壓縮機熱力學計算

1、2 熱力學計算 2.1 初步確定各級排氣壓力和排氣溫度2.1.1 初步確定各級壓力本課題所設(shè)計的壓縮機為單級壓縮則： 吸氣壓力：ps=0.1mpa 排氣壓力：pd=0.8mpa多級壓縮過程中，常取各級壓力比相等，這樣各級消耗的功相等，而壓縮機的總耗功也最小。各級壓力比按下式確定。 （2-1） 式中： 任意級的壓力比； 總壓力比； 級數(shù)。總壓力比：= 0.8/0.1=8各級壓力比： 壓縮機可能要在超過規(guī)定的排氣壓力值下工作，或者所用的調(diào)解方式（如余隙容積調(diào)節(jié)和部分行程調(diào)節(jié)）要引起末級壓力比上升而造成末級氣缸溫度過高，末級壓力比值取得較低，可按下式選取： （2-2）則各級壓力比：=2.122.55

2、=2.5=3.2 各級名義進、排氣壓力及壓力比已經(jīng)調(diào)整后列表如下表2-1 各級名義進、排氣壓力及壓力比級數(shù)名義進氣壓力p1（mpa）名義排氣壓力p2（mpa）名義壓力比0.10.323.20.320.82.52.1.2 初步確定各級排氣溫度各級排氣溫度按下式計算： （2-3）式中：td 級的排氣溫度，k； ts 級的吸氣溫度，k；n 壓縮過程指數(shù)。在實際壓縮機中，壓縮過程指數(shù)可按以下經(jīng)驗數(shù)據(jù)選取。對于大、中型壓縮機：對于微、小型空氣壓縮機：空氣絕熱指數(shù)=1.4，則，取=1.30各級名義排氣溫度計算結(jié)果列表如下。一級的吸氣溫度ts1=210c+273=294（k）一級的排氣溫度td1=382(k

3、)二級的吸氣溫度ts2=400c+273=313（k）二級的排氣溫度：471(k)=386(k)表2-2 各級排氣溫度級數(shù)名義吸氣溫度t1壓縮過程指數(shù)n名義排氣溫度t2kk212941.301.31130382403131.301.3131.233862.2 確定各級的進、排氣系數(shù)2.2.1 計算容積系數(shù)容積系數(shù)是由于氣缸存在余隙容積，使氣缸工作容積的部分容積被膨脹氣體占據(jù)，而對氣缸容積利用率產(chǎn)生的影響。 （2-4） 式中： 容積系數(shù)； 相對余隙容積； 壓力比。各級膨脹過程指數(shù)m按下表計算。表2-3 不同壓力下的值 確定相對余隙容積 根據(jù)統(tǒng)計，壓縮機的相對余隙容積值多在以下范圍內(nèi)： 壓力20公

4、斤厘米2： =0.070.12 壓力20321公斤厘米2：=0.120.16 微型壓縮機的相對余隙容積： 排氣量在0.2米2分以下：=0.0880.10 排氣量在0.3米2分以上：=0.0350.05 則：取相對余隙容積=0.0350.05根據(jù)不同的氣閥結(jié)構(gòu)，選用各級的相對余隙容積值。采用環(huán)狀氣閥時，一般值在下列范圍內(nèi)選?。旱蛪杭?，中壓級，高壓級。采用舌簧閥的微小型壓縮機，。根據(jù)本設(shè)計的技術(shù)要求，選用舌簧閥結(jié)構(gòu)，由上述經(jīng)驗選取各級相對余隙容積：0.035，0.04。由此，各級計算如下 2.2.2、 確定壓力系數(shù)由于進氣阻力和閥腔中的壓力脈動，使吸氣終了時氣缸內(nèi)的壓力低于名義進氣壓力，從而產(chǎn)生的

5、對氣缸利用率的影響。影響壓力系數(shù)的主要因素一個是吸氣閥處于關(guān)閉狀態(tài)時的彈簧力，另一個是進氣管道中的壓力波動。在多級壓縮機中，級數(shù)愈高，壓縮系數(shù)應(yīng)愈大。對于進氣壓力等于或接近大氣壓力的第一級，進氣阻力影響相對較大，可在范圍內(nèi)選取，第二級進氣阻力相對于氣體壓力要小的多，可在范圍內(nèi)選取。故在本設(shè)計當中，選?。?，。2.2.3、 確定溫度系數(shù)壓縮機的吸入氣體，其溫度總是高于吸氣管中的氣體溫度（由于缸壁對氣體加熱），折算到公稱吸氣壓力和公稱吸氣溫度時的氣體吸氣容積將比吸入時的容積小，因而使氣缸行程容積的吸氣能力再次降低。用來表示在吸氣過程中，因氣體加熱而對氣缸吸氣能力影響的系數(shù)稱為溫度系數(shù)，用表示。影響氣

6、缸內(nèi)氣體在吸氣終了時溫度的主要因素是：在吸氣過程同氣體接觸的氣缸和活塞的壁面?zhèn)鹘o氣體熱量的大小；膨脹終了時余隙容積中殘余氣體溫度的高低；氣體在吸氣過程中阻力損失的大?。ㄟ@部分阻力損失轉(zhuǎn)化為熱量使氣體溫度上升）。顯然，在吸氣過程，氣體吸收的熱量越多，溫度便越高，溫度系數(shù)就越小。要全面地考慮這些因素對溫度系數(shù)的影響，精確地求得，是比較困難的；計算時可根據(jù)壓力比的大小從圖選擇適當?shù)?溫度系數(shù)的大小取決于進氣過程中加給氣體的熱量，其值與氣體冷卻及該級的壓力比有關(guān)，一般。如果氣缸冷卻良好，進氣過程中加入氣體的熱量少，則取較高值；而壓力比高，即氣缸內(nèi)的各處平均溫度高，傳熱溫差大，造成實際氣缸容積利用率低，

7、取較低值。查圖時應(yīng)注意以下幾點：（1）壓力比大者，取小值。（2）冷卻效果好時，取大值，水冷卻比風冷卻的大。（3）高轉(zhuǎn)速比低轉(zhuǎn)速的壓縮機，大。（4）氣閥阻力小時，取大值。（5）大、中型壓縮機取大值，微、小型壓縮機取小值。 圖2-1 系數(shù)t與壓力比的關(guān)系查表得：，。綜合考慮：，2.2.4確定泄漏系數(shù)（氣密系數(shù)）泄漏系數(shù)表示氣閥、活塞環(huán)、填料以及管道、附屬設(shè)備等因密封不嚴而產(chǎn)生的氣體泄漏對氣缸容積利用率的影響。泄漏系數(shù)的取值于氣缸的排列方式、氣缸與活塞桿的直徑、曲軸轉(zhuǎn)速、氣體壓力的高低以及氣體的性質(zhì)有關(guān)。對于一般有油潤滑壓縮機，；無油潤滑壓縮機，。選取：0.95，0.922.2.5、確定各級排氣系數(shù)

8、按下式計算：余隙容積的影響、吸氣閥的彈簧力和管線上的壓力波動、吸氣時氣體與氣缸壁之間的熱交換、氣體泄漏等因素，使氣缸行程容積的有效值減少。在氣缸行程容積相同的情況小，上述四因素的影響愈大、則排氣量愈小。設(shè)計計算中，考慮上述因素對排氣量的影響而引用的系數(shù)稱排氣系數(shù)，以表示： （2-5）式中 容積系數(shù) 壓力系數(shù) 溫度系數(shù) 泄漏系數(shù)表2-4 各級排氣系數(shù)級數(shù)0.9430.9570.960.980.960.950.950.920.8260.8202.3確定各級氣缸的行程容積2.3.1 凝析系數(shù)的確定（干氣63頁）當壓縮機進口含有水蒸氣（或其它蒸汽），氣體經(jīng)過壓縮，蒸汽的分壓將會提高，當壓縮機的蒸汽分壓

9、超過冷卻器氣體出口溫度下的飽和蒸汽壓時，氣體中的蒸汽將冷凝而析出水分。水分的析出會影響第一級以后各級的吸氣量。計算時，如不考慮水分的析出，將會使得實際壓力同計算結(jié)果不相同。氣體中的蒸汽含量可用相對濕度表示：進口氣體的相對濕度以重慶市的空氣相對濕度為準，以成都、昆明、貴陽的空氣平均相對濕度為參照， 有、無水析出的判別式 則無水析出， （2-6） 則有水析出， （2-7）若本級前有水析出，則本級吸入的為飽和氣體，凝析系數(shù)可按下式計算 （2-8） 式中：分別為一級和i級在進口溫度下的飽和蒸汽壓, mpa； 分別為一級和i級的名義吸氣壓力，mpa； 分別為一級和i級進口氣體的相對濕度。查文獻表2-7得

10、： 公斤/ 厘米2 公斤/ 厘米2已得：mpa ，mpa。第一級從大氣中吸氣，無析水問題，故第二級析水系數(shù)為：二級進氣水蒸氣分壓小于二級進氣溫度下的水蒸氣飽和蒸汽壓，故二級無水析出 故：。2.3.2 抽氣系數(shù)的確定 在化工中流程中，經(jīng)常遇到從級間抽氣或加氣的情況，例如在合成氨生產(chǎn)中，要在不同壓力下清楚有害氣體，使得壓縮機各段的重量流量不相等。在確定各級的氣缸行程容積時，要考慮到它的影響。為此，引進抽氣系數(shù)，他表示某級的吸入容積（不考慮泄漏、析水且換算到一級吸氣狀態(tài)）與級吸入容積的比值。 有抽氣，無抽氣。本設(shè)計中間無抽、加氣，故。2.3.3、壓縮機行程容積的確定壓縮機第級的氣缸行程容積按下式計算

11、 （2-9）式中： 壓縮機的排氣量，m3/min； 壓縮機第一級的排氣系數(shù)。多級壓縮機其余各級的氣缸行程容積按下式計算 （2-10）式中： 分別為一級和二級的名義吸氣壓力，mpa；分別為一級和二級的名義進氣溫度, k； 壓縮機第二級的排氣系數(shù)； 壓縮機第二級的凝析系數(shù)； 壓縮機第二級的抽氣系數(shù)。按給定排氣量范圍，取m3/min。則壓縮機第一級的行程容積： m3/min 壓縮機第二級的行程容積：m3/min2.3.4、確定氣缸直徑計算出各級氣缸的行程容積后，可按一下各式計算氣缸直徑。對于單作用氣缸 （2-11）對于雙作用氣缸 （2-12）式中：i級氣缸的行程容積, m3/min； s 活塞行程，

12、m； n 壓縮機轉(zhuǎn)速，r/min；z 同級氣缸數(shù)；d 活塞桿直徑，m。本設(shè)計采用單作用氣缸，連桿直接與活塞相連，無十字頭和活塞桿。故氣缸直徑為一級氣缸： 二級氣缸：參考活塞式壓縮機設(shè)計表2-8 氣缸的公稱直徑 圓整后： d1=70mm d2=55mm2.4、修正各級名義壓力和溫度在各級氣缸直徑計算出后，要按國家標準進行圓整。圓整后，各級的壓力和溫度會發(fā)生變化，需要進行修正。2.4.1 確定圓整后各級的實際行程容積圓整后的行程容積用下式計算。 （2-13）m3/minm3/min2.4.2、 計算各級壓力修正系數(shù)及 （2-14） （2-15）式中：、 同級吸、排氣的修正系數(shù)。因此，修正系數(shù)為：

13、3.4.2 修正后各級名義壓力及壓力比 （2-16） （2-17）式中：、 圓整前的i級名義吸、排氣壓力； 、 圓整后的i級名義吸、排氣壓力105pa105pa 表2-5 修正后各級名義壓力及壓力比級 次計算行程容積，m30.7260.244實際行程容積，m30.7540.233修正系數(shù)kk+111.0861.086名義進氣壓力0.10.320.345名義排氣壓力0.320.3450.8修正后的名義壓力比3.452.322.4.5、修正后各級排氣溫度表2-6 修正后各級排氣溫度級數(shù)進氣溫度，k壓力比壓縮過程指數(shù)n排氣溫度，k2943.451.31.3313913132.321.31.21538

14、02.5、 計算活塞力2.5.1、 計算氣缸進排氣過程的平均壓力由文獻活塞式壓縮機設(shè)計圖2-15查得:、表 2-7 氣缸內(nèi)進、排氣過程的平均壓力級數(shù)修正后名義壓力（mpa）相對壓力損失（%）1-s1+d氣缸內(nèi)實際壓力實際壓力比sd0.10.3456120.941.120.0940.3874.120.3450.85100.951.10.3230.882.722.5.2、計算活塞力列的活塞力是各列氣缸中作用在活塞工作面積上的氣體壓力的代數(shù)和 （2-18）最大活塞力(氣體力)發(fā)生在內(nèi)、外止點處，規(guī)定：使連桿受拉為正，使連桿受拉為負。軸側(cè)： （2-19）蓋側(cè)： （2-20）式中：， 分別為同列缸各級的

15、實際吸、排氣壓力，pa； ， 分別為同列缸內(nèi)各級對應(yīng)級的軸側(cè)、蓋側(cè)活塞工作面積，m2。軸側(cè)活塞工作面積為 （2-21）蓋側(cè)活塞工作面積為 （2-22）則：m2m2表2-8各列活塞力級次內(nèi)止點活塞力p(106n)軸側(cè)(+)蓋側(cè)(-)0.3870.0012560.0004860.0940.0012560.0001180.0003680.880.0023750.002090.3230.0023750.0007670.001323級次外止點活塞力p(106n)軸側(cè)(+)蓋側(cè)(-)0.0940.0012560.0001180.3870.0012560.000486-0.0003680.3230.0023

16、750.0007670.880.0023750.00209-0.001323一級最大活塞力為368n，二級最大活塞力為1323n。2.6、計算軸功率，選擇電機2.6.1、計算各級指示功率及總指示功率壓縮機在單位時間內(nèi)消耗于實際循環(huán)中的功稱為指示功率。對于理想氣體，各級的指示功率按下式計算 （2-23對于實際氣體，各級的指示功率按下式計算： （2-24）式中：， 分別為級的名義吸、排氣壓力，pa；，分別為同列缸內(nèi)各級對應(yīng)級的軸側(cè)、蓋側(cè)活塞工作面積，m2。本設(shè)計中工質(zhì)為看做為理想氣體，故用式（2-23）計算=10367 壓縮機的總指示功率為2.6.2、壓縮機軸功率指示功率是壓縮機活塞作用于氣體的功

17、率，屬內(nèi)功率。驅(qū)動機傳給壓縮機主軸的功率為軸功率，它除了提供內(nèi)部功率以外還要克服摩擦副之間的機械摩擦功率，通常摩擦損失耗功都用機械效率表示，故軸功率為 （2-25） 根據(jù)已有機器的統(tǒng)計，帶十字頭的大、中型壓縮機：小型不帶十字頭的壓縮機：高壓循環(huán)壓縮機：無油潤滑壓縮機的機械效率還要低些。另外如果主軸同時要驅(qū)動油泵或風扇等，則要取下限。根據(jù)以上經(jīng)驗，取，則2.6.3、電機輸入功率對于中、小型壓縮機，若用皮帶、齒輪等傳動時，還要考慮傳動損失，則驅(qū)動機的效率為 （2-26）式中：傳動效率。一般皮帶傳動；齒輪傳動。一般驅(qū)動功率還應(yīng)留有（515）%的功率儲備，故驅(qū)動機的功率應(yīng)為 （2-27） 本設(shè)計選用皮

18、帶傳動，按10%的裕度計算。故所以選用y系列y132s-4電動機，其額定功率為5.5 kw，滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min，主軸頸為38mm。3、主要零部件設(shè)計往復活塞式壓縮機的主機包括傳遞動力并將電動機的回轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為活塞的往復直線運動的曲柄連桿機構(gòu)以及來實現(xiàn)壓縮工作循環(huán)的氣缸、活塞以及密封等組件。下面將分別對各組件進行設(shè)計。3.1、活塞組件設(shè)計活塞組件與氣缸構(gòu)成了壓縮容積?；钊M件必須有良好的密封性，此外還要求（1）有足夠的強度和剛度。（2）活塞與活塞桿(或活塞銷)的連接和定位要可靠。（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。對本設(shè)計來說，

19、活塞組件的設(shè)計包括活塞環(huán)的設(shè)計、刮油環(huán)的設(shè)計、活塞的設(shè)計和活塞銷的設(shè)計。它們在氣缸中作往復運動，與氣缸一起構(gòu)成了行程容積。3.1.1 活塞環(huán)設(shè)計活塞環(huán)是密封氣缸鏡面和活塞間的縫隙用的零件。另外，它還起布油和導熱的作用。對活塞壞的基本要求是密封可靠和耐磨損。它是易損件，在設(shè)計中盡量用標誰件和通用件，以利生產(chǎn)管理。在活塞式壓縮機中，活塞環(huán)是關(guān)鍵的零件之一，它設(shè)計質(zhì)量的好壞直接影響到壓縮機的排氣量、功率、密封性及可靠性，從而影響到壓縮機的使用成本?；钊h(huán)的材料及結(jié)構(gòu)尺寸的選擇對其壽命起至關(guān)重要的作用。31.1.1 活塞環(huán)的材料如果沒有特殊要求，活塞環(huán)一般用鑄鐵或合金鑄鐵制造。不同活塞環(huán)直徑宜選用的灰

20、鑄鐵牌號見表4-1。對于小直徑活塞環(huán)或高轉(zhuǎn)速壓縮機用的活塞環(huán)，可選用合金鑄鐵制造。表3-1 灰鑄鐵活塞直徑與鑄鐵牌號關(guān)系活塞環(huán)直徑，mm灰鑄鐵牌號ht300或ht250ht200或ht250ht200本設(shè)計采用的活塞環(huán)材料為灰鑄鐵，牌號為ht250。3.1.1.2、活塞環(huán)的結(jié)構(gòu)設(shè)計常用的活塞環(huán)的結(jié)構(gòu)有開口式和45度斜口式兩種，搭口的密封性在使用時和直口、斜口無顯著差別，但工藝復雜，而且環(huán)端在安裝時容易折斷，已很少使用。用塑料做活塞環(huán)時，由于強度較低，斜口的夾角處易破裂，故多采用直口。本設(shè)計采用直切口式。3.1.1.3、 活塞環(huán)環(huán)數(shù)的確定活塞環(huán)的數(shù)目按下列經(jīng)驗公式估算： （ 3-1）式中：活塞環(huán)

21、兩邊的最大壓差，105pa?；钊h(huán)的數(shù)目按上述公式進行計算后，根據(jù)壓縮機的轉(zhuǎn)速的行程進行圓整。高轉(zhuǎn)速壓縮機，環(huán)數(shù)可比計算值少些；對于易泄漏的氣體，則可多些。采用塑料活塞環(huán)時，由于優(yōu)良的密封性能，環(huán)數(shù)可比金屬活塞環(huán)少。，取=2。，取=3。3.1.14、 主要尺寸的確定（1）徑向厚度t徑向厚度t一般取t=（1/221/36）d。d為活塞環(huán)外徑（mm），且大直徑活塞環(huán)的t取小值，小直徑活塞環(huán)的t取大值，最后應(yīng)取標準值。mm，取=3mm。mm，取=2mm。（2）軸向厚度h軸向厚度h一般取h=（0.41.4）t。較小值用于大直徑活塞環(huán)，較大值用于小直徑活塞環(huán)和壓差較大的活塞環(huán)，最后應(yīng)取標準值。 mm，取

22、=3mm。 mm，取=2mm。（3）開口熱間隙開口熱間隙按下式計算 （3-2）式中：活塞環(huán)外徑，mm； 活塞工作時的溫度，通常取排氣溫度，； 在檢驗尺寸時活塞環(huán)本身的溫度，通常取室溫20； 活塞環(huán)材料的線膨脹系數(shù)（1/），鑄鐵/。mm，取=0.4mm。mm，取=0.3mm。（4）自由開口寬度a查文獻資料容積式壓縮機技術(shù)手冊得：a1=9.8mm a2=7.7mm根據(jù)已知的條件=70mm，=55mm，選用文獻1中的標準活塞環(huán)。圖3.1 活塞環(huán)的結(jié)構(gòu)簡圖 3.1.2、刮油環(huán)設(shè)計在單作用的氣缸中，為了防止曲軸內(nèi)的潤滑油竄入氣缸，要采用刮油環(huán)。刮油環(huán)的工作面有鋒利的邊緣，以便把氣缸上的潤滑油刮下，刮下的

23、油順著活塞上的導油孔導出。刮油環(huán)的材料通常選用 vti合金鑄鐵。 一級刮油環(huán)：外徑取一級缸徑尺寸d為70mm，徑向厚度t取為3.2，軸向高度h取為4mm，開口熱間隙取為0.4mm，自由開口寬度a取為10mm； 二級刮油環(huán)：外徑取二級缸徑尺寸d為55mm，徑向厚度t取為2.8，軸向高度h取為4mm，開口熱間隙取為0.4mm，自由開口寬度a取為10mm3.1.3、 活塞的設(shè)計活塞與氣缸內(nèi)壁及氣缸蓋構(gòu)成容積可變的工作腔，并由曲柄通過連桿（活塞桿）帶動、在氣缸內(nèi)作往復運動，由此實現(xiàn)氣缸內(nèi)氣體的壓縮。對于小型、微型無十字頭的壓縮機，活塞銷與連桿直接相連。當壓縮機工作時，側(cè)向力將活塞壓向氣缸表面，這樣側(cè)向

24、力主要由活塞群部承受。此時為防止活塞的外表面造成氣缸的損傷，通常銷座附近的群部略向下凹?；钊綁嚎s機中采用的活塞基本結(jié)構(gòu)型式有：簡形、盤形、級差式、組合式、柱塞等。（1）筒形活塞：用于小型無十字頭壓縮機，通過活塞銷與連桿連結(jié)。（2）盤形活塞：用于低壓中壓氣缸中。為了減輕重量，一般鑄成空心的。兩個端面用加強筋互相連結(jié)，以增加剛性。（3）級差式活塞：用在串聯(lián)兩個以上壓縮級的級差式氣缸中。（4）隔距環(huán)組合型活塞：高壓級中，活塞環(huán)徑向厚度與它的直徑的比值，比一般情況取得大些，以提高活塞環(huán)彈力和它對氣缸表面的比壓。（5）柱塞：活塞直徑很小時，采用活塞環(huán)密封在制造上有困難。因此采用不帶活塞環(huán)的柱塞結(jié)構(gòu)。本

25、設(shè)計采用筒型活塞。3.1.3.1、活塞材質(zhì)的選取活塞常用的材料見表3-2。如果壓縮的氣體具有腐蝕性，可采用不銹鋼3cr或鱗青銅等。表3-2 活塞常用材料根據(jù)表3-24-20，選擇本設(shè)計一級氣缸的材質(zhì)為ht200，二級氣缸的材質(zhì)為ht200。3.1.3.2、活塞結(jié)構(gòu)尺寸的確定 不計密封環(huán)和刮油環(huán)高度時的活塞高度 （4-3）式中：最大側(cè)向力；為連桿徑長比，為最大活塞力；d活塞直徑，m；k1 筒形活塞支撐面的許用比壓，0.15 mpa 0.30mpa。取0.2mpa，=1/4.5不計密封環(huán)和刮油環(huán)高度時的一級活塞高度不計密封環(huán)和刮油環(huán)高度時的二級活塞高度活塞的總高度 （4-4）式中：n，m活塞環(huán)數(shù)；

26、h，h3活塞環(huán)的軸向高度，mm。一般取=（1-2）h。根據(jù)刮油環(huán)的設(shè)計知：=4mm一級活塞高度：二級活塞高度：活塞總高度一般與活塞直徑d的關(guān)系為 （4-5）一級活塞高度范圍：二級活塞高度范圍：綜上所述：取一級活塞高度=60mm，取二級活塞高度=60mm?；钊斆嬷恋谝坏阑钊h(huán)的距離為 （4-6）一級活塞頂面至第一道活塞環(huán)的距離： mm二級活塞頂面至第一道活塞環(huán)的距離 ： 取=5mm，=5mm。活塞環(huán)之間的距離為 （4-7）一級活塞活塞環(huán)之間的距離：mm二級活塞活塞環(huán)之間的距離：取，。裙座到底邊的距離約為 （4-8）一級活塞裙座到底邊的距離：二級活塞裙座到底邊的距離：活塞銷中心線到底邊距離約為

27、（4-9）一級活塞活塞銷中心線到底邊距離：，取為27 mm。二級活塞活塞銷中心線到底邊距離：，取為27 mm?；钊N孔徑均為20 mm。圖3.2 活塞示意圖3.1.4、活塞銷的設(shè)計3.1.4.1、活塞銷的材料活塞銷連接了活塞和連桿，在活塞運動過程中，承受連桿的重量和連桿作用在活塞銷的力，所以活塞銷要有足夠的強度和剛度。綜合考慮選擇20cr。表3-3 活塞銷的材料、熱處理、及表面要求3.1.4.2、活塞銷的主要結(jié)構(gòu)尺寸活塞銷的尺寸，根據(jù)最大活塞力作用下活塞銷投影工作面上的許用比壓初步確定后，按彎曲和剪切作用校核其強度?；钊N的計算尺寸如圖3-4所示。 （3-10）式中：pmax最大活塞力，n；d

28、 活塞銷直徑，m； l0 連桿銅套長度，按l0 (1.11.4)d的范圍選??； k2 活塞銷許用比壓，活塞力始終在一個方向時，k2120105pa 150105pa；活塞力的方向有變化時，k2150105pa 250105pa。因為活塞力有變化，取k2 200105pa。則一級活塞銷：，取d15mm二級活塞銷：，取d15mm活塞銷座處的表面壓力按下式確定 （3-11）式中：d如圖3-4所示，為活塞銷外徑，mm； 活塞銷在一側(cè)銷座中的支撐長度，mm。表面壓力的許用值活塞銷在銷座中為緊固支撐，鑄鐵活塞35 mpa40mpa。鑄鋁活塞20 mpa25mpa。一級活塞：d15mm，取15mm，則： m

29、pa，在允許范圍內(nèi)。二級活塞：d15mm，取10mm，則： mpa，在允許范圍內(nèi)。圖3.4 活塞銷計算示意圖圖3-5 活塞銷座計算尺寸進行彎曲驗算時，把活塞銷看作兩端自由支撐的梁，與連桿接觸長度l0上承受均布載荷，中間截面的彎曲應(yīng)力最大，其值為 （3-12）式中：pmax最大活塞力，n； l 活塞銷座支撐長度中點間的距離，mm； l0 連桿軸承的寬度，mm； d0 活塞銷中心孔徑，mm，一般取d0=(0.60.7)d。許用彎曲應(yīng)力：碳素鋼90 mpa；合金鋼150 mpa。一級活塞連桿小頭的寬度l018mm；活塞銷中心孔徑選擇d06mm；連桿銅套與活塞銷座之間應(yīng)留出一定間隙，取間隙為8mm，=

30、3mm。則活塞銷總長為 （3-13）一級活塞銷：mm二級活塞銷：mm一級活塞銷:mpa二級活塞銷mpa活塞銷的材料為20cr，是合金鋼，一、二級活塞銷的在允許范圍內(nèi)。截面-上的剪切應(yīng)力為 （3-14）許用剪切應(yīng)力：碳素鋼50 mpa；合金鋼100 mpa。活塞銷的材料為20cr,為合金鋼，100 mpa。一級活塞銷：mpa 100 mpa，在允許范圍內(nèi)；二級活塞銷：mpa 100 mpa，在允許范圍內(nèi)3.2 氣缸的設(shè)計3.2.1 基本結(jié)構(gòu)型式及選材氣缸是活塞式壓縮機中組成壓縮容積的主要部分。根據(jù)壓縮機所要達到的壓力、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

31、，氣缸的的結(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）盡可能減小氣缸內(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。為了保證工作的可靠性，壓縮機列中的所有氣缸都要有較高的同心性。為此氣缸上一般都設(shè)有定位凸肩。定位凸肩導向面應(yīng)與氣缸工作表面同心，而且結(jié)合平面要與中心線垂直。本次設(shè)計在氣缸工作表面加上細微的珠光體組織，硬度達hb170以上，使活塞環(huán)的硬度比氣缸工作表面的硬

32、度高（1020） hb。當工作表面的ra的上限值為12.5時磨損最小，但用普通的加工方法很難達到這樣的光潔度。因此本次設(shè)計無十字頭的壓縮機表面的ra的上限值為6.3即可。氣缸因工作壓力不同而選用不同強度的材料，工作壓力低于6mpa的氣缸用鑄鐵制造。工作壓力低于20mpa的氣缸用鑄鐵或稀土球墨鑄鐵制造。工作壓力更高的氣缸則用碳鋼或合金鋼制造。鑄鐵具有優(yōu)良的鑄造性能，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，有單層壁氣缸和多層壁氣缸。大、中型壓縮機的鑄鐵氣缸多為多層壁，而本設(shè)計為微型壓縮機氣缸，所以選用單層壁鑄鐵氣缸，鑄鐵型號為ht200。3.2.2、氣缸主要尺寸的確定一級氣缸的壁厚按鑄造

33、要求確定工作壓力為(0.20.3) mpa時， （3-15）而壓力較高或小直徑鑄鐵氣缸的壁厚按薄壁圓筒公式計算 （3-16）式中：氣缸工作壓力，mpa； 氣缸內(nèi)徑，mm； 壁厚的附加項，其值按（58）mm選取，氣缸直徑較大時取較大值； 氣缸材料的許用拉伸應(yīng)力，mpa，普通灰鑄鐵=（1518） mpa；高強度鑄鐵=（2028）mpa；球墨鑄鐵=（6080）mpa；氣閥布置在氣缸上，氣缸形狀較簡單且用高強度鑄鐵時，=（2540）mpa。各級氣缸壁厚按（3-16）計算。取為15 mpa，則各級氣缸的壁厚為:mmmm本次設(shè)計冷卻方式是風冷，風冷氣缸靠氣缸外壁加散熱片來冷卻散熱片環(huán)向布置。這樣冷卻較均勻

34、，但是相對縱向氣缸剛性較差。氣缸靠近蓋端的散熱片較長，而且氣缸蓋也設(shè)散熱片，以加熱這一部分的冷卻。若氣缸上散熱片排列過于稀疏，會導致氣缸散熱不充分，使各級工作溫度升高，從而影響了壓縮機的正常工作。若氣缸上散熱片排列過于緊密，在散熱過程中風無法吹到散熱片表面，帶不走多余熱量，也會使各級工作溫度升高，從而影響了壓縮機的正常工作。因此參照壓縮機廠的經(jīng)驗數(shù)據(jù)，初步選定兩級散熱片數(shù)都為8個，翅片間距為12mm。氣缸其它尺寸由工藝條件確定。 3.3、曲軸的設(shè)計3.3.1 曲軸的結(jié)構(gòu)形式及選材曲軸是壓縮機中傳遞動力的重要零件。由于它承受很大的交變載荷和磨損，所以對其疲勞強度和耐磨性更求較高。壓縮機中的曲軸有

35、兩種：曲柄軸和曲拐軸。曲軸主要包括主軸頸、曲柄和曲拐銷等部分。曲拐軸簡稱曲軸。其特點是：曲拐銷的兩端均有曲柄。為使曲軸不產(chǎn)生過大的繞度，兩相鄰軸頸之間只設(shè)一個曲拐。對稱平衡型壓縮機的曲軸，因兩曲拐很近，則可設(shè)一對曲拐。曲柄軸的結(jié)構(gòu)特點是僅在曲拐銷的一端有曲柄，曲拐銷的另一端為開式，連桿的大頭可從此端套入。因此，曲柄軸采用懸臂式支撐。由于曲柄軸的曲柄銷是外伸梁，使連桿結(jié)構(gòu)簡單，安裝方便。故本設(shè)計采用曲柄軸。曲軸一般用40或45優(yōu)質(zhì)碳素鋼鍛造或用稀土球墨鑄鐵鑄造而成。采用球墨鑄鐵鑄造可以直接鑄出所需要的結(jié)構(gòu)形狀，經(jīng)濟性好，且對應(yīng)力集中敏感性小，耐磨，加工要求也比碳鋼低。因此，選擇曲軸的材料為qt6

36、00-3。3.3.2、 主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定曲軸主要結(jié)構(gòu)尺寸3-6所示。曲軸的軸頸要有適當?shù)某叽纾古溆玫妮S承能有承受負荷的能力，同時曲軸應(yīng)有足夠的強度和剛度，以承受交變彎曲與交變扭轉(zhuǎn)的聯(lián)合作用，保證軸頸轉(zhuǎn)角處的應(yīng)力不超過許用值。圖3-6 曲軸的主要尺寸（1）曲柄銷直徑 （3-17） 式中：最大活塞力，n。當壓縮機活塞力小，列數(shù)少，行程短，往返行程中活塞力較接近，以及曲軸材料許用應(yīng)力高，軸承負荷能力強時，系數(shù)的取值可偏小；反之，系數(shù)取值應(yīng)偏大。對于曲柄軸，因曲軸銷受力情況較曲怪軸差，故一般取大值。m，取mm。（2）主軸頸直徑 （3-18）在確定軸頸尺寸時，應(yīng)考慮軸徑重合度的影響（見圖3-6）。重

37、合度為正值時，系數(shù)可取較小些；為負值時取較大值。則mm，取=40 mm（3）軸頸長度l軸頸長度要與軸承寬度相適應(yīng)。在非定位軸頸處，軸頸直圓柱部分的長度要比軸承寬度適當大一些，使軸頸與軸承沿軸線方向有相互竄動的余地，以適應(yīng)制造偏差和曲軸熱膨脹的影響。取一側(cè)的軸頸l=18mm，另一側(cè)的軸頸l=21mm。4）曲柄厚度s （3-19）大的曲柄厚度相應(yīng)于小的曲柄寬度；小的曲柄厚度相應(yīng)于大的曲柄寬度。在軸頸重合度較大時，例如0.3，曲柄厚度s可酌情減少10%20%。那么mm，取s=24mm。（5）曲柄寬度b （3-20）鑄造曲軸以取小大的曲柄寬度為宜，以減少機加工切削量。則mm，取b=50mm。（6）曲柄半徑 根據(jù)所給定的活塞行程100mm的一半來確定曲柄半徑，則曲柄半徑r=50mm。3.4、連桿的設(shè)計3.4.1、 連桿的結(jié)構(gòu)型式及選材連桿是將作用在活塞上的推力傳遞給曲軸，有將曲軸的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換為活塞的往復運動的機件。連桿包括桿體、大頭、小頭三部分。桿