太原科技大學畢業設計 I 立式活塞式石油氣壓縮機 摘要 空氣壓縮機的種類很多，按工作原理可分為 容積式壓縮機 ，速度式 壓縮機 ，容積式壓縮機的工作原理是壓縮氣體的體積，使單位體積內氣體分子的密度增加以提高壓縮空氣的壓力；速度式壓縮機的工作原理是提高氣體分子的運動速度 ，使氣體分子具有的動能轉化為氣體的壓力能，從而提高壓縮空氣的壓力。空氣壓縮機在國民經濟和國防建設的許多部門中應用極廣，特別是在紡織、化工、動力等工業領域中已成為必不可少的關鍵設備，是許多工業部門工藝流程中的核心設備。提供自動化生產所需的壓縮空氣足夠的供氣壓力，是生產流程順暢之要素，瞬間的壓降，即會影響產品品質。隨著變頻技術的成熟 ,變頻器在電氣傳動領域中應用越來越廣泛。其控制方式的多樣性、完善的電機保護功能以及其特有的優點是目前在工控領域其它無可比擬的。 關鍵字 ： 空氣壓縮機 速度式壓縮機 容積式壓縮機 設備 Abstract Many different types of air compressors, according to the working principle can be divided into positive displacement compressors, speed compressor, the working principle of positive displacement compressor is the volume of compressed gas, the gas molecules per unit volume increases the density of the compressed air to improve pressure； speed compressor working principle is to increase the velocity of gas molecules, the gas molecules have the kinetic energy into pressure energy of the gas, thereby enhancing the air pressure. Air compressor in the national economy and national defense building wide application in many sectors, especially in the textile, chemical, power and other industrial areas have become an essential key equipment for many industrial sectors in the core process equipment. Key words: air compressor ； speed compressor ； displacement compressor ； equipment 太原科技大學畢業設計 II 目錄 第一章 概 述 . 1 1.1 活塞式壓縮機的基本組成 . 1 1.2 活塞式壓縮機的分類 . 1 1.3 活塞式壓縮機的技術參數 . 3 1.4 活塞式壓縮機的結構特點和主要部件 . 4 第二章 總體設計 . 11 2.1 結構形式選擇與分析 . 11 2.2 結構參數選擇及影響 . 13 2.3 壓縮機的驅動機選擇 . 14 2.4 壓縮機的轉速和行程的確定 . 14 2.5 設計要求及參數 . 15 第三章 熱力計算 . 15 3.1 初步確定各級名義壓力 . 16 3.2 計算各級排氣溫度 . 17 3.3 各級可壓縮性系數 . 17 3.4 確定各級的吸排氣系數 . 18 3.5 確定各級氣缸行程容積 . 20 3.6 確定活塞桿直徑 . 21 3.6.1初步確定各級等溫功率isN及最大軸功率 N . 21 3.6.2確定活塞桿直徑 . 21 3.7 確定各級氣缸的直徑 . 21 3.8 圓整后各級名義壓力及溫度 . 22 3.9 計算活塞力 . 24 3.10 計算軸功率，選取電機 . 25 第四章 動力計算 . 26 4.1 活塞位移與曲柄轉角的關系計算 . 27 4.2 計算各級氣體力 . 28 4.2.1 計算 I級汽缸氣體力 . 28 4.2.2 計算級氣缸氣體力 . 32 4.3 計算各級往復慣性力 . 35 4.4 計算各級活塞摩擦力 . 38 4.5 計算各級總活塞力和切向力 . 39 4.6 計算總切向力并作總切向 力曲線圖 . 42 4.7 作幅度面積向量圖 . 45 4.8 確定所需要的飛輪矩 . 45 第五章 零部件的設計 . 46 5.1 氣缸的設計 . 46 5.1.1 概述 : . 46 5.1.2 設計的要求 : . 46 太原科技大學畢業設計 III 5.1.3 基本結構形式： . 46 5.1.4 I級氣缸主要尺寸的確定與強度校核 . 47 5.1.5 II級氣缸主要尺寸的確定與強度校核 . 48 參考文獻 . 50 致謝 . 51 太原科技大學畢業設計 1 第一章 概 述 活塞式壓縮機，是容積型壓縮機的一種。它是依靠氣缸內活塞的往復運動來壓縮缸內氣體，從而提高氣體壓力，達到工藝要求。 1.1 活塞式壓縮機的基本組成 活塞式壓縮機系統由驅動機、機體、曲軸、連桿、十字 頭、活塞桿、氣缸、活塞和活塞環、填料、氣閥、冷卻器和油水分離器等所組成。驅動機驅動曲軸旋轉，通過連桿、十字頭和活塞桿帶動活塞進行往復運動，對氣體進行壓縮，出口氣體離開壓縮機進入冷卻器 1.2 活塞式壓縮機的分類 1. 按排氣壓力分類 (1)低壓壓縮機 0.2 P 0.98MPa (2)中壓壓縮機 0.98 9.8MPa (3)高壓壓縮機 9.8 98.0MPa (4)超高壓壓縮機 98.0MPa 2. 按消耗功率分類 (1)微型壓縮機 10kW (2)小型壓縮機 10 100kW (3)中型壓縮機 100 500kW (4)大型壓縮機 500kW 3. (1)微型壓縮機 1m3/min (2)小型壓縮機 1 10m3/min (3)中型壓縮機 10 60m3/min (4)大型壓縮機 60m3/min 4. 按氣缸中心線的相對位置分類 見圖 1-1。 太原科技大學畢業設計 2 圖 1-1 氣缸中心線位置分類 （ a）立式；（ b）一般臥式；（ c）對稱平衡式或對動式； （ d） V型角度式；（ e） L型角度式；（ f） W型角度式； （ g） T 型角度式；（ h）、（ i）扇型角度式；（ j）星型角度式 (1) (2)臥式：氣缸中心線與地面平行，其中包括一般臥式、對置式和對動式（對置平衡 (3)角度式：氣缸中心線彼此成一定角度，其中包括 L型、 V型、 W 型、扇型和星型等。 5. 按曲柄連桿機構分類 6. 按活塞在氣缸內作用情況分類 (1) (2) (3) 7. 按壓縮機級數分類 (1) (2) (3) 8. 太原科技大學畢業設計 3 (1) (2) (3) 9.按冷卻方式分類 10. 按機器工作地點分類 1.3 活塞式壓縮機的技術參數 1. 排氣量 往復式壓縮機的排氣量，通常是指單位時間內壓縮機最后一級排出的氣體，換算到第一級進口狀態的壓力和溫度時的氣體容積值，排氣量常用的單位為 m3/min 或 m3/h。 壓縮機的額定排氣量（壓縮機銘牌上標注的排氣量），是指特定的進口狀態時的排氣 2. 排氣壓力 往復式壓縮機的排氣壓力通常是指最終排出壓縮機的氣體壓力，排氣壓力應在壓縮機末級排氣接管處測量，常用單位為 MPa 一臺壓縮機的排氣壓力并非固定，壓縮 機銘牌上標注的排氣壓力是指額定排氣壓力，實際上，壓縮機可在額定排氣壓力以下的任意壓力下工作，并且只要強度和排氣溫度等允許，也可超過額定排氣壓力工作。 3. 轉速 往復式壓縮機曲軸的轉速，常用 r/min表示，它是表示往復式壓縮機的主要結構參數。 4. 活塞力 活塞力為曲軸處于任意的轉角時，氣體力和往復慣性力的合力，它作用于活塞桿或活塞銷上。 5.活塞行程 往復式壓縮機在運轉中，活塞從一端止點到另一端止點所走的距離，稱為一個行程，常用單位為 m（米）。 6. 功率 太原科技大學畢業設計 4 往復式壓縮機消耗的功，一部分直接用于壓縮氣體， 稱為指示功，另一部分用于克服機械摩擦，稱為摩擦功，主軸需要的總功為兩者之和，稱為軸功。單位時間內消耗的功稱為功率，常用單位為瓦（ W）或千瓦（ kW）。壓縮機的軸功率為指示功率和摩擦功率之和。 1.4 活塞式壓縮機的結構特點和主要部件 1.機體 機體的基本結構型式 根據壓縮機不同的結構型式，機體可分為臥式機體、對置機體、立式機體、角度式機體。 (1)立式壓縮機采用立式機體，一般由三部分組成。在曲軸以下的部分稱為機座 (無十字頭的立式壓縮機的機座習慣稱曲軸箱 )。機座上有主軸承座孔，在機座以上，中體以下的部 分稱為機身，位于機身與氣缸間的部分，稱為中體。對于中、小型的立式機體，為了簡化結構，常把機身與中體鑄在一起。對于微型無十字頭的立式壓縮機，機體常鑄成一體。中體、機身、機座鑄成一體的機體統稱為曲軸箱。 (2)臥式壓縮機采用臥式機體，由機身與中體組成，常鑄成整體的。 (3)對稱平衡與對置式壓縮機采用對置機體。機體一般由機身和中體組成，中體配置在曲軸的兩側，用螺栓與機身連接在一起。機身可做成多列的，如兩列、四列、六列等。 機身為上端開口的匣式結構，具有較高的剛性。機身下部的容積可以貯存潤滑油，存油量的多少 ，按照潤滑系統設計的要求而定。如果要求箱體容積能貯存全部潤滑油，則機身下部的容積必須按能貯存 5 8min油泵油量進行設計。另外應該考慮傳動機構不應觸及最高油面。主軸承安置在與氣缸中心線平行的板壁上，板壁上布置有筋條，機身頂部裝有呼吸孔或呼吸器，使機身內部與大氣相通，降低油溫和機身內部壓力，不使油從聯接面處擠出來。 太原科技大學畢業設計 5 圖 1-2 立式機身 (4)角式壓縮機采用 L 型、 V 型、 W 型、扇型等機體。 V 型、 W 型與扇型壓縮機，傳動機構多為無十字頭結構，機體也多采用曲軸箱型式。 L 型壓縮機，傳動機構多為有十字頭結構。機體的 主軸承都采用滾動軸承。 2.曲軸 往復式壓縮機曲軸有兩類：一種是曲柄軸（開式曲軸），一種是曲拐軸（閉式曲軸）。曲柄軸大多用于舊式單列或雙列臥式壓縮機，這種結構現在已很少使用。曲拐軸的結構如圖 3所示。現在大多數壓縮機都采用這種結構。 拐軸的組成： (1)主軸頸 主軸頸裝在主軸承中，它是曲軸支承在機體軸承座上的支點，每個曲軸至少有兩個主軸頸。對于曲拐的曲軸，為了減少由于曲軸自重而產生的變形，常在當中再加上一個或多個主軸頸。這種結構使曲軸長度增加。 (2)曲柄銷 曲柄銷裝在連桿 大頭軸承中，由它帶動連桿大頭旋轉，為曲軸和連桿的連接部分。因此，又把它稱為連桿軸頸。 (3)曲柄 也叫做曲臂，它是連接曲柄銷與主軸頸或連接兩個相鄰曲柄銷的部分。 (4)軸身 曲軸除曲柄、曲柄銷、主軸頸這三部分之外，其余部分稱軸身。它主要用來裝配曲軸上其他零件、部件如齒輪油泵等（一般裝在軸端，軸端設計成 1： 10的錐度或設計成圓柱形，或帶有法蘭等）。 太原科技大學畢業設計 6 圖 1-3 曲拐軸 1主軸頸； 2曲柄（曲臂）； 3曲拐頸（曲柄銷）； 4通油孔； 5過渡圓角； 6鍵槽； 7軸端 曲軸可以做成整體的 ，也可以作成半組合和組合式的。現在，大多數壓縮機均采用整體式曲軸。 近年來，大多數壓縮機的曲軸常常被作成空心結構，這種空心結構的曲軸非但不影響曲軸的強度，反而能提高其抗疫勞強度，降低有害的慣性力，減輕其無用的重量。實踐證明，空心曲軸比實心曲軸抗疲勞強度約提高 50%。 3.連桿及連桿螺栓 (1)連桿的基本結構型式 連桿是將作用在活塞上的推力傳遞給曲軸，又將曲軸的旋轉運動轉換為活塞的往復運動的機件。 圖 1-4 連桿 太原科技大學畢業設計 7 1小頭； 2桿體； 3大頭； 4連桿螺栓； 5大頭蓋； 6連桿螺母 連桿 包括桿體、大頭、小頭三部分，如圖 4所示。桿體截面有圓形、環形、矩形、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，具有較大的運動質量，適用于低速、大型以及小批生產的壓縮機。工字形截面的桿體在同樣強度時，具有較小的運動質量，但其毛坯必須模鍛或鑄造，適用于高速及大批量生產的壓縮機。 (2) 連桿螺栓 連桿螺栓是連桿上非常重要的零件。影響連桿螺栓強度的重要因素有結構、尺寸、材料以及工藝過程。 通常連桿螺栓的斷裂是由于應力集中的部位上材料的疲勞而造成的。 4.十字頭及十字頭銷 (1)十字頭的基本結構型式 十字頭是連接作搖擺運動的連桿與作往復運動的活塞桿的機件，具有導向作用。十字頭按連接連桿的型式分為開式和閉式兩種。 十字頭與活塞桿連接形式又分為螺紋連接、聯接器連接、法蘭連接和楔連接四種。 (2)十字頭銷 十字頭銷有圓錐形、圓柱形以及一端為圓柱形而另一端為圓錐形 三種型式。十字頭銷一般固定在十字頭上。 圓錐形銷用于活塞力大于 5.5 104N 的壓縮機上，錐度取 1/10-1/20。錐度大，裝拆方便，但過大的錐度將使十字頭銷孔座增大，以致削弱十字頭體的強度。錐面上 的鍵主要是防止銷上徑向油孔的移位而起定位作用，其次也可防止十字頭銷在孔座內的轉動。借助于螺釘可使錐面貼緊。 近年來，在活塞力小于 5.5 104N 的壓縮機中，大都采用了圓柱形浮動十字頭銷。浮動銷可以在連桿小頭孔與十字頭銷孔座內自由轉動，從而減少了磨損，并可用彈簧卡圈扣在孔座的凹槽內進行軸向定位。它具有重量輕、制造方便的優點。 5. 軸承 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，結構雖然復雜，但由專業廠制造，價格并不很貴，而且通用化、標準化程度很高。滑動 軸承的結構簡單緊湊，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用滑動軸承。 (1)滾動軸承 滾動軸承在各種機器中應用很普遍，壓縮機用的滾動軸承只是其中的幾種，在此不做介紹。 (2)滑動軸承 滑動軸承的軸瓦大都制成可分的。立式壓縮機主軸軸承的軸瓦一般分 太原科技大學畢業設計 8 為兩半；臥式壓縮機主軸承的軸瓦常分為四瓣；對稱平衡型壓縮機中，曲軸軸承在水平方向所受的載荷不大，與立式壓縮機一樣，軸瓦由水平剖分的兩部分組成。連桿大頭軸瓦都采用兩半的。 滑動軸承按壁 厚的不同，可分為厚壁瓦和薄壁瓦。當壁厚 t 與軸瓦內徑 d 之比， t/d 0.05 時為薄壁瓦，其合金層厚度 t1一般為 0.3 1.Omm；當 t/d 0.05 時為厚壁瓦，合金層 t1=0.01d+(1 2)mm。厚壁瓦一般都帶有墊片，軸承磨損后可以進行調整；薄壁瓦一般都不帶墊片，軸承磨損后不能調整。但薄壁瓦貼合面積大，導熱性能好，承載能力大，因此目前趨向于使用薄壁瓦軸承。 6. 氣缸 1)計時，除了考慮強度、剛度與制造外，還應注意以下幾個問題： 氣 缸的密封性、氣缸內壁面（又稱氣缸鏡面）耐磨性以及氣缸、填料的潤滑性能要好； 通流面積要大，彎道要少，以減少流動損失； 余隙容積要小，以提高容積系數； 冷卻要好，以散逸壓縮氣體時產生的熱量； 進排氣閥的閥腔應被冷卻介質分別包圍，以提高溫度系數； 應避免溫 2)方式分，有單作用、雙作用及級差式氣缸；按氣缸的排氣壓力分，有低壓、中壓、高壓、 圖 1-5 風冷式氣缸 圖 1-6 雙層壁氣缸 (1) 0.8MPa，排氣量小于 1m3/min 的氣缸為低壓微型氣缸，多為風冷式移動式空氣壓縮機采用。排氣壓力小于 0.8MPa，排氣量小于 10m3/min 太原科技大學畢業設計 9 微型風冷式氣缸結構如圖 1-5所示。為強化散熱，它在缸體與缸蓋上設有散熱片，氣缸上部溫度高，散熱片應長一些。散熱片在一圈內宜分成三、四段，各缺口錯開排列，缺口氣流的擾動可以強化散熱。設計時還應注意防止排氣道對進氣道的加熱，以免影響溫度系數。為了增強冷卻，還可 大多數低壓小型壓縮機都采用水冷雙層壁氣缸，如圖 1-6 (2) (3) 10 100MPa 的氣缸為高壓氣缸，它們可用稀土合金球墨鑄鐵、鑄鋼或鍛鋼制造，工作壓力大于 100MPa 的氣缸為超高壓氣缸，設計時主要應考慮強度與安全，氣缸壁采用多層組合7.活塞與活塞桿 活塞的作用是與氣缸一起構成壓縮容積。對活塞的要求是在保證強度、剛度及連接和定位可靠的條件下，選密封性好，摩擦小，重量輕的活 1) (1)部，一般設置有 2 3 道活塞環及 1 2 道刮油環。筒形活塞靠飛濺潤滑將油濺至氣缸鏡面上，活塞上行時，刮油環起著布油的作用，下行時刮油環將多余的油刮下，經回油孔流回曲軸箱中。活塞上下運動時，活塞環一般會相對于環槽作往復運動，依靠這種運動可以將氣缸鏡面上的油由下向上布滿整個缸壁，起著潤滑作用。當刮油環失效時，大量潤滑油進入活塞上部，導致氣體帶油過多，氣缸、氣閥積碳嚴重。刮油失效的原因除了刮油環失效外，還有氣缸磨損失圓，氣缸軸 線與曲軸不垂直等因素。 (2) (3)用柱塞式活塞，帶環槽的柱塞，它靠柱塞與氣缸的微小間隙及柱面上的環槽形成曲折密封。另一種柱塞僅為一光滑圓柱體，氣體之密封靠填料實現。柱塞工作表面應精磨，圓柱度要求很嚴。 2) 太原科技大學畢業設計 10 動的作用。 活塞桿與填料的接觸部分要求密封性好，故尺寸精度要求高。接觸部 分還要求耐 8. 活塞環與填料函是氣缸的密封組件，都屬于滑動密封元件，對它們的要求是，既要泄漏少，摩擦小，又要耐磨、可靠。 (1) 活塞環是一個開口的圓環，用金屬材料如鑄鐵，或用自潤滑材料如聚四氟乙烯制成。 活塞環的切口形式有三種。直切口制造簡單，但泄漏大，搭切口則相反，所以一般采用斜切口。為減少泄漏，安裝時應將各切口錯開，并使左右切口相鄰，檢修時要注意調整9. 填料密封 (1)平面填料函 平面填料函是填料函中最簡單的一種結構，如圖 8 49所示為一低壓三瓣密封圈，用于壓力差在 1MPa以下的氣缸密封。這種結構的密封圈為單向斜口，它對活塞桿的比壓是不均勻的，銳角的一方比壓較大，所以其內圓磨損主要發生在銳角的一方。密封圈磨損后，相鄰兩瓣接口處出現縫隙，無法阻擋氣體泄漏。每一組密封圈由兩個密封環組成，每個環外圓箍有彈簧，兩個環有銷釘定位。 當氣體壓力在 10 MPa 以下的中壓密封時，填料函采用三、六瓣密封圈；填料函的每組密封圈由兩個開口環組成，開口環外圓周上有一個鐲形彈簧，使開口環箍緊在活塞桿上。位于高壓側的開口環由三瓣組成，它在軸的方向上擋住由六瓣環組成的第二環的徑向間隙。第二環的內三瓣 （包括活塞桿）的徑向間隙被外三瓣擋住，各環的徑向間隙可以補償密封圈的磨損。 (2)錐面填料函 當壓縮機氣體壓力很高時，會使平面填料很快的磨損，這是因為平面填料在活塞桿上單位面積的壓力過大而造成的。如果在高、中壓壓縮機中采用錐面填料函，就可以解決這一問題，這種填料函按密封壓力差的不同，而選用不同的錐角和錐形填料元件組數，因而有不同的徑向分力。 錐面填料函跟平面填料函一樣，也是靠氣體壓力來實現自緊密封的， 10. 氣閥組件 太原科技大學畢業設計 11 氣閥的作用是控制氣缸中的氣體及時吸入與排出，它對壓縮機的排氣量、功耗及使用壽命影響 往復式壓縮機的氣閥是自動閥，它的開啟與關閉是依靠閥片兩邊的壓力差（即氣 (1)阻力要小，這不但要求結構上使氣閥完全開啟時的阻力最小，而且要求氣閥能及時啟閉，以避免過大的啟閉阻力，設計好的氣閥其阻力損失只占總功耗的 4% 9%，差的氣閥則可占到 20%。 (2)使用壽命要長，一般要求不低于 4000h。 (3) (4) (5)結構簡單 第二章 總體設計 2.1結構形式選 擇與分析 壓縮機的方案選擇是指根據容積流量、吸排氣壓力、壓縮介質、具體使用條件等要求，選定壓縮機的結構形式、冷卻方式、作用方式、 (單作用、雙作用或極差式 )，有無十字、級數、列數，級在列中的配置 (即排列次序 )、各種曲柄錯角、氣缸中心線火角、驅動機類型及傳動方式等。壓縮機結構形式的選擇要考慮諸多因素，例如工藝流程、現場條件、制造力一式的系列構成、生產條件和加工設備狀況、外協狀況等。針對某以具體的壓縮機，其結構形式的優劣只能說是相對的。 1.結構形式分析 (1)立式壓縮機 立式旅縮機的組要優點是 :主機直立 ，占地面積小 :活塞重量不支撐在汽缸上，沒有因此產生的汽缸和填料部分的摩擦和磨損；汽缸潤滑油沿圓周分布均勻，因而潤滑油條件好，省潤滑油；活塞與氣缸運行時的同心度易于保持，因而適合做成無油及迷宮壓縮機；機身、中體等零部件不承受自重導致的彎曲應力，因而壁厚可減薄，機體簡單輕便；往復慣性力垂直作用于基礎，相比于平方向作用于基礎，易被基礎承受。 太原科技大學畢業設計 12 (2)臥式壓縮機 工藝流程用的臥式壓縮機多采用對動式結構，超高壓則采用對置式結構。所有汽缸位于曲軸同側的一般臥式結構在一藝流程中很少采用。臥式壓縮機的主要優點是 :整機的高度低 ，視野觀察方便，易接近性好，操作管理和維修方便；每列可串聯較多的汽缸，從而簡化主軸結構；附屬設備和管路可方便地置于廠房底層，從而使上層廠房變得簡潔，方便主機巡檢；附屬設備可方便地置于壓縮機上方，從而節省整個機組系統的占地面積而便于成撬，方便用戶使用。 (3)角度式壓縮機 角度式壓縮機的主要優點是 :結構緊湊，機組的體積小，占地面積少；每個曲拐上裝有兩根以上的連桿，使曲軸結構簡單，長度較短，并可能采用滾動軸承而提高機械效率；各列汽缸彼此相距較遠，氣閥有允裕的安裝空間，可增加氣閥通流面積而減小流動損失；汽缸間的夾 角空間可安裝中冷器等附件設備使整機結構緊湊，并縮短氣體管路而減小流動損失時，連桿的安裝困難，星型結構的潤滑問題較難解決。因此，角度式壓縮機主要用于中小型壓縮機。 2.有無十字頭問題 無十字頭壓縮機的特點式結構簡單緊湊，但只能是單作用或級差式，與相同排量的有十宇頭壓縮機相比，汽缸直徑大且靠活塞環密封氣體，因而泄漏周長及泄漏量大。無十宇頭壓縮機的筒形活塞承受側向力，故活塞與汽缸間的摩擦和磨損加大，機械效率也較低。除非機身傳動部分也不采用潤滑油，否則無十字頭壓縮機不能實現氣體的無油壓縮。故此，無十字頭壓縮機多用于 小功率場合，尤其是要求輕便的移動式。 3.列數和級在列中的配置 為了獲得較好的動力平衡力，除微小型壓縮機外，各種形式壓反縮機的列數均以等于或多于兩列為宜。但是列數過多將導致壓縮機結構復雜，列數需視機型系列化的情況、氣量大小、壓力高低等來決定。級和列沒有明確的關系，多級或單級壓縮機都可以是多列，也可以是單列，但級和列會相互影響，級在列中的配置應注意以下問題 : (1)活塞力的均衡性 即各列活塞力要均衡，有十字頭時一希望往返行程中的活塞力也能均衡，這樣曲軸、連桿的強度利用比較充分。 (2)密封性 使相鄰的壓力 差較小，減少活塞環出的泄漏 ；在填料側配置較低的壓力級，以利于填料密封。 太原科技大學畢業設計 13 (3)曲軸錯角的合理排列 盡量使各列慣性力和慣性力矩相互抵消，以獲得較好的動力平衡性 :力求總切向力曲線均勻，使所需飛輪矩小；爭取使各級間氣體管道中的氣體脈動相互削弱，減小管道振動。 (4)制造和裝配方便。 4. 設計活塞式壓縮機應符合以下基本原則 (1)滿足用戶提出的排氣量、排氣壓力以及有關使用條件的要求； (2)有足夠長的是用壽命 (應理解為壓縮機需一要大修時間的間隔長短 )，足夠高的使用可靠性 (應理解為壓縮機被迫停車的次數 )； (3)有較好的運轉經濟性； (4)良好的動力平衡性； (5)護檢修方便； (6)能采用新結構、新技術、新材料； (7)制造工藝性良好； (8)機器的尺寸小、質量輕； 在選擇脹縮機級數時要使機器消耗的功最小、排氣溫度應在條件許可的范圍內。機器質量輕、造價低，要使機器具有較高的熱效率，則級數越多越好，然而級數增多，則阻力損失增加，機器總效率反而降低，結構也更加復雜，造價更大大上升。 在無油潤滑壓機中密封元件采用潤滑材料，有些自潤滑材料的最適宜的工作溫度也有限制，例如聚四氟乙烯的工作溫度，不能超過 170（壓力越高則溫 度應控制的越低 )。在確定級數和各級壓力比時應考慮這一點。 因此必須根據壓縮機的額容量和工作特點，恰當的選擇級數和壓力比。綜合各因素考慮，選擇二級壓縮。 2.2 結構參數選擇及影響 1 活塞行程與一級缸徑比 活塞行程與一級缸徑比 =S/Dl，是壓縮機的一個重要結構參數，其值對壓縮機的影響主要體現在以下幾個方面： (1)表征了壓縮機外向和尺寸間的關系； (2)影響氣閥在汽缸上的安裝面積； 太原科技大學畢業設計 14 (3)影響相對余隙和重量； (4)影響壓縮機的工作過程。 現代壓縮機的值約處于 0.3-0.6，個別高轉速機器值小至 0.26。 2.活塞平均速度 活塞速度是隨曲軸轉角變化的，故常用活塞平均速度 vm=ns/30來表征活塞運動的快慢。活塞平均速度是聯系機器結構尺寸和轉速的重要參數，對壓縮機的性能有很大影響。主要體現在以下方面 : (1)對壓縮機耐久性的影響； (2)對氣閥的影響。 3. 轉速 壓縮機的轉速不僅決定了壓縮機的幾何尺寸、重量、制造難易、機器的成本，而且還影響摩擦力、磨損、工作過程及動力特征，還會影響驅動機的經濟性及成本。 2.3 壓縮機的驅動機選擇 活塞式扭縮機的驅動包括驅動機和傳動裝置，本設計中擬采用電動機驅動這 是綜合考慮使用部門的動力裝置，壓縮機的功率和轉速、工作條件來選定電動機的型式。 2.4 壓縮機的轉速和行程的確定 轉速和行程的選取對機器的寸、質量、制造難易和成本有重大影響，并且還直接影響機器效率、壽命和動力特性。活塞式壓縮機設計中在一定的參數和使用條件下，首先應考慮選擇適宜的活塞平均速度。因此 : (1)活塞平均速度的高低，對運動機件巾的摩擦和磨損具有直接的影響，對氣缸內的工作過程也很有影響。 (2)活塞速度過高氣閥在氣缸上難以得到足夠的安裝地基，所以氣閥管道中的阻力損失很大，功率的消耗及排氣溫度將會過 高，嚴重的影響壓縮機運轉的經濟性和使用的可靠性。 微型和小型 .縮機為使結構緊湊而只能采用較小行程，雖然較高轉速，但活塞平均速度卻較低。在一定的活塞速度下，活塞行程的選取與下列因素有關 : 太原科技大學畢業設計 15 (1)排氣量的大小 :排氣量大者行程應取得長些，反而則應短些。 (2)機器的結構型式 :考慮到壓縮機的使用和維護條件，對于立式、 V 型、 W型、扇型等結構，活塞行程不宜取得太長。 2.5 設計要求及參數 已知：排氣量 Vd=21.5m/min 排氣壓力 Pd=11.5kg/ (絕壓 ) 吸氣壓力 Ps = 1.2kg/ 吸氣溫度 Ts1=60 Ts2=70 吸氣相對濕度 =1 相對余隙容積 a1=0.1 a2=0.11 活塞行程 S=180mm 壓縮機轉速 n=490r/min 第三章 熱力計算 根據設計任務的要求進行壓縮機的熱力計算，一般已知容積流量與排氣壓力要確定壓縮機級數、各級熱力參數、各級工作容積大小、所需軸功率及相應的效率等；也可對己有機器進行復算性計算，根據已有的結構參數求取各熱力參數與功耗。計算方法是常規熱力計算。 正常性熱力 計算是指已知壓縮機吸入氣體的熱力參數 (壓力、溫度、相對濕度等 )、容積流量、排氣壓力及其他一些條件 (使用中的一些要求 )，確定壓縮級數、工作容積、轉速、結構尺寸 (如往復壓縮機的氣缸直徑、行程等 )、功率和效率等。 已知條件： 1.壓縮氣體：石油氣 石油氣的主要成分及體積百分含量 石油氣成分 CH4 C2H6 C3H8 C4H10 N2 CO2 體積 %（ ri) 0.8512 0.0535 0.0556 0.0187 0.0159 0.0051 2.吸氣條件 吸氣溫 度：1st=60C 2st=70C 太原科技大學畢業設計 16 吸氣壓力： 1p =1.2 2/cmkg 排氣壓力： 2p =11.5 2/cmkg 相對溫度： =1 排氣量： _dV=21.5 min/3m 3.結構簡圖 4.結構參數 活塞行程 S=180mm 壓縮機轉速 n=490r.p.m 5.相對余隙容積： 1a =0.1 2a =0.11 絕熱指數： k 6. 連桿大小頭中心距離： L=450mm 3.1初步確定各級名義壓力 查 文獻 1得總壓力比 t= 2p / 1p =11.5/1.2=9.59 按照等壓比分配原則，有（ 1-2）第一 .二級壓力比 1 =2 =t= 58.9 =3.10 但為了提高 I級氣缸的容積系數，以便減小機器的尺寸和重量， I級的壓力比 1 取得較低。按（ 1-3）式 1 =（ 0.9-0.95）t 取 0.95 得 1 =0.95x3.10=2.95 各級名義吸、排氣壓力及壓力比經調整后，列表如下 太原科技大學畢業設計 17 表 3-1 各級名義吸、排氣壓力及壓力比 級次 名義吸氣壓力1p 名義排氣壓力 2p 壓力比 = 2p / 1p I 1.2 3.54 2.95 3.54 11.5 3.25 3.2計算各級排氣溫度 確定絕熱指數 k 查 文獻 1表 2-1 得： 1rk =1.308 2rk =1.193 3rk=1.133 4rk =1.094 2Nk=1.40 2COk=1.30 由式 2-35得混合氣體的絕熱指數 k 130.1095.0140.1959.01094.10187.01133.10556.01193.10535.01308.18512.01111ni iik rk2.762+0.277+0.418+0.199+0.0397+0.017=3.713 所以 k=1.26 查 文獻 2式 2-23計算各級名義排氣溫度kkPPTT 11212 )( 列表 表 3-2各級名義排氣溫度 級次 名義吸氣溫度1T 名義吸氣比 絕熱指數 k kk1 名義排氣溫度 2T C K C K 60 333 2.95 1.26 1.250 143.3 416.3 70 343 3.25 1.26 1.275 163.3 437.3 3.3 各級可壓縮性系數 考慮實際氣體的影響時，各級可壓縮性系數 太原科技大學畢業設計 18 表 3-3各級可壓縮性系數 級數 名義壓力2/cmkg 名義溫度 K 臨界值 對比壓力 對比溫度 可壓縮性系數 1p 2p 1T 2T cp kTc, 1rp 2rp 1rT 2rT 1 2 1.2 3.54 333 416.3 45.5 210.54 0.02637 0.0778 1.5816 1.9773 0.997 0.996 3.54 11.5 343 437.3 45.5 210.54 0.0778 0.2527 1.629 2.077 0.995 1 查 文獻 2圖 2-28 通用化可壓縮性系數 圖 查 文獻 1表 2-1 2-2 得各組分的臨界壓力和臨界溫度，按式 2-16和式 2-17算 出混合氣體的假臨界溫度和假臨界壓力，結果如下表： 表 3-4各組分的臨界壓力和臨界溫度 氣體成分 ri kTc, ciTr cp cipr CH4 0.8512 190.5 162.15 45.8 38.98 C2H6 0.0535 305.27 16.33 48.19 2.58 C3H8 0.0556 369.81 20.56 42.01 2.34 C4H10 0.0187 425 7.95 37.47 0.70 N2 0.0159 125.7 2.00 33.49 0.53 CO2 0.0051 304.1 1.55 72.9 0.37 石油氣的假臨界溫度： cT = icirT 162.15+16.33+20.56+7.95+2.00+1.55=210.54K 假臨界壓力： 2/5.4537.053.070.034.258.298.38 cmkgrpp icic 3.4確定各級的吸排氣系數 太原科技大學畢業設計 19 1.容積系數v 按 文獻 2表 2-1查的各級膨脹過程指數 m為 13.1)126.1(x5.01)1k5.01 （m )126.1(x62.01)1k62.01 （m1.161 各級容積系數v=按式 2-39、 2-93進行計算： v=1-1a 1)( 11221 mpp=1+0.1x( 195.2x996.0 997.0 13.11 )=0.808 22 1 av 1)( 11221 mpp=0.808 2.選取確定壓力系數p 查 文獻 1得 1p=0.96 2p=0.97 3.選取確定溫度系數 T 取 1T =0.94 2T =0.96 4.抽氣系數0 根據設計條件和工藝過程可知021 o=1 5.凝析系數 第級無水析出 故1=1 由文獻 3附錄查的各級對應溫度下的飽和蒸汽壓sap 1st=60C kpapsa 92.191 2st=70C kpapsa 16.312 由文獻 2若：121. pppsa=1x19.92x2.95=58.76kpa31.16kpa 故有水析出。 析出系數根據文獻 1式 2-46.sa iisisissas pp pp pp x1111 故： 13.3192.346 92.346x6.117 92.196.1172 =0.91 6 泄漏系數l 由文獻 2式 2-67， xlx v1 1 氣閥不嚴密和關閉延遲 av0.01 0.04 太原科技大學畢業設計 20 雙作用活塞環 bv=0.003 0.015 對于填料函的泄漏 cv=（ 0.0005 0.001） x 表 3-5各級各部位相對泄漏指及各泄漏系數 泄漏系數 各級各部位相對泄漏指及各泄漏系數 氣閥 0.02 0.02 活塞環 0.003 0.003 填料 0.0005 0.00 0.001 總的相對泄漏 v 0.0245 0.024 泄漏系數l 0.976 0.977 3.5確定各級氣缸行程容積 文獻 2式 2-70 hV=n1hV=dLTpV v0 = 5.21x976.0x94.0x839.0x96.0 1x1=29.10 min/3m 式 2-94， 太原科技大學畢業設計 21 111111_p0 .n TTppVVVdLTvhh =0 . 9 9 70 . 9 9 5x333343x3 . 5 41 . 2x 2 1 . 5 x6 x 0 . 9 7 7x 0 . 8 0 8 x 0 . 997.091.0x1 =9.27 min/3m 3.6確定活塞桿直徑 3.6.1初步確定各級等溫功率isN及最大軸功率 N 由文獻 1式 2-58得 s dssds ppVpN 2ln634.1 _ ds =1.634x3.54x21.5xln11.5/3.54 x (0.995+1)/2x0.995=45.58kw 同理可得： sN=1.634x3.54x21.5xln11.5/3.54 x (0.995+1)/2x0.995=146.9kw 可知 級等溫功率較大，所以軸功率也較大，按式 2-73 求得該列軸功率為 ssNN 式中 sN 為等溫功率 查文獻 1表 2-9，石油氣壓縮機等溫效率 0.640.68 取 s =0.66 故 N=146.9/0.66=222.58KW 3.6.2確定活塞桿直徑 根據最大 軸功率值查文獻 1表 2-10 初步選取活塞桿直徑 d=70mm 3.7確定各級氣缸的直徑 由文獻 2 2-73（ a）式 2nz2 2h dSVD =2072.01x490x18.0x14.31.29x2 =0.460mm 太原科技大學畢業設計 22 圓整取 D1=460mm 2nz2 21111dSVD h =2072.01x490x18.0x14.327.9x2 =0.2634mm 圓整取 D =270mm 3.8圓整后各級名義壓力及溫度 1.確定圓整后各級實際行程容積 _*hV _1*hV = n)4d4x2(22 zSD =(2x )4/07.04/46.0 22 x1x0.18x490=28.98 min/3m hV2 =490x18.0x1x)4 07.04 27.0x2()4d4x2( 2222 z S nD =9.76 min/3m 2.求各級壓力修正系數x和1x 由文獻 2中公式 2-74 求x得 1*_*_hIhIhIhIIVVVV 946.076.9 27.910.29 98.28V _*h_ hhhII VVV 按式 2-74a求1x 1V946.076.921.910.2998.28V*)1(_)1(_ _ _*_1*)1(_)1(_*_1hhhIhIhhhIhIVVVVVV 3.修正后各級名義壓力及壓力比 太原科技大學畢業設計 23 表 3-6修正后各級名義壓力及壓力比 級次 計算行程容積 _hxV min)/( 3m 29.1 9.27 實際行程容積 _*hxV min)/( 3m 28.98 9.76 修正系數 x 1 0.946 1x 0.946 1 名義吸氣壓力 xp1 )/( 2cmkg 1.2 3.54 xp1* x xp1 )/( 2cmkg 1.2 3.35 名義排氣壓 力 xp2 )/( 2cmkg 3.54 11.5 xp2* = 1x xp2 )/( 2cmkg 3.35 11.5 修正后的名義壓力比xxpp12* 2.79 3.43 4.修正后各級的排氣溫度 表 3-7修正后各級的排氣溫度 級數 壓力比 * 2.79 3.34 吸氣溫度 1T （ K) 333 343 kk 1 0.2063 0.2063 太原科技大學畢業設計 24 kk1* 1.2357 1.2895 排氣溫度 )(2 KT 411.49 442.30 3.9計算活塞力 1.計算氣缸內實際氣體吸排氣壓力 表 3-8氣缸內實際氣體吸排氣壓力 級 次 修正后名義壓力 )/( 2cmkg 相對壓力損失 （ %） s1 d1 氣缸內實際壓力 )/( 2cmkg 氣缸內實際壓力比 1*p 2*p s d sp dp 1.2 3.35 6.5 11.2 0.935 1.112 1.122 3.725 3.320 3.35 11.5 5.1 8.0 0.949 1.080 3.179 12.42 3.907 上表中 )1(1*ss pp ， )1(*2 dd pp s，d 吸排氣相對壓力損失（平均值） 查文獻 2圖 2-17 2.計算各列的活塞力 表 3-9各列的活塞力 級 次 內止點活塞力 )(kgpzx 軸側（ +） 蓋側（ -） )/( 2cmkgpd )( 2cmFz )(kgFp zd )/( 2cmkgps )( 2cmFg )(kgFp gs 3.725 1623.4 6047 1.122 1661.9 1865 gszdz FpFpp =4182 12.420 534.1 6634 3.179 572.6 1820 太原科技大學畢業設計 25 gszdz FpFpp =4814 級 次 外止點活塞力 )(kgpgx 軸側（ +） 蓋側（ -） )/( 2cmkgps )( 2cmFz )(kgFp zs )/( 2cmkgpd )( 2cmFg )(kgFp gd 1.122 1623.4 1821 3.725 1661.9 6191 gdzsg FpFpp =-4370 3.179 534.1 1698 12.420 572.6 7112 gdzsg FpFpp =-5414 表中軸側缸活塞力為正值，蓋側缸活塞力為負值。 各級軸側活塞工作面積為：4422 dDF xzx 各級蓋側活塞工作面積為：42xgxDF 從以上活塞力計算結果，表明初選活塞桿直徑（ d=70mm)是合適的。 查文獻 1表 2-10 3.10計算軸功率，選取電機 1.計算各級的指示功率 文獻 12-95計算，級指示功率。 11_1 21)(634.11 sdkkTTvhsi TTkkVpN =1.634x1.122x28.98x0.839x997.0x2 996.0997.0x1320.3(126.1 26.1 26.1126.1 =60.66kw 太原科技大學畢業設計 26 1_ 21)(634.11 sdkkTTvhsi TTkkVpN =1.634x3.179x9.76x0.808x2 x 0 . 9 9 5 10 . 9 9 5x1)907.3(x126.1 26.1 26.1126.1 =64.63kw 2.整個機器總指示功率 iii NNN =60.66+64.63=125.29kw 3.軸功率 zN 對于大，中型帶十字頭 的壓縮機m=0.90 0.95，取機械效率m=0.93，則 93.0 29.125 miz NN =134.72kw 4.所需電機功率gN 所需電機功率按軸功率 1.1倍計算為 gN=1.1x134.72=148.2kw 按此值選擇電機。查電動機選型及應用選取 Y 系列中型高壓三相異步電動機，型號為 Y450-12。功率 220kW，轉速 490r/min,效率 91.4%，功率因素 0.73。 第四章 動力計算 動力計算的目的在于計算壓縮機中的作用力，確定壓縮機所需要的飛輪矩以及各種形式壓縮機的慣性力。慣性力矩的平衡情況初步設計壓縮機所需的基礎。 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，也是判斷這些力對壓縮機裝置影響的基礎。 壓縮機中主要的作用力有氣體力，曲柄連桿機構運動時產生的慣性力和摩擦力。 太原科技大學畢業設計 27 4.1 活塞位移與曲柄轉角的關系計算 曲柄轉角與活塞位移的關系由公式 )2c o s1(4)c o s1( rX 計算而得。 式中 r是曲柄銷旋轉半徑 是連桿長徑比， lr 一般活塞式壓縮機中， 取值多在 1/3.51/6.0 之間。 值愈大，壓縮機外形愈小，但作用在十字頭滑板上的壓力則愈大。另外要考慮， 值愈大，愈容易使連桿在運動時與滑道壁相碰； 值取小了 ，就會使壓縮機的外形增大。因此 值需要取得適當。對于不同類型壓縮機， 值取： 立式或角度式壓縮機： 5.4141 對置式或對稱平衡式壓縮機： 5.515.41 臥式壓縮機： 6151 現在取41， 又 r=S/2=180/2=90mm 故活塞位移的計算結果見下表： 表 4-1活塞位移 轉角 0 10 20 30 40 50 60 70 80 0.25 0.25 0.25 0.25 0.25 0.25 0.25 0.25 0.25 1-cos +/4(1-cos2 ) 0.0000 0.0189 0.0749 0.1652 0.2856 0.4305 0.5937 0.7683 0.9475 太原科技大學畢業設計 28 位移 X（ m） 0.0000 0.0017 0.0067 0.0149 0.0257 0.0387 0.0534 0.0691 0.0853 轉角 360 350 340 330 320 310 300 290 280 轉角 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 0.25 0.25 0.25 0.25 0.25 0.25 0.25 0.25 0.25 0.25 1-cos +/4(1-cos2 ) 1.1250 1.2948 1.4524 1.5937 1.7161 1.8176 1.8972 1.9543 1.9885 2.0000 位移 X（ m） 0.1012 0.1165 0.1307 0.1434 0.1544 0.1636 0.1707 0.1759 0.1790 0.1800 轉角 270 260 250 240 230 220 210 200 190 180 4.2 計算各級氣體 力 4.2.1 計算 I級汽缸氣體力 （ 1） I級汽缸指示圖： 太原科技大學畢業設計 29 圖 4-1蓋側 圖 4-2軸側 確定膨脹過程 4、 4點的特殊角 由公式 膨脹過程 )(00 dki PXS SP 計算而得。 式中 iP是 i點處氣體壓力 S0是余隙容積折合長度， S0=S =180 0.1=18mm=0.018m X是 i點處活塞位移 dP是 I級氣缸氣體實際排氣壓力 K是過程指數 對蓋側 4點有 )(0404 dk Psx sP 所以 4X0014)( SSpP kd = 018.0018.0)122.1 725.3( 26.1 1 =0.02865 mm 又由位移公式 X=r(1-cos )+4(1-cos2 ) 解得： cos 4 =0.7385， 太原科技大學畢業設計 30 從而 4 =42.40 對于軸側 4點 4 =222.40 確定壓縮過程 2、 2點的特殊角 壓縮過程 )(00 ski Psx ssP 式中 sP是氣缸實際吸氣壓力 S是活塞行程 對于 2點有 )(0202 sk PSx SSP 所以 2X =001d)( sssPP kS ）（ = 018.0-018.018.0725.3 122.1 26.1 1 ）（）（ =0.0584mm 又由位移公式 X=r(1-cos )+4(1-cos2 ) 得 cos 2 =0.4507 從而 2 =296.79 對于軸側 2點， 2 =116.79 （ 2） 氣體力計算 氣體力計算公式： 蓋側 1 cig APF 1cA是蓋側活塞的工作面積 軸側 1 wig APF 1wA是軸側活塞的工作面積 計算1cA、1wA 1cA=4D2I =4 46.014.32 =0.166 2m 1wA=4D2I -4d2 =4 46.014.32 -4 07.014.32 =0.162 2m 故膨脹及吸氣過程 I級氣缸氣體力計算結果見下表： 太原科技大學畢業設計 31 表 4-2膨脹及吸氣過程 I級氣缸氣體力 轉角 位移 X（ m） )( 0 0 dki PXS SP （ MPa） 蓋側氣體力 軸側氣體力 Fg（ KN） Fg（ kN） 0 0.0000 0.3652 0 -60.63 180 59.17 10 0.0017 0.3260 10 -54.12 190 52.81 20 0.0067 0.2451 20 -40.69 200 39.71 30 0.0149 0.1708 30 -28.35 210 27.68 40 0.0257 0.1194 40 -19.82 220 19.34 42.40 0.02865 0.1100 42.40 -18.26 222.42 17.82 50 0.0387 0.1100 50 -18.26 230 17.82 60 0.0543 0.1100 60 -18.26 240 17.82 70 0.0691 0.1100 70 -18.26 250 17.82 80 0.0853 0.1100 80 -18.26 260 17.82 90 0.1012 0.1100 90 -18.26 270 17.82 100 0.1165 0.1100 100 -18.26 280 17.82 110 0.1307 0.1100 110 -18.26 290 17.82 120 0.1434 0.1100 120 -18.26 300 17.82 130 0.1544 0.1100 130 -18.26 310 17.82 140 0.1636 0.1100 140 -18.26 320 17.82 150 0.1707 0.1100 150 -18.26 330 17.82 160 0.1759 0.1100 160 -18.26 340 17.82 170 0.1790 0.1100 170 -18.26 350 17.82 180 0.1800 0.1100 180 -18.26 360 17.82 壓縮及排氣過程 I級氣缸氣體力計算結果見下表： 表 4-3壓縮及排氣過程 I級氣缸氣體力 轉角 位移 X（ m） ski Pxs ssP )( 0 0蓋側氣體力 軸側氣體力 太原科技大學畢業設計 32 （ MPa） Fg (KN) Fg (KN) 180 0.1800 0.1100 180 -18.26 0 17.82 190 0.1790 0.1107 190 -18.37 10 18.29 200 0.1759 0.1129 200 -18.75 20 18.66 210 0.1707 0.1169 210 -19.40 30 19.31 220 0.1636 0.1226 220 -20.36 40 20.27 230 0.1544 0.1309 230 -21.70 50 21.59 240 0.1434 0.1424 240 -24.58 60 23.52 250 0.1307 0.1577 250 -26.19 70 26.07 260 0.1165 0.1790 260 -29.62 80 29.58 270 0.1012 0.2085 270 -34.62 90 34.46 280 0.0853 0.2497 280 -41.45 100 41.26 290 0.0691 0.3096 290 -51.39 110 51.16 296.79 0.0584 0.3652 296.79 -60.63 116.79 59.17 300 0.0534 0.3652 300 -60.63 120 59.17 310 0.0387 0.3652 310 -60.63 130 59.17 320 0.0257 0.3652 320 -60.63 140 59.17 330 0.0149 0.3652 330 -60.63 150 59.17 340 0.0067 0.3652 340 -60.63 160 59.17 350 0.0017 0.3652 350 -60.63 170 59.17 360 0.0000 0.3652 360 -60.63 180 59.17 4.2.2 計算級氣缸氣體力 （ 1） 級氣缸指示圖 太原科技大學畢業設計 33 圖 4-3 蓋側 圖 4-4軸側 按照計算 I級氣缸特殊點的角度的計算方法計算級氣缸的特殊點的角度得， 膨脹過程： 蓋側 4）（ =49.89， 2）（ =303.64 軸側 4）（ =229.89， 2）（ =123.64 （ 2） 級氣缸氣體力計算 氣體力計算公式 蓋側 2 cig APF 2cA 是蓋側活塞的工作面積 軸側 2 wig APF 2wA是軸側活塞的工作面積 計算 2cA ，2wA的值 2cA = 4D2 =40.2714.32 =0.0572 2m 2wA=4d4D22 =4 0 .0 714.3-4 0 .2 714.322 =0.0534 2m 計算氣缸氣體力 太原科技大學畢業設計 34 級氣缸在膨脹及吸氣過程中氣體力計算結果見下表： 表 4-4級氣缸在膨脹及吸氣過程中氣體力 轉角 位移 X（ m） )( 0 0 dki PXS SP （ MPa） 蓋側氣體力 軸側氣體力 Fg（ KN） Fg（ KN） 0 0.0000 1.217 0 -69.61 180 64.99 10 0.0017 1.098 10 -62.81 190 58.63 20 0.0067 0.8434 20 -48.24 200 45.04 30 0.0149 0.5325 30 -30.46 210 28.44 40 0.0257 0.4268 40 -24.41 220 22.79 49.89 0.0386 0.3117 49.89 -17.83 229.89 16.64 50 0.0387 0.3117 50 -17.83 230 16.64 60 0.0534 0.3117 60 -17.83 240 16.64 70 0.0691 0.3117 70 -17.83 250 16.64 80 0.0853 0.3117 80 -17.83 260 16.64 90 0.1012 0.3117 90 -17.83 270 16.64 100 0.1165 0.3117 100 -17.83 280 16.64 110 0.1307 0.3117 110 -17.83 290 16.64 120 0.1434 0.3117 120 -17.83 300 16.64 130 0.1544 0.3117 130 -17.83 310 16.64 140 0.1636 0.3117 140 -17.83 320 16.64 150 0.1707 0.3117 150 -17.83 330 16.64 160 0.1759 0.3117 160 -17.83 340 16.64 170 0.1790 0.3117 170 -17.83 350 16.64 180 0.1800 0.3117 180 -17.83 360 16.64 級氣缸在壓縮及排氣過程中氣體力計算結果見下表： 表 4-5級氣缸在壓縮及排氣過程中氣體力 太原科技大學畢業設計 35 轉角 位移 X（ m） )( 0 0 ski Pxs ssP （ MPa） 蓋側氣體力 軸側氣體力 Fg（ kN） Fg(kN) 180 0.1800 0.3117 180 -17.83 0 16.64 190 0.1790 0.3135 190 -17.93 10 16.74 200 0.1759 0.3197 200 -18.33 20 17.07 210 0.1707 0.3308 210 -19.40 30 17.66 220 0.1636 0.3470 220 -19.89 40 18.53 230 0.1544 0.3703 230 -21.17 50 19.77 240 0.1434 0.4020 240 -23.03 60 21.47 250 0.1307 0.4452 250 -25.48 70 23.77 260 0.1165 0.5044 260 -28.81 80 26.93 270 0.1012 0.5860 270 -33.52 90 31.29 280 0.0853 0.6999 280 -39.69 100 37.37 290 0.0691 0.8643 290 -49.39 110 46.15 300 0.0534 1.1041 300 -63.15 120 58.95 303.64 0.0480 1.217 303.64 -69.61 123.64 64.99 310 0.0387 1.217 310 -69.61 130 64.99 320 0.0257 1.217 320 -69.61 140 64.99 330 0.0149 1.217 330 -69.61 150 64.99 340 0.0067 1.217 340 -69.61 160 64.99 350 0.0017 1.217 350 -69.61 170 64.99 360 0.0000 1.217 360 -69.61 180 64.99 4.3 計算各級往復慣性力 太原科技大學畢業設計 36 往復慣性力分為一屆往復慣性力和二階往復慣性力。往復慣性力由公式 )2c o s( c o s2 rwmIsIs 計算而得。 式中 sm是往復運動部分的總質量 w 是曲柄旋轉角速度 已知壓縮機上各級部分零部件的質量見下表： 表 4-6壓縮機上各級部分零部件的質量 級 質量（ kg） 名稱 連桿組 十字頭 活塞 活塞桿 I 8.6 21 28 15 8.6 21 28 16 故 I級氣缸往復運動部分的質量： 連桿十字頭活塞桿活塞 ）（ mmmmm Is 4.03.0 =28+15+21+0.3 8.6 =66.58 kg 級氣缸往復運動部分的質量： 連桿十字頭活塞桿活塞 ）（ mmmmm 4.03.0s =28+16+21+0.3 8.6 =67.58 kg 又 w =30n=3049014.3 =51.29 r/s 從而根據函數 )2cos(cos 的計算數值，可得 I，級往復慣性力的計算結果，其結果見下表： 太原科技大學畢業設計 37 表 4-7I、級往復慣性力 2coscos I級 級 Is Is 0 1.2500 19.70 20.000 360 10 1.2197 19.23 19.510 350 20 1.1312 17.83 18.100 340 30 0.9910 15.62 15.860 330 40 0.8094 12.76 12.950 320 50 0.5993 9.447 9.589 310 60 0.3749 5.910 5.998 300 70 0.1505 2.372 2.408 290 80 -0.0612 -0.965 -0.979 280 90 -0.2500 -3.954 -4.013 270 100 -0.4085 -6.439 -6.536 260 110 -0.5335 -8.410 -8.536 250 120 -0.6250 -9.852 -10.000 240 130 -0.6862 -10.817 -10.979 230 140 -0.7226 -11.391 -11.562 220 150 -0.7410 -11.681 -11.856 210 160 -0.7481 -11.793 -11.970 200 170 -0.7498 -11.814 -11.997 190 180 -0.7500 -11.823 -12.000 180 太原科技大學畢業設計 38 4.4 計算各級活塞摩擦力 計算各級活塞往復摩擦力 各級往復摩擦力可按公式： snNR mis 2)11(60)7.06.0( 計算得出。 式中 iN是指示功率， m是機械效率，由熱力計算可知 m=0.93 n,s分別是活塞轉速和活塞行 所以， I，級的往復摩擦力有 ： snNR miIsI 2)11(606.0 = 49018.02 1-93.0166.60606.0 ）（=0.932 kN 49018.02)193.0 1(63.64606.02)11(606.0 snNR mis0.993 kN 計算各級旋轉摩擦力 旋轉摩擦力可按公式： s n)11(60)4.03.0(d mirNf 計算得出。 所以， 49018.014.3)193.0 1(29.125603.0rf 0.612kN 太原科技大學畢業設計 39 4.5 計算各級總活塞力和切向力 綜合活塞力計算公式： IRPPs 切向力的計算公式： cos )sin( PT 根據以上兩式及之前計算所得數據計算得出 I，級的切向力。（見下表） 表 4-8I 級切向力表 P （ kN） sR(kN) I (kN) P(kN) cos/)sin( T(kN) 蓋側 軸側 0 -60.63 17.82 0.932 19.70 -22.178 0.0000 0.000 10 -54.12 18.29 0.932 19.23 -15.668 0.2164 -3.391 20 -40.69 18.66 0.932 17.83 -3.268 0.4226 -1.381 30 -28.35 19.31 0.932 15.62 7.512 0.6091 4.576 40 -19.82 20.27 0.932 12.62 14.002 0.7675 10.747 50 -18.26 21.59 0.932 9.447 13.709 0.8914 12.220 60 -18.26 23.52 0.932 5.910 12.102 0.9768 11.821 70 -18.26 26.07 0.932 2.372 11.114 1.0220 11.359 80 -18.26 29.58 0.932 -0.965 11.287 1.0288 11.612 90 -18.26 34.46 0.932 -3.954 13.178 1.0000 13.178 100 -18.26 41.26 0.932 -6.439 17.493 0.9407 16.456 110 -18.26 51.16 0.932 -8.410 25.422 0.8570 21.787 120 -18.26 59.17 0.932 -9.852 31.99 0.7551 24.156 130 -18.26 59.17 0.932 -10.817 31.025 0.6406 19.875 太原科技大學畢業設計 40 140 -18.26 59.17 0.932 -11.391 30.451 0.5180 15.774 150 -18.26 59.17 0.932 -11.681 30.161 0.3908 11.787 160 -18.26 59.17 0.932 -11.793 30.049 0.2612 7.849 170 -18.26 59.17 0.932 -11.814 30.028 0.1308 3.928 180 -18.26 59.17 0.932 -11.823 30.019 0.0000 0.000 190 -18.37 52.81 0.932 -11.814 23.558 -0.1308 -3.081 200 -18.75 39.71 0.932 -11.793 10.099 -0.2612 -2.638 210 -19.40 27.68 0.932 -11.681 -2.469 -0.3908 0.965 220 -20.36 19.34 0.932 -11.391 -11.479 -0.5180 5.946 230 -21.70 17.82 0.932 -10.817 -13.765 -0.6406 8.818 240 -24.58 17.82 0.932 -9.852 -15.68 -0.7551 11.840 250 -26.19 17.82 0.932 -8.410 -15.848 -0.8570 13.582 260 -29.62 17.82 0.932 -6.439 -17.307 -0.9407 16.281 270 -34.62 17.82 0.932 -3.954 -19.822 -1.0000 19.822 280 -41.45 17.82 0.932 -0.965 -23.663 -1.0288 24.344 290 -51.39 17.82 0.932 2.327 -30.311 -1.0220 30.978 300 -60.63 17.82 0.932 5.910 -35.968 -0.9768 35.134 310 -60.63 17.82 0.932 9.447 -32.431 -0.8914 28.909 320 -60.63 17.82 0.932 12.76 -29.118 -0.7675 22.348 330 -60.63 17.82 0.932 15.62 -26.258 -0.6091 15.994 340 -60.63 17.82 0.932 17.83 -24.048 -0.4226 10.163 350 -60.63 17.82 0.932 19.23 -22.648 -0.2164 4.901 360 -60.63 17.82 0.932 19.70 -22.178 -0.0000 0.000 太原科技大學畢業設計 41 表 4-9級切向力表 P (kN) SR (kN) I (kN) P (kN) cos )sin( T (kN) 蓋側 軸側 0 -69.61 16.64 0.993 20.00 -31.977 0.0000 0 10 -62.81 16.74 0.993 19.51 -25.567 0.2164 -5.533 20 -48.24 17.07 0.993 18.10 -12.077 0.4226 -5.104 30 -30.46 17.66 0.993 15.86 4.053 0.6091 2.469 40 -24.41 18.53 0.993 12.95 8.063 0.7675 6.188 50 -17.83 19.77 0.993 9.589 12.522 0.8914 11.162 60 -17.83 21.47 0.993 5.998 10.631 0.9768 10.384 70 -17.83 23.77 0.993 2.408 9.341 1.0220 9.547 80 -17.83 26.93 0.993 -0.979 9.114 1.0288 9.376 90 -17.83 31.29 0.993 -4.013 10.44 1.0000 10.440 100 -17.83 37.37 0.993 -6.536 13.997 0.9407 13.167 110 -17.83 46.15 0.993 -8.536 20.777 0.8570 17.806 120 -17.83 58.95 0.993 -10.00 32.113 0.7551 24.249 130 -17.83 64.99 0.993 -10.979 37.174 0.6406 23.814 140 -17.83 64.99 0.993 -11.562 36.591 0.5180 18.954 150 -17.83 64.99 0.993 -11.856 36.297 0.3908 14.185 160 -17.83 64.99 0.993 -11.970 36.183 0.2612 9.451 170 -17.83 64.99 0.993 -11.997 36.156 0.1308 4.729 180 -17.83 64.99 0.993 -12.000 36.153 0.0000 0.000 190 -17.93 58.63 0.993 -11.997 29.696 -0.1308 -3.884 200 -18.33 45.04 0.993 -11.970 15.733 -0.2612 -4.109 210 -19.40 28.44 0.993 -11.856 -1.823 -0.3908 0.712 太原科技大學畢業設計 42 220 -19.89 22.79 0.993 -11.562 -7.669 -0.5180 3.973 230 -21.17 16.64 0.993 -10.979 -14.516 -0.6406 9.299 240 -23.03 16.64 0.993 -10.000 -15.397 -0.7551 11.626 250 -25.48 16.64 0.993 -8.536 -16.383 -0.8570 14.040 260 -28.81 16.64 0.993 -6.536 -17.713 -0.9407 16.663 270 -33.52 16.64 0.993 -4.013 -19.9 -1.0000 19.900 280 -39.69 16.64 0.993 -0.797 -22.854 -1.0288 23.512 290 -49.39 16.64 0.993 2.408 -29.349 -1.0220 29.995 300 -63.15 16.64 0.993 5.998 -39.519 -0.9768 38.602 310 -69.61 16.64 0.993 9.589 -42.388 -0.8914 37.785 320 -69.61 16.64 0.993 12.95 -39.027 -0.7675 29.953 330 -69.61 16.64 0.993 15.86 -36.117 -0.6091 21.999 340 -69.61 16.64 0.993 18.10 -33.877 -0.4226 14.316 350 -69.61 16.64 0.993 19.51 -32.467 -0.2164 7.026 360 -69.61 16.64 0.993 20.00 -31.977 -0.0000 0.000 4.6 計算總切向力并作總切向力曲線圖 總切向力計算公式： rI fTTT 總 因為壓縮級 I，級的夾角 =0，故兩級切向力的相位差是 0， 總切向力計算數值如下： 太原科技大學畢業設計 43 表 4-10 總切向力 I IT T rf 總T 0 0.000 0 0 0.612 0.612 10 -3.391 10 -5.533 0.612 -8.312 20 -1