V—6-10空氣往復(fù)壓縮機設(shè)計

密級： NANCHANG UNIVERSITY 學 士 學 位 論 文 THESIS OF BACHELOR （ 20 20 年） 題 目 V 6/10 空氣往復(fù)壓縮機設(shè)計 學 院： 機電工程學院 系 動力工程 專業(yè)班級： 學生姓名： 某 某 學號： 6200307109 指導(dǎo)教師： 某 某 職稱： 副教授 起始日期： I V 6/10 空氣往復(fù)壓縮機 設(shè)計 摘要： 往復(fù)式 壓縮機 是工業(yè)上使用量大 、 面廣的一種通用機械。 V 型壓縮機是 往復(fù)活塞式壓縮機 的一種，屬于 容積式壓縮機，是利用活塞在氣缸中 運動 對 氣 體進行擠壓，使 氣體壓力提高 。 熱力 計算 、動力計算是壓縮機設(shè)計計算中基本，又是最重要的一項工作，根據(jù) 任務(wù)書 提供的 介質(zhì) 、氣量、壓力等參數(shù)要求，經(jīng)過計算得到壓縮機的相關(guān)參數(shù)，如級數(shù)、列數(shù)、氣缸尺寸、軸功率等 ， 經(jīng)過動力計算得到活塞式壓縮機的受力情況 。 活塞式壓縮機熱力計算、動力計算的結(jié)果將為各部件圖形以及基礎(chǔ)設(shè)計 提供原始數(shù)據(jù)，其計算結(jié)果的精確程度體現(xiàn)了壓縮機的設(shè)計水平 。 研究工作目的是為了使 V 型壓縮機具有更好的機械性能，提高機械效率，減小能耗，延長使用壽命。通過壓縮機動力的計算，機組、構(gòu)件尺寸的不斷修改，對以往壓縮機出現(xiàn)的常見故障進行了技術(shù)改進，比如：排氣量不足；氣缸、活塞、活塞環(huán)磨損嚴重、超差、使有關(guān)間隙增大，泄漏量增大，影響到了排氣量；不正常響聲等一系列的問題進行改進。最終設(shè)計出這一款滿足用戶要求，體積小、工作效率高、使用壽命長的 V-6/10空氣往復(fù)壓縮機。 關(guān)鍵詞 ：活塞式壓縮機 ； 熱力計算 ； 動力計算 ；氣缸 ；曲軸II The design of V 6/10 air reciprocating compressor Abstract： Reciprocating compressor is a common type machine, used in the industry .V- type of piston compressors is a kind of reciprocating compressor, belong to the compressor , utilize the pistons in the cylinder moving to squeeze on the gas ,squeezed the gas pressure. Thermal calculation and dynamical computation is basic of compressor design calculation, is also an important woke, according to medium, displacement, pressure of task-book, by calculating getting related parameters of compressors, such as levels, columns, size of cylinder, shaft power, by dynamical computation getting stressed status of a piston type compression, due to reduce the vibration is very important. heat calculation and dynamical computation of the piston type compressor, which is providing design data. The calculations reflect exactly the design level of the compressor. Researching works is in order to the compressor have better mechanical properties, improve the efficiency and reduce energy consumption, prolong the machine the useful life. Through dynamical computation correction the size of crew, members, to improve the technical failure of the compressor, As shooting of low displacement, the cylinder, the piston, piston ring severity serious abrasion, so that increasing the related clearance, leakage rate, influence the displacement. Due to some problem of not normal noise improve. Eventually, work out this paragraph of a V-6 /10 reciprocating air compressor required to satisfy users, small volume, efficiency and long usage life. Keywords: piston compressor； thermal calculation； dynamical computation； cylinder； crankshaft III 目 錄 摘要 目錄 1 引言 1 1.1 壓縮機設(shè)計的意義 1 1.2 活塞壓縮機的工作原理 1 1.3 活塞壓縮機的分類 1 1.4 壓縮機的發(fā)展前景 1 1.5 壓縮機設(shè)計說明 2 2 總體設(shè)計 4 2.1 總體設(shè)計原則 4 2.2 結(jié)構(gòu)方案的選擇 4 2.2.1 氣缸排列型式的選擇 4 2.2.2 運動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)及選擇 5 2.2.3 級數(shù)選擇和各級壓力比的分配 5 2.2.4 轉(zhuǎn)速和行程的確定 6 3 熱力計算 7 3.1 確定各級的容積效率 7 3.1.1 確定各級的容積系數(shù) 7 3.1.2 選取壓力系數(shù) 7 3.1.3 選取溫度系數(shù) 7 3.1.4 泄漏系數(shù) 7 3.2 確定析水系數(shù) 7 3.3 各級的行程容積 8 3.4 氣缸直徑的確定 8 3.5 各級名義壓縮比 9 3.6 新的容積系數(shù) 9 3.7 新的相對余隙系數(shù) 9 3.8 活 塞力 的計算 9 3.9 確定各級的排氣壓力 10 3.10 計算軸功率 10 3.11 驅(qū)動機的選擇 10 4 動力計算 12 4.1 壓縮機中的作用力 12 IV 4.1.1 曲柄連桿機構(gòu)的運動關(guān)系和慣性力 12 4.1.2 級綜合活塞力計算 12 4.1.3 級綜合活塞力計算 14 5 氣缸部分的設(shè)計 15 5.1 氣缸 15 5.1.1 結(jié)構(gòu)形式的確定 15 5.1.2 級氣缸主要尺寸的計算 15 5.1.3 級氣缸的強度校核 15 5.1.4 級氣缸的計算 17 5.1.5 級氣缸的強度校核 17 5.1.6 氣缸材料 18 5.2 氣閥 18 5.2.1 氣閥的基本要求 18 5.2.2 閥的分類 19 5.2.3 閥設(shè)計的主要技術(shù)要求 19 5.2.4 環(huán)狀閥結(jié)構(gòu)尺寸的選擇 19 5.2.5級上的氣閥尺寸選擇 19 5.2.6級上的氣閥尺寸選擇 22 5.3 活塞 24 5.3.1 活塞的基本結(jié)構(gòu)型式 24 5.3.2級活塞尺寸 24 5.3.3級活塞尺寸 25 5.3.4 活塞的材料 26 5.4 活塞銷 26 5.4.1 活塞銷的主要技術(shù)要求 26 5.4.2 I 級活塞銷尺寸 26 5.4.3 級活塞銷的尺寸 27 6 基本部件的設(shè)計 28 6.1 機身、中體 28 6.2 曲軸 28 6.2.1 曲軸結(jié)構(gòu)的選擇 28 6.2.2 曲軸結(jié)構(gòu)設(shè)計 28 6.2.3 曲軸結(jié)構(gòu)尺寸的確定 29 6.2.4 曲軸的材料 29 6.2.5 曲軸強度校核 29 6.3 連桿 30 V 6.3.1 連桿結(jié)構(gòu)設(shè)計基本原則 30 6.3.2 級連桿尺寸計算 31 6.3.3級連桿桿體的強度校 34 6.3.4 級連桿尺寸計算 35 6.3.5級連桿桿 體的強度校 37 6.3.6 連桿材料 37 7 軸承 38 7.1 滾動軸承及其結(jié)構(gòu)確定 38 8 聯(lián)軸器 39 9 填料和刮油器 40 9.1 填料的基本要求 40 9.2 填料的結(jié)構(gòu) 40 9.3 材料選擇 40 10 氣路系統(tǒng) 41 10.1 空氣濾清器 41 10.2 液氣分離器、緩沖器和儲氣罐 41 11 潤滑系統(tǒng) 42 12 冷卻系統(tǒng) 43 12.1 概述 43 12.2 冷卻介質(zhì)的選擇 43 13 結(jié) 語 44 參 考 文 獻 46 致 謝 48 南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 1 頁 共 48 頁 1.引 言 壓縮機是用來提高氣體壓力和輸送氣體的機械，屬于將原動機的動力能轉(zhuǎn)變?yōu)闅怏w壓力能的工作機。它的種類多、用途廣，有 “通用機械 ”之稱。 1.1 壓縮機設(shè)計的意義 在石化領(lǐng)域 8，往復(fù)式壓縮機主要是向大容量、高壓力、低噪聲、高效率、高可靠性等方向發(fā)展；不斷開發(fā)變工況條件下運行的新型氣閥，提高氣閥壽命；在產(chǎn)品設(shè)計上，應(yīng)用熱力學、動力學理論，通過綜合模擬預(yù)測壓縮機在 實際工況下的性能；強化壓縮機的機電一體化，采用計算機自動控制，實現(xiàn)優(yōu)化節(jié)能運行和聯(lián)機運行 ； 在動力領(lǐng)域，活塞式壓縮機目前占有主要市場。但隨著人們對使用環(huán)境及能耗、環(huán)保等方面要求的提高，螺桿和渦旋空氣壓縮機開始占有一定的市場 ； 在制冷空調(diào)領(lǐng)域，往復(fù)式制冷壓縮機作為一種傳統(tǒng)的制冷壓縮機，適用于制冷量較廣范圍內(nèi)的制冷系統(tǒng)。雖然目前它的應(yīng)用還比較廣泛，但市場份額正逐漸減小 。 1.2 活塞壓縮機的工作原理 3 活塞式壓縮機包括：構(gòu)架包括含有放電室和冷卻室的缸蓋。冷卻室是鄰近放電室并包圍著放電室。構(gòu)架還包括了一個吸入室 ，壓縮室和一個曲柄室。冷卻室是孤立于吸入室。氣體是從構(gòu)架外面進入吸入室?？尚D(zhuǎn)旋轉(zhuǎn)軸支持整個構(gòu)架。凸輪安置在曲柄室內(nèi)?；钊峭ㄟ^凸輪連接到旋轉(zhuǎn)軸。旋轉(zhuǎn)軸的旋轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)換為活塞的往復(fù)。密封構(gòu)件切斷冷卻室和外部的溝通，使得壓縮機氣缸蓋密封。通過引入一個互連的冷卻室和曲柄室。 當曲軸被電動機帶動旋轉(zhuǎn)時，通過連桿使活塞在汽缸內(nèi)往復(fù)運動。在汽缸頂部外圈裝有環(huán)形吸氣閥片，頂部中央則裝有環(huán)形排氣閥片，閥片上均設(shè)有氣閥彈簧。汽缸內(nèi)的活塞由上向下移動時，缸內(nèi)容積增大，壓力下降，于是吸氣管中壓力為 P1 的空氣便頂開吸入閥進入缸內(nèi)，直到 行程的下死點為止，這樣便完成了一個吸入過程。當活塞從下死點向上回行時，被吸入的氣體受到壓縮，壓力因而升高，吸氣閥片在缸內(nèi)氣體壓力和彈簧的作用下迅速關(guān)閉，活塞繼續(xù)上行，缸內(nèi)容積不斷減小，壓力升高，當缸內(nèi)壓力升到 P2 時，氣體便頂開排氣閥進入排氣管路，活塞繼續(xù)上行，直到上死點。當活塞由上死點向下死點回行時，排氣閥在彈簧和排氣管中壓力的作用下關(guān)閉，壓縮機又開始下一個吸氣過程。如此周而復(fù)始，完成循環(huán)。 1.3 活塞壓縮機的分類 往復(fù)壓縮機分類方法很多 7： 1、按在活塞的一側(cè)或兩側(cè)吸、排氣體，可分為單動和雙動往 復(fù)壓縮機； 2、按氣體壓縮次數(shù)可分為單極、雙極和多級壓縮機； 3、按壓縮機所產(chǎn)生的最終壓力可分為低壓、中壓和高壓壓縮機； 4、按排氣量可以分為小型、中性和大型壓縮機； 5、按壓縮氣體的種類可分為：空氣壓縮機、氨壓縮機、氫壓縮機等。 1.4 壓縮機的發(fā)展前景 隨著近幾年經(jīng)濟的飛躍發(fā)展，行業(yè)集中度有所提高，供貨進一步向大企業(yè)集中，氣體壓縮機產(chǎn)業(yè)向布局逐步合理的新局面發(fā)展。通過經(jīng)濟戰(zhàn)略性重組的推進，不少劣質(zhì)企南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 2 頁 共 48 頁 業(yè)退出，優(yōu)秀企業(yè)已找準定位，突出主業(yè)，不斷做大做強，達到強強聯(lián)合，承擔起國家重大技術(shù)裝備項目。在相關(guān)政策方面，為應(yīng)對 全球性金融危機對我國經(jīng)濟的影響，早在09 年年初，國家已經(jīng)制定了一系列的刺激經(jīng)濟方案，重點調(diào)整振興包括石化、冶金等氣體壓縮機的下游產(chǎn)業(yè)在內(nèi)的十大產(chǎn)業(yè)。這些措施對氣體壓縮機產(chǎn)業(yè)的發(fā)展起到了積極的影響，這也是 2009 年下半年壓縮機行業(yè)經(jīng)濟逐漸利好的主要原因。在開拓國際市場方面，壓縮機行業(yè)應(yīng)積極而謹慎地探索自己的國際化道路。目前，壓縮機行業(yè)國際化步伐緩慢，尤其是在 2009 年一整年中，壓縮機出口形勢都不容樂觀，這主要表現(xiàn)在國內(nèi)壓縮機行業(yè)技術(shù)發(fā)展水平與國外同類企業(yè)存在一定差距，尤其是目前還沒有形成真正意義上的具有國際競 爭力的大型國際企業(yè)集團。未來三年，我國石油、化工、冶金、船舶、環(huán)保、清潔能源等行業(yè)將進一步發(fā)展，壓縮機市場需求前景依然看好。如大推力往復(fù)式壓縮機、工藝螺桿壓縮機、大排量無油壓縮機、高壓大排量壓縮機、機車配套壓縮機、低噪聲船用壓縮機等。 2010 年，是壓縮機行業(yè)發(fā)展的新起點，預(yù)計行業(yè)未來呈現(xiàn)出新的發(fā)展態(tài)勢。首先是結(jié)構(gòu)調(diào)整將有重大突破。當前我國壓縮機行業(yè)存在一系列深層次的結(jié)構(gòu)性矛盾，包括總體產(chǎn)能過剩，低水平產(chǎn)能比重過大；企業(yè)規(guī)模小而且分散，產(chǎn)業(yè)集中度低；生產(chǎn)力布局不合理現(xiàn)象依然存在；企業(yè)節(jié)能減排的任務(wù)重；科技創(chuàng) 新能力不強；資源控制力不強，保障體系建設(shè)滯后等。這些深層次的結(jié)構(gòu)性矛盾，決定了 2010 年壓縮機行業(yè)必須下大力量，突出抓好結(jié)構(gòu)調(diào)整，實現(xiàn)產(chǎn)業(yè)升級，認真解決影響壓縮機行業(yè)發(fā)展的重大問題。第二，行業(yè)內(nèi)要大力推動共性技術(shù)研究開發(fā)，掌握核心技術(shù)、關(guān)鍵技術(shù)的自主知識產(chǎn)權(quán)。當前，壓縮機行業(yè)共性技術(shù)的科研經(jīng)費投入不足，研究開發(fā)力量薄弱。 2010 年，各企業(yè)應(yīng)加大在我國重點培育自主知識產(chǎn)權(quán)的技術(shù)裝備研發(fā)力量。可以有計劃、有步驟地加強國家重點實驗室、國家工程技術(shù)研究中心、行業(yè)科研院所等共性技術(shù)研究開發(fā)平臺的建設(shè)，重點支持原創(chuàng)性技 術(shù)、共性技術(shù)及戰(zhàn)略性關(guān)鍵技術(shù)的研究開發(fā)，并培養(yǎng)一支既精通基礎(chǔ)技術(shù)又熟悉行業(yè)技術(shù)的高科技人才隊伍，努力掌握核心技術(shù)、關(guān)鍵技術(shù)和重要產(chǎn)品的自主知識產(chǎn)權(quán)。第三，進入加快發(fā)展制造服務(wù)業(yè)階段。當前，壓縮機行業(yè)存在一些不利于產(chǎn)業(yè)發(fā)展的缺陷，如缺少高端技術(shù)，企業(yè)規(guī)模偏小等。面臨這些問題和激烈的市場競爭，壓縮機企業(yè)極需提高自身的核心競爭力，轉(zhuǎn)變增長方式。在制造過程中重視服務(wù)，從市場調(diào)研、售后，直到產(chǎn)品報廢回收，努力為客戶提供以知識密集、附加值高為特征的服務(wù)項目，則是壓縮機企業(yè)實現(xiàn)可持續(xù)發(fā)展的一個關(guān)鍵內(nèi)容。現(xiàn)代服務(wù)業(yè)大部分是 以人力資本和知識資本作為其主要投入，這對壓縮機企業(yè)在解決發(fā)展、升級問題的同時，提升競爭力也具有重要支撐作用 。 與國外往復(fù)式壓縮機技術(shù)水平相比，我國的主要差距為基礎(chǔ)理論研究差，產(chǎn)品技術(shù)開發(fā)能力低，工藝裝備和實驗手段后，產(chǎn)品技術(shù)起點低，規(guī)格品種、效率、制造質(zhì)量可靠性差。另外，技術(shù)含量高和特殊要求的產(chǎn)品還滿足不了國內(nèi)需求。 1.5 壓縮機設(shè)計說明 本說明書包括活塞式壓縮機的總體設(shè)計，熱力、動力計算，主機和輔助設(shè)備的結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算，潤滑，排氣量調(diào)節(jié)以及安裝調(diào)整等內(nèi)容，還介紹了國內(nèi)已經(jīng)使用的各種活南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 3 頁 共 48 頁 塞式壓縮機的結(jié)構(gòu)特點。 此外，壓縮機設(shè)計計算時所涉及的單位換算，常用數(shù)據(jù)、公式和材料，氣體特性圖表。 由于本人的專業(yè)知識有限，本設(shè)計的誤差和缺點在所難免，希望老師批評指正，以期在以后加以充實完善。 南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 4 頁 共 48 頁 2 總體設(shè)計 設(shè)計依據(jù)及參數(shù) 公稱容積流量： 6 m3/min 壓縮介質(zhì)： 空氣 進氣壓力： 大氣壓 公稱排氣壓力： 1 MPa(表 ) 排氣溫度： 180 2.1 總體設(shè)計原則 設(shè)計活塞壓縮 機應(yīng)符合以下基本原則 3： a.滿足用戶提出的排氣量、排氣壓力，及有關(guān)使用條件的要求。 b.有足夠長的使用壽命（應(yīng)理解為壓縮機需要大修時間間隔的長短），足夠高的使用可靠性（應(yīng)理解為壓縮機被迫停車的次數(shù)）。 c.有較高的運轉(zhuǎn)經(jīng)濟性。 d.有良好的動力平衡性。 e.維護檢修方便。 f.盡可能采用新結(jié)構(gòu)、新技術(shù)、新材料。 g.制造工藝性良好。 h.機器的尺寸小、重量輕。 2.2 結(jié)構(gòu)方案的選擇 壓縮機的結(jié)構(gòu)特點主要體現(xiàn)在兩方面，即氣缸排列的型式（指氣缸中心線的排列位置）和運動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)。 2.2.1 氣缸排列型式的選擇 南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 5 頁 共 48 頁 根據(jù)氣缸排列的型式不同，有立式壓縮機、臥式壓縮機、對稱平衡型壓縮、對置型 壓縮機及角度式壓縮機。角度式壓縮機，氣缸中心線具有一定的角度，但不等于零度和 180 。按氣缸中心線的位置不同，又可以分為 W 型、 V 型（如圖 1）、 L 型和扇型。 由于本設(shè)計排氣量和排氣壓力比較小，選擇角度式中的 V 型壓縮機，使其具有較好的平衡性，同一曲拐上相鄰的汽缸中心線夾角做成 90。它的好處： 1 各列的一階慣性力的合力，可用裝在曲軸上的平衡重達到大部分或完全平衡，因此，機械可 有較高的轉(zhuǎn)數(shù)。 2 氣缸彼此錯開一定的角度，有利于氣閥的安裝和布置，因而使氣閥的流通面積有可能增大（相對于立式壓縮機而言），中間冷卻器和級間管道可以直接裝在機械上，結(jié)構(gòu)緊湊。 3 可以將若干列的連桿連結(jié)到同一曲拐上，曲軸的拐數(shù)可減少，機械的軸向長度可縮短，因此主軸頸可以采用滾動軸承。 2.2.2 運動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)及選擇 活塞式壓縮機的運動機構(gòu)有：無十字頭和帶十字頭 28兩種，本設(shè)計為無十字頭。選擇無十字頭的理由是：結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，機械高度較低，相應(yīng)的機械重量較輕，一般不需要專門的潤滑機構(gòu)。但是無十 字頭的壓縮機只能作成單作用的，所以，氣體容積的利用不充分（因為活塞與氣缸之間，只在活塞的一側(cè)形成工作腔），氣體的泄漏量也比較大，氣缸的工作表面所受的側(cè)向力也較大，因而活塞易磨損，另外，氣缸的潤滑油量也難于控制。 2.2.3 級數(shù)選擇和各級壓力比的分配 工業(yè)用的氣體，有時需求較高的壓力，需采取多級壓縮。在選擇壓縮機的級數(shù)時， 一般應(yīng)遵循下列原則：使壓縮機消耗的功最小、排氣溫度應(yīng)在使用條件許可的范圍內(nèi)、機器重量輕、造價低。要使機器具有較高的熱效率。則級數(shù)越多越好（各級壓縮比越小南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 6 頁 共 48 頁 越好）。然而級數(shù)增多，則阻力損失增 加，機器總效率反而降低，結(jié)構(gòu)也更加復(fù)雜，造價便大大上升。因此，必須根據(jù)壓縮機的容量和工作特點，恰當?shù)剡x擇所需的級數(shù)和各級壓力比。 是級中的相對壓力損失，一般平均的相對壓力損失值 為 1020%，取 =20%，查圖 2 得， 0=2.75。 總壓縮比 111.0 1.1 t I n 1 1 2 . 3 7 0 4I n 2 . 7 5Z 取 Z =2 級 根據(jù)工況的需要，選擇級數(shù)為兩級，按照等壓力比分配的原則， 1=2=111/2=3.32,但為使第一級由較高的容積系數(shù)，第一級的 壓力比取稍低值，各級名義壓力及壓力比見表 1。 表 1 各級名義壓力及壓力比 級數(shù) 吸氣壓力 0SP/MPa 0.1 0.32 排氣壓力 0dP/MPa 0.32 1.1 壓力比 000 /SdPP 3.20 3.44 2.2.4 轉(zhuǎn)速和行程的確定 轉(zhuǎn)速，行程和活塞平均速度的關(guān)系：30nscm 小型壓縮機為使結(jié)構(gòu)緊湊，而只能采用較小行 程 ,取 s=100mm，確定壓縮機的轉(zhuǎn)速n=980r/min 則， m / s27.330 10100980303 nscm，符合活塞平均速度。 南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 7 頁 共 48 頁 3 熱力計算 3 a. 壓力 在熱力計算中使用的壓力都是絕對壓力，為統(tǒng)一起見，本說明除特別注明外，壓力均指絕對壓力。 b. 溫度 在熱力計算中所采用的是絕對溫度，它以 K 來表示。 絕對溫度與攝氏溫度之間具有以下關(guān)系： 273 tT c. 比容 單位重量氣體所占容積。 理想氣體在不同溫度和壓力下的重量。按下式計算： TpM79.11 3.1 確定各級的容積效率 31 3.1.1 確定各級的容積系數(shù) 由于 P=1.1MPa，則 =0.070.12，排氣量為 qV=6m3, 則 =0.0350.05， 所以，各級相對余隙容積 1=0.09 2=0.11； 膨脹指數(shù) m 1=1.2 m2=1.25 111 1 . 21 1 11 1 1 0 . 0 9 3 . 2 0 1 0 . 8 5 3mv 2111 . 2 52 2 21 1 1 0 . 1 1 3 . 4 4 1 0 . 8 1 5mv 3.1.2 選取壓力系數(shù) p1=0.96 p2=0.99 3.1.3 選取溫度系數(shù) t1=0.95 t2=0.96 3.1.4 泄漏系數(shù) 取值在 0.900.98 范圍，則 l1=0.972 l2=0.974 綜上所述， 0 . 7 50 . 9 7 20 . 9 50 . 9 60 . 8 5 3l1t1p1v1v1 0 . 7 5 40 . 9 7 40 . 9 60 . 8 1 5 ? . 9 9l2t2p2v2v2 3.2 確定析水系數(shù) 第一級無水分析出 1 =1.0 第二級 1 1 1212 2 2S s aS s aPP 干氣系數(shù) 1 =0.8 2 =1.0 取定一級進氣溫度 30o,二級進氣溫度 35o。由表 2 可得， 南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 8 頁 共 48 頁 表 2 飽和水蒸汽在 170時的壓力 P（ kgf/cm2） 與重度 （ kgf/m2） 當 T1=30o時 , Psa1=4325Pa；當 T2=35o ,則， Psa2=5504 Pa，則： 51 1 1 1 0 0 . 8 4 3 2 52 1 3 . 2 0 . 9 8 260 . 3 2 1 0 1 . 0 5 5 0 42 2 2P S P s aP S P s a 3.3 各級的形成容積 6 31 = 0 . 0 0 8 1 0 mn 1 9 8 0 0 . 7 5 6qvVs 51 2 2 6 1 0 3 0 8 0 . 9 8 2 32 0 . 0 0 2 5 4 m52 1 2 9 8 0 3 . 2 1 0 3 0 5 0 . 7 5 4q v P s TVs n P s T 3.4 汽缸直徑的確定 （一）當采用兩級單作用雙氣缸，水冷方式時， 11221 1 0 . 0 0 8 1 0 3 . 1 4 1 0 . 1 1 0 . 3 2 1 m44V s D S D D 取 D1=325mm，由于直徑太大，舍棄 （二）當采用兩級單作用四氣缸，水冷方式時， 南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 9 頁 共 48 頁 21112 4sV D S得， D1=0.227m 取 D11=230mm 同理 D2=0.1272m 取 D22=130mm 3.5 各級名義壓縮比 取進氣相對 壓力損失 s1=4.0% ，排氣相對壓力損失 d1=4.2%； s2=1.9% d2=3.0% 1 1 1 4 . 2 % 1 3 . 2 0 3 . 4 711 1 1 4 . 0 %ds 1 2 1 1 . 9 % 2 3 . 4 4 3 . 6 12 1 2 1 3 . 0 %ds 表 3 各級進氣、排氣壓力與實際壓力比 級次 公稱壓力 排氣損失 實際壓力 實際壓比 Ps/MPa Pd/MPa s d ps/MPa Pd/MPa 0.1 0.32 0.04 0.042 0.096 0.33312 3.47 0.32 1.1 0.019 0.03 0.314 1.133 3.61 3.6 新的容積系數(shù) 級氣缸容積系數(shù) 1p11 1 111p11122 0 . 2 2 744= 0 . 8 5 3 0 . 8 3 1 0 . 2 3 0V V VDADA 級氣缸容積系數(shù) 222 2 222211 0 . 1 2 7 244 0 . 8 1 5 0 . 7 8 00 . 1 3 0=pV V VpDDAA 3.7 新的相對余隙系數(shù) 111111 . 211 1 0 . 8 3 1 0 . 1 0 3113 . 2 0vm 222 111 . 2 521 1 0 . 7 8 0 0 . 1 3 4113 . 4 4vm 3.8 活塞力的計算 表 4 蓋側(cè)與軸側(cè)活塞工作面積 級次 軸側(cè) ： 2224wA D d 蓋側(cè) ： Ac=2 4D2 Aw1=0.0817 Ac1=0.0831 Aw2=0.0251 Ac2=0.0265 南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 10 頁 共 48 頁 表 5 止點氣體力計算 列次 下止點 上止點 - Fw1=PaAw1- ps1Ac1=0.19kN Fc1=PaAw1-pd1Ac1=-19.51KN - Fw2=PaAw2-ps2Ac2=-5.81KN FC2=PaAw2- pd2Ac2=-27.51KN 3.9 確定各級的排氣壓力 取 k=1.4 近似 n1=1.35 n2=1.4 取 Ts1=303k Ts2=308k 1 1- 1 1 . 3 5 11 . 3 511 1 3 0 3 3 . 4 7 4 1 8 . 3 4 Kn ndsTT 2 2 1 . 4 1-1 1 . 4222 3 0 8 3 . 6 1 4 4 4 . 4 3 Kn ndsTT 3.10 計算軸功率 111 1 1 1 1 1 0 111511116 0 119 8 0 1 0 . 0 4 0 . 8 3 1 0 . 9 6 0 1 0 0 . 0 0 8 1601 . 3 5 11 . 3 53 . 4 7 1 0 . 0 8 2 1 . 3 51 . 3 5 11 5 . 9 9 k W11i s v s snnN n P V nn 222 2 2 2 2 2 0 2 22611116 0 119 8 0 1 0 . 0 1 9 0 . 7 8 0 0 . 3 1 4 1 0 0 . 0 0 2 5 4601 . 4 11 . 43 . 6 1 1 0 . 0 4 9 1 . 41 . 4 11 6 . 1 7 k W11i s v s snnN n P V nn Ni=15.99+16.17=32.16kW。 3.11 驅(qū)動機的選擇 活塞式壓縮機的驅(qū)動包括驅(qū)動機和傳動裝置。驅(qū)動方式和壓縮機的結(jié)構(gòu)方案和主要參數(shù)的選擇有著密切的關(guān)系，在選擇壓縮機結(jié)構(gòu) 方案和主要參數(shù)時，應(yīng)該同時考慮驅(qū)動方式的選擇。 驅(qū)動活塞式壓縮機的卻大多數(shù)是交流電動機，而交流電動機中又以鼠籠式異步電動機為最多。中、小功率的鼠籠式電動機可按我國電動機系列（ JS、 JK、 JSQ 等）選取。不管是異步電動機還是同步電動機，共同的特點是啟動電流大而啟動力矩小。 南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 11 頁 共 48 頁 取 m=0.88，則 3 2 . 1 6 3 6 . 5 5 k W0 . 8 8iz mNN 電機功率余度 10%， N=Nz（ 1+10%） =36.55*110%=40.2kW,則電機功率取 45kw。 所以 ， 電機型號選取為 Y200L2-6。 南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 12 頁 共 48 頁 4 動力計算 4.1 壓縮機中的作用力 3 圖 3 曲柄連桿機構(gòu)示意圖 壓縮機中作用力的分析 ， 是進行壓縮機零件強度和剛度計算的依據(jù) ， 也是判斷這些力對壓縮機裝置影響的基礎(chǔ)。 壓縮機中主要的作用力有氣體壓力、曲柄連桿機構(gòu)運動時產(chǎn)生的慣性力和摩擦力。 4.1.1 曲柄連桿機構(gòu)的運動關(guān)系和慣性力 6 活塞的位移、速度和加速度可從曲柄連桿機構(gòu)的幾何關(guān)系和運動關(guān)系中確定。圖 3表示曲柄連桿機構(gòu)的幾何關(guān)系。 活塞位移 x 和曲柄轉(zhuǎn)角 ： )2c o s1(4)c o s1( rx 往復(fù)慣性力： 21222 2c o sc o s)2c o s( c o s IIrmrmrmamI pppp 4.1.2 級綜合活塞力計算 活塞直徑 D=230mm ，吸氣壓力 ps=0.096 MPa，排氣壓力 pd=0.33312 MPa， 相對余隙 103.00 VbV ，活塞行程 s=100mm，轉(zhuǎn)速 n=980r/min， m=1.2， n=1.35，51， 蓋側(cè)膨脹： mcmcd SxpSp )( ，則得mccd Sx Spp )( ， 南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 13 頁 共 48 頁 蓋側(cè)壓縮： mcmcs SxpSSp )()( ，則得mccs Sx SSpp )( 活塞位移 x 和曲柄轉(zhuǎn)角 ： )2c o s1(4)c o s1( rx 慣性力 31： 圖 4 =1/4 時往復(fù)慣性力 I 按曲柄轉(zhuǎn)角 展開圖 21222 2c o sc o s)2c o s( c o s IIrmrmrmamI pppp 角速度： r a d / s573.10260 98014.32602 n 在初步設(shè)計是估計每列最大往復(fù)質(zhì)量活塞的質(zhì)量 mp=15.12kg 圖 5 級活塞受力圖 南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 14 頁 共 48 頁 由上圖可以得出 級活塞受到的最大活塞力 F=9.375KN 4.1.3 級綜合活塞力計算 活塞直徑 D=130mm ，吸氣壓力 Ps=0.314 MPa，排氣壓力 Pd=1.133MPa， 相對余隙 134.00 VbV ，活塞行程 s=100mm，轉(zhuǎn)速 n=980r/min， m=1.25， n=1.4，51， 蓋側(cè)膨脹： mcmcd SxpSp )( ，則得mccd Sx Spp )( ， 蓋側(cè)壓縮： mcmcs SxpSSp )()( ，則得mccs Sx SSpp )( 活塞位移 x 和曲柄轉(zhuǎn)角 ： )2c o s1(4)c o s1( rx 慣性力：21222 2co sco s)2co s( co s IIrmrmrmamI ssss 角速度： r a d / s573.10260 98014.32602 n 在初步設(shè)計是估計每列最大往復(fù)質(zhì)量活塞的質(zhì)量 mp=15.12kg 圖 8 級活塞受力圖 由圖 7 可以得出 級活塞受到的最大活塞力 F=13.78KN 南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 15 頁 共 48 頁 5 氣缸部分的設(shè)計 5.1 氣缸 9 氣缸是活塞式壓縮機中的組成壓縮容積的主要部分。根據(jù)壓縮機所 達到壓力，排氣量，壓縮機的結(jié)構(gòu)方案，壓縮氣體的種類，制造氣缸的材料以及制造廠的習慣等條件，氣缸的結(jié)構(gòu)可以有各種各樣的形式。 設(shè)計氣缸的要點是： 1應(yīng)具有足夠的強度和剛度。工作表面具有良好的耐磨性。 2要具有良好的冷卻，在有油潤滑的氣缸中，工作表面應(yīng)有良好的潤滑狀態(tài)。 3盡可能減少氣缸內(nèi)的余隙容積和氣體阻力。 4結(jié)合部分的連接和密封要可靠。 5要有良好的制造工藝性和裝拆方便。 6氣缸直徑和閥座安裝孔等尺寸應(yīng)符合 “三化 ”要求。 5.1.1 結(jié)構(gòu)形式的確定 氣缸因工作壓力不同而選用不同強度的材料，這個設(shè) 計工作壓力 1.378kgf/cm2 低于60kgf/cm2，本設(shè)計采用水冷空氣壓縮機的單層壁氣缸，氣缸用鑄鐵制造，鑄鐵具有良好的鑄造性能，對氣缸結(jié)構(gòu)形狀的限制較小，所以鑄鐵氣缸的形式較多。 在水冷氣缸中，應(yīng)特別注意氣閥部分的冷卻，一方面要使氣閥有充分的冷卻，另一方面把吸氣閥和排氣閥用冷卻水隔開，以保證氣缸有較高的吸氣系數(shù)。 5.1.2 級氣缸主要尺寸的計算 （ 1）氣缸的壁厚 aPDp 2 氣缸布置在氣缸蓋上，氣缸形狀較簡單且用高強度鑄鐵， 2k g/c m400250p ，取 2kg/cm300p 。壁厚的附加項 a，其值按 0.50.8cm 選擇，則 a=8mm。 cm8 3 7.08.03 0 02 239 7 5 6.02 aPD p，則 mm10 （ 2）水套壁厚 mm85.710)8.075.0()8.075.0( ，取 mm8 （ 3）連接法蘭壁厚 mm14104.14.1 5.1.3 級氣缸的強度校核 氣缸與氣缸套的材料相同： 22232123222121222214rrrrrrprrErp ，由于 E 相對 r1與 r2 大得多，r1 與 r2 分別表示為氣缸的內(nèi)外半徑，將其看做 r1=r2， r3=18.3cm， 南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 16 頁 共 48 頁 則 222222112 kg / c m8257.05.12 5.119756.0 r rpp 圖 9 壓入氣缸套的厚壁氣缸中的應(yīng)用 氣缸和氣缸套內(nèi)的應(yīng)力值為： 氣缸內(nèi)表面的切應(yīng)力tc： 22222222323222 kg / c m270.25.123.18 3.185.128257.0 rr rrptc 氣缸內(nèi)表面的徑向應(yīng)力rc： 22 k g /c m8 2 5 7.0 prc 氣缸套內(nèi)表面的切向應(yīng)力tl： 222222212222222211 k g / cm0 1 8 7.15.115.125.128 2 5 7.025.125.119 7 5 6.02 rrrprrptl 氣缸套內(nèi)表面的徑向應(yīng)力rl： 21 k g /c m9 7 5 6.0 prl 氣缸套外表面的切向應(yīng)力 tl： 222222212222212211k g / c m8 6 23.05.115.125.125.118 2 57.05.119 7 56.022rrrrprptl 氣缸套外表面的徑向應(yīng)力 rl： 22 k g /c m8 2 5 7.0 prl 由于鑄鐵氣缸應(yīng)力不允許超過 200300kg/cm2， 所以符合要求，滿足強度。 5.1.4 級氣缸的計算 南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 17 頁 共 48 頁 （ 1）氣缸的壁厚 aPDp 2 氣缸布置在氣缸蓋上，氣缸形狀較簡單且用高強度鑄鐵， 2k g/c m400250p ，取 2kg/cm300p 。壁厚的附加項 a，其值按 0.50.8cm 選擇，則 a=8mm。 cm8 3 0.08.03 0 02 133 7 8.12 aPD p，則 mm10 （ 2）水套壁厚 mm85.710)8.075.0()8.075.0( ，取 mm8 （ 3）連接法蘭壁厚 mm14104.14.1 5.1.5 級氣缸的強度校核 氣缸與氣缸套的材料相同： 22232123222121222214rrrrrrprrErp ， 由于 E 相對 r1 與 r2 大得多， r1 與 r2 分別表示為氣缸的內(nèi)外半徑，將其看做 r1=r2，r3=13.3cm， 則 222222112 kg / c m035.15.7 5.6378.1 r rpp 氣缸和氣缸套內(nèi)的應(yīng)力值為： 氣缸內(nèi)表面的切應(yīng)力tc： 22222222323222 kg / c m25.73.133.135.7035.1 rrrrptc 氣缸內(nèi)表面的徑向應(yīng)力rc： 22 k g /c m0 3 5.1 prc 氣缸套內(nèi)表面的切向應(yīng)力tl： 222222212222222211 k g / cm3 5 7.15.65.75.70 3 5.125.75.63 7 5.12 rrrprrptl 氣缸套內(nèi)表面的徑向應(yīng)力rl： 21 k g /c m3 7 5.1 prl 氣缸套外表面的切向應(yīng)力 tl： 南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 18 頁 共 48 頁 222222212222212211k g / c m749.05.65.75.75.6035.15.6375.122rrrrprptl 氣缸套外 表面的徑向應(yīng)力 rl： 22 k g /c m0 3 5.1 prl 由于鑄鐵氣缸應(yīng)力不允許超過 200300kg/cm2，所以符合要求，滿足強度。 5.1.6 氣缸材料 氣缸和汽缸套的材料根據(jù)壓縮氣體的性質(zhì)和承受的壓力選取。由于本設(shè)計的工作壓力低于 60 公斤 /厘米 2，取用灰鑄鐵 HT20-40、 HT25-47 5.2 氣閥 3 現(xiàn)代活塞式壓縮機使用的氣閥，都是隨著氣缸內(nèi)氣體壓力的變化而自行開、閉的自動閥。自動閥由閥座、運動密封組件、彈簧、升程限制器等零件組成。 圖 10 活塞式壓縮機自動閥的組成 1 閥座； 2 閥片； 3 彈簧； 4 升程限制器 5.2.1 氣閥的基本要求 氣閥是活塞式壓縮機重要部件之一，它的工作直接關(guān)系到壓縮機運轉(zhuǎn)的經(jīng)濟性和可靠性。對氣閥的基本要求如下： 1. 使用期限長，不能由于閥片或彈簧的損壞而引起壓縮機非計劃停車。 2. 氣體通過氣閥時的能量損失小，以減少壓縮機動力消耗。對于固定式長期連續(xù)運轉(zhuǎn)的壓縮機尤為重要。 3. 氣閥關(guān)閉時具有良好的密封性，減少氣體的泄漏量。 4. 閥片起、閉動作及時和迅速，而且要完全開啟，以提高機器效率和延長和使用壽命。 5. 氣閥所引起的余隙容積 要小，以提高氣缸容積效率。 南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 19 頁 共 48 頁 以此，還要求結(jié)構(gòu)簡單、制造方便、易于維修、氣閥零件標注化、通用化水平要高。 5.2.2 閥的分類 壓縮機自動閥按運動密封組件的特點可分為：環(huán)閥（包括環(huán)狀閥和網(wǎng)狀閥）、孔閥（包括杯狀閥、菌狀閥、碟狀閥等）、直流閥；其它還有諸如條狀閥、槽狀閥、錐形槽狀閥等。 此壓縮機設(shè)計采用環(huán)狀閥，因為環(huán)狀閥制造簡單，工作可靠，可改變環(huán)數(shù)來適應(yīng)各種氣量要求，它適用于各種壓力、轉(zhuǎn)數(shù)的壓縮機。 5.2.3 閥設(shè)計的主要技術(shù)要求 閥座密封表面要經(jīng)過研磨，閥片上下平面光潔度不低于 9，內(nèi) 外邊緣要倒鈍；氣閥組裝后要進行泄漏檢查。 一般環(huán)狀閥片和網(wǎng)狀閥片熱處理硬度為 RC4652，同一閥片的硬度差不超過 3 個單位。在閥片精磨后要進行補充回火，其溫度不超過第一次回火溫度。 用 30CrMnSiA 鋼板制造的環(huán)狀閥片，金相組織為回火馬氏體。 5.2.4 環(huán)狀閥結(jié)構(gòu)尺寸的選擇 圖 11 環(huán)狀閥的主要結(jié)構(gòu)尺寸及其幾何關(guān)系 5.2.5 級上的氣閥尺寸選擇 壓縮機數(shù)據(jù)：壓縮機的轉(zhuǎn)速 n=980r/min；活塞行程 s=100mm；一級吸氣壓力Pa=0.1MPa；一級排氣壓力 Pd=0.314MPa；活塞有效面積 F=0.041547562mm2；活塞的平均速度 Cm=3.27m/s；同時作用的齊發(fā)數(shù) Z=2。 結(jié)構(gòu)尺寸的選擇：氣閥的主要特性參數(shù)確定后，就要確定閥座通道寬度 b、閥片寬度 B 和閥座相鄰信道平均直徑差 D 南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 20 頁 共 48 頁 a. 選擇的閥縫隙通道氣體流速 Cv 表 6 間縫隙通道的平均氣流速度 工作壓力（公斤 /厘米 2） 4 410 1030 30130 130320 320600 間縫隙通道的平均氣流速度（米 /秒） 3045 2540 2035 1828 1520 1215 工作壓力 P=9.756254kN=0.975625 Kg/cm240 7.5 1.75 25 5 100 10 1.75 35 7 100 1.5 工作壓力 P=9.756254kN=0.975625 Kg/cm260100 100150 150200 200300 300 M101 M121.25 M161.5 M201.5 M241.5 M271.5 由于 D0=114mm，故選擇 M161.5 q. 閥片厚度 取 =2mm 圖 13 環(huán)狀閥主要安裝尺寸示意圖 5.26 級上的氣閥尺寸選擇 （由于 級計算與 級相似，所以圖表參照上面） 壓縮機數(shù)據(jù)：壓縮機的轉(zhuǎn)速 n=980r/min；活塞行程 s=100mm；二級吸氣壓力Pa=0.314MPa；一級排氣壓力 Pd=1.1MPa；活塞有效面積 F=0.01327322874mm2；活塞的平均速度 Cm=3.27m/s；同時作用的齊發(fā)數(shù) Z=2。 結(jié)構(gòu) 尺寸的選擇：氣閥的主要特性參數(shù)確定后，就要確定閥座通道寬度 b、閥片寬度南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 23 頁 共 48 頁 B 和閥座相鄰信道平均直徑差 D a. 選擇的閥縫隙通道氣體流速 Cv 工作壓力 P=13.78kN=1.378 Kg/cm24 Kg/cm2，則 Cv =3045m/s,取 Cv =35m/s b. 需要的閥縫隙面積 fv 222 mm05.62035227.313.014.34141 Z C vCmDZ C vF C mfv 式中： Z同時作用的同名氣閥數(shù) F活塞的有效面積 c閥片開啟高度 h=1.6mm d. 閥座通道寬度 b 85.03.02 bh ， 取 5.02 bh 又 h=1.6mm b=6.4mm e. 閥座密封口寬度 工作壓力 P=13.78kN=1.378 Kg/cm240Kg/cm2，則閥座密封口寬度 1=1.25mm f. 閥片寬度 B B=b+21=6.4+21.25=8.9mm，取 B=9mm g. 升程限制器通道寬度 b1 b1=（ 11.2） b=（ 11.2） 6.4=6.47.68mm，取 b1=7mm h. 限座相鄰信道平均直徑差 D D=2（ B+b1） =2(9+7)=32mm i. 閥座通道環(huán)數(shù) i i=3 j. 閥座最內(nèi)圈信道平均直徑 D1 vs fhbf 2 mm11322 1334.614.3 05.62022 122 11 DibifhbDibifD vs K. 閥座各環(huán)信道平均直徑 Dj Dj=Di+(j-1) D=-11+(3-1)32=53mm l. 閥座安裝直徑 D0 取 C1=3.5mm，則 D0=DJ+B+2C1=53+9+23.5=69mm，取 D0=70mm m. 閥座最大外徑maxD 取 2 4mm，則 mm784270220m a x DD n. 閥座厚度 H H=（ 0.120.2）maxD=（ 0.120.2） 78=9.3615.6mm，取 H=15mm o. 閥座安裝凸緣高度 H1 H1=（ 0.350.5） H=（ 0.350.5） 15=5.257.5mm，取 H1=7mm p. 連接螺栓直徑 d 南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 24 頁 共 48 頁 由于 D0=70mm，故選擇 M121.25 q. 閥片厚度 取 =2mm 5.3 活塞 活塞與氣缸構(gòu)成了壓縮容積?；钊仨氂辛己玫拿芊庑裕?此外還有要求： 1，有足夠的強度和剛度； 2 活塞與活塞銷的連結(jié)和定位要可靠； 3，重量輕，兩列以上的壓縮機中，應(yīng)根據(jù)慣性力平衡的要求配置各列活塞的重量； 4，制造工藝性好。 5.3.1 活塞的基本結(jié)構(gòu)型式 活塞式壓縮機中采用的活塞基本結(jié)構(gòu)型式有 :筒形、盤形、級差式、組合式、柱塞等。對于小型無十字頭的壓縮機一般選用筒形活塞。 筒形活塞的主要結(jié)構(gòu)尺寸如右圖所示： 圖 14 筒形活塞主要 結(jié)構(gòu)尺寸 5.3.2 級活塞尺寸 活塞環(huán)的計算：活塞環(huán)是密封氣缸鏡面和活塞間的縫隙用的零件。另外，它還起布油和導(dǎo)熱的作用。對活塞環(huán)的基本要求是密封可靠和耐磨損。 南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 25 頁 共 48 頁 活塞環(huán)的徑向厚度 t： mm39.645.10230)361221()361221( Dt 取 t=8mm 活塞環(huán)的軸向高度 h： h=（ 0.41.4） t=（ 0.41.4） 8=3.211.2mm，取 h=4mm 刮油環(huán)的軸向高度： h3=（ 12） h=（ 12） 4=48mm，取 h3=6mm 活塞直徑： D=230mm 活塞總高度 H 與活塞直徑 D 一般為： H=（ 0.651.5） D=（ 0.651.5） 230=149.5345mm，取 H=184mm 活塞頂面至第一道活塞環(huán)的距離： C=（ 1.23） h=（ 1.23） 4=4.812mm，取 C=8mm 活塞環(huán)之間的距離： C1=（ 0.81.5） h=（ 0.81.5） 4=3.26mm，取 C1=5mm 裙座到底邊的高度 L 約為 0.7H，則 L=0.7H=0.7184=128.8mm，取 L=130mm 活塞銷中心線到底邊的距離 h1 約為 0.6L，則 h1=0.6L=0.6130=78mm 活塞頂部的強度計算，可將活塞 頂部作為圓周固定的圓板來計算：對于無加強筋的鑄鐵活塞 B300350Kg/cm2，取 B=300 Kg/cm2 cmtttrPB 54.05.119 7 5 6.068.03 0 068.0 2 222m a x ，取 t=8mm 5.3.3 級活塞尺寸 (與 級活塞尺寸計算相似 ) 活塞環(huán)的徑向厚度 t： mm61.39.51 3 0)361221()361221( Dt 取 t=4mm 活塞環(huán)的軸向高度 h： h=（ 0.41.4） t=（ 0.41.4） 4=1.65.6mm，取 h=4mm 刮油環(huán)的軸向高度： h3=（ 12） h=（ 12） 4=48mm，取 h3=6mm 活塞直徑： D=130mm 活塞總高度 H 與活塞直徑 D 一般為： H=（ 0.651.5） D=（ 0.651.5） 130=84.5195mm，取 H=156mm 活塞頂面至第一道活塞環(huán)的距離： C=（ 1.23） h=（ 1.23） 4=4.812mm，取 C=8mm 活塞環(huán)之間的距離： C1=（ 0.81.5） h=（ 0.81.5） 4=3.26mm，取 C1=5mm 裙座到底邊的高度 L 約為 0.7H，則 L=0.7H=0.7156=109.2mm，取 L=110mm 活塞銷中心線到底邊的距離 h1 約為 0.6L，則 h1=0.6L=0.6110=66mm 活塞頂部的強度計算，可將活塞頂部作為圓周固定的圓板來計算：對于無加強筋的鑄鐵南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 26 頁 共 48 頁 活塞 B300350Kg/cm2，取 B=300 Kg/cm2 cmtttrPB 3 6 3.05.63 7 8.168.03 0 068.0 2 222m a x ，取 t=8mm 5.3.4 活塞材料的選擇 本次設(shè)計活塞材料選用 HT20-40，活塞銷材料選用 20 鋼。 5.4 活塞銷 圖 15 活塞銷 5.4.1 活塞銷的主要技術(shù)要求 1. 20 鋼和 20Cr 鋼制的銷子，圓柱外表面的滲炭深度為： 1）壁厚 35 毫米的活塞銷0.81.2 毫米； 2）厚度大于 5 毫米的活塞銷 1.11.7 毫米； 2. 銷子外圓柱表面硬度為 HRC5767，各點硬度差不大于 3 個 HRC 單位； 3. 銷子硬化層的顯微組織應(yīng)符合以下規(guī)定： 1）滲碳層影視細密的馬氏體組織，不允許有針狀或連續(xù)網(wǎng)狀的游離滲碳體； 2）高頻淬火硬化層應(yīng)是細針狀的馬氏體組織，其轉(zhuǎn)變區(qū)為索氏體組織，并允許有碳素體的晶粒存在。 4. 銷子外圓的橢圓度和錐形度不大于 2 級精度直徑公差之半 5. 銷子外圓表面光潔度： 1）直徑小于 150 毫米時為 9； 2）直徑大于 150 毫米時為 8 6. 銷子外圓表面不允許有裂紋、凹痕、擦傷、斑疤以及肉眼可見的非金屬 夾雜物等缺陷 7. 銷子加工完后，應(yīng)進行磁粉探傷，不得有裂紋。 5.4.2 I 級活塞銷尺寸 活塞銷的尺寸，根據(jù)最大活塞力 Pmax 作用下活塞銷投影工作表面上的許用比壓 k南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 27 頁 共 48 頁 初步確定后，按彎曲和剪切作用校核其強度?；钊N的計算尺寸如圖： 圖 16 活塞銷計算簡圖 max0kpdl 連桿軸承長度0l=（ 1.11.4） d，取0l=1.2d 活塞銷許用比壓 k 150250 Kg/cm2，取 k=200 Kg/cm2 則 2 . 0 3 7 cmd8.9200107 5 6 2 5 4.92.13m a x2 kpd 取 d=22mm 活塞銷內(nèi)徑 d0=(0.60.7) d=(0.60.7) 22=13.215.4mm，取 d0=14mm 活塞銷長度pl=(0.80.9)D1=(0.80.9) 230=184207mm ，取pl=200mm 5.4.3 級 活塞銷的尺寸 （與級的相似） max0 kpdl 連桿軸承長度0l=（ 1.11.4） d，取0l=1.2d 活塞銷許用比壓 k 150250 Kg/cm2，取 k=200 Kg/cm2 則 2 . 0 3 7 cmd8.9200107 5 6 2 5 4.92.13m a x2 kpd 取 d=22mm 活塞銷內(nèi)徑 d0=(0.60.7) d=(0.60.7) 22=13.215.4mm，取 d0=14mm 活塞銷長度pl=(0.80.9)D1=(0.80.9) 230=184207mm ，取pl=200mm 南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 28 頁 共 48 頁 6 基本部件的設(shè)計 6.1 機身、中體 機身、中體統(tǒng)稱機體，它包括機身、中體、機座、曲軸箱、中間接筒、端接筒等部件。 機體的作用是： 1. 作為轉(zhuǎn)動機構(gòu)的定位于導(dǎo)向部分。如曲軸支撐在機體的主軸承上，十字頭以機體滑道導(dǎo)向。 2. 作為壓縮機承受作用力的部分。壓縮機中的作用力，基本上可分為兩大類：內(nèi)力與外力。 內(nèi)力是氣體壓力，作用在活塞與氣缸蓋上。內(nèi)力的傳遞，一方面是通過活塞、曲柄連桿機構(gòu)傳至主軸承與滑道上，另一方面則通過缸體傳至機體上，并在主軸與滑道上保持平衡。外力是運動部件質(zhì)量慣性力。外力的傳遞是由傳動部件經(jīng)過機體上的主軸承，滑道傳到機體外部。 3. 作為氣缸的承座并連接某些輔助部件。如潤滑系統(tǒng)、盤車系統(tǒng)、冷卻系統(tǒng)等，以組成整臺機器。 6.2 曲軸 6.2.1 曲軸結(jié)構(gòu)的選擇 壓縮機曲軸有兩種基本型式，即曲柄軸和曲拐軸。曲柄軸結(jié)構(gòu)，連同電機軸一起，一般只有兩個主軸承。曲拐軸在制造安裝方面，雖較曲柄軸為差，但是 采用曲拐軸的壓縮機，可以實現(xiàn)結(jié)構(gòu)緊湊，重量輕。此外，采用曲拐軸的壓縮機，在氣缸列數(shù)設(shè)置方面幾乎不受限制，便于滿足流程要求。本設(shè)計采用曲拐軸。 圖 17 雙拐軸 6.2.2 曲軸結(jié)構(gòu)設(shè)計 曲軸設(shè)計基本原則： a. 曲軸的軸頸要有適當?shù)某叽纾古溆玫妮S承能有勝任的負荷能力 b. 曲軸要有足夠的強度，以承受交變彎曲與交變扭轉(zhuǎn)的聯(lián)合作用。曲軸的 2 處，南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 29 頁 共 48 頁 要進行強度校核 c. 曲軸要有足夠的剛度。軸頸偏轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過許用值，以保證軸承可靠的工作。在采用懸掛電機結(jié)構(gòu)時，電機轉(zhuǎn)子中心的繞度應(yīng)不超過許用值，以保證電機正常工作。 6.2.3 曲軸結(jié)構(gòu)尺寸 的確定 基于以上幾項要求，對于曲拐軸主要尺寸初步確定如下： 圖 18 曲柄的主要尺寸 曲柄銷直徑 D P 取最大值為二級壓縮時的最大活塞力， P=13.78KN cm93.58.9 78.13)6.56.4()6.56.4( pD ，取 D=60mm 主軸頸直徑 D1 mm666060)1.11()1.11(1 DD ，取 D1=65mm 軸頸長度：根據(jù)選取軸承寬度略大些 曲柄厚度 t： mm364260)6.07.0()6.07.0( Dt ，取 t=42mm 曲柄寬度 h mm967260)6.12.1()6.12.1( Dh ，取 h=90mm 6.2.4 曲軸材料 壓縮機上用的較多，制造經(jīng)驗較成熟的，是中碳鋼鍛造曲軸，近年來由于鑄造技術(shù)的發(fā)展，采用稀土鎂球墨鑄鐵鑄造曲軸的越來越多。制造曲軸可以節(jié)省原材料和大量減少加工工時，并且有條件把曲軸的形狀設(shè)計地更合理。本次設(shè)計中曲軸材料選用球墨鑄鐵。 6.2.5 曲軸強度校核 為使計算簡單，對曲軸的受力情況先作如下簡化假定： 1）對于多支承曲軸，作為在主軸承中點處被切開的分段筒支梁考慮； 2）連桿力集中作用在曲柄銷中點處； 3）略南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 30 頁 共 48 頁 去回轉(zhuǎn)慣性力； 4）略去曲軸自重。 靜強度校核 M P a54.17502.0 98 04595 50 00 02.095 50 00 033 d npWTT 曲軸的材料是球墨鑄鐵， M Pa2520 ，所以滿足靜強度要求。 疲勞強度校核 1221 nnn nnn ，通過實驗驗證。符合條件，滿足要求。 6.3 連桿 連桿是將作用在活塞上的推力傳遞給曲軸，又將曲軸的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換為活塞的往復(fù)運動的機件。 連桿包括桿體、大頭、小頭三部分，如圖 16。桿體的截面有圓形、環(huán)形、矩形、 圖 19 連桿 1 小頭； 2 桿體； 3 大頭； 4 連桿螺栓； 5 大頭蓋； 6 連桿螺母 工字形等。圓形截面的桿體，機械加工最方便 ，但在同樣強度時，具有最大的運動質(zhì)量，適用于低速、大型以及小批生產(chǎn)的壓縮機。工字形截面的桿體在同樣強度時，具有最小的運動質(zhì)量，但其毛坯必須用模鍛或鑄造，適用于高速及大批量生產(chǎn)的壓縮機。本設(shè)計由于轉(zhuǎn)速較高，選擇工字形截面連桿。 6.3.1 連桿結(jié)構(gòu)設(shè)計基本原則 連桿的定位 為了防止連桿在運動時的左右擺動，以及考慮曲軸的熱膨脹引起的軸向移動對連桿的影響，連桿必須加以定位，定位的方法有大頭定位與小頭定位兩種。 大頭定位是在連桿大頭軸瓦兩端面與曲軸銷的配合端面采用較小的配合間隙（約南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 31 頁 共 48 頁 0.20.5 毫米）；而在小 頭襯套端面與活塞銷的配合端面則取較大的間隙 (約為 25 毫米 )。小頭定位是在小頭襯套端面與活塞銷的配合端面采用 0.200.50 毫米的配合間隙，而在大頭端面與曲柄銷的配合端面，取 25 毫米的間隙。 大頭定位適用于大頭軸瓦為后壁瓦的情況。 6.3.2 級連桿尺寸計算 3 連桿長度 L 的確定 圖 20 連桿桿體主要結(jié)構(gòu)尺寸 連桿長度 L 即連桿大小頭孔中心距，由曲柄半徑 R 與連桿長度 L 的比值 RL決定。 愈大，壓縮機的外形愈小，愈容易使連桿在運動時與滑道壁相碰； 值 小了的話，就會使壓縮機的外形愈大；所以選取要適當。 因為 V 型壓縮機要求結(jié)構(gòu)緊湊，所以 116 3.5 ，選取 15 行程 s=100 mm ，曲柄半徑 100 5 0 m m22sR 連桿長度 L： 502 5 0 m m15RL 連桿小頭襯套尺寸的確定 圖 21 小頭襯套 連桿小頭瓦內(nèi)徑按活塞銷決定： d=22mm 南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 32 頁 共 48 頁 連桿小頭軸瓦近年來采用襯套的結(jié)構(gòu)，襯套的厚度 s 以及寬度 b 選取 : mm76.132.122)08.006.0(080060 ) d.(s ，取 s=1.6mm b=(11.4)d=（ 11.4） 22=2230.8mm，取 b=27mm 小頭襯套與活塞銷的間隙 ( 0 . 0 0 0 7 0 . 0 0 1 2 ) ( 0 . 0 0 0 7 0 . 0 0 1 2 ) 2 2 0 . 0 1 5 4 0 . 0 2 6 4 m md 小頭襯套材料多采用銅合金。 連桿寬度 B 的確定 從工藝上考慮連桿大小頭寬度取相等。對于連桿寬度取 B=0.9b 式中 b 為軸瓦的寬度；對于大頭定位時，為大頭寬度，對于小頭定位時，則為小頭襯套寬度。 0 . 9 0 . 9 2 7 2 4 . 3 m mBb ，取 B=25mm 連桿桿體 的主要尺寸確定 桿體中間截面的尺寸： 當量直徑 (1 . 6 5 2 . 4 5 )mdp ，對于活塞力 12 噸的告訴，短行程的連桿，為了增強剛性，系數(shù)選取為 1.652.15 所以選擇 9 . 7 5 6 2 5 4(1 . 6 5 2 . 1 5 ) (1 . 6 5 2 . 1 5 ) 1 . 6 5 2 . 1 5 c m9 . 8mdp 取 mm20md 由于本設(shè)計選擇工字型連桿，對于非圓形截面的桿體，計算出桿體的中間截面面積 圖 22 工字形、矩形的截面尺寸 2 2 23 . 1 4 2 0 3 1 4 . 1 5 9 2 6 m m44mm dF ，再根據(jù)工字型的尺寸 的公式計算：2 . 5 2 . 5 3 1 4 . 1 5 9 3 6 2 8 m mmmHF Bm=（ 0.650.75） Hm= （ 0.650.75） 28=18.221mm。取 Bm=20mm 工字形的截面寬度 Bm 是不變的，其高度變化一般取在： 小頭孔直徑1 2dd 1(1 . 1 1 . 2 ) (1 . 1 1 . 2 ) 2 5 . 2 2 7 . 7 2 3 0 . 2 4 m mld ， 取 28mml 處， 0 . 8 0 . 8 2 8 2 2 . 4 m mmHH ，取 22mmH 1 ( 1 . 1 1 . 2 ) ( 1 . 1 1 . 2 ) 5 0 5 5 6 0 m mlD 取 60l mm 處 ， 1 . 2 1 . 2 2 8 3 3 . 6 m mmHH ，取 34mmH 南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 33 頁 共 48 頁 連桿大頭蓋的尺寸確定 如上圖所示，截面 A-A 面積： 2(1 . 3 8 1 . 6 0 ) (1 . 3 8 1 . 6 0 ) 3 1 4 . 1 5 9 2 6 4 3 3 . 5 4 2 5 0 2 . 6 5 m mAmFF 截面 B-B 面積： 2(1 . 3 0 1 . 4 0 ) (1 . 3 0 1 . 4 0 ) 3 1 4 . 1 5 9 2 6 4 0 8 . 4 0 7 4 3 9 . 8 2 3 m mBmFF 因為是工字形的截面，所以系數(shù) 取大值 25 0 2 . 6 5 5 m mAF ， 24 3 9 . 8 2 3 m mBF A-A 截面的厚度： 5 0 2 . 6 5 5 2 0 m m25AA FS B B-B 截面的厚度： 4 3 9 . 8 2 3 1 8 m m25BB FS B 連桿小頭的截面：其中 D-D 與 C-C 截面一樣 2( 0 . 8 5 1 . 0 0 ) ( 0 . 8 5 1 . 0 0 ) 3 1 4 . 1 5 9 2 6 2 6 7 . 0 3 5 3 1 4 . 1 5 9 m mCD mF F F 當活塞力 P2 噸時，因活塞銷比壓要求，尺寸可稍大些， 23 1 4 . 1 5 9 m mCDFF 3 1 4 . 1 5 91325ccD FSS B mm 螺栓在大頭體內(nèi)長度 圖 23 大頭螺栓結(jié)構(gòu) 1 ( 0 . 5 5 0 . 6 5 ) ( 0 . 5 5 0 . 6 5 ) 5 0 2 7 . 5 3 2 . 5 m mlD ，取 1 30mml 2 ( 0 . 5 0 . 6 5 ) ( 0 . 5 0 . 6 5 ) 5 0 2 5 3 2 . 5 m m ，取 2 30m ml 連桿螺栓要求強度高 ,塑性好的材料，螺母的材料可以與其不同。 表 9 常用連桿螺栓及螺母的材料 螺栓材料 45 40Cr 30CrMo 35CrMoA 25Cr2MoV 38CrMoAl 40Cr2MnV 螺母材料 35 35Mn,20Cr 20Cr 30Mn 30Mn ，30CrMo 30Mn, 30CrMo 30Mn, 30CrMo 連桿螺栓的直徑： 0 ( 0 . 1 8 0 . 2 5 ) ( 0 . 1 8 0 . 2 5 ) 5 0 9 1 2 . 5 m mdD ， 取 0 12mmd 選擇螺栓為 M12 1.5 連桿螺栓長度的確定：螺栓總長度（不包括螺栓頭）： ( 1 . 2 1 . 5 ) ( 1 . 2 1 . 5 ) 5 0 6 0 7 5 m mlD ，取 70mml 連桿螺栓的個數(shù) Z=2 連桿的材料選取 45 鍛鋼，連桿螺栓的材料選用 40Cr 鋼。 南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 34 頁 共 48 頁 6.3.3級連桿桿體的強度校核 連桿桿體的穩(wěn)定性 18計算：由于桿體截面沿長度變化，計算時均以桿體中間截面為計算截面。 桿體的柔度：連桿長度 L 與桿體的回轉(zhuǎn)半徑 i 的比值iL ，稱為連桿體的柔度。各種桿體截面的回轉(zhuǎn)半徑 i 值 443333 m1042.312 16.007.028.02.012 bhBHJ x m01855.00065.1 1042.3 4 FJi xx ， mm55.18xi ， 5048.1355.182 5 0 xiL ，在最大活塞力 P 的作用下，桿體按縱彎 壓及橫彎 壓的應(yīng)力公式進行計算。 連桿小頭處的桿體截面：此截面可認為是承受單純的壓縮與拉伸作用力，其應(yīng)力 Fpp （ kgf/cm2），桿體小頭處最小截面積 F 10.8cm2 則， 23 k g / c m18.928.10 8.9/10756.9 Fpp 許用應(yīng)力 2kg/cm1000 ，所以符合拉應(yīng)力條件 桿體在連桿擺動平面的縱向彎曲應(yīng)力，其應(yīng)力值JxLPCB2 表 10 常用連桿材料的 C 值 材料 35 40 45 40Cr 30CrMo QT40-10 QT60-2 鍛鋁 C 1.3710-4 1.4210-4 1.5210-4 3.8510-4 3.8510-4 1.9510-4 2.7510-4 6.5010-4 連桿材料選用 30CrMn， C=3.85 10-4 南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 35 頁 共 48 頁 圖 24 連桿桿體計算圖 24242 k g / c m58.7 0 31042.3 251085.38.9 7 5 6.9 JxLPCB 合金鋼的許用應(yīng)力 2k g/cm1 8 0 01 2 0 0 則，滿足連桿彎曲應(yīng)力要求。 桿體在垂直于連桿擺動平面的縱向彎曲應(yīng)力，JyLPCB2 由于 n=980r/min,轉(zhuǎn)速較高，應(yīng)考慮桿體在擺動時由于慣性力引起的橫向彎曲應(yīng)力，此時還應(yīng)橫彎 壓的應(yīng)力計算，在計算時假設(shè)：（ 1）連桿體為等截面的桿體；（ 2）不計連桿大頭和小頭質(zhì)量的影響；（ 3）連桿與曲柄成 900 時慣性力最大；（ 4）最大彎矩處截面值取中間截面值。 6.3.4 級連桿尺寸的計算 （與級相似） 連桿小頭襯套尺寸的確定 連桿小頭瓦內(nèi)徑按活塞銷決定： d=26mm 連桿小頭軸瓦近年來采用襯套的結(jié)構(gòu)，襯套的厚度 s 以及寬度 b 選取 : mm08.256.126)08.006.0(080060 ) d.(s ，取 s=2mm b=(11.4)d=（ 11.4） 26=2636.4mm，取 b=32mm 小頭襯套與活塞銷的間隙： ( 0 . 0 0 0 7 0 . 0 0 1 2 ) ( 0 . 0 0 0 7 0 . 0 0 1 2 ) 2 6 0 . 0 1 8 2 0 . 0 3 1 2 m md 小頭襯套材料多采用銅合金。 連桿寬度 B 的確定 從工藝上考慮連桿大小頭寬度取相等。對于連桿寬度取 B=0.9b 式中 b 為軸瓦的寬度；對于大頭定位時，為大 頭寬度，對于小頭定位時，則為小頭襯套寬度。 0 . 9 0 . 9 3 2 2 8 . 8 m mBb ，取 B=29mm 連桿桿體的主要尺寸確定 桿體中間截面的尺寸 當量直徑 (1 . 6 5 2 . 4 5 )mdp ，對于活塞力 12 噸的告訴，短行程的連桿，為了增強剛性，系數(shù)選取為 1.652.15 南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 36 頁 共 48 頁 所以選擇 1 3 . 7 8 1 9 3(1 . 6 5 2 . 1 5 ) (1 . 6 5 2 . 1 5 ) 1 . 9 5 7 2 . 5 5 c m9 . 8mdp 取 mm24md 由于本設(shè)計選擇工字型連桿，對于非圓形截面的桿體，計 算出桿體的中間截面面積2 2 23 . 1 4 2 4 4 5 2 . 3 8 9 m m44mm dF ， 再 根 據(jù) 工 字 型 的 尺 寸 的 公 式 計 算 ：2 . 5 2 . 5 4 5 2 . 3 8 9 3 3 . 6 9 2 m mmmHF ，取 34 m mmH Bm=（ 0.650.75） Hm= （ 0.650.75） 34=22.125.5mm。取 Bm=24mm 工字形的截面寬度 Bm 是不變的，其高度變化一般取在： 小頭孔直徑1 2 2 6 2 2 3 0 m mdd 1(1 . 1 1 . 2 ) (1 . 1 1 . 2 ) 3 0 3 3 3 6 m mld ， 取 34mml 處， 0 . 8 0 . 8 3 4 2 7 . 2 m mmHH ，取 28mmH 1 ( 1 . 1 1 . 2 ) ( 1 . 1 1 . 2 ) 5 0 5 5 6 0 m mlD 取 60mml 處 ， 1 . 2 1 . 2 3 4 4 0 . 8 m mmHH ，取 42mmH 連桿大頭蓋的尺寸確定 如上圖所示，截面 A-A 面積： 2(1 . 3 8 1 . 6 0 ) (1 . 3 8 1 . 6 0 ) 4 5 2 . 3 8 9 6 2 4 . 2 9 6 8 2 7 2 3 . 8 2 2 m mAmFF 截面 B-B 面積： 2(1 . 3 0 1 . 4 0 ) (1 . 3 0 1 . 4 0 ) 4 5 2 . 3 8 9 5 8 8 . 1 0 6 6 3 3 . 3 4 5 m mBmFF 因為是工字形的截面，所以系數(shù)取大值 27 2 3 . 8 2 2 m mAF ， 26 3 3 . 3 4 5 m mBF A-A 截面的厚度： 7 2 3 . 8 2 2 2 4 . 9 5 9 m m29AA FS B ，取 25mmAS B-B 截面的厚度： 6 3 3 . 3 4 5 2 1 . 8 3 9 m m29BB FS B ，取 22mmBS 連桿小頭的截面：其中 D-D 與 C-C 截面一樣 2( 0 . 8 5 1 . 0 0 ) ( 0 . 8 5 1 . 0 0 ) 4 5 2 . 3 8 9 3 8 4 . 5 3 1 4 5 2 . 3 8 9 m mCD mF F F 當活塞力P2 噸時，因活塞銷比壓要求，尺寸可稍大些， 24 5 2 . 3 8 9 m mCDFF 4 5 2 . 3 8 9 1 5 . 5 9 9 m m29ccD FSS B ，取 16mmCS 螺栓在大頭體內(nèi)長度 1 ( 0 . 5 5 0 . 6 5 ) ( 0 . 5 5 0 . 6 5 ) 5 0 2 7 . 5 3 2 . 5 m mlD ，取 1 30mml 2 ( 0 . 5 0 . 6 5 ) ( 0 . 5 0 . 6 5 ) 5 0 2 5 3 2 . 5 m m ，取 2 30m ml 連桿螺栓要求強度高 ,塑性好的材料，螺母的材料可以與其不同。 連桿螺栓的直徑： 0 ( 0 . 1 8 0 . 2 5 ) ( 0 . 1 8 0 . 2 5 ) 5 0 9 1 2 . 5 m mdD ， 取 0 12mmd 選擇螺栓為 M12 1.5 連桿螺栓長度的確定：螺栓總長度（不包括螺栓頭）： ( 1 . 2 1 . 5 ) ( 1 . 2 1 . 5 ) 5 0 6 0 7 5 m mlD ，取 70mml 南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 37 頁 共 48 頁 連桿螺栓的個數(shù) Z=2 連桿的材料選取 45 鍛鋼，連桿螺栓的材料選用 40Cr 鋼。 6.3.5 級連桿桿體的強度校核 連桿桿體的穩(wěn)定性計算：由于桿體截面沿長度變化，計算時均以桿體中間截面為計算截面。 桿體的柔度：連桿長度 L 與桿體的回轉(zhuǎn)半徑 i 的比值iL ，稱為連桿體的柔度。各種桿體截面的回轉(zhuǎn)半徑 i 值 443333 m10294.712 20.0085.034.024.012 bhBHJxm01855.076.4 10294.7 4 FJi xx ， mm55.18xi 5048.1355.182 5 0 xiL ，在最大活塞力 P 的作用下，桿體按縱彎 壓及橫彎 壓的應(yīng)力公式進行計算。 連桿小頭處的桿體截面：此截面可認為是承受單純的壓縮與拉伸作用力，其應(yīng)力 .（公斤 /厘米 2），桿體小頭處最小截面積 F 10.8cm2， 則，23 k g / c m18.928.10 8.9/10756.9 Fpp 許用應(yīng)力 2kg/cm1000 ，所以符合拉應(yīng)力條件 桿體在連桿擺動平面的縱 向彎曲應(yīng)力，其應(yīng)力值JxLPCB2 連桿材料選用 30CrMn， C=3.85 10-4 24242 k g / c m58.7 0 31042.3 251085.38.9 7 5 6.9 JxLPCB 合金鋼的許用應(yīng)力 2k g/c m1 8 0 01 2 0 0 ，則滿足連桿彎曲應(yīng)力要求。 6.3.6 連桿材料 本次設(shè)計中壓縮機的連桿采用稀土合金球墨鑄鐵的材料。 南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 38 頁 共 48 頁 7 軸承 2 壓縮機常用的軸承有滾動軸承和滑動軸承兩大類。滾動軸承使用、維護方便，機械效率較高，結(jié)構(gòu)雖然復(fù)雜，但由專業(yè)廠制造，價格也不很貴，而且通用化標準化程度很高。滑動軸承的結(jié) 構(gòu)簡單緊湊，制造方便、精度高、振動小、安裝方便。一般中、小型壓縮機適宜采用滾動軸承；大型壓縮機及多支承的壓縮機普遍采用滑動軸承。本設(shè)計是小型壓縮機，采用滾動軸承。 7.1 滾動軸承及其結(jié)構(gòu)確定 滾動軸承使用、維護方便，機械效率較高，結(jié)構(gòu)雖然復(fù)雜，但由專業(yè)廠制造，價格也不很貴，而且通用化，標準化程度很高。此壓縮機選用調(diào)心滾子軸承，適用于中型重載荷的壓縮機，允許內(nèi)圈對外圈有較大的傾斜。 軸承內(nèi)徑： 4 .6 5 .6dp , p 最大活塞力 1 3 . 7 8( 4 . 6 5 . 6 ) 5 . 6 5 . 9 3 c m9 . 8DP ，取 D=65mm 軸承代號： 根據(jù) GB/T276 1994 查得深溝球軸承： 軸承代號： 6313 d:65mm D:140mm B： 33mm 南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 39 頁 共 48 頁 8 聯(lián)軸器 7 圖 25 彈性聯(lián)軸器 壓縮機與驅(qū)動機的連接，一般分為： 1）壓縮機與驅(qū)動機為同一軸的直連； 2）壓縮機與原動機兩軸間有速比的皮帶傳動； 3）壓縮機與原動機兩軸間沒有速比 的聯(lián)軸器連接。 對于中、小型壓縮機與電動機的連接，多采用彈性與半彈性的聯(lián)軸器。常用的彈性圈柱銷聯(lián)軸器及彈性聯(lián)軸器（圖 25），后一種聯(lián)軸器適用于高速、起動頻繁的情況下，安裝時允許在徑向上與轉(zhuǎn)角上有稍許偏移。彈性圈柱銷聯(lián)軸器通常以不裝圈的一半為主動軸。我國已有彈性圈柱銷聯(lián)軸器標準，見 JB10860。它的缺點是加工要求較高，壽命較低，彈性圈常易損壞。為了提高壽命，我國維修工人在實踐中創(chuàng)造了木銷聯(lián)軸器。經(jīng)過幾年來的使用，可代替彈性圈柱銷聯(lián)軸器，且結(jié)構(gòu)簡單，壽命長，軸向允許有較大的竄動。其中的木銷材料可采用：玻璃布 層壓板，環(huán)氧酚醛玻璃布棒，酚醛布棒，酚醛層壓板，胡桃木，榆木，白樺木等。以上材料可以就地取材， 因此深受廣大工人歡迎。 南昌大學本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 40 頁 共 48 頁 9 填料和刮油器 9.1 填料的基本要求 填料是阻止氣缸內(nèi)氣體自活塞桿與氣缸之間泄漏的組件。堆填料的要求是密封性能好并耐用。它是易損件，故設(shè)計中盡量采用標準化或通用化的元件，以便于生產(chǎn)管理，提高生產(chǎn)效率，降低成本。 9.2 填料的結(jié)構(gòu) 壓縮機中的填料，都是借助于氣體的壓力差來獲得自緊密封的。根據(jù)氣體的壓差、性質(zhì)、密封要求的高低、及其結(jié)構(gòu)的不同和使用上的習慣，選擇不同類型的密 封圈。 密封圈主要有平面和錐形兩類，前者用于低、中壓，后者用于高壓。本次設(shè)計的壓力為低壓，所以選擇平面密封圈。 由于低壓三瓣密封圈適用于壓力差在 10 公斤 /厘米 2 以下的密封，故采用三瓣密封圈， 且該元件結(jié)構(gòu)簡單，易