活塞式空氣壓縮機專業課程設計4L-208型活塞式空氣壓縮機的選型及設計（）摘要：隨著國民經濟的快速發展， 壓縮機已經成為眾多部門中的重要通用機械。壓縮機是壓縮氣體提高氣體壓力并輸送氣體的機械，它廣泛應用于石油化工、紡織、冶煉、儀表控制、醫藥、食品和冷凍等工業部門。在化工生產中，大中型往復活塞式壓縮機及離心式壓縮機則成為關鍵設備。本次設計的壓縮機為空氣壓縮機，其型號為D—42/8。該類設備屬于動設備，它為對稱平衡式壓縮機，其目的是為生產裝置和氣動控制儀表提供氣源，因此本設計對生產有重要的實用價值。活塞式壓縮機是空氣壓縮機中應用最為廣泛的一種，它是利用氣缸內活塞的往復運動來壓縮氣體的，通過能量轉換使氣體提高壓力的主要運動部件是在缸中做往復運動的活塞，而活塞的往復運動是靠做旋轉運動的曲軸帶動連桿等傳動部件來實現的。關鍵詞：活塞式壓縮機；結構；設計；強度校核；選型1.1壓縮機的用途4L—20/8型空氣壓縮機（其外觀圖見下頁），~（絕壓）排氣量20m3/min，可用于氣動設備及工藝流程，適用于易燃易爆的場合。該種壓縮機可以大幅度提高生產率，工藝流程用壓縮機是為了滿足分離、合成、反應、輸送等過程的需要，因而應用于各有關工業中。因為活塞式壓縮機已得到如此廣泛的應用的需要，故保證其可靠的運轉極為重要。氣液分離系統是為了減少或消除壓縮氣體中的油、水及其它冷凝液。本機為角度式L型壓縮機，其結構較緊湊，氣缸配管及檢修空間也比較寬闊，基礎力好，切向力也較均勻，機器轉速較高，整機緊湊，便于管理。本機分成兩列，其中豎直列為第一列，水平列為第二列，兩列夾角為90度，共用一個曲拐，曲拐錯角為0度。1.2壓縮機的工作原理和結構簡介 工作原理本機為往復活塞式壓縮機，依靠氣缸內往復運動的活塞壓縮氣體容積而提高其壓力。當驅動機（電機）開啟后，通過彈性聯軸器帶動壓縮機的曲軸作旋轉運動，不斷旋轉的曲軸使連桿不停的擺動，從而牽動十字頭、活塞桿、活塞分別在十字頭滑道內和氣缸內作往復直線運動[5]。壓縮機工作時，在活塞從內止點到外止點運動的過程中，氣缸容積處于相對真空狀態，缸外一級進氣緩沖罐中的氣體即通過吸氣閥進入一級氣缸內，當活塞行至外止點時，氣缸內充滿了低壓氣體。當活塞由外止點向內止點運動時，吸氣閥自動關閉，氣缸內的氣體被逐漸壓縮而使壓力不斷提高，當氣體壓力大于排氣閥外壓力和氣閥彈簧力時，排氣閥打開，排出壓縮氣體，活塞運動到內止點時排氣終了，準備重新吸氣。至此，完成一個膨脹、吸氣、壓縮、排氣、再吸氣的工作循環。從一級氣缸排出的氣體，進入中間冷卻器后，再經儀表控制管路組件二級氣缸，進行第二次壓縮至需要壓力，經過二級排氣緩沖罐排出壓縮機。因此，周而復始，活塞不斷的往復運動，吸入氣缸的氣體亦不斷地被吸入排出，從而不斷地獲得脈動壓縮氣體。 結構簡介（1）壓縮機構1）氣缸組件：各級氣缸中都有三層壁并行成三層空腔，最里層的薄壁筒為氣缸套，緊貼在內壁上，內壁與其外面一層形成空腔通冷卻水，稱為冷卻水套；冷卻水套包在整個缸體、缸頭、填料涵腔和氣閥空腔周圍，以期全面冷卻氣缸里的各部件；外層是氣體通道，它被分成兩部分：吸入通道和排出通道，分別與吸入和排出閥相通，缸體靠近曲軸側，由于穿過活塞桿，為防止氣體泄漏，設有填料函腔，整體為鑄鐵結構。這種結構的特點是氣缸靠軸側的座蓋與缸體鑄成一體，簡化了座蓋結構，減少了密封面，填料涵和氣缸中心線的同心度很容易保證，氣缸座蓋上有止口與壓縮機中相配合，以保證氣缸和十字頭滑道的同心度，但這種結構較復雜，鑄造工藝有一定難度。2）活塞組件：一級活塞為盤形中空組合活塞，整個活塞分成兩部分；二級活塞為盤形中空整體活塞。均為鋁合金鑄造，表面用陽極氧化處理，可以防腐蝕，一級活塞有一道支撐環，四道活塞環，裝配時應將活塞環的開口相互錯開，可以減少泄漏。各級活塞環均為四氟乙烯，氣缸由注油器實現有油潤滑。活塞桿有良好的耐磨性，活塞桿與十字頭用螺栓連接，旋入或旋出螺紋即可調節氣缸和活塞的間隙。3）吸氣閥和排氣閥部件：各級吸氣閥均為環形閥，由閥座、閥蓋、閥片、彈簧等零件組成。閥片由不銹鋼組成，其它零件都經鍍鎘處理，因而氣閥的耐磨性良好。氣閥中均勻分布的彈簧將閥片壓緊在閥座上，工作時，閥片在兩邊壓差和彈簧力的作用下打開或關閉，由于氣閥閥片自動而頻繁的開啟，因而要求彈簧力均勻，安裝時應對彈簧仔細挑選，力求彈簧高度一致。另外，在閥座、閥蓋的密封面上，嚴禁劃傷或粘上固體顆粒雜質。4）填料部件：本機填料部件由節流套、密封環、閉鎖環等組成，節流套內的節密封環槽用于節流降壓，減輕密封環的負荷。閉鎖環、密封環靠外圈彈簧和氣體力緊箍在活塞桿上起到密封作用，若內表面磨損，密封元件將自行補充，因而不致密封實效。5）中間接筒部件：中間接筒、刮油環座、油封圈等組成中間接筒部件。中間接筒分別與氣缸和機身相連，其上有兩個窗孔，供裝卸刮油座及填料等用，并開有三個接管口，一個接填料密封潤滑管路，另兩路接排污管路。（2）傳動機構型機身內裝有曲軸，與聯軸器同步電機相連，曲軸軸徑兩端各裝有一個滾動軸承，曲軸上裝有兩塊平衡塊，以平衡回轉部分不平衡質量和運動部件的部分慣性力，同一曲軸柄銷上裝有兩根連桿，同時帶動水平列和豎直列的往復部件。連桿為球墨鑄鐵鑄造，與曲柄銷連接的大部分都裝有軸瓦，軸瓦與軸頸的間隙可用墊片進行調節，大小頭軸瓦之間沿連桿軸向鉆有油孔，連桿與活塞桿之間的空隙，十字頭銷及十字頭體上鉆有油孔，使由連桿進來的潤滑油能進入十字頭。1.3壓縮機曲軸組件簡介 概述曲軸組件，包括曲軸、平衡重及兩者之間的連接件等。曲軸如下圖所示由三部分組成：主軸頸、曲柄和曲柄銷。曲柄和曲柄銷構成的彎曲部分稱之為曲拐[12]。1——主軸頸 2——曲柄 3——曲柄銷曲軸組成示意圖 曲軸結構壓縮機曲軸有三種基本型式：曲柄軸、曲拐軸（簡稱曲軸）和偏心輪軸。曲軸是目前普遍采用的型式，其曲拐一般兩端支承，剛性較曲柄軸好。曲軸的支承方式有兩種：全支承是每個曲拐兩側均設有主軸承；非全支承方式是每2~3個曲拐的兩側用兩個主軸承。前者對曲軸的剛性，以及機身系列化時奇數列要求的滿足有利；后者對縮短壓縮機的長度有利。曲軸的結構設計要點是曲軸定位、軸頸、過渡圓角、油孔、軸端和平衡重的設計。其主要結構尺寸設計應使配用的軸承有承受負荷的能力，同時曲軸應有足夠的強度和剛度，以承受交變彎曲與交變扭轉的聯合作用，保證軸頸偏轉角處的應力不超過許用值。曲軸一般用40#和45#優質碳素鋼。碳素鋼在合理的熱處理及表面處理后，已可滿足壓縮機曲軸的要求，只有極少場合應用40Cr等合金。 曲軸強度曲軸強度計算主要包括靜強度計算和疲勞強度計算。靜強度計算的目的是求出曲軸各危險部位最大工作應力。疲勞強度計算的目的是求出曲軸在反復承受交變工作應力下的最小強度儲備，通常以安全系數的形式表示。曲軸的強度計算一般有如下步驟：1）軸的受力分析；2）軸靜強度校核；3）軸疲勞強度校核；4）軸剛度校核。第2章4L-20/8 型空氣壓縮機2.1熱力計算 初步確定壓力比及各級名義壓力1）確定各級壓力比壓力比的分配通常按最省工的原則進行，即可按等壓比分配原則[3]。P2ⅡkP1（2-1）兩級壓縮總壓力比P2Ⅱ1.07.14P10.14取 Ⅱ 2.67（2）各級名義進排氣壓力如下：P2k P1kk2-2）P1(k1) P2k2-3） 計算各級排氣系數因壓縮級工作壓力不高，介質為空氣，全部計算可按理想氣體處理。由排氣系數的計算公式 ：vPTl（2-5）分別求各級的排氣系數。（1）計算容積系數：1v1m12-6）Ⅰ級多變膨脹指數 m：m10.5(k1)10.5(1.41)1.2Ⅱ級多變膨脹指數 m：mⅡ10.62(k1)10.62(1.41)1.25則各級容積系數為：11v1m110.09531.210.85811vⅡ1mⅡ110.09831.2510.862ⅡⅡ 計算各級凝析系數及抽加氣系數計算各級凝析系數1）計算在級間冷卻器中有無水分凝析出來查得水在26℃和35℃時的飽和蒸氣壓：Pb3.170kPa（26℃）PbⅡ5.621kPa（35℃）則可知：1Pb10.83.1702.676.771kPaPbⅡ5.621kPa所以在級間冷卻器中必然有水分凝析出來，這時 1Ⅱ 1。（2）計算各級凝析系數1P11PbP1Ⅱ10.80.073753ⅡPbⅡP1310.123350.981P1Ⅱ1Ⅱ13）抽加氣系數因級間無抽氣，無加氣，故ooⅡ12.1.4初步計算各級氣缸行程容積VhoVd11200.06435m3n0.777400VhⅡⅡoⅡP1T1ⅡVd0.98111323200.02138m3ⅡP1ⅡT1n0.7893313400 確定活塞桿直徑為了計算雙作用氣缸缸徑，必須首先確定活塞桿直徑，但活塞桿直徑要根據最大氣體力來確定，而氣體力又須根據活塞面積來計算，它們是互相制約的。因此須先暫選活塞桿直徑，計算氣體力，然后校核活塞桿是否滿足要求。（1）計算任一級活塞總的工作面積Fk SVhkZ（Z—同一級氣缸數）（2-8）FVhZ0.064350.26813m22681.3m3S0.241FⅡVhⅡ0.021380.08908m2890.8m3SZ0.2412）暫選活塞桿直徑根據雙作用活塞面積和兩側壓差估算出該壓縮機的最大氣體力約為30噸左右，由《化工機器》附錄四暫選活塞桿直徑d=45mm。活塞桿面積

fdd24.5215.90cm244（3）非貫穿活塞桿雙作用活塞面積的計算蓋側活塞工作面積 Fg 1Fk fd2軸側活塞工作面積Fz1Fkfd2Ⅰ級：Fg1Ffd12681.315.901349cm222Fz1Ffd12681.315.901333cm222Ⅱ級：FgⅡ1FⅡfd1890.815.90453cm222FzⅡ1FⅡfd1890.815.90438cm222（4）計算活塞上所受氣體力1）第一列（第Ⅰ級）外止點：內止點：

P外P1FZP2Fg110513331043105134910427140NP內 P2 FZ P1 Fg3 105 1333 104 1105 1349 10426500N2）第二列（第Ⅱ級）外止點：外止點：

PⅡ外P1ⅡFZⅡP2ⅡFgⅡ3105438104910545310427630NP P F P FⅡ內 2Ⅱ ZⅡ 1Ⅱ gⅡ9 105 438 104 3 105 453 104 25830N由以上計算可知，第二列的氣體力最大，為-27630N，約合3噸。由附表2可知，若選活塞直徑d=40mm是可以的，但考慮留有余地，取d=45mm。 計算各級氣缸直徑（1）計算非貫穿活塞桿雙作用氣缸直徑根據DK2Vhkd2SZ2（2-9）2Vhd220.064350.0450.415mD23.140.2412SZ2VhⅡd220.021380.045DⅡ23.140.24120.241mSZ2）確定各級氣缸直徑根據《化工機器》表3--4，將計算缸徑圓整為公稱直徑：D 420m DⅡ 250m3.1 動力計算3.1.1運動計算（1）作x，c，運動曲線圖[12]rs/2240/2120mmr/l120/5000.242n40041.960 30r0.1241.95.028m/sr20.1241.92210.67m/s2（2）位移：蓋側：xgr1cos1112sin2k1r軸側：xzSxg速度：crsinsin22加速度：arcos2每隔10°按上述計算xg，xz，c，a，將結果列入附錄1表1，其中是第Ⅰ列及第Ⅱ列本列的曲柄轉角，兩者結果一樣，故用一個表。3）由附錄1表1中值描點連線做出曲線圖如附錄2圖1。作圖比例尺：mx40mm/cm，mc1m/s/cmma40m/s2/cm，ma20/cm 氣體力計算用列表計算法作各級氣缸指示圖及氣體力展開圖。（1）各過程壓力：m膨脹過程：S0PiPdS0xi3-1）進氣過程：3-2）

Pi PSm壓縮過程：

Pi PS

S S03-3）排氣過程：3-4）

S0 xiPi Pd本機屬于中型壓縮機，取mm1.4，xi是活塞位移，用運動計算中各點的位移值。因本機為雙作用活塞，蓋側氣體力與軸側氣體力應分別列表計算[12]。（2）氣體力：蓋側:軸側：

Pi PiFgPi PiFz對雙作用活塞蓋側與軸側氣體力應分別計算，然后將同一轉角時兩側氣體力合成。氣體力符號規定：軸側氣體力是活塞桿受拉，為正；蓋側氣體力使活塞桿受壓，為負。3）將計算結果列入表中：Ⅰ級蓋側氣體力列入附錄1表2，Ⅰ級軸側氣體力列入附錄 1表3，Ⅱ級蓋側氣體力列入附錄1表4，Ⅱ級軸側氣體力列入附錄1表5，合成氣體力列入附錄1表6。4）作各級氣缸指示圖：用活塞行程為橫坐標，以氣體力為縱坐標，將表中的數據在坐標上描點連線即成，Ⅰ級氣缸指示圖如附錄 2圖2，Ⅱ級氣缸指示圖如附錄 2圖3。作圖比例尺： mx 1cm/cm，mp 2kN/cm（5） 氣體力展開圖：以曲柄轉角為橫坐標，以氣體力為縱坐標，將指示圖展開。軸側氣體力為正，繪在橫坐標上，蓋側氣體力為負，繪在橫坐標下，并將合成氣體力繪出，Ⅰ級氣缸氣體力展開圖如附錄2圖4，Ⅱ級氣缸氣體力展開圖如附錄2圖5。作圖比例尺：m20/cm，mp4kN/cm 往復慣性力計算1）往復運動質量的計算連桿質量ml21.9kg取小頭折算質量 m1 0.3ml 0.3 21.9 6.57kgⅠ級活塞組件及十字頭組件質量mP 49 14.44 63.44kgⅡ級活塞組件及十字頭組件質量mPⅡ 25.5 14.44 39.94kg于是得到各級往復運動質量：mS mP m 63.44 6.57 20.01kgmSⅡ mPⅡ mⅡ 39.94 6.57 46.51kg2）活塞加速度值由運動計算已知。3）計算各級往復慣性力I mS a計算結果列入附錄 1表7，關于慣性力的符號規定：以使活塞桿受拉力為正，受壓力為負，這一規定恰好和慣性力與加速度方向相反的規定相一致。 摩擦力的計算（1）往復摩擦力為總摩擦力的 70%0.7Nik1160RSim2Sn3-5）Ⅰ級往復摩擦力Ⅱ級往復摩擦力

0.7116050.54RS0.93832N20.244000.7116052.9RSⅡ0.93871N20.24400關于往復摩擦力的符號規定：1）使活塞桿受拉為正，受壓為負。2）之間為向軸行程，摩擦力使活塞桿受拉，定為正。在之間為向蓋行程，摩擦力使活塞桿受壓，定為負。（2）旋轉摩擦力的計算旋轉摩擦力為總摩擦力的 30%11600.350.5452.911600.3Ni0.93RIm46N5Sn0.24400 飛輪矩的計算（1）壓縮機一轉中的能量最大變化量 L：L mlmT fmax 1164.6Nm3-7）（2）旋轉不均勻度 的選取本壓縮機與電機使用三角帶傳動，由《化工機器》1~1，取1。304030（3）飛輪矩的計算MD23600L36001164.679.65kgm22n231.4221400303-8） 分析本壓縮機動力平衡性能如下圖為L型壓縮機，一列水平配置，一列垂直配置，90，垂直列常是低壓氣缸，水平列為高壓氣缸。設兩列的往復運動質量相等為 mS。垂直列的往復慣性力： I1 mSr 2cosI2 mSr 2 cos2水平列的往復慣性力：290I1mSr2cos90mSr2sinI1mSr2cos290mSr2sin2將兩慣性力合成得：I1 I12 I12 mSr 2I2I22I222mSr2cos2一階慣性合力的方向角為 ，則：I1sintgtgI1cos故知二階慣性合力的方向角為 ：I2cos2tg1I2cos故 45以上表明：一階往復慣性力的合力是個定值，方向始終沿曲柄方向外指，這樣就可在曲柄的反方向加平衡質量，產生的離心慣性力Ir0，可使一階慣性力完全平衡。二階慣性力的合力方向總是在與垂直軸線成 45角的射線方向上，其大小成周期性變化，故不能用平衡質量加以平衡。旋轉慣性力可用平衡質量離心慣性力 Ir0平衡。由于角度式壓縮機各列連桿置于同一曲柄銷上，列間距很小，所以各種慣性力矩很小，可忽略不計。由此可見，L型壓縮機的動力平衡性很好，結構緊湊，是我國廣泛使用的一種中型壓縮機機型。第4章曲軸強度計算4.1曲軸受力分析為使計算簡便，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簡支梁考慮；（2）連桿力集中作用在曲柄銷中點處；（3）略去回轉慣性力；（4）略去曲軸自重。4.2靜強度計算由于工作負荷引起的曲軸破壞總是疲勞破壞，因此對曲軸要求進行疲勞強度校核。但為使計算簡便，通常把曲軸所受載荷，看成是應力幅度等于最大應力的對稱循環載荷，且略去應力集中系數和尺寸系數對計算結果的影響，而代之選用較大的安全系數，從而使復雜的疲勞強度校核具有靜強度校核的簡單形式[3]。一般要校核軸頸和曲柄的如下截面：即軸與曲柄連接處和軸頸開油孔處。近