 0.96 0.94 0.98 0.95 0.8355 0.8187 3.3 确定各级气缸的行程容积 3.3.1 凝析系数 的确定 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。 进口气体的相对湿度以石家庄市的空气相对湿度为准，查文献[5]附表56国内各地空气计算参数，以太原、天津等地的空气平均相对湿度为参照，取 。 有、无水析出的判别式 则无水析出， （3-5） 则有水析出， （3-6） 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 （3-7） 式中： —分别为一级和i级在进口温度下的饱和蒸汽压, MPa； —分别为一级和i级的名义吸气压力，MPa； —分别为一级和i级进口气体的相对湿度。 查文献[5]表3-5得： MPa， MPa。 已得： MPa ， MPa。 第一级从大气中吸气，无析水问题，故 。 第二级析水系数为 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 。 3.3.2 抽气系数 的确定 有抽气 ，无抽气 。 本设计中间无抽、加气，故 。 3.3.3 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 （3-8） 式中： —压缩机的排气量，m3/min； —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 （3-9） 式中： —分别为一级和二级的名义吸气压力，MPa； —分别为一级和二级的名义进气温度, K； —压缩机第二级的排气系数； —压缩机第二级的凝析系数； —压缩机第二级的抽气系数。 按给定排气量范围，取 m3/min。则 m3/min 压缩机第二级的行程容积： m3/min 3.3.4 确定气缸直径 计算出各级气缸的行程容积后，可按一下各式计算气缸直径。 对于单作用气缸 （3-10） 对于双作用气缸 （3-11） 式中： —i级气缸的行程容积, m3/min； 　s —活塞行程，m； n —压缩机转速，r/min； z —同级气缸数； d —活塞杆直径，m。 本设计采用单作用气缸，连杆直接与活塞相连，无十字头和活塞杆。 故气缸直径为 一级气缸： 二级气缸： 按国家圆整后： ， 。 3.4 修正各级名义压力和温度 在各级气缸直径计算出后，要按国家标准进行圆整。圆整后，各级的压力和温度会发生变化，需要进行修正。 3.4.1 确定圆整后各级的实际行程容积 圆整后的行程容积用下式计算。 （3-12） m3/min m3/min 3.4.2 计算各级压力修正系数 及 （3-13） （3-14） 式中： 、 —同级吸、排气的修正系数。 因此，修正系数为 3.4.3 修正后各级名义压力及压力比 （3-15） （3-16） 式中： 、 ———— 圆整前的i级名义吸、排气压力，105Pa； 、 ————圆整后的i级名义吸、排气压力，105Pa。 105Pa 105Pa 表3-5 修正后各级名义压力及压力比 级 次 Ⅰ Ⅱ 计算行程容积 ，m3 0.7181 0.1957 实际行程容积 QUOTE ，m3 0.7372 0.2 修正系数 βk βk+1 1 1.005 1.005 名义进气压力 0.1 0.4 0.402 名义排气压力 0.4 0.402 1.3 修正后的名义压力比 4.02 3.234 3.4.4 修正后各级排气温度 表3-6 修正后各级排气温度 级数 进气温度 ，K 压力比 QUOTE 压缩过程 指数n 排气温度 ，K Ⅰ 293 4.02 1.3 1.379 404 Ⅱ 313 3.234 1.3 1.311 410 3.5 计算活塞力 3.5.1 计算气缸进排气过程的平均压力 由文献[5]查得： =6% =4% =9% =7% 表3-7 气缸内进、排气过程的平均压力 级数 修正后名义压力（MPa） 相对压力损失（%） 1-δs 1+δd 气缸内实际压力 实际压力比 δs δd Ⅰ 0.1 0.402 6 9 0.94 1.09 0.094 0.4382 4.662 Ⅱ 0.402 1.3 4 7 0.96 1.07 0.3859 1.391 3.605 3.5.2计算活塞力 列的活塞力是各列气缸中作用在活塞工作面积 上的气体压力的代数和 （3-17） 最大活塞力(气体力)发生在内、外止点处，规定：使连杆受拉为正，使连杆受拉为负。 轴侧 （3-18） 盖侧 （3-19） 式中： ， —分别为同列缸各级的实际吸、排气压力，Pa； ， QUOTE —分别为同列缸内各级对应级的轴侧、盖侧活塞工作面积，m2。 轴侧活塞工作面积为 （3-20） 盖侧活塞工作面积为 （3-21） 则 m2 m2 表3-8 各列活塞力 级次 内止点活塞力P(106N) 轴侧(+) 盖侧(-) Ⅰ 0.4382 0.007085 0.003105 0.094 0.007085 0.000666 QUOTE 0.002439 Ⅱ 1.391 0.003847 0.005351 0.3859 0.003847 0.001485 0.003866 级次 外止点活塞力P(106N) 轴侧(+) 盖侧(-) Ⅰ 0.094 0.007085 0.000666 0.4382 0.007085 0.003105 -0.002439 Ⅱ 0.3859 0.003847 0.001485 1.391 0.003847 0.005351 -0.003866 一级最大活塞力为2439N，二级最大活塞力为3866N。 3.6 计算轴功率，选择电机 3.6.1 计算各级指示功率及总指示功率 压缩机在单位时间内消耗于实际循环中的功称为指示功率。 对于理想气体，各级的指示功率按下式计算 （3-22） 对于实际气体，各级的指示功率按下式计算： （3-23） 式中： ， —分别为级的名义吸、排气压力，Pa； ， QUOTE —分别为同列缸内各级对应级的轴侧、盖侧活塞工作面积，m2。 本设计中工质为看做为理想气体，故用式（3-22）计算 =2747W =2803W 压缩机的总指示功率为 = W 3.6.2 压缩机轴功率 指示功率是压缩机活塞作用于气体的功率，属内功率。驱动机传给压缩机主轴的功率为轴功率，它除了提供内部功率以外还要克服摩擦副之间的机械摩擦功率，通常摩擦损失耗功都用机械效率 表示，故轴功率为 （3-24） 根据已有机器的统计， 带十字头的大、中型压缩机： 小型不带十字头的压缩机： 高压循环压缩机： 无油润滑压缩机的机械效率还要低些。另外如果主轴同时要驱动油泵或风扇等，则 要取下限。 根据以上经验，取 ，则 W 3.6.3 电机输入功率 对于中、小型压缩机，若用皮带、齿轮等传动时，还要考虑传动损失，则驱动机的效率为 （3-25） 式中： —传动效率。 一般皮带传动 ；齿轮传动 。 一般驱动功率还应留有（5~15）%的功率储备，故驱动机的功率应为 （3-26） 本设计选用皮带传动， ，按10%的裕度计算。故 kW 所以选用Y系列Y132M-4，其功率为7.5 kW，满载转速为1440r/min，主轴颈φ为38mm。 4 主要零部件设计 往复活塞式压缩机的主机包括传递动力并将电动机的回转运动转化为活塞的往复直线运动的曲柄——连杆机构以及来实现压缩工作循环的气缸、活塞以及密封等组件。下面将分别对各组件进行设计。 4.1 活塞组件设计 活塞组件与气缸构成了压缩容积。活塞组件必须有良好的密封性，此外还要求 （1）有足够的强度和刚度。 （2）活塞与活塞杆(或活塞销)的连接和定位要可靠。 （3）重量轻。两列以上的压缩机中．应根据惯性力平衡的要求配置各列活塞的重量。 （4）制造工艺性好。 对本设计来说，活塞组件的设计包括活塞环的设计、刮油环的设计、活塞的设计和活塞销的设计。它们在气缸中作往复运动，与气缸一起构成了行程容积。 4.1.1 活塞环设计 活塞环是密封气缸镜面和活塞间的缝隙用的零件。另外，它还起布油和导热的作用。对活塞坏的基本要求是密封可靠和耐磨损。它是易损件，在设计中尽量用标谁件和通用件，以利生产管理。在活塞式压缩机中，活塞环是关键的零件之一，它设计质量的好坏直接影响到压缩机的排气量、功率、密封性及可靠性，从而影响到压缩机的使用成本。活塞环的材料及结构尺寸的选择对其寿命起至关重要的作用。 4.1.1.1 活塞环的材料 如果没有特殊要求，活塞环一般用铸铁或合金铸铁制造。不同活塞环直径宜选用的灰铸铁牌号见表4-1。对于小直径活塞环或高转速压缩机用的活塞环，可选用合金铸铁制造。 表4-1 灰铸铁活塞直径与铸铁牌号关系 活塞环直径，mm 灰铸铁牌号 HT300或HT250 HT200或HT250 HT200 本设计采用的活塞环材料为灰铸铁，牌号为HT250。 4.1.1.2 活塞环的结构设计 常用的活塞环的结构有4种：直切口式、斜切口式、搭接口式、组合式。 （1）直切口式。该结构加工简单，但压缩机气体泄漏量大，因此一般很少采用。 （2）斜切口式。该结构压缩机气体泄漏量及加工难易程度介于直切口式与搭接口式之间，使用最为广泛。大部分进口压缩机及国产压缩机的活塞环均采用该结构。 （3）搭接口式。该结构压缩机气体泄漏量很少，加工最复杂，一般用于压力较大的场合。 本设计采用直切口式。 4.1.1.3 活塞环环数的确定 活塞环的数目按下列经验公式估算： （4-1） 式中： —活塞环两边的最大压差，105Pa。 活塞环的数目按上述公式进行计算后，根据压缩机的转速的行程进行圆整。 ，取 =2。 ，取 =3。 4.1.1.4 主要尺寸的确定 （1）径向厚度t 径向厚度t一般取t=（1/22~1/36）D。D为活塞环外径（mm），且大直径活塞环的t取小值，小直径活塞环的t取大值，最后应取标准值。 mm，取 =4mm。 mm，取 =3mm。 （2）轴向厚度h 轴向厚度h一般取h=（0.4~1.4）t。较小值用于大直径活塞环，较大值用于小直径活塞环和压差较大的活塞环，最后应取标准值。 mm，取 =3mm。 mm，取 =3mm。 （3）开口热间隙 开口热间隙 按下式计算 （4-2） 式中： —活塞环外径，mm； —活塞工作时的温度，通常取排气温度，℃； —在检验尺寸 时活塞环本身的温度，通常取室温20℃； —活塞环材料的线膨胀系数（1/℃），铸铁 /℃。 mm，取 =0.6mm。 mm，取 =0.5mm。 （4）自由开口宽度A 查文献资料[1]得：A1=11.8mm A2=7.5mm 根据已知的条件 =95mm， =70mm，选用文献[1]中的标准活塞环。 图4.1 活塞环的结构简图 4.1.2 刮油环设计 在单作用的气缸中，为了防止曲轴内的润滑油窜入气缸，要采用刮油环。刮油环的工作面有锋利的边缘，以便把气缸上的润滑油刮下，刮下的油顺着活塞上的导油孔导出。 为把润滑油引出，在环中间加工出圆弧形槽。在设计中，刮油环尽量选用标准件和通用件，以利于生产管理。根据一、二级活塞直径查文献[1]表4-36选择刮油环的型号和尺寸见图4.2、图4.3。 图4.2 一级活塞环的结构简图 图4.3 二级油环的结构简图 4.1 .3 活塞的设计 对于小型、微型无十字头的压缩机，活塞销与连杆直接相连。当压缩机工作时，侧向力将活塞压向气缸表面，这样侧向力主要由活塞群部承受。此时为防止活塞的外表面造成气缸的损伤，通常销座附近的群部略向下凹。 活塞式压缩机中采用的活塞基本结构型式有：简形、盘形、级差式、组合式、柱塞等。 （1）筒形活塞：用于小型无十字头压缩机，通过活塞销与连杆连结。 （2）盘形活塞：用于低压中压气缸中。为了减轻重量，一般铸成空心的。两个端面用加强筋互相连结，以增加刚性。 （3）级差式活塞：用在串联两个以上压缩级的级差式气缸中。 （4）隔距环组合型活塞：高压级中，活塞环径向厚度 与它的直径 的比值，比一般情况取得大些，以提高活塞环弹力和它对气缸表面的比压。 （5）柱塞：活塞直径很小时，采用活塞环密封在制造上有困难。因此采用不带活塞环的柱塞结构。 本设计采用筒型活塞。 4.1.3.1 活塞材质的选取 根据参考文献[1]表4-20，选择本设计一级气缸的材质为HT200，二级气缸的材质为HT200。 4.1.3.2 活塞结构尺寸的确定 不计密封环和刮油环高度时的活塞高度 （4-3） 式中： —最大侧向力 ； 为连杆径长比， 为最大活塞力； D—活塞直径，m； [k1] —筒形活塞支撑面的许用比压， 0.15 MPa ~0.30MPa。 取 0.2MPa， =1/4.5 不计密封环和刮油环高度时的一级活塞高度 m=28.5mm 不计密封环和刮油环高度时的二级活塞高度 m=61.4mm 活塞的总高度 （4-4） 式中：n，m—活塞环数； h，h3—活塞环的轴向高度，mm。 一般取 =（1-2）h。根据刮油环的设计知： =4.5mm 一级活塞高度： mm 二级活塞高度： mm 活塞总高度一般与活塞直径D的关系为 （4-5） 一级活塞高度范围： mm 二级活塞高度范围： mm 综上所述：取一级活塞高度 =72mm，取二级活塞高度 =72mm。 活塞顶面至第一道活塞环的距离为 （4-6） 一级活塞顶面至第一道活塞环的距离 mm 二级活塞顶面至第一道活塞环的距离 mm 取 =6mm， =6mm。 活塞环之间的距离为 （4-7） 一级活塞活塞环之间的距离 mm 二级活塞活塞环之间的距离 mm 取 ， 。 裙座到底边的距离约为 （4-8） 一级活塞裙座到底边的距离 mm 二级活塞裙座到底边的距离 mm 活塞销中心线到底边距离约为 （4-9） 一级活塞活塞销中心线到底边距离 mm，取为32 mm。 二级活塞活塞销中心线到底边距离 mm，取为32 mm。 活塞销孔径均为20 mm。 活塞的基本结构见图4.4。 图4.4 活塞示意图 4.1.4 活塞销的设计 4.1.4.1 活塞销的材料 活塞销连接了活塞和连杆，在活塞运动过程中，承受连杆的重量和连杆作用在活塞销的力，所以活塞销要有足够的强度和刚度。综合考虑选择20Cr。 4.1.4.2 活塞销的主要结构尺寸 活塞销的尺寸，根据最大活塞力作用下活塞销投影工作面上的许用比压初步确定后，按弯曲和剪切作用校核其强度。活塞销的计算尺寸如图6所示。 （4-10） 式中：pmax—最大活塞力，N； d —活塞销直径，m； l0 —连杆铜套长度，按l0 (1.1~1.4)d的范围选取； [k2] —活塞销许用比压，活塞力始终在一个方向时，[k2] 120×105Pa ~150×105Pa；活塞力的方向有变化时，[k2] 150×105Pa ~250×105Pa。 因为活塞力有变化，取[k2] 200 105Pa。 则一级活塞销 ，d 0.0105m 10.5mm，取d 20mm 二级活塞销： ，d 0.0133m 13.3mm，取d 20mm 活塞销座处的表面压力按下式确定 （4-11） 式中：d—如图6所示，为活塞销外径，mm； —活塞销在一侧销座中的支撑长度，mm。 表面压力的许用值 活塞销在销座中为紧固支撑，铸铁活塞 35 Mpa~40MPa。铸铝活塞 20 MPa~25MPa。 一级活塞：d 10mm，取 20mm，则 MPa，在允许范围内。 二级活塞：d 16mm，取 10mm，则 MPa，在允许范围内。 图4.5 活塞销计算示意图 图4.6 活塞销座计算尺寸 进行弯曲验算时，把活塞销看作两端自由支撑的梁，与连杆接触长度l0上承受均布载荷，中间截面 的弯曲应力最大，其值为 （4-12） 式中：Pmax—最大活塞力，N； l —活塞销座支撑长度中点间的距离，mm； l0 —连杆轴承的宽度，mm； d0 —活塞销中心孔径，mm，一般取d0=(0.6~0.7)d。 许用弯曲应力：碳素钢 90 MPa；合金钢 150 MPa。 一级活塞连杆小头的宽度l0 24mm；活塞销中心孔径选择d0 8mm；连杆铜套与活塞销座之间应留出一定间隙，取间隙为 EMBED Equation.3 8mm， =3mm。则活塞销总长为 （4-13） 一级活塞销： =80mm 二级活塞销： mm 一级活塞销 MPa 二级活塞销 MPa 活塞销的材料为20Cr，是合金钢，一、二级活塞销的 在允许范围内。 截面Ⅱ-Ⅱ上的剪切应力为 （4-14） 许用剪切应力：碳素钢 50 MPa；合金钢 100 MPa。 活塞销的材料为20Cr,为合金钢， 100 MPa。 一级活塞销： MPa 100 MPa，在允许范围内； 二级活塞销： MPa 100 MPa，在允许范围内。 4.2 气缸的设计 4.2.1 基本结构型式及选材 气缸是活塞式压缩机中组成压缩容积的主要部分。根据压缩机所要达到的压力、排气量、压缩机的结构方案、压缩气体的种类、制造气缸的材料以及制造厂的习惯等条件，气缸的的结构可以有各种各样的形式。 设计气缸的要点是 （1）应具有足够的强度和刚度。工作表面具有良好的耐磨性。 （2）要有良好的冷却；在有油润滑的气缸中，工作表面应有良好的润滑状态。 （3）尽可能减小气缸内的余隙容积和气体阻力。 （4）结合部分的连接和密封要可靠。 （5）要有良好的制造工艺性和装拆方便。 （6）气缸直径和阀座安装孔等尺寸应符合“三化”要求。 为了保证工作的可靠性，压缩机列中的所有气缸都要有较高的同心性。为此气缸上一般都设有定位凸肩。定位凸肩导向面应与气缸工作表面同心，而且结合平面要与中心线垂直。 由于活塞和活塞环在气缸工作表面上滑行，使气缸工作表面受到摩损，而且当活塞在止点位置时，速度等于零，靠压缩容积一侧的第一道活塞环的比压很大，有可能咬在工作面上，所以此处的磨损最大。因此应恰当的选择活塞环和气缸工作面之间硬度和配合。本次设计在气缸工作表面加上细微的珠光体组织，硬度达HB170以上，使活塞环的硬度比气缸工作表面的硬度高（10~20） HB。当工作表面的Ra的上限值为12.5时磨损最小，但用普通的加工方法很难达到这样的光洁度。因此本次设计无十字头的压缩机表面的Ra的上限值为6.3即可。 气阀在气缸上的布置方式对气缸的结构有很大影响。本次设计气阀关键是通道截面要大、余隙容积要小、安装和修理要方便。因此本次设计选用舌簧阀，为了简化气缸的结构，气阀安装在气缸盖上，气阀的中心线与气缸中心线平行布置气阀在两气缸盖上。这时气阀与气缸连通通道引起的余隙容积较小，气流畅通。 单作用气缸的润滑点布置在靠压缩容积侧第一道活塞环扫过距离的中间位置，而且气缸一般都有指示器接管。 为了防止气体外泄，压紧螺栓的端部用封闭螺母紧固，螺母与阀盖的结合面上加热片密封。吸气阀受气缸内的气体压力作用，脱离其承座的力要比排气阀所受的同样的力大得多，所以吸气阀压罩的压紧螺栓要比排气阀的取得多。 气缸因工作压力不同而选用不同强度的材料，工作压力低于6MPa的气缸用铸铁制造。工作压力低于20MPa的气缸用铸铁或稀土球墨铸铁制造。工作压力更高的气缸则用碳钢或合金钢制造。 铸铁具有优良的铸造性能，对气缸结构形状的限制较小，所以铸铁气缸的形式较多，有单层壁气缸和多层壁气缸。大、中型压缩机的铸铁气缸多为多层壁，而本设计为微型压缩机气缸，所以选用单层壁铸铁气缸，铸铁型号为HT200。图4.7为风冷空气压缩机的气缸。 为了保证工作的可靠性，压缩机列中的所有气缸要有较高的同心性。为此，气缸上一般都设有定位凸肩，定位凸肩导向面应与气缸工作表面同心，而其接合平面要与中心线垂直。 气缸中孔的内圆表面，为气缸的工作表面，供活塞在其中作往复运动，并保持滑动部分的气密性，以形成所需的压缩容积。 为了保证活塞对气缸工作表面的可靠密封，须将活塞环运动时扫过的气缸工作表面精密加工。工作表面的长度应满足这样的要求：活塞在内、外止点位置时，相应的最外一道活塞环能越出工作表面（1～2）mm，以避免形成凸边或积垢。为了便于加工工作表面和安装活塞方便，应使工作表面两端之外的表面取较大直径。而且与工作表面成锥面过渡，锥面的斜度一般取1∶3或等于15°的斜角。 为了减少气缸工作表面的磨损，应恰当地选择活塞环和气缸工作表面之间的硬度和配合，这就要求气缸工作表面具有细微的珠光体组织，硬度达HB170以上。一般使活塞环的硬度比气缸工作表面的硬度高（10～20）布式硬度单位。 如果压缩气体较脏或者压缩气体使气缸表面的润滑恶化，则气缸表面就有较大的磨损。这时，需采用优质材料制成的气缸套作气缸工作表面。此外，还由于下列理由采用气缸套：（1）铸钢和锻钢气缸，为了防止咬合；（2）气缸有缺陷，经修补回用；（3）便于实现气缸尺寸系列化等。 为了简化气缸和气缸套的加工，除定位凸肩以外，其余部分圆表面不加工成阶梯形，而把靠近定位凸肩的一半气缸长度按过盈配合加工；离定位凸肩较远的另一半长度按间隙配合加工。气缸套外圆的极限公差，通常根据已加工气缸的实测值来确定。 气阀在气缸上的布置方式，对气缸的结构有很大影响，是设计气缸所要考虑的主要问题之一。布置气阀的主要要求是：通道截面要大；余隙容积要小；安装和修理要方便。选择气阀数量时，力求统一化，即两级或更多级都采用相同的气阀，而各级所需的通流截面靠改变气阀数量来实现。 小型无十字头压缩机，为了简化气缸的结构，气阀可以安装在气缸盖上。组合阀比单个布置能更好地利用端盖的面积，而且气缸的余隙容积也比单个布置的小。 气阀倾斜地布置在锥形大的气缸盖上，余隙容积小，通道面积大，气体流动损失较小，而且在多列压缩机中还可以缩短列间距离。缺点是气缸盖的加工复杂，端面密封困难。气阀的中心线与气缸中心线平行布置，气阀在两气缸盖上。这时气阀与气缸连通通道引起的余隙较小，气流畅通，还可以设置较大直径的气阀。 另外，还要考虑密封。气缸与气缸盖之间，气阀与气缸之间，采用软垫片、金属垫片、研磨等方式密封。考虑到工作压力，本设计采用软垫片密封。常用的软垫材料为橡皮和石棉板，也有采用金属石棉垫片，它由铜与石棉制成。 4.2.2 气缸主要尺寸的确定 一级气缸的壁厚按铸造要求确定 工作压力为(0.2～0.3) MPa时， （4-15） 而压力较高或小直径铸铁气缸的壁厚按薄壁圆筒公式计算 （4-16） 式中： —气缸工作压力，MPa； —气缸内径，mm； —壁厚的附加项，其值按（5～8）mm选取，气缸直径较大时取较大值； —气缸材料的许用拉伸应力，MPa，普通灰铸铁 =（15～18） MPa；高强度铸铁 =（20～28）MPa；球墨铸铁 =（60～80）MPa；气阀布置在气缸上，气缸形状较简单且用高强度铸铁时， =（25～40）MPa。 各级气缸壁厚按（4-16）计算。 取 为15 MPa，则各级气缸的壁厚为 mm mm 本次设计冷却方式是风冷，风冷气缸靠气缸外壁加散热片来冷却散热片环向布置。这样冷却较均匀，但是相对纵向气缸刚性较差。气缸靠近盖端的散热片较长，而且气缸盖也设散热片，以加热这一部分的冷却。若气缸上散热片排列过于稀疏，会导致气缸散热不充分，使各级工作温度升高，从而影响了压缩机的正常工作。若气缸上散热片排列过于紧密，在散热过程中风无法吹到散热片表面，带不走多余热量，也会使各级工作温度升高，从而影响了压缩机的正常工作。因此参照压缩机厂的经验数据，初步选定两级散热片数都为8个，翅片间距为12mm。 气缸其它尺寸由工艺条件确定。 1、 二级气缸尺寸示意图见图4.7，图4.8。 图4.7 一级气缸尺寸示意图 4.3 曲轴的设计 4.3.1 曲轴的结构形式及选材 曲轴是压缩机中传递动力的重要零件。由于它承受很大的交变载荷和磨损，所以对其疲劳强度和耐磨性更求较高。压缩机中的曲轴有两种：曲柄轴和曲拐轴。曲轴主要包括主轴颈、曲柄和曲拐销等部分。 曲拐轴简称曲轴。其特点是：曲拐销的两端均有曲柄。为使曲轴不产生过大的绕度，两相邻轴颈之间只设一个曲拐。对称平衡型压缩机的曲轴，因两曲拐很近，则可设一对曲拐。 曲柄轴的结构特点是仅在曲拐销的一端有曲柄，曲拐销的另一端为开式，连杆的大头可从此端套入。因此，曲柄轴采用悬臂式支撑。由于曲柄轴的曲柄销是外伸梁，使连 杆结构简单，安装方便。故本设计采用曲柄轴。 图4.8 二级气缸尺寸示意图 曲轴一般用40或45优质碳素钢锻造或用稀土球墨铸铁铸造而成。采用球墨铸铁铸造可以直接铸出所需要的结构形状，经济性好，且对应力集中敏感性小，耐磨，加工要求也比碳钢低。因此，选择曲轴的材料为QT600-3。 4.3.2 主要结构尺寸的确定 （1）曲柄销直径 （4-17） 式中： ————最大活塞力，N。 当压缩机活塞力小，列数少，行程短，往返行程中活塞力较接近，以及曲轴材料许用应力高，轴承负荷能力强时，系数的取值可偏小；反之，系数取值应偏大。 则 mm，为了提高曲柄销强度且参考工厂图纸，取 mm。 （2）主轴颈直径 （4-18） 在确定轴颈尺寸时，应顾及轴颈重合度 ，应尽量避免 等于零或接近零。 则 mm，考虑实际情况并参考工厂图纸，取 mm。另一端 mm。 （3）轴颈长度 轴颈长度要与轴承宽度相适应。在非定位轴颈处，轴颈直圆柱部分的长度要比轴承宽度适当大一些，使轴颈与轴承沿轴线方向有相互窜动的余地，以适应制造偏差和曲轴热膨胀的影响。 再根据参考工厂图纸，取一侧的轴颈 mm，另一侧的轴颈 mm。 （4）曲柄厚度 （4-19） 大的曲柄厚度相应于小的曲柄宽度；小的曲柄厚度相应于大的曲柄宽度。在轴颈重合度 较大时，例如 ＞0.3，曲柄厚度 可酌情减少10%～20%。 那么 mm，取 mm。 （5）曲柄宽度 （4-20） 铸造曲轴以取小大的曲柄宽度为宜，以减少机加工切削量。则 mm，取 mm。 （6）曲柄半径 根据所给定的活塞行程65mm的一半来确定曲柄半径，则曲柄半径 mm。 4.4 连杆的设计 4.4.1 连杆的结构型式及选材 连杆是将作用在活塞上的推力传递给曲轴，有将曲轴的旋转运动转换为活塞的往复运动的机件。 连杆包括杆体、大头、小头三部分。杆体截面有圆形、环形、矩形、工字形等。圆形截面的杆体，机械加工最方便，但在同样强度时，具有最大的运动质量，适用于低速、大型以及小批生产的压缩机。工字形截面的杆体在同样强度时，具有最小的运动质量，但其毛坯必须用模锻或铸造，适用于高速及大批量生产的压缩机。本设计采用工字形。在连杆的大头小头处分别设置大小轴瓦，以方便装配调整，降低连杆的磨损。 连杆材料一般采用35号、40号、45号优质碳素钢或球墨铸铁，高转速压缩机可采用40Cr、30CrMo等优质合金钢。本设计中连杆采用的材料为LY12。 4.4.2 连杆主要结构尺寸的确定 （1）连杆长度的确定 连杆长度 ，即连杆大小头孔中心距，由曲柄半径 与连杆长度 的比值 决 定。 愈大，愈容易使连杆在运动时与滑道壁相碰； 值取小了，就会使压缩机外形增 大。所以 值必须取得适当。对立式或角度式压缩机： ，因此可取 ， mm。 （2）连杆大头瓦尺寸的确定 目前大多数压缩机考虑到制造、维修的便利，把曲柄销直径设计成与主轴颈一样，所以大头瓦的设计与主轴瓦设计一样。选择轴瓦的材料为15ChSnSb11-6，取大头瓦内径为38mm。 （3）连杆小头衬套尺寸的确定 小头轴瓦近年广泛采用衬套结构，衬套的厚度 及宽度 取 （4-21） （4-22） 式中： —活塞销直径，mm。 小头衬套材料多采用铜合金。取小头衬套内径 为活塞销直径20mm。那么， mm，取 mm； mm，取 mm。 （4）连杆宽度的确定 从工艺上考虑连杆大小头宽度取相等。对于连杆宽度取 ，式中 为轴瓦的宽度，mm；对于大头定位时，为大头瓦宽度，对于小头定位时，则为小头衬套宽度。 大头宽度 mm，可取与大头轴瓦宽度相同的尺寸，则取 mm； 小头宽度 mm，可取与小头衬套宽度相同的尺寸，则取 mm。 （5）连杆大小头孔径的确定 大头孔径取大头瓦外径为 mm，小头孔径取小头衬套外径为 mm。 （6）连杆杆体结构尺寸的确定 杆体中间截面面积的尺寸 （4-23） 式中： —杆体中间截面面积的当量直径，mm； —最大活塞力，N。 对于活塞力 N的高速、短行程小型连杆，相对连杆截面较小，为了增强刚性，都应制成工字形截面的杆体。式（4-22）中系数取16.5～21.5。 当 ＞ N，杆体为工字形截面，式（4-22）中系数取21.4～22.0；杆体为圆形截面，系数取23.0～24.5。 当量直径 ，对圆形截面的杆体，即为杆体中间截面的直径。对于非圆形截面的杆体，从式（4-22）求得 后，必须再计算成面积： ，以 为杆体的中间截面面积，再求得工字形或矩形的尺寸。 （4-24） （4-25） 杆体的中间截面，即为 与 的平均值处截面。 式（4-22）中系数取16.5～21.5，则 mm，取 EMBED Equation.3 mm； mm2； mm，取24mm； mm，取15mm。 杆体截面沿长度通常是直线变化的，并根据受力情况愈接近大头的截面尺寸愈大。 工字形的截面宽度 是不变的，其高度变化一般取： 在 处 （4-26） 在 处 （4-27） 由于 EMBED Equation.3 mm，故 mm，取 mm，则 mm； 由于 EMBED Equation.3 mm，故 mm，取 mm，则 mm。 5 动力学计算 动力学计算的两大任务是飞轮矩确定和动平衡设计。动平衡设计的目的是平衡往复和旋转惯性力及其力矩，减小机器振动。 动力学计算的目的有：（1）求出压缩机的各种作用力及其合力在一个周期内的变化规律，从而求得最大切向力和最大法向力，为零部件强度计算提供依据；（2）分析阻力矩和驱动力矩间的差值变化幅度，设置必要的飞轮矩以减小主轴转速的波动。重点是磨难过去设置飞轮的目的，搞清确定飞轮矩的方法和步骤，同时还要掌握气体力曲线的解析求法、各列切向力的叠加和总切向力图的分析。 往复活塞式压缩机常用的运动机构是曲柄-连杆机构，本部分内容就是分析曲柄-连杆机构的运动规律、受力情况以及对压缩机动力性能的影响。这是压缩机总体结构设计，各零、部件的强度、刚度计算以及压缩机基础设计的力学基础。重点是分析和解决由于回转-往复运动所产生的惯性力及惯性力矩的平衡问题以及探讨为改善压缩机运转中耗功的不均衡性而可能采取的措施。 5.1 列的往复惯性力计算 5.1.1 活塞组件质量 由于本次该设计选用的活塞、连杆机构中无活塞杆和十字头，所以活塞组件的质量，包括活塞的质量，活塞环的质量和活塞销的质量。通过增加二级活塞的厚度和减小二级活塞销的开孔直径来平衡两级活塞组件的质量，从而平衡一级惯性力。 作直线往复运动的活塞组件总质量分别为 一级： =0.5+0.027+0.018+0.155=0.70kg； 二级： =0.55+0.018+0.018+0.014+0.1=0.70 kg。 5.1.2 连杆质量计算 连杆在一平面内作往复摆动。为简化计算，可将其分解为量部分，一部分质量 随活塞销作往复运动；另一部分质量 随曲柄销作回转运动。质量的转化据“转化前后总质量不变，连杆的质心位置也不变”的原则来进行。 由于连杆质心位置无实测数据，故工程上根据统计数据，可取(30～40)%的质量作往复运动，(60～70)%的质量作回转运动，即 （5-1） （5-2） 根据连杆的结构、设计尺寸和选取材料的密度，得出连杆的质量为0.815kg。选取连杆往复运动质量为连杆质量的35%，连杆回转运动质量为连杆质量的65%来进行取值，则可以得出连杆往复运动质量 kg；连杆的回转运动质量为 kg。 5.1.3 列的往复运动总质量计算 列的往复运动总质量由下式确定： （5-3） 则列的往复运动总质量为 一级： =0.7+0.285=0.985 kg； 二级： =0.7+0.285=0.985 kg。 5．2 压缩机作用力计算 压缩机在运转时，活塞组件和曲柄-连杆机构是在作加速成减速运动，所以存在惯性力。活塞要压缩气体，反过来，气体对着活塞，和对着缸盖一样也有作用力，所以活塞又受到气体力的作用。此外，运动构件与气缸、滑道及轴承之间还有摩擦力。至于运动构件的质量力，则因其值相对很小，可忽略不计。 5.2.1 往复惯性力计算 压缩机中各运动零件作不等速运动或作旋转运动时，便会产生惯性力，包括往复惯性力和旋转惯性力。 因一二级往复运动总质量相等，只计算其中一级即可。 从牛顿第二定律知惯性力等于质量与加速度的乘积，且惯性力的方向恒与加速度方向相反，所以由往复运动质量所产生的往复惯性力应为： （5-4） 式中： —曲柄半径，mm，其值为 ； —曲柄的选择角速度，其值为 ； —曲柄半径与连杆长度之比； —曲柄转角，°。 气缸行程为 m，则有曲柄半径为 m，曲柄的旋转角速度 rad/s， ，有式（5-4）计算出曲柄转角从0°～360°一转的变化值，得 将计算结果记入表5-1。 5.2.2 往复摩擦力计算 往复摩擦力可看作是活塞环与气缸壁等所有往复运动摩擦力的总和。因其绝对值较小，为便于计算，可近似作为定值处理。 统计数据表明一般往复摩擦力所消耗的功率占总的机械摩擦功率的（60～70）%, 表5-1 列的往复惯性力 α（°） cosα+ cos2α I（kN） α（°） α（°） cosα+ cos2α I（kN） α（°） 0 1.2220 1.204 360 100 -0.3823 -0.377 260 10 1.1934 1.176 350 110 -0.5121 -0.504 250 20 1.1098 1.093 340 120 -0.6110 -0.602 240 30 0.9770 0.962 330 130 -0.6813 -0.671 230 40 0.8046 0.793 320 140 -0.7275 -0.717 220 50 0.6042 0.595 310 150 -0.7550 -0.744 210 60 0.3890 0.383 300 160 -0.7696 -0.758 200 70 0.1720 0.169 290 170 -0.7762 -0.765 190 80 -0.0350 -0.034 280 180 -0.7780 -0.766 180 90 -0.2220 -0.219 270 即 EMBED Equation.3 （5-5） 式中： —总摩擦功率，kW； —指示功率，kW； —机械效率； —压缩机行程，m； —压缩机转速，r/min。 往复摩擦力的方向始终与活塞的运动方向相反，因此，按照使连杆受拉为正的规定，在整个向轴行程中，往复摩擦力始终为正值，而在向盖行程中则为负值。 由热力学计算可知，压缩机的机械效率 ，一级列指示功率 kW，二级列 kW，压缩机行程 m，压缩机转速n=800r/min。可由式（5-5）得 =0.1145kN =0.1168kN 5.2.3 旋转摩擦力计算 旋转摩擦力主要包括曲柄销与连杆大头瓦和主轴与主轴承的摩擦力。旋转摩擦力消耗的功率约占总摩擦功率的(40～30)%。其计算式为 （5-6） 式中： —总摩擦功率，kW； —指示功率，kW； —机械效率； —压缩机行程，m； —压缩机转速，r/min。 旋转摩擦力是旋转运动产生的被折算成作用与曲柄销上阻止曲轴旋转的摩擦力。要在绘制切向力图时，将其考虑进去。旋转摩擦力的方向规定：凡与压缩机转向相反的为正值，相同的为负值。 由热力学计算可知，压缩机的机械效率 ，一级列指示功率 kW，二级列 kW，压缩机行程 m，压缩机转速n=800r/min。可由式（5-6）得 kN kN 4.2.3 盖侧气体力的计算 气缸工作容积内气体作用在活塞上的力称为该工作容积的气体力。气体力等于工作容积内气体的瞬间压力与活塞面积的乘积，即 （5-7） 活塞在止点时的气体力数值最大，称为最大活塞力。 一列上如有两个或两个以上的行程容积时，则该列往复运动机构受到的气体力应为所有气缸的轴侧与盖侧行程容积在同一瞬时的气体力之代数和。若活塞的一侧与大气相通，则大气压的作用也应考虑在内。列的总气体力为 （5-8） 对于单作用压缩机，气体力一般是使往复运动机构受压缩，气体力为负值。对于双作用压缩机，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。因此在活塞往复运动中，住复运动机构交替地承受拉伸和压缩，而且受力的大小是周期性变化的。 为了要将气体力和惯性力、摩接力的瞬时值相加求其代数和，所以要将气体力作成 曲线形式. 气体力曲线图的作法有图解法及解析法。主要使用一种比较简明的解析法。但本设计的活塞位移用解析法公式比较复杂，应此采用图解法与解析法并用的方式。活塞位移为图解法测得，而各个过程的压力用解析法算得。 上图是简化的实际压缩循环指示图, 图中 为代表余隙容积的当量行程（式中 为相对余隙容积）。 压缩过程l-2中的气体压力根据过程方程应为 （5-9） 式中: s —活塞行程，m； s0 —当量行程，m； pi—压缩过程中任意某位置时的气体压力，Pa； m —压缩过程当量多变指数。 上式是对应于盖侧气缸工作容积的活塞位移，压缩过程应从内止点算起，直到pi pd为止，压缩过程完毕。 排气过程线2-3，是 等压线， 。 膨胀过程线3-4，也取为当量多变指数，则气体压力为 （5-10） 盖侧气缸的气体膨胀过程从外止点，( )算起，直算到 为止。 进气过程线4-l是ps的等压线， 。 计算时，以 为自变量，从 开始，每隔5°或10°求出相应的值，将xi代入上式中，分别求得压缩及膨胀过程的一系列压力pi值。气体力 随即求得。计算过程及结果用形式列出，见表。 在求膨胀过程线时，曲柄转角 的间隔可取较小值，以便多计算几个点。 一级余隙行程为 s0=s =65×0.03=1.95mm。 二级余隙行程为 s0=s =65×0.04=2.6mm。 一级活塞面积为 m2， 二级活塞面积为 m2。 膨胀过程的多变指数为一级为1.2，二级为1.25，压缩过程指数均为1.35。盖侧气缸的气体力为负值。 计算时，以曲柄转角 为自变量，从 开始，每隔10°求出相应的 ，将 代入式（5-9）和（5-10），分别求出压缩过程及膨胀过程的一系列压力值。气体力 随即求得。计算过程及结果用表格形式列出，一级盖侧气体力计算见表5-2，二级盖侧气体力计算见表5-3。 轴侧气体力计算：活塞的轴侧与大气相通，所以轴侧气体力为一常数，即 kN kN 5．3 综合活塞力计算及列的切向力图的绘制 5.3.1 综合活塞力与切向力计算 当压缩机正常运转时，其气体力、往复惯性力及往复摩擦力都同时存在，都在沿气缸中心线方向，这些力的代数和就称为压缩机列的综合活塞力 。综合活塞图就是气体力曲线、往复惯性力曲线和往复摩擦力曲线，按转角 展开并叠加而成的作用力曲线。 （5-11） 上式中各种力都是曲柄转角的函数，所以综合活塞力也随 而变化。 综合活塞力应列表计算。作综合活塞力图时应注意：进行叠加的各种力的比例尺 应取得一致，横坐标长度都相等；力的正负值均按照使连杆受拉为正值、受压为负值处理；各种力的叠加均为在相同转角下的瞬时力的代数和。 连杆力作用与曲柄销上的力可分解为切向力和法向力，且规定与曲轴旋转方向相反的切向力为正值。由压缩机受力分析知，列的切向力可按下式计算。 曲柄转角α（°） 活塞位移xi（mm） 膨胀过程pi 进气过程pi=ps 压缩过程pi 排气过程pi=pd 盖侧气体力 （kN） 0 0.00 4.382 -3.105 10 0.60 3.088 -2.188 20 2.38 1.552 -1.100 30 5.26 0.801 0.940 -0.666 40 9.10 0.940 -0.666 50 13.74 0.940 -0.666 60 18.98 0.940 -0.666 70 24.60 0.940 -0.666 80 30.39 0.940 -0.666 90 36.15 0.940 -0.666 100 41.68 0.940 -0.666 110 46.83 0.940 -0.666 120 51.48 0.940 -0.666 130 55.52 0.940 -0.666 140 58.89 0.940 -0.666 150 61.55 0.940 -0.666 160 63.46 0.940 -0.666 170 64.61 0.940 -0.666 180 65.00 0.940 0.940 -0.666 190 64.61 0.947 -0.671 200 63.46 0.969 -0.686 210 61.55 1.007 -0.713 220 58.89 1.064 -0.754 230 55.52 1.146 -0.812 240 51.48 1.260 -0.893 250 46.83 1.419 -1.005 260 41.68 1.640 -1.162 270 36.15 1.956 -1.386 280 30.39 2.420 -1.715 290 24.60 3.128 -2.216 300 18.98 4.262 4.382 -3.105 310 13.74 4.382 -3.105 320 9.10 4.382 -3.105 330 5.26 4.382 -3.105 340 2.38 4.382 -3.105 350 0.60 4.382 -3.105 360 0.00 4.382 -3.105 表5-2 一级盖侧气体力计算表 力单位：kN （5-12） 曲柄转角α（°） 活塞位移xi（mm） 膨胀过程pi 进气过程pi=ps 压缩过程pi 排气过程pi=pd 盖侧气体力 （kN） 0 0.00 13.910 -5.264 10 0.60 10.609 -4.014 20 2.38 5.972 -2.260 30 5.26 3.303 4.382 -1.658 40 9.10 4.382 -1.658 50 13.74 4.382 -1.658 60 18.98 4.382 -1.658 70 24.60 4.382 -1.658 80 30.39 4.382 -1.658 90 36.15 4.382 -1.658 100 41.68 4.382 -1.658 110 46.83 4.382 -1.658 120 51.48 4.382 -1.658 130 55.52 4.382 -1.658 140 58.89 4.382 -1.658 150 61.55 4.382 -1.658 160 63.46 4.382 -1.658 170 64.61 4.382 -1.658 180 65.00 4.382 3.859 -1.460 190 64.61 3.888 -1.471 200 63.46 3.976 -1.505 210 61.55 4.131 -1.563 220 58.89 4.364 -1.652 230 55.52 4.696 -1.777 240 51.48 5.158 -1.952 250 46.83 5.797 -2.193 260 41.68 6.688 -2.531 270 36.15 7.955 -3.010 280 30.39 9.805 -3.710 290 24.60 12.602 -4.768 300 18.98 17.029 13.91 -5.264 310 13.74 13.91 -5.264 320 9.10 13.91 -5.264 330 5.26 13.91 -5.264 340 2.38 13.91 -5.264 350 0.60 13.91 -5.264 360 0.00 13.91 -5.264 表5-3 二级盖侧气体力计算表 力单位：kN 列的切向力还应加上该列的旋转摩擦力。综合活塞力列表计算见表5-4和表5-5。 表5-4 一级列综合活塞力及切向力计算表 力单位：kN 曲柄转角α（°） 惯性力 I1 往复摩擦力 Rs 气体力 综合活塞力 PΣ 切向力 T 轴侧（+） 盖侧 （-） 0 1.204 0.115 0.666 -3.105 -1.120 0.000 0.000 10 1.176 0.115 0.666 -2.188 -0.232 0.212 -0.049 20 1.093 0.115 0.666 -1.100 0.774 0.414 0.320 30 0.962 0.115 0.666 -0.666 1.077 0.597 0.643 40 0.793 0.115 0.666 -0.666 0.907 0.753 0.683 50 0.595 0.115 0.666 -0.666 0.710 0.877 0.622 60 0.383 0.115 0.666 -0.666 0.498 0.964 0.480 70 0.169 0.115 0.666 -0.666 0.284 1.013 0.287 80 -0.034 0.115 0.666 -0.666 0.080 1.024 0.082 90 -0.219 0.115 0.666 -0.666 -0.104 1.000 -0.104 100 -0.377 0.115 0.666 -0.666 -0.262 0.946 -0.248 110 -0.504 0.115 0.666 -0.666 -0.390 0.867 -0.338 120 -0.602 0.115 0.666 -0.666 -0.487 0.768 -0.374 130 -0.671 0.115 0.666 -0.666 -0.557 0.655 -0.365 140 -0.717 0.115 0.666 -0.666 -0.602 0.532 -0.321 150 -0.744 0.115 0.666 -0.666 -0.629 0.403 -0.254 160 -0.758 0.115 0.666 -0.666 -0.644 0.270 -0.174 170 -0.765 0.115 0.666 -0.666 -0.650 0.136 -0.088 180 -0.766 0.115 0.666 -0.666 -0.652 0.000 0.000 190 -0.765 -0.115 0.666 -0.671 -0.884 -0.136 0.120 200 -0.758 -0.115 0.666 -0.686 -0.893 -0.270 0.242 210 -0.744 -0.115 0.666 -0.713 -0.906 -0.403 0.365 220 -0.717 -0.115 0.666 -0.754 -0.919 -0.532 0.489 230 -0.671 -0.115 0.666 -0.812 -0.932 -0.655 0.610 240 -0.602 -0.115 0.666 -0.893 -0.943 -0.768 0.725 250 -0.504 -0.115 0.666 -1.005 -0.958 -0.867 0.830 260 -0.377 -0.115 0.666 -1.162 -0.987 -0.946 0.934 270 -0.219 -0.115 0.666 -1.386 -1.053 -1.000 1.053 280 -0.034 -0.115 0.666 -1.715 -1.198 -1.024 1.226 290 0.169 -0.115 0.666 -2.216 -1.495 -1.013 1.514 300 0.383 -0.115 0.666 -3.105 -2.170 -0.964 2.092 310 0.595 -0.115 0.666 -3.105 -1.958 -0.877 1.717 320 0.793 -0.115 0.666 -3.105 -1.761 -0.753 1.326 330 0.962 -0.115 0.666 -3.105 -1.591 -0.597 0.949 340 1.093 -0.115 0.666 -3.105 -1.460 -0.414 0.604 350 1.176 -0.115 0.666 -3.105 -1.378 -0.212 0.292 360 1.204 -0.115 0.666 -3.105 -1.349 0.000 0.000 表5-5 二级列综合活塞力及切向力计算表 力单位：kN 曲柄转角α（°） 惯性力 I1 往复摩擦力 Rs 气体力 综合活塞力 PΣ 切向力 T 轴侧（+） 盖侧 （-） 0 1.204 0.117 0.356 -5.264 -3.587 0.000 0.000 10 1.176 0.117 0.356 -4.014 -2.366 0.212 -0.501 20 1.093 0.117 0.356 -2.260 -0.694 0.414 -0.287 30 0.962 0.117 0.356 -1.658 -0.223 0.597 -0.133 40 0.793 0.117 0.356 -1.658 -0.393 0.753 -0.296 50 0.595 0.117 0.356 -1.658 -0.590 0.877 -0.518 60 0.383 0.117 0.356 -1.658 -0.802 0.964 -0.773 70 0.169 0.117 0.356 -1.658 -1.016 1.013 -1.029 80 -0.034 0.117 0.356 -1.658 -1.220 1.024 -1.249 90 -0.219 0.117 0.356 -1.658 -1.404 1.000 -1.404 100 -0.377 0.117 0.356 -1.658 -1.562 0.946 -1.477 110 -0.504 0.117 0.356 -1.658 -1.690 0.867 -1.465 120 -0.602 0.117 0.356 -1.658 -1.787 0.768 -1.373 130 -0.671 0.117 0.356 -1.658 -1.856 0.655 -1.216 140 -0.717 0.117 0.356 -1.658 -1.902 0.532 -1.012 150 -0.744 0.117 0.356 -1.658 -1.929 0.403 -0.778 160 -0.758 0.117 0.356 -1.658 -1.943 0.270 -0.526 170 -0.765 0.117 0.356 -1.658 -1.950 0.136 -0.265 180 -0.766 0.117 0.356 -1.460 -1.754 0.000 0.000 190 -0.765 -0.117 0.356 -1.471 -1.996 -0.136 0.271 200 -0.758 -0.117 0.356 -1.505 -2.023 -0.270 0.547 210 -0.744 -0.117 0.356 -1.563 -2.068 -0.403 0.834 220 -0.717 -0.117 0.356 -1.652 -2.129 -0.532 1.133 230 -0.671 -0.117 0.356 -1.777 -2.209 -0.655 1.447 240 -0.602 -0.117 0.356 -1.952 -2.314 -0.768 1.778 250 -0.504 -0.117 0.356 -2.193 -2.459 -0.867 2.131 260 -0.377 -0.117 0.356 -2.531 -2.668 -0.946 2.524 270 -0.219 -0.117 0.356 -3.010 -2.990 -1.000 2.990 280 -0.034 -0.117 0.356 -3.710 -3.505 -1.024 3.588 290 0.169 -0.117 0.356 -4.768 -4.360 -1.013 4.415 300 0.383 -0.117 0.356 -5.264 -4.641 -0.964 4.474 310 0.595 -0.117 0.356 -5.264 -4.429 -0.877 3.884 320 0.793 -0.117 0.356 -5.264 -4.232 -0.753 3.188 330 0.962 -0.117 0.356 -5.264 -4.062 -0.597 2.424 340 1.093 -0.117 0.356 -5.264 -3.931 -0.414 1.626 350 1.176 -0.117 0.356 -5.264 -3.849 -0.212 0.815 360 1.204 -0.117 0.356 -5.264 -3.821 0.000 0.000 注：表中函数一栏中的函数式为 。 显然，当压缩机空负荷运行时，气体力为零，此时综合活塞力既只是往复惯性力和往复摩擦力之代数和。当满负荷而突然停车时，惯性力和摩擦力为零，此时综合活塞力就是气体力。最大气体力就是压缩机铭牌上标志的活塞力值。 由表5-1、5-2、5-3、5-4、5-5中的数据，以曲柄转角α为横坐标，绘制一二级列综合活塞力图，如图5.2、5.3所示。 图5.2 一级列综合活塞力图 5.3.2 切向力图的绘制 由表5-4中的数据，以曲柄转角α为横坐标，切向力T为纵坐标，作Ⅰ级列的切向力曲线图，如图5.4所示。 由表5-5中的数据，以曲柄转角α为横坐标，切向力T为纵坐标，作Ⅱ级列的切向力曲线图，如图5.5所示。 图5.3 二级列综合活塞力图 5.3.3 平均切向力计算及作图误差的校核 列的切向力按下式计算 （5-13） 式中： —切向力曲线和横坐标所包围的面积，mm2； —力的比例尺，kN/mm； —图纸上横坐标的长度。 总平均切向力为 （5-14） 式中： —总平均切向力，kN； —旋转摩擦力，kN。 图5.4 一级列切向力图 图5.5 二级列切向力图 所作切向力图的正确性可用热力学中计算所得处的轴功率计算平均切向力 来校核： （5-15） 此处不做校核，只校核总切向力。 5．4 总切向力的叠加及总切向力图的绘制 5.4.1 总切向力的叠加 单作用压缩机由于只在向端行程（180°～360°）压缩气体,列的切向力图一般只在向盖侧行程中出现一个大峰。 在多列压缩机中，整个压缩机的总切向力是由各列的切向力叠加而成的。各列切向力在叠加时，要注意各列切向力的相位叠加原则： α角的总切向力等于α角时基准切向力+非基准列（α超前角）时的切向力。 习惯上压缩机曲轴驱动侧（低压侧）的第一列作为基准列，其余列则按该列曲柄相对基准列曲柄的错角，顺曲轴转向一一叠加。 对共同一个曲拐而气缸中心线之间有某一夹角的压缩机，按旋转方向是前置的列，其切向力比后置列的切向力向前移过等于气缸中心线夹角的角度后，才能叠加。 若某列的曲拐错角比基准列超前，则超前列所超前的角度应与基准列的0°相重合，即超前列的切向力图要按自己的坐标向左移过所超前的角度，再与落后列的切向力图型叠加。 对一台压缩机，在各列曲拐错角相等的情况下，哪一列超前，哪一列落后，对整机的切向力图都有影响，所以为了使惯性力尽可能自相平衡，应选择多种方案，进行计算比较。 5.4.2 不同方案总切向力图的绘制 方案一：本设计压缩机共有三列气缸，两列气缸之间夹角为60°，曲轴顺时针转动，Ⅱ级气缸在左边，Ⅰ级气缸的二列在右边，以左边的气缸为基准列，为第一列。 图5.6 方案一结构 表5-6 方案一总切向力 力单位：kN 曲柄转角α（°） 切向力 曲柄转角α（°） 切向力 曲柄转角α（°） 切向力 总切向力 0 0.000 60 0.480 120 -0.374 0.11 10 -0.501 70 0.287 130 -0.365 -0.58 20 -0.287 80 0.082 140 -0.321 -0.53 30 -0.133 90 -0.104 150 -0.254 -0.49 40 -0.296 100 -0.248 160 -0.174 -0.72 50 -0.518 110 -0.338 170 -0.088 -0.94 60 -0.773 120 -0.374 180 0.000 -1.15 70 -1.029 130 -0.365 190 0.120 -1.27 80 -1.249 140 -0.321 200 0.242 -1.33 90 -1.404 150 -0.254 210 0.365 -1.29 100 -1.477 160 -0.174 220 0.489 -1.16 110 -1.465 170 -0.088 230 0.610 -0.94 120 -1.373 180 0.000 240 0.725 -0.65 130 -1.216 190 0.120 250 0.830 -0.27 140 -1.012 200 0.242 260 0.934 0.16 150 -0.778 210 0.365 270 1.053 0.64 160 -0.526 220 0.489 280 1.226 1.19 170 -0.265 230 0.610 290 1.514 1.86 180 0.000 240 0.725 300 2.092 2.82 190 0.271 250 0.830 310 1.717 2.82 200 0.547 260 0.934 320 1.326 2.81 210 0.834 270 1.053 330 0.949 2.84 220 1.133 280 1.226 340 0.604 2.96 230 1.447 290 1.514 350 0.292 3.25 240 1.778 300 2.092 360 0.000 3.87 250 2.131 310 1.717 0 0.000 3.85 260 2.524 320 1.326 10 -0.049 3.80 270 2.990 330 0.949 20 0.320 4.26 280 3.588 340 0.604 30 0.643 4.84 290 4.415 350 0.292 40 0.683 5.39 300 4.474 360 0.000 50 0.622 5.10 310 3.884 0 0.000 60 0.480 4.36 320 3.188 10 -0.049 70 0.287 3.43 330 2.424 20 0.320 80 0.082 2.83 340 1.626 30 0.643 90 -0.104 2.17 350 0.815 40 0.683 100 -0.248 1.25 360 0.000 50 0.622 110 -0.338 0.28 图5.7 方案一总切向力 列切向力图中的曲线和横坐标所包围的总面积为 mm2，横坐标长度为360mm，图中 1kN/mm，平均切向力为 kN 总平均切向力： kN 方案二：本设计压缩机共有三列气缸，两列气缸之间夹角为60°，曲轴顺时针转动，Ⅱ级气缸在中间，Ⅰ级气缸的二列在两边，以左边的气缸为基准列，为第一列。 图5.8 方案二结构 表5-7 方案二总切向力 力单位：kN 曲柄转角α（°） 切向力 曲柄转角α（°） 切向力 曲柄转角α（°） 切向力 总切向力 0 0.000 60 -0.773 120 -0.374 -1.147 10 -0.049 70 -1.029 130 -0.365 -1.443 20 0.320 80 -1.249 140 -0.321 -1.25 30 0.643 90 -1.404 150 -0.254 -1.015 40 0.683 100 -1.477 160 -0.174 -0.968 50 0.622 110 -1.465 170 -0.088 -0.931 60 0.480 120 -1.373 180 0.000 -0.893 70 0.287 130 -1.216 190 0.120 -0.809 80 0.082 140 -1.012 200 0.242 -0.688 90 -0.104 150 -0.778 210 0.365 -0.517 100 -0.248 160 -0.526 220 0.489 -0.285 110 -0.338 170 -0.265 230 0.610 0.007 120 -0.374 180 0.000 240 0.725 0.351 130 -0.365 190 0.271 250 0.830 0.736 140 -0.321 200 0.547 260 0.934 1.16 150 -0.254 210 0.834 270 1.053 1.633 160 -0.174 220 1.133 280 1.226 2.185 170 -0.088 230 1.447 290 1.514 2.873 180 0.000 240 1.778 300 2.092 3.87 190 0.120 250 2.131 310 1.717 3.968 200 0.242 260 2.524 320 1.326 4.092 210 0.365 270 2.990 330 0.949 4.304 220 0.489 280 3.588 340 0.604 4.681 230 0.610 290 4.415 350 0.292 5.317 240 0.725 300 4.474 360 0.000 5.199 250 0.830 310 3.884 0 0.000 4.714 260 0.934 320 3.188 10 -0.049 4.073 270 1.053 330 2.424 20 0.320 3.797 280 1.226 340 1.626 30 0.643 3.495 290 1.514 350 0.815 40 0.683 3.012 300 2.092 360 0.000 50 0.622 2.714 310 1.717 0 0.000 60 0.480 2.197 320 1.326 10 -0.501 70 0.287 1.112 330 0.949 20 -0.287 80 0.082 0.744 340 0.604 30 -0.133 90 -0.104 0.367 350 0.292 40 -0.296 100 -0.248 -0.252 360 0.000 50 -0.518 110 -0.338 -0.856 图5.9 方案二总切向力 列切向力图中的曲线和横坐标所包围的总面积为 mm2，横坐标长度为360mm，图中 1kN/mm，平均切向力为 kN 总平均切向力： kN 方案三：本设计压缩机共有三列气缸，两列气缸之间夹角为60°，曲轴顺时针转动，Ⅱ级气缸在右间，Ⅰ级气缸的二列在左边，以左边的气缸为基准列，为第一列。 图5.10 方案三结构 表5-8 方案三总切向力 力单位：kN 曲柄转角α（°） 切向力 曲柄转角α（°） 切向力 曲柄转角α（°） 切向力 总切向力 0 0.000 60 0.480 120 -1.373 -0.893 10 -0.049 70 0.287 130 -1.216 -0.978 20 0.320 80 0.082 140 -1.012 -0.61 30 0.643 90 -0.104 150 -0.778 -0.239 40 0.683 100 -0.248 160 -0.526 -0.091 50 0.622 110 -0.338 170 -0.265 0.019 60 0.480 120 -0.374 180 0.000 0.106 70 0.287 130 -0.365 190 0.271 0.193 80 0.082 140 -0.321 200 0.547 0.308 90 -0.104 150 -0.254 210 0.834 0.476 100 -0.248 160 -0.174 220 1.133 0.711 110 -0.338 170 -0.088 230 1.447 1.021 120 -0.374 180 0.000 240 1.778 1.404 130 -0.365 190 0.120 250 2.131 1.886 140 -0.321 200 0.242 260 2.524 2.445 150 -0.254 210 0.365 270 2.990 3.101 160 -0.174 220 0.489 280 3.588 3.903 170 -0.088 230 0.610 290 4.415 4.937 180 0.000 240 0.725 300 4.474 5.199 190 0.120 250 0.830 310 3.884 4.834 200 0.242 260 0.934 320 3.188 4.364 210 0.365 270 1.053 330 2.424 3.842 220 0.489 280 1.226 340 1.626 3.341 230 0.610 290 1.514 350 0.815 2.939 240 0.725 300 2.092 360 0.000 2.817 250 0.830 310 1.717 0 0.000 2.547 260 0.934 320 1.326 10 -0.501 1.759 270 1.053 330 0.949 20 -0.287 1.715 280 1.226 340 0.604 30 -0.133 1.697 290 1.514 350 0.292 40 -0.296 1.51 300 2.092 360 0.000 50 -0.518 1.574 310 1.717 0 0.000 60 -0.773 0.944 320 1.326 10 -0.049 70 -1.029 0.248 330 0.949 20 0.320 80 -1.249 0.02 340 0.604 30 0.643 90 -1.404 -0.157 350 0.292 40 0.683 100 -1.477 -0.502 360 0.000 50 0.622 110 -1.465 -0.843 图5.11 方案三总切向力 列切向力图中的曲线和横坐标所包围的总面积为 mm2，横坐标长度为360mm，图中 1kN/mm，平均切向力为 kN 总平均切向力： kN 比较以上三种方案，可得出第一种方案的平均叠加切向力较小，故采用第一种方案。 平均切向力的校核 所作切向力图的正确性可用热力学中计算所得处的轴功率计算平均切向力 来校核 应保证：误差 kN 以平均切向力直线为基准，计算盈亏功的当量面积，作出幅度面积矢量图，如图5.12所示。 图中： mm2； mm2 ； mm2。 5.5 计算飞轮矩 工程上飞轮矩常采用下式确定 （5-16） 式中： fmax—幅度面积，mm2； mt—力比例尺，kN/mm； ml —长度比例尺，ml = ，mm/mm； —旋转不均匀度。为了保证电动机的安全运行，必须把压缩机的 控制在某一范围内。根据驱动机类型和传动方式的不同， 的选择也有所不同。 本次设计驱动用皮带驱动压缩机， 。 取为1/35，如图f2= fmax=430.84mm2，mt=1kN/mm。则 kg·m2 以此作为飞轮的设计依据之一。 结 论 在现代工业中，压缩气体的机器用得愈来愈多。压缩机极为广泛而深入的应用领域，使人们极明显地察觉到它无处不在。各种类型的压缩机，功率从数百瓦直至上万千瓦，排气压力自0.2MPa到350MPa，压缩着物性参数各不相同的各种气体，运行于现代大工业、高科技直至人们家居生活等迥异的领域。因此，压缩机设计、研发和制造领域所面临的是不断完善、不断开发新的压缩机设计技术，综合运用各方面知识，设计制造出结构更合理，性能更加稳定可靠的新型压缩机。 通过这次毕业设计，以前所学的专业知识重新得到了巩固和深化，基本掌握了W型压缩机的设计过程，锻炼了自己独立解决问题的能力，为今后学习和工作打下了良好的基础。由于时间和设计者能力关系，此次设计尚有很多不足之处，希望可以继续努力。 致 谢 本论文是在我的指导老师朱玉峰教授的悉心指导下完成的。一学期以来，朱老师在学习和生活上都给予我无微不至的关怀和帮助，为我的设计工作花费了大量的心血。朱老师那严谨求实的治学态度和孜孜不倦的科研精神给我树立了良好的榜样，对我以后的学习和工作产生深远的影响。在此，我要对朱老师表示诚挚的感谢和由衷的敬意！ 感谢设计室内各位同学在我设计工作过程中所遇到问题热情的解答。 参 考 文 献 1 郁永章.容积式压缩机设计手册.北京：机械工业出版社, 1974. 2 姜培正.过程流体机械.第1版.北京：化学工业出版社，2001 3 陈永江.容积式压缩机原理与结构设计．西安：西安交通大学出版社，1985 4 张春林.机械创新设计.北京：机械工业出版社，2007 5 《活塞式压缩机设计》编写组.活塞式压缩机设计.北京：机械工业出版社，1973 6 高慎琴.化工机器.北京：化学工业出版社,1992 7 陆玉，何在洲，佟延伟.机械设计课程设计.北京：机械工业出版社，2000 8 张火男.活塞压缩机压力比问题之简论.压缩机技术.2003 （2）：30~33 9 饶良仁.活塞式压缩机转速选择的探讨.杭氧科技.2007 （3）：19~22 10 杨海.活塞环的结构特点及性能分析.工程技术.2009 （2）：107 11 朱玉峰，董金华.往复活塞式压缩机冷却系统的设计及进展.轻工机械.2006 （24）：48~50 12 Giovanni A LongoAndrea Gasparella. Unsteady state analysis of the compression cycle of a hermetic reciprocating compressor. International Journal of Refrigeration，2003，（26）381~689 图4.9 小头衬套 图5.1 气体力曲线图 � EMBED \* MERGEFORMAT ��� 图5.12 方案二幅度面积矢量图 � EMBED Equation.3 ���1 � EMBED Equation.3 ���111 � EMBED Equation.3 ��� _1234568145.unknown _1234568273.unknown _1234568337.unknown _1234568369.unknown _1234568402.unknown _1234568418.unknown _1234568434.unknown _1234568442.unknown _1234568453.unknown _1234568457.unknown _1234568461.unknown _1234568463.unknown _1234568465.unknown _1234568466.unknown _1234568467.unknown _1234568464.unknown _1234568462.unknown _1234568459.unknown _1234568460.unknown _1234568458.unknown _1234568455.unknown _1234568456.unknown _1234568454.unknown _1234568446.unknown _1234568451.unknown _1234568452.unknown _1234568448.unknown _1234568449.unknown _1234568450.unknown _1234568447.unknown _1234568444.unknown _1234568445.unknown _1234568443.unknown _1234568438.unknown _1234568440.unknown _1234568441.unknown _1234568439.unknown _1234568436.unknown _1234568437.unknown _1234568435.unknown _1234568426.unknown _1234568430.unknown _1234568432.unknown _1234568433.unknown _1234568431.unknown _1234568428.unknown _1234568429.unknown _1234568427.unknown _1234568422.unknown _1234568424.unknown _1234568425.unknown _1234568423.unknown _1234568420.unknown _1234568421.unknown _1234568419.unknown _1234568410.unknown _1234568414.unknown _1234568416.unknown _1234568417.unknown _1234568415.unknown _1234568412.unknown _1234568413.unknown _1234568411.unknown _1234568406.unknown _1234568408.unknown _1234568409.unknown _1234568407.unknown _1234568404.unknown _1234568405.unknown _1234568403.unknown _1234568385.unknown _1234568394.unknown _1234568398.unknown _1234568400.unknown _1234568401.unknown _1234568399.unknown _1234568396.unknown _1234568397.unknown _1234568395.unknown _1234568389.unknown _1234568392.unknown _1234568393.unknown _1234568391.unknown _1234568390.dwg _1234568387.unknown _1234568388.unknown _1234568386.unknown _1234568377.unknown _1234568381.unknown _1234568383.unknown 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