1、 本 科 畢 業 設 計（論文） 第 59 頁 共 60 頁1 引言空氣壓縮機是指壓縮介質為空氣的壓縮機，主要作用是為生活、生產提供源源不斷地、具有一定壓力的壓縮空氣。作為一種工業裝備，壓縮機廣泛應用于石油、化工、天然氣管線、冶煉、制冷和礦山通風等諸多重要部門；作為燃氣渦輪發動機的基本組成元件，在航空、水、陸交通運輸和發電等領域隨處可見；作為增壓器，已成為當代內燃機不可缺少的組成部件。在諸如大型化肥、大型乙烯等工藝裝置中，它所需投資可觀，耗能比重大，其性能的高低直接影響裝置經濟效益，安全運行與整個裝置的可靠性緊密相關，因而成為備受關注的心臟設備1。壓縮機按工作原理可分為容積式和動力式兩大類；按

2、壓縮級數分類，可分為單級壓縮機、兩級壓縮機和多級壓縮機；按功率大小分類，可分為微小型壓縮機、中型壓縮機和大型壓縮機。按壓縮機的結構形式可分為立式、臥式和角度式。而且角度式又可分為L型、V型、W型、扇形和星型等。不同形式的壓縮機具有其鮮明的特點，根據其工作原理的不同決定了其不同的適用范圍2。空氣壓縮機的選擇主要依據氣動系統的工作壓力和流量。起源的工作壓力應比氣動系統中的最高工作壓力高20%左右，因為要考慮供氣管道的沿程損失和局部損失。如果系統中某些地方的工作壓力要求較低，可以采用減壓閥來供氣。空氣壓縮機的額定排氣壓力分別為低壓（0.7MPa1.0MPa）、中壓（1.0MPa10MPa）、高壓（1

3、0MPa100MPa）和超高壓（100MPa以上），可根據實際需求來選擇。常見使用壓力一般為0.71.25MPa3。空氣壓縮機應用范圍極為廣泛，且由資料顯示國內需求量呈上升趨勢，是中小型工業用壓縮機一個龐大的族群。中、小型微型工業用往復活塞式壓縮機有著相同的傳動部件基礎上變換壓縮級數和氣缸直徑，迅速派生出多品種變形產品的便利條件。不僅其容積流量、排氣壓力變化多端，通過適當調整部分零部件材質還可以壓縮多種氣體，大為擴展服務領域4。活塞式壓縮機與其他類型的壓縮機相比，特點是（1）壓力范圍最廣。活塞式壓縮機從低壓到超高壓都適用，目前工業上使用的最高工作壓力達350MPa，實驗室中使用的壓力則更高。（

4、2）效率高。由于工作原理不同，活塞式壓縮機比離心式壓縮機的效率高很多。而回轉式壓縮機由于高速氣流阻力損失和氣體內泄漏等原內，效率亦較低。（3）適應性強。活塞式壓縮機的排氣量可在較廣泛的范圍內進行選擇；特則是在較小排氣量的情況下，要做成速度型，往往很困難，甚至是不可能的。此外，氣體的重度對壓縮機性能的影響也不如速度型那樣顯著，所以同一規格的壓縮機，將其用于不同介質時，較易改造57。根據機械部JB1407-85微型往復活塞式空氣壓縮機基本參數規定，額定排氣壓力分為0.25MPa、0.4MPa、0.7MPa、1.0MPa、1.25MPa和1.4MPa幾個檔次，并規定了相應的單級、雙級壓縮所對應的公稱

5、容積流量（公稱排氣量）。但目前1.0MPa、1.25MPa和1.4MPa的壓縮機產品相對較少，無法滿足用戶對不同壓力空氣氣源的需要。因此，本課題設計一種排氣壓力為1.2MPa，排氣量為0.6m3/min的微型壓縮機，旨在我國現有的小型壓縮機產品品種的基礎上，開發相關的壓縮系列產品，以填補兩級空氣壓縮機產品的空白，符合壓縮機制造行業拓展新產品的開發意向。本課題的設計任務是在常溫下對空氣進行壓縮，進氣壓力為大氣壓，壓縮后排氣壓力為1.2MPa，排氣量不低于0.6m3/min。為滿足設計及技術要求，綜合考慮，本設計采用W型二級壓縮，油潤滑，冷卻方式為風冷式。設計內容包括總體結構設計、熱力學計算、主要

6、零部件結構設計、動力學計算和飛輪設計五個方面。其中總體機構設計方面主要包括結構方案選擇、氣缸排列形式、運動機構的結構選擇、級數選擇、壓縮機轉數、行程的確定和驅動選擇；主要零部件結構設計主要包括活塞組件的設計、曲軸結構、連桿部件的設計和氣缸設計；動力學計算主要是計算各級平均切向力，然后根據不同方案級數的布置，進行疊加計算總平均切向力，選擇最優方案，確定飛輪距；飛輪設計主要是通過根據機器允許的旋轉不均勻度、飛輪距的大小和冷卻所需風量，參照工廠圖紙進行尺寸結構設計812。2 總體結構方案設計設計往復活塞式壓縮機時應符合以下基本原則：（1）滿足用戶提出的排氣量、排氣壓力，及有關使用條件的要求；（2）有

7、足夠長的使用壽命，足夠高的使用可靠性；（3）有較高的運轉經濟性；（4）有良好的動力平衡性；（5）維護檢修方便；（6）盡可能采用新結構、新技術、新材料；（7）制造工藝性良好；（8）機器的尺寸小、重量輕。活塞式壓縮機的結構方案由下列因素組成：（1）機器的型式；（2）級數和列數；（3）各級氣缸在列中的排列和各列間曲柄錯角的排列。選擇壓縮機的結構方案，應根據壓縮機的用途、運轉條件、排氣量和排氣壓力、制造廠生產的可能性、驅動方式以及占地面積等條件，從選擇機器的型式和級數入手，制訂出合適的方案。總體設計的任務：選擇結構方案、主要參數、相應的驅動方式以及大體確定附屬裝備的布置。2.1 氣缸排列的型式壓縮機氣

8、缸有多種排列型式，按氣缸軸線布置的相互關系分為：臥式、立式、L型、V型、W型、星型和對稱平衡型。臥式、對稱平衡型壓縮機動力平衡性能較好，運轉較平穩，宜用于大、中型壓縮機；立式壓縮機現僅用于中、小型和微型，使機器高度均處于人體高度便于操作的范圍內，且中型壓縮機主要用于無油潤滑結構；L型、V型、W型、星型等角度式壓縮機則適用于中、小型和微型。L型、V型、W型、星型等角度式壓縮機共同的優點是（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，機器可取較高的轉數。（2）氣缸彼此錯開一定角度，有利于氣閥的安全與布置。因而使氣閥的流通面積有可能增加。中間冷卻器和級間管道可以直接裝

9、在機器上，結構緊湊。（3）角度式壓縮機可以將若干列的連桿連接在同一曲拐上，曲軸的拐數可減少，機器的軸向長度可縮短，因此主軸頸能采用滾動軸承。本設計屬于微型中壓壓縮機常規設計，綜合考慮其設計參數(壓縮介質、排氣量及排氣壓力)及市場現狀，采用W型結構。2.2 運動機構的結構活塞式壓縮機的運動機構有：無十字頭與帶十字頭兩種。無十字頭運動機構的特點是：結構簡單、緊湊，機器高度較低，相應的機器重量較輕，一般不需要專門的潤滑機構。但是無十字頭的壓縮機只能作成單作用的，所以氣缸容積的利用不充分(因為活塞與氣缸之間，只在活塞的一側形成工作腔)，氣體的泄漏量也較大，氣缸工作表面所受的側向力也較大，因而活塞易磨損

10、，另外，氣缸中的潤滑油量也難于控制。無十字頭的壓縮機一般只適于作成立式、V型、W型和扇形的結構。當壓縮機的功率大于（120150）kW時，無十字頭的壓縮機的重量要超過有十字頭的壓縮機，而且結構也較復雜。因此，無十字頭壓縮機只在小功率范圍內采用。在小型移動裝置中用的壓縮機，要求輕便緊湊以便于搬動，多選用無十字頭的運動機構。帶十字頭運動機構的特點是：由于帶有十字頭，氣缸工作表面不承受連桿傳來的側壓力，所以，氣缸與活塞間的摩擦和磨損較小，充分利用了氣缸容積，潤滑油易于控制；可以設置填料密封，所以，氣體地 泄漏量較小，特別是對于易燃、易爆、有毒的氣體，只能采用此種結構。當然，帶十字頭的壓縮機增多了十字

11、頭、活塞桿及填料等部件，使機器的結構復雜，高度和重量也相應增加。一般固定式的壓縮機功率都較大，特別是工藝流程中用的壓縮機，要求機器長期連續運轉，所以多用帶十字頭的壓縮機。我國固定式動力用空壓機，排氣量在（10100）m3/min、功率在（60630）kW之間的都是帶十字頭結構。化工、石油等部門工藝流程中使用的壓縮機都帶有十字頭。本設計為功率較小的W型空氣壓縮機設計，考慮到以上因素，故采用無十字頭的運動機構。2.3 級數選擇及各級壓力比的分配工業用的氣體，有時需要較高的壓力，此時需采取多級壓縮。多級壓縮有下列優點：（1）降低排氣溫度；（2）節省功率消耗；（3）提高氣缸容積系數；（4）降低作用在活

12、塞上的最大活塞力。在選擇壓縮機的級數時，一般一般應遵循下列原則：使壓縮機消耗的功最小、排氣溫度應在使用條件許可的范圍內、機器重量輕、造價低。要使機器具有較高的熱效率，則級數越多越好（各級壓力比越小越好）。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，造價便大大上升。因此，必須根據壓縮機的容量和工作特點，恰當地選擇所需的級數和各級壓力比。本設計為W-0.6/12型壓縮機，根據市場常用壓縮機型式，選擇級數為二級。2.4 列數選擇在活塞式壓縮機中，一個連桿所對應的氣缸活塞組即為一列。壓縮機按列數的多少分成單列和多列兩類。壓縮機列數的選擇，主要決定于排氣量、排氣壓力、機器的型式和級

13、數。立式結構可以制成單列和多列壓縮機；臥式結構可以制成單列和雙列壓縮機；對稱平衡型結構只能制成多列壓縮機，而且列數必須是偶數；對置型結構只能制成多列壓縮機。W型結構只能制成多列壓縮機，即單重W型和雙重W型，其他型式類似。各級氣缸的排列應根據下述原則進行：（1）要求各列往返止點的活塞力相等。這時，曲柄連桿機構利用充分，重量較輕，慣性力較小，機械效率較高。由于往返行程的功也大致相等，因而飛輪較輕。（2）通過布置氣缸排列，達到使氣體的內泄漏和外泄漏盡可能小的目的。本設計采用W型結構，如前所述，只能制成多列壓縮機，采用單重W型結構。25 壓縮機轉速和行程的確定轉速和行程的選取對機器的尺寸、重量、制造難

14、易和成本有重大影響，并且還直接影響機器的效率、壽命和動力性能。如果壓縮機與驅動機直接連接，則也影響驅動機的經濟性和成本。近代設計活塞式壓縮機的總趨勢是提高轉速。轉速、行程和活塞平均速度的關系式如下 （2-1）式中：活塞平均速度，m/s； 壓縮機轉數，r/min； 活塞行程，m。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，因為（1）活塞平均速度的高低，對運動機件中的摩擦和磨損有直接的影響。對氣缸內的工作過程也有影響。（2）活塞速度過高，氣閥在氣缸上難以得到足夠的安裝面積，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。嚴重地影響壓縮機運轉的經濟性

15、和使用的可靠性。移動式壓縮機為盡量減少機器重量和外形尺寸，所以取活塞速度為（45）m/s，而本設計就屬于此類。由于微型和小型壓縮機，為使結構緊湊，而只能采用較小行程，所有較高轉數，但活塞平均速度卻較低，只有2m/s左右。本設計采用2m/s。在一定的活塞速度下，活塞行程的選取，與下列因素有關：排氣量的大小；機器的結構型式；氣缸的結構。現代活塞式壓縮機的行程與活塞力之間，按統計與分析，有下列關系： （2-2）式中：P 活塞力，t； A 系數，其值在0.0650.095之間，較小值相應于短行程的機器，較大值相應于長行程的機器。現代活塞式壓縮機使用的氣閥，都是隨著氣缸內氣體壓力的變化而自行開、閉的自動

16、閥。氣閥是活塞式壓縮機的關鍵部件之一，氣閥的優劣直接影響壓縮機的性能。自70年代以來，國外微型空氣壓縮機開始普遍采用舌簧閥，以代替盤狀閥或環狀閥。在70年代末期開始，我國對這項技術進行了研究和推廣。舌簧閥具有排氣系數高、比功率低、壽命長、噪聲小、制造工藝簡單等優點。但舌簧閥相對盤狀閥或環狀閥壽命低，選擇轉速時要綜合考慮。選擇壓縮機轉速時應注意到慣性力的影響，慣性力的大小與轉速成平方關系；通常應遵循慣性力不超過活塞力的原則（因為運動部件的強度是按活塞力來計算的）。另外轉數過高對閥片、活塞環、填料的使用壽命也會產生不利影響。一般說來，活塞力較大的機器，轉數相應地較低，因為活塞力較大則運動部件的尺寸

17、和重量也相應的增加，慣性力增長的程度往往顯著地超過活塞力增長的程度。此外，由于各種機構的壓縮機的動力平衡性不同，所以轉數也會有所區別。另外，壓縮機與驅動機直聯時，應顧到驅動機的額定轉數。綜合考慮本設計中的上述因素，取壓縮機的行程為s=0.065m、轉速為n=800r/min，而氣閥則選用舌簧閥。2.6 壓縮機潤滑方式的選擇壓縮機中，在零件相互滑動的部位，如活塞環與氣缸、填料與活塞桿、主軸承、連桿大頭瓦以及連桿小頭襯套等處，要注入潤滑劑進行潤滑，以達如下目的：（1）減小摩擦功率，降低壓縮機功率消耗；（2）減少滑動部位的磨損，延長零件壽命；（3）潤滑劑有冷卻作用，可導走摩擦熱，使零件工作溫度不過高

18、從而保證沿動部位必要的運轉間隙，防止滑動部位咬死或燒傷，（4）用油作潤滑劑時，尚有防止零件生銹的作用。 設計和選擇潤滑系統的基本要求是：（1）要有可靠的供油裝置。要保證有適量的潤滑油輸送至各運動部位；（2）系統中要有便了檢查供油情況的部位和儀表；（3）要有使潤滑油凈化的過濾裝置；（4）供油管路的布置要緊湊、整齊，便于拆裝和清洗，同一管路中管件的選擇要力求劃一。按氣缸是否用油潤滑，壓縮機的潤滑方式可區分為油潤滑和無油潤滑兩種。全無油潤滑壓縮機其實是指所有運動摩擦副均不采用液體潤滑劑潤滑，排出的壓縮氣體是潔凈無油的一種動力機械。其特征是由氣缸缸體、氣缸蓋、活塞、連桿、曲軸、曲軸箱等組成；鋁合金或鑄

19、鐵缸體采用表面處理工藝提高了表面硬度；連桿的兩端采用軸承結構提高了整機的使用壽命。采用自潤滑材料制成，不需添加潤滑油，排出的氣體不含油污，不污染作業環境和工作介質，使壓縮機的工作范圍更加廣泛，適用一切需要高凈化氣源行業使用。根據壓縮機的結構特點，所采用的有油潤滑方式大體可分為兩種:飛濺潤滑和壓力潤滑。飛濺潤滑多用于小型無十字頭壓縮機中。其特點是氣缸與運動部件的摩擦面均靠裝在連桿上的甩油桿，將油甩起飛濺到個潤滑部位進行潤滑，氣缸和運動部件的潤滑劑只能采用同一種潤滑油，氣缸內帶油量較大。壓力潤滑多用于大、中型帶十字頭的壓縮機中。這種潤滑分為兩個獨立系統，即氣缸和填料部位是用供油壓力較高的注油器供油

20、潤滑，而其它運動部件的潤滑則是靠油泵連續供油。鑒于前述內容，由于本設計是微小型的壓縮機，考慮使用材料的成本，制造的工藝復雜程度等因素，本設計采用有油潤滑方式，并結合兩種有油潤滑方式各自的特點，具體采用飛濺潤滑方式。2.7 壓縮機驅動的選擇活塞式壓縮機的驅動包括驅動機和傳動裝置。驅動方式與壓縮機的結構方案和主要參數的選擇有著密切的關系，在選擇壓縮機結構方案和主要參數時，應該同時考慮驅動方式的選擇。活塞式壓縮機驅動機可分三類（1）電動機異步交流電動機或同步交流電動機；（2）活塞式發動機內燃機或蒸汽機；（3）旋轉式發動機燃氣輪機或蒸汽輪機。在活塞式壓縮機中，用得最普遍的是電動機驅動。以市場現有同類產

21、品為對照，本設計選擇電動機作為驅動機，傳動裝置為皮帶傳動綜上所述：本設計結構型式為W型，屬角度式壓縮機。此類壓縮機結構緊湊，每個曲柄銷上裝有兩根以上的連桿，曲軸結構簡單、軸向長度較短，并可采用滾動軸承，主要適用于中、小型及微型壓縮機。W型合理的列間夾角為，在此前提下，若能保證各列往復運動質量相等，有利于慣性力的平衡。壓縮機結構方案示意圖如圖2.1所示，結構方案采用兩級置中式結構。電動機轉速取n=800r/min。作用方式選用單作用式，無十字頭。根據參數要求，取行程s=65mm。圖2.1 壓縮機結構方案示意圖3 熱力學計算3.1 初步確定各級排氣壓力和排氣溫度3.1.1 初步確定各級壓力多級壓縮

22、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。 （3-1）式中： 任意級的壓力比； 總壓力比； 級數。總壓力比：=1.3/0.1=13各級壓力比：在實際壓力比的分配中，為保證末級排氣溫度不致過高，可將末級（第二級）的壓力比取小些。即取=3.25則第一級的壓力比=13/3.25=4各級名義進、排氣壓力及壓力比已經調整后列表如下表3-1 各級名義進、排氣壓力及壓力比級數名義進氣壓力p1（MPa）名義排氣壓力p2（Mpa）名義壓力比0.10.440.4133.253.1.2 初步確定各級排氣溫度各級排氣溫度按下式計算 （3-2）式中：Td 級的排氣溫

23、度，K； Ts 級的吸氣溫度，K； n 壓縮過程指數。在實際壓縮機中，壓縮過程指數可按以下經驗數據選取。對于大、中型壓縮機：對于微、小型空氣壓縮機：空氣絕熱指數=1.4，則，取=1.30各級名義排氣溫度計算結果列表如下。表3-2 各級排氣溫度級數名義吸氣溫度T1名義壓力比壓縮過程指數n名義排氣溫度T2KK2029341.301.377130403403133.251.301.3131384113.2 確定各級的進、排氣系數3.2.1 計算容積系數容積系數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，而對氣缸容積利用率產生的影響。 （3-3）式中： 容積系數； 相對余隙容積；

24、壓力比。各級膨脹過程指數m按下表計算。表3-3 不同壓力下的值進氣壓力（105Pa）任意值時k=1.40時1.51.21.541.254101.310301.35301.40 根據不同的氣閥結構，選用各級的相對余隙容積值。采用環狀氣閥時，一般值在下列范圍內選取：低壓級，中壓級，高壓級。采用舌簧閥的微小型壓縮機，。影響的主要因素為（1）在相同的活塞線速度和排氣量情況下，高轉速短行程的相對余隙容積，要比低轉速長行程的相對余隙容積大得多。（2）氣閥在氣缸上的布置方式不同，相對余隙容積也不同。氣閥布置在氣缸端面上的相對余隙容積較小，氣閥徑向布置或傾向布置在氣缸的相對余隙容積較大。（3）各類型氣閥，在安

25、裝直徑相同時，具有不同的余隙容積。環狀閥比舌簧閥的相對余隙容積大。（4）一般直徑大的氣缸具有較小的余隙容積。（5）多級壓縮機中，高壓級的相對余隙容積要比低壓級的相對余隙容積大。根據本設計的技術要求，選用舌簧閥結構，由上述經驗選取各級相對余隙容積：0.03，0.035。由此，各級計算如下3.2.2 確定壓力系數由于進氣阻力和閥腔中的壓力脈動，使吸氣終了時氣缸內的壓力低于名義進氣壓力，從而產生的對氣缸利用率的影響。影響壓力系數的主要因素一個是吸氣閥處于關閉狀態時的彈簧力，另一個是進氣管道中的壓力波動。在多級壓縮機中，級數愈高，壓縮系數應愈大。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

26、較大，可在范圍內選取，第二級進氣阻力相對于氣體壓力要小的多，可在范圍內選取。故在本設計當中，選取：，。3.2.3 確定溫度系數溫度系數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，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，取較低值。影響的因素包括（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）高轉速比低轉速的壓縮機，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。考慮到本設計為油潤滑結構，且為風冷。故選取：

27、，。3.2.4 確定泄漏系數泄漏系數表示氣閥、活塞環、填料以及管道、附屬設備等因密封不嚴而產生的氣體泄漏對氣缸容積利用率的影響。泄漏系數的取值于氣缸的排列方式、氣缸與活塞桿的直徑、曲軸轉速、氣體壓力的高低以及氣體的性質有關。對于一般有油潤滑壓縮機，；無油潤滑壓縮機，。影響的因素包括（1）大直徑氣缸，取大些，小直徑氣缸取小些。（2）有油潤滑壓縮機，取大些，無油潤滑時，取小些。（3）高轉速壓縮機，取大些，低轉速壓縮機取小些。（4）壓力高，級數多，取小些相反可取大些。本設計為油潤滑，故選取：0.98，0.95。3.2.5 確定各級排氣系數按下式計算 （3-4）表3-4 各級排氣系數級數0.93480

28、.94510.950.970.960.940.980.950.83550.81873.3 確定各級氣缸的行程容積3.3.1 凝析系數的確定當壓縮機進口含有水蒸氣（或其它蒸汽），氣體經過壓縮，蒸汽的分壓將會提高，當壓縮機的蒸汽分壓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果不相同。進口氣體的相對濕度以石家莊市的空氣相對濕度為準，查文獻5附表56國內各地空氣計算參數，以太原、天津等地的空氣平均相對濕度為參照，取。有、無水析出的判別式 則無水析出， （3-5） 則有水析出， （3-

29、6）若本級前有水析出，則本級吸入的為飽和氣體，凝析系數可按下式計算 （3-7） 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5表3-5得： MPa，MPa。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。3.3.2 抽氣系數的確定有抽氣，無抽氣。本設計中間無抽、加氣，故。3.3.3 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 （3-8）式中： 壓縮機的排氣量，m3/min； 壓縮機第一

30、級的排氣系數。多級壓縮機其余各級的氣缸行程容積按下式計算 （3-9）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； 壓縮機第二級的凝析系數；壓縮機第二級的抽氣系數。按給定排氣量范圍，取m3/min。則m3/min 壓縮機第二級的行程容積：m3/min3.3.4 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 （3-10）對于雙作用氣缸 （3-11）式中：i級氣缸的行程容積, m3/min； s 活塞行程，m； n 壓縮機轉速，r/min；z 同級氣缸數；d 活塞桿直徑，m。本設計采用單作用氣缸，

31、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：按國家標準圓整后：，。3.4 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生變化，需要進行修正。3.4.1 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。 （3-12）m3/minm3/min3.4.2 計算各級壓力修正系數及 （3-13） （3-14）式中：、 同級吸、排氣的修正系數。因此，修正系數為3.4.3 修正后各級名義壓力及壓力比 （3-15） （3-16）式中：、 圓整前的i級名義吸、排氣壓力，105Pa； 、 圓整后的i級名義吸、排氣壓力，105Pa

32、。105Pa105Pa表3-5 修正后各級名義壓力及壓力比級 次計算行程容積，m30.71810.1957實際行程容積，m30.73720.2修正系數kk+111.0051.005名義進氣壓力0.10.40.402名義排氣壓力0.40.4021.3修正后的名義壓力比4.023.2343.4.4 修正后各級排氣溫度表3-6 修正后各級排氣溫度級數進氣溫度，K壓力比壓縮過程指數n排氣溫度，K2934.021.31.3794043133.2341.31.3114103.5 計算活塞力3.5.1 計算氣缸進排氣過程的平均壓力由文獻5查得：=6% =4% =9% =7%表3-7 氣缸內進、排氣過程的平均

33、壓力級數修正后名義壓力（MPa）相對壓力損失（%）1-s1+d氣缸內實際壓力實際壓力比sd0.10.402690.941.090.0940.43824.6620.4021.3470.961.070.38591.3913.6053.5.2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和 （3-17）最大活塞力(氣體力)發生在內、外止點處，規定：使連桿受拉為正，使連桿受拉為負。軸側 （3-18）蓋側 （3-19）式中：， 分別為同列缸各級的實際吸、排氣壓力，Pa； ， 分別為同列缸內各級對應級的軸側、蓋側活塞工作面積，m2。軸側活塞工作面積為 （3-20）蓋側活塞工作面積為

34、（3-21）則 m2 m2表3-8 各列活塞力級次內止點活塞力P(106N)軸側(+)蓋側(-)0.43820.0070850.0031050.0940.0070850.0006660.0024391.3910.0038470.0053510.38590.0038470.0014850.003866級次外止點活塞力P(106N)軸側(+)蓋側(-)0.0940.0070850.0006660.43820.0070850.003105-0.0024390.38590.0038470.0014851.3910.0038470.005351-0.003866一級最大活塞力為2439N，二級最大活塞力

35、為3866N。3.6 計算軸功率，選擇電機3.6.1 計算各級指示功率及總指示功率壓縮機在單位時間內消耗于實際循環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 （3-22）對于實際氣體，各級的指示功率按下式計算： （3-23）式中：， 分別為級的名義吸、排氣壓力，Pa； ，分別為同列缸內各級對應級的軸側、蓋側活塞工作面積，m2。本設計中工質為看做為理想氣體，故用式（3-22）計算=2747W=2803W壓縮機的總指示功率為=W3.6.2 壓縮機軸功率指示功率是壓縮機活塞作用于氣體的功率，屬內功率。驅動機傳給壓縮機主軸的功率為軸功率，它除了提供內部功率以外還要克服摩擦副之間的機械摩

36、擦功率，通常摩擦損失耗功都用機械效率表示，故軸功率為 （3-24）根據已有機器的統計，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動油泵或風扇等，則要取下限。根據以上經驗，取，則W3.6.3 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，則驅動機的效率為 （3-25）式中：傳動效率。一般皮帶傳動；齒輪傳動。一般驅動功率還應留有（515）%的功率儲備，故驅動機的功率應為 （3-26）本設計選用皮帶傳動，按10%的裕度計算。故kW所以選用Y系列Y132M-4，其功率為7.5 kW，滿載轉速為14

37、40r/min，主軸頸為38mm。4 主要零部件設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運動轉化為活塞的往復直線運動的曲柄連桿機構以及來實現壓縮工作循環的氣缸、活塞以及密封等組件。下面將分別對各組件進行設計。4.1 活塞組件設計活塞組件與氣缸構成了壓縮容積。活塞組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根據慣性力平衡的要求配置各列活塞的重量。（4）制造工藝性好。對本設計來說，活塞組件的設計包括活塞環的設計、刮油環的設計、活塞的設計和活塞銷的設計。它們在氣缸中作往復運動，與氣缸一起

38、構成了行程容積。4.1.1 活塞環設計活塞環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，在設計中盡量用標誰件和通用件，以利生產管理。在活塞式壓縮機中，活塞環是關鍵的零件之一，它設計質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。活塞環的材料及結構尺寸的選擇對其壽命起至關重要的作用。4.1.1.1 活塞環的材料如果沒有特殊要求，活塞環一般用鑄鐵或合金鑄鐵制造。不同活塞環直徑宜選用的灰鑄鐵牌號見表4-1。對于小直徑活塞環或高轉速壓縮機用的活塞環，可選用合金鑄鐵制造。表4-1 灰鑄鐵活塞直

39、徑與鑄鐵牌號關系活塞環直徑，mm灰鑄鐵牌號HT300或HT250HT200或HT250HT200本設計采用的活塞環材料為灰鑄鐵，牌號為HT250。4.1.1.2 活塞環的結構設計常用的活塞環的結構有4種：直切口式、斜切口式、搭接口式、組合式。 （1）直切口式。該結構加工簡單，但壓縮機氣體泄漏量大，因此一般很少采用。 （2）斜切口式。該結構壓縮機氣體泄漏量及加工難易程度介于直切口式與搭接口式之間，使用最為廣泛。大部分進口壓縮機及國產壓縮機的活塞環均采用該結構。 （3）搭接口式。該結構壓縮機氣體泄漏量很少，加工最復雜，一般用于壓力較大的場合。本設計采用直切口式。4.1.1.3 活塞環環數的確定活塞

40、環的數目按下列經驗公式估算： （4-1）式中：活塞環兩邊的最大壓差，105Pa。活塞環的數目按上述公式進行計算后，根據壓縮機的轉速的行程進行圓整。，取=2。，取=3。4.1.1.4 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為活塞環外徑（mm），且大直徑活塞環的t取小值，小直徑活塞環的t取大值，最后應取標準值。mm，取=4mm。mm，取=3mm。（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，較大值用于小直徑活塞環和壓差較大的活塞環，最后應取標準值。 mm，取=3mm。 mm，取=3mm。（3）開口熱間隙開口熱間隙按下式計算

41、（4-2）式中：活塞環外徑，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本身的溫度，通常取室溫20； 活塞環材料的線膨脹系數（1/），鑄鐵/。mm，取=0.6mm。mm，取=0.5mm。（4）自由開口寬度A查文獻資料1得：A1=11.8mm A2=7.5mm根據已知的條件=95mm，=70mm，選用文獻1中的標準活塞環。圖4.1 活塞環的結構簡圖4.1.2 刮油環設計在單作用的氣缸中，為了防止曲軸內的潤滑油竄入氣缸，要采用刮油環。刮油環的工作面有鋒利的邊緣，以便把氣缸上的潤滑油刮下，刮下的油順著活塞上的導油孔導出。為把潤滑油引出，在環中間加工出圓弧形槽。在設計中，刮油環盡量

42、選用標準件和通用件，以利于生產管理。根據一、二級活塞直徑查文獻1表4-36選擇刮油環的型號和尺寸見圖4.2、圖4.3。圖4.2 一級活塞環的結構簡圖圖4.3 二級油環的結構簡圖4.1 .3 活塞的設計對于小型、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，側向力將活塞壓向氣缸表面，這樣側向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。活塞式壓縮機中采用的活塞基本結構型式有：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。（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

43、端面用加強筋互相連結，以增加剛性。（3）級差式活塞：用在串聯兩個以上壓縮級的級差式氣缸中。（4）隔距環組合型活塞：高壓級中，活塞環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，采用活塞環密封在制造上有困難。因此采用不帶活塞環的柱塞結構。本設計采用筒型活塞。4.1.3.1 活塞材質的選取根據參考文獻1表4-20，選擇本設計一級氣缸的材質為HT200，二級氣缸的材質為HT200。4.1.3.2 活塞結構尺寸的確定 不計密封環和刮油環高度時的活塞高度 （4-3）式中：最大側向力；為連桿徑長比，為最大活塞力；D活塞直徑，m；k1 筒形活

44、塞支撐面的許用比壓，0.15 MPa 0.30MPa。取0.2MPa，=1/4.5不計密封環和刮油環高度時的一級活塞高度m=28.5mm不計密封環和刮油環高度時的二級活塞高度m=61.4mm活塞的總高度 （4-4）式中：n，m活塞環數；h，h3活塞環的軸向高度，mm。一般取=（1-2）h。根據刮油環的設計知：=4.5mm一級活塞高度：mm二級活塞高度：mm活塞總高度一般與活塞直徑D的關系為 （4-5）一級活塞高度范圍： mm二級活塞高度范圍： mm綜上所述：取一級活塞高度=72mm，取二級活塞高度=72mm。活塞頂面至第一道活塞環的距離為 （4-6）一級活塞頂面至第一道活塞環的距離 mm二級活

45、塞頂面至第一道活塞環的距離 mm取=6mm，=6mm。活塞環之間的距離為 （4-7）一級活塞活塞環之間的距離mm二級活塞活塞環之間的距離mm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mm二級活塞裙座到底邊的距離mm活塞銷中心線到底邊距離約為 （4-9）一級活塞活塞銷中心線到底邊距離mm，取為32 mm。二級活塞活塞銷中心線到底邊距離mm，取為32 mm。活塞銷孔徑均為20 mm。活塞的基本結構見圖4.4。圖4.4 活塞示意圖4.1.4 活塞銷的設計4.1.4.1 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

46、的強度和剛度。綜合考慮選擇20Cr。4.1.4.2 活塞銷的主要結構尺寸活塞銷的尺寸，根據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。活塞銷的計算尺寸如圖6所示。 （4-10）式中：pmax最大活塞力，N；d 活塞銷直徑，m； l0 連桿銅套長度，按l0 (1.11.4)d的范圍選取； 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，d0.0105m10.5mm，取d20mm二級活塞銷：，d0.01

47、33m13.3mm，取d20mm活塞銷座處的表面壓力按下式確定 （4-11）式中：d如圖6所示，為活塞銷外徑，mm； 活塞銷在一側銷座中的支撐長度，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：d20mm，取20mm，則 MPa，在允許范圍內。二級活塞：d20mm，取10mm，則 MPa，在允許范圍內。圖4.5 活塞銷計算示意圖圖4.6 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，中間截面的彎曲應力最大，其值為 （4-12）式中：Pmax最大活塞力，N； l 活塞銷座

48、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。許用彎曲應力：碳素鋼90 MPa；合金鋼150 MPa。一級活塞連桿小頭的寬度l024mm；活塞銷中心孔徑選擇d08mm；連桿銅套與活塞銷座之間應留出一定間隙，取間隙為8mm，=3mm。則活塞銷總長為 （4-13）一級活塞銷：=80mm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。截面-上的剪切應力為 （4-14）許用剪切應力：碳素鋼50 MPa；合金鋼100 MPa。活塞銷的材料為20Cr,為合金鋼，100

49、MPa。一級活塞銷：MPa 100 MPa，在允許范圍內；二級活塞銷：MPa 100 MPa，在允許范圍內。4.2 氣缸的設計4.2.1 基本結構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。根據壓縮機所要達到的壓力、排氣量、壓縮機的結構方案、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，氣缸的的結構可以有各種各樣的形式。設計氣缸的要點是（1）應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，工作表面應有良好的潤滑狀態。（3）盡可能減小氣缸內的余隙容積和氣體阻力。（4）結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。（

50、6）氣缸直徑和閥座安裝孔等尺寸應符合“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有定位凸肩。定位凸肩導向面應與氣缸工作表面同心，而且結合平面要與中心線垂直。由于活塞和活塞環在氣缸工作表面上滑行，使氣缸工作表面受到摩損，而且當活塞在止點位置時，速度等于零，靠壓縮容積一側的第一道活塞環的比壓很大，有可能咬在工作面上，所以此處的磨損最大。因此應恰當的選擇活塞環和氣缸工作面之間硬度和配合。本次設計在氣缸工作表面加上細微的珠光體組織，硬度達HB170以上，使活塞環的硬度比氣缸工作表面的硬度高（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。因此本次設計無十字頭的壓縮機表面的Ra的上限值為6.3即可。氣閥在氣缸上的布置方式對氣缸的結構有很大影響。本次設計氣閥關鍵是通道截面要大、余隙容積要小、安裝和修理要方便。因此本次設計選用舌簧閥，為了簡化氣缸的結構，氣閥安裝在氣缸蓋上，氣閥的中心線與氣缸中心線平行布置氣閥在兩氣缸蓋上。這時氣閥與氣缸連通通道引起的余隙容積較小，氣流暢通。單作用氣缸的潤滑點布置在靠壓縮容積側第一道活塞環掃過距離的中間位置，而且氣缸一般都有指示器接管。為了防