1、畢業設計說明書學生姓名：學號：學院：機電工程學院專業年級：機械設計制造及其自動化10級題目：2KW全封閉式活塞制冷壓縮機設計指導教師:評閱教師：中文摘要活塞式制冷壓縮機是一種容積式壓縮機，把制冷劑從低壓提升為高壓，并使制冷劑不斷循環流動，從而使系統不斷將內部熱量排放到高于系統溫度的環境中。制冷壓縮機主要用在空調，電冰箱，制冰機等設備。本次設計的壓縮機用于空調中，將R22制冷劑進行循2環壓縮。主要包括三部分，一部分是熱力計算，包括壓縮比，排氣溫度、功率和效率的確定；另一部分是動力計算與分析，包括缸徑和行程的選擇，曲柄連桿機構的受力情況的分析計算，并求出活塞力和連桿力；第三部分主要零部件的結構設計

2、以及強度校核。整個設計過程與設計內容是按設計標準要求進行的，符合工程需求。關鍵詞：壓縮機；全封閉；熱力分析；結構設計；外文摘要TitleDesignforRefrigerationCompressor(R22)Abstract：PisstonRefrigerationcompressorisakindofdisplacementcompressor,whichofthelow-pressurerefrigerantgas,andpressuretobecomeahighpressure.sothatcontinuousemissionofinternalheattotheenvironment

3、thanthesystemtemperature.PisstonRefrigerationcompressorusedinairconditioners,refrigerators,icemachinesandotherequipment.Thistimethecompressorwedesignedwillbeusedintheairconditioning,theR22refrigerantcompressioncycle.itcontainsthreeparts:thefirstisheatcalculationincludingCompressionratio、thetemperatu

4、reofthewastedgas,powerandefficiency;theotherismotivepowercalculatingandanalysis,includingtheTraveldimensionofthecylinderandthecalculationandanalysisofthestresssituationoftheconnectingrodandpistonforceandtheconnectingrodforce;last,designandcheckingofthemainspareparts.Thewholedesignprocessanddesigncon

5、tentarebasedonthedesignstandard;tallywiththeengineeningrequirement.Keywords：compressor;fullyenclosed;temperatureanalysis;Structuraldesign;第1章緒論11.1活塞式制冷壓縮機介紹71.2本制冷壓縮機的工作原理7第2章熱力計算92.1技術參數92.2壓縮機的熱力計算92.2.1查取熱力參數92.2.2壓縮機的壓縮比錯誤！未定義書簽。2.2.3 壓縮機的排氣溫度錯誤！未定義書簽。2.2.4計算排氣系數錯誤！未定義書簽。2.2.5壓縮機單位理論制冷量和單位理論壓縮功

6、.錯誤！未定義書簽。2.2.6壓縮機理論容積排氣量錯誤！未定義書簽。2.2.7壓縮機電動機功率錯誤！未定義書簽。2.3本章小結12第3章壓縮機動力計算13確定壓縮機缸徑13曲柄連桿機構運動學13活塞位移143.2.2活塞的速度143.2.3活塞的加速度143.2.4曲柄銷加速度153.3曲柄連桿機構中的作用力15氣缸內其體力153.3.2機構的慣性力173.3.3作用在活塞上摩擦力203.3.4作用在活塞上的總作用力203.3.5活塞上的總作用力Fp分解與傳遞22p第4章活塞組的設計244.1活塞的設計244.1.1活塞的要求及材料的選擇244.1.2活塞的設計244.2活塞銷的設計254.2

7、.1活塞銷的結構、材料254.2.2活塞銷強度和剛度計算254.3驗算活塞銷座比壓力264.4本意小結26第5章連桿組的設計275.1連桿的設計275.1.1連桿的工作情況、設計要求和材料選用275.1.2連桿長度的確定275.1.3連桿小頭的結構設計與強度、剛度計算275.1.4連桿桿身的結構設計錯誤！未定義書簽。5.1.5連桿大頭285.2連桿螺栓的設計及校核295.3本章小結296.3 第6章曲軸的設計306.1曲軸的結構型式和材料的選擇306.1.1曲軸的工作條件和設計要求30曲軸的結構型式30曲軸的材料316.2曲軸的主要尺寸的確定和結構設計316.2.1曲柄銷的直徑和長度316.2

8、.2主軸頸的直徑和長度316.2.3平衡重316.2.4曲軸上的油孔和油槽336.2.5曲軸的強度校核33本意小結34第7章機體和氣缸設計357.1機體材料的選擇357.2氣缸的設計357.3機體的設計36第8章閥組的設計378.1閥板的設計378.2缸蓋的設計38進氣閥和排氣閥388.3.1氣閥的要求388.3.2進氣閥和排氣閥的設計和校核398.4墊片的設計418.5本章小結41第9章其他部件的設計429.1機殼的結構429.2壓縮機防振裝置429.3壓縮機潤滑和供油機構439.4壓縮機出廠技術要求44總結錯誤！未定義書簽。致謝錯誤！未定義書簽。參考文獻45第1章緒論1.1活塞式制冷壓縮機

9、介紹在制冷壓縮機中，活塞式是問世最早的一種機型，因而它得到廣泛的發展和深入的研究。目前活塞式壓縮機仍被廣泛應用于各個領域，其產量仍居各種壓縮機之首。活塞式壓縮機是制冷系統的心臟，它從吸氣管吸入低溫低壓的制冷劑氣體，通過電機運轉帶動活塞對其進行壓縮后，向排氣管排出高溫高壓的制冷劑氣體，通過壓縮T冷凝T膨脹T蒸發的循環過程。活塞式制冷壓縮機型式和種類較多，可根據不同的方法分類。根據其密封情況可分為全封閉、半封閉、開啟式三種型式。根據壓縮機的制冷量殼分為大、中、小型。根據氣缸布置分為臥式、直立式和角度式三種類型。按壓縮機的運動機構分類，活塞式制冷壓縮機可分為滑管式、連桿式和斜盤式。1.2本制冷壓縮機

10、的工作原理在本次壓縮機設計中是采用曲軸連桿式傳動機構。氣缸與進排氣消聲器，支承曲軸主軸頸的主軸承鑄為一體。曲軸的上部另設一個輔助軸承，稱為上軸承。曲軸了由于采用雙支承，受力情況較單支承要好得多。活塞通過活塞銷、連桿與曲軸相連接。電動機設置在殼內的下部。電動機的定子用螺栓與氣缸體緊固在一起，轉子與曲軸連成一體。整個機器用三根彈簧懸吊在殼體內，因此具有良好的減振性。當接通電源后，電機轉子旋轉，同時帶動曲軸連桿大頭轉動，而連桿小頭與活塞在氣缶工內作往復運動。當活塞從閥板向曲軸方向移動時，制冷劑蒸氣從進氣管通過消聲器，缸蓋中的吸氣腔，閥板，吸氣閥片進入氣缸。當活塞從曲軸側向閥板方向運動時，進氣閥片關閉

11、，氣缸中制冷劑蒸氣被壓縮，達到某一壓力后，排氣閥片打開，高壓蒸氣通過排氣閥片排出氣缸，通過排氣消聲器和排氣管排出壓縮機進入冷凝器。壓縮機的殼體是由下殼和上蓋組成。用焊接的方法將二者焊接成一休。殼休上右進氣管和排氣管，可分別與蒸發器和冷凝器連接。殼體上還焊有接線往，電源通過接線柱供給壓縮機動力。為了使壓縮機正常啟動和安全運轉，接線柱上裝有啟動繼電器和過熱保護器。當壓縮機負載過大或溫度過高時，則電源自動切斷，壓縮機停止工作。壓縮機殼體內裝有一定量的潤滑油。曲軸的下部鉆有偏心的吸油孔，末端裝有吸油管。吸油管浸入油面以下。曲軸上加工有油孔和油槽。當曲軸旋轉時，潤滑油在離心力的作用下通過吸油管沿曲軸的偏

12、心油孔和油槽上升。這樣就依次潤滑了主軸頸、曲柄銷、連桿大頭、連桿小頭、活塞和氣缸。此外還有一部分潤滑油向上噴灑到上蓋的內壁上，然后作傘狀下落，順殼體內壁下流，將壓縮機內的熱盤通過殼體向空氣中散發，從而降低壓縮機的溫度。由于本次設計的小型全封閉壓縮機應用在空調器上，對它的噪音要求很嚴。此外，還要求它耗電低，可靠性高和壽命長。第2章熱力計算2.1技術參數1）標準工況：蒸發溫度7.2C；冷凝溫度54.4C;過冷溫度46.1C;吸氣溫度35C2）制冷工質：R223）電源與電機類型：單相異步電動機，220（土10%）V,50Hz4）制冷量：2KW5）能效比：EER>3.02.2壓縮機的熱力計算2.

13、2.1查取熱力參數3-raJ7圖2.1R22的P-H圖LK.->由R22制冷劑的P-H圖（圖2.1）查的h1:Ps1=624.6Kpah1=407.54kj/kgV1=0.03817m3/kgS1=1.740h2:Ps2=624.6Kpah2=427.69kj/kgV2=0.043111m3/kgS2=1.809h3:Pd3=2135.6Kpah3=462.81kj/kgV3=0.01412m3/kgS3=1.809h4:Pd4=2135.6Kpah4=418.34kj/kgV4=0.01049m3/kgS4=1.681h6:Ps6=624.6Kpah6=258.29kj/kgS=1.2

14、07由此可知:蒸發溫度下工質壓力Ps=624.6Kpa冷凝溫度下工質的壓力進口狀態下工質的焰值壓縮終了時工質的焰值冷凝溫度下工質的焰值Pd=2135.6Kpah2=427.69kj/kgh3=462.81kj/kgh6=258.29kj/kg壓縮機進口處的比容V2=0.04311m3/kg2.2.1熱力計算單位質量的制冷量q0=h2-h6=427.69-258.29=169.4kj/kg單位質量的理論絕熱壓縮功wis=h3-h2=462.81-427.69=35.12kj/kg能效比EER=q0/wis=169.4/35.12=4.82>3符合要求容積系數入v取相對余隙容積C=0.01入

15、v=1-C（錯誤！未找到引用源。）1/m-1取m=1取排氣終了的相對壓力損失為錯誤！未找到引用源。=0.01所以Pd=0.01Pd2.13560.01,2.1356入v=1-0.01(0.6246)-1=0.9755壓力系數入p1(1+c)APsXp=v*Ps取進氣終了時相對壓力損失錯誤！未找到引用源。=0.03所以Ps=0.03Ps,10.01.0.03入p=0.9755=0.9689泄露系數入t根據有關資料，取入t=0.98溫度系數入t壓縮機為空氣自由冷卻取a=1.15,b=0.25吸氣過熱度9=(Ts-T臼)C=(35-7.2)C=27.8OC其中Ts為:吸氣溫度，T為蒸發溫度。2733

16、5E錯誤！未找到引用源。=1.15(27320-2527-8=0.8728一重一空史一341911. 壓力比Ps0.6246輸氣系數入入=入v入p入t入t=0.8084理論制冷量Q0Q0=Q/入=2KW/0.6947=2.4740KW理論容積輸氣量VhQ0=q02mm=Q0/q0=2.4742103w/(502161.042103J/kg)=0.29162103kgVh=V22m=0.0431120.2916210-3=0.01257210-3n3=12.57cm32. 主要結構參數確定：取氣缸直徑D=30mmVh=錯誤！未找到引用源。22S/4S=(4Vh)/(兀D2)=(4212.57)/

17、(3.14232)=1.778cm=18mm實際輸氣體積Vh'=兀D2S/4=12.5663cm3實際質量輸氣量Ga=(入Vh'N2250=0.8084212.5663210-6250/0.04311=1.1786210-2kg(3)指示功率壓力比£=Pd/Ps=2135.6/624.6=3.4191工質在氣缸內與汽缸壁的熱交換幾乎為零,可以按絕熱過程計算指示功率Pi=1.309210-22入v2入p2i2n2Ps2S2D22錯誤！未找到引用源。2£(1+a0)k-1/k-11.1=1.309210-220.975520.96892300020.624621

18、0621.1-1錯誤！未找到-5引用源。1.6婦°2(3.41912(1+0.04)1.1-1/1.1-1=507.09W指示效率"=Pis/Pi=413.9243/507.0897=0.8163摩擦功率取平均摩擦壓力Prn=0.32105PaPm=1.3092D22S2n2Pn210-5KW=1.30Q0.000420.042300020.3=18.85w軸功率Pz=Pi+Pm=507.09+18.85=525.94W機械效率ym=Pi/Pz=507.09/525.94=0.9642軸效率tz=Tn2"=0.964220.8163=0.7870電效率取電動機的效

19、率tm0=0.75電效率te=rim(2tz=0.7520.7870=0.5903電功率Pe=1.252Pis/門e=1.252413.9243/0.5903=876.51W電動機的選擇根據以上計算數據電動機選擇(外形尺寸單位：mmmmmmYL802-21100w3000r/min效率75%外形尺寸29521652200(長2寬2高)2.3本章小結本章首先主要對壓縮機的的熱力進行了計算，求出了電動機的所需功率，理論排氣量，為后邊的求氣缸直徑，行程以及進一步的動力計算和零件的結構設計提供了基礎。第3章壓縮機動力計算3.1確定壓縮機缸徑qv=D2sni/604式中qv為理論容積排氣量;S為行程取s

20、=18mm；n為轉速取n=3000r/min；i單缸取1;求的D=30mm3.2曲柄連桿機構運動學圖3.1為曲柄連桿機構簡圖。氣缸中心線通過曲軸中心O,OB為曲柄，AB為連桿，B為曲柄銷中心，A為連桿小頭孔中心或活塞銷中心。當曲柄按等角速度切旋轉時，曲柄OB上任意點都以O點為圓心做等速旋轉運動，活塞A點沿氣缸中心線做往復運動，連桿AB則做復合的平面運動，其大頭B點與曲柄一端相連，做等速的旋轉運動，而連桿小頭與活塞相連，做往復運動。活塞做往復運動時，其速度和加速度是變化的。它的速度和加速度的數值以及變化規律對曲柄連桿機構以及發動機整體工作有很大影響，因此，研究曲柄連桿機構運動規律的主要任務就是研

21、究活塞的運動規律。圖3.1曲柄連桿機構運動簡圖入=R/L入應在1/3.5-1/5范圍內取1/4曲柄半徑r=s/2=9mm連桿的長度L=r/入=36mm曲柄的角速度co為：二n二n©=6030式中：n一曲軸轉數，r/min；已知額定轉數n=2940r/min，則與='乂3000=314.16rad/s；303.2.1活塞位移假設在某一時刻，曲柄轉角為a,并按順時針方向旋轉當a=0°時，活塞銷中心A在最外面的位置，此位置稱為外止點。當a=180°時，A點在最里面的位置，此位置稱為內止點。12.2.x=r1_cos-(1，sin-)3.2.2活塞的速度將活塞位移

22、公式對時間t進行微分，即可求得活塞速度vdxv=志=rw（sin二一,，/2sin2：）當a=0。或180。時，活塞速度為零，活塞在這兩點改變運動方向。當口=90。時,v=r。，此時活塞得速度等丁曲柄銷中心的圓周速度。3.2.3活塞的加速度dva=dt將活塞速度對時間t微分，可求得活塞加速度2,一、=rw（cos：'cos2：）曲柄轉角活塞位移(mm)活塞速度m/s活塞加速度m/s*s曲柄轉角活塞位移(mm)活塞速度m/s活塞加速度m/s*s00.000.001065.2819017.90-0.36-639.07100.170.601039.4820017.59-0.72-637.62

23、200.671.17964.0321017.08-1.09-631.52301.491.68844.5722016.36-1.44-615.84402.572.12689.8423015.45-1.78-584.79503.882.46510.8024014.35-2.10-532.64605.352.70319.5825013.09-2.38-454.69706.932.83128.2726011.67-2.61-348.19808.552.85-52.2227010.14-2.77-213.069010.142.77-213.062808.55-2.85-52.2210011.672.61

24、-348.192906.93-2.83128.2711013.092.38-454.693005.35-2.70319.5812014.352.10-532.643103.88-2.46510.8013015.451.78-584.793202.57-2.12689.8414016.361.44-615.843301.49-1.68844.5715017.081.09-631.523400.67-1.17964.0316017.590.72-637.623500.17-0.601039.4817017.900.36-639.073600.000.001065.2818018.000.00-63

25、9.17表3.1活塞的位移、速度和加速度3.2.4曲柄銷加速度2ar=rw3.3曲柄連桿機構中的作用力作用丁曲柄連桿機構的力分為：缸內氣體力、運動質量的慣性力、摩擦阻力3.3.1氣缸內其體力Fs=-（Pci-Ps）Ap膨脹過程&mPci=()XSoPiPi=Pd0.05Pd進氣過程pci=p2壓縮過程/S.SomPci=()x+SoP2P2=Ps0.05Ps排氣過程pci=P1曲柄轉角Q膨脹過程P(Mp)吸氣過程P(mp)壓縮過程P(mp)排氣過程P(mp)氣體力p*a(N)02.16-739.28101.15-414.38200.76-60.98300.54934.36400.549

26、34.36500.54934.36600.54934.36700.54934.36800.54934.36900.54934.361000.54934.361100.54934.361200.54934.361300.54934.361400.54934.361500.54934.361600.54934.361700.54934.361800.54934.361900.6012.232000.616.722100.63-2.912200.66-17.402300.71-37.962400.77-66.432500.86-105.692600.98-160.202701.15-237.2028

27、01.40-348.852901.75-509.763002.16-739.283102.16-739.283202.16-739.283302.16-739.283402.16-739.283502.16-739.283602.26-739.28表3.2其體力3.3.2機構的慣性力慣性力是由丁運動不均勻而產生的，為了確定機構的慣性力，必須先知道其加速度和質量的分布。加速度從運動學中已經知道，現在需要知道質量分布。實際機構質量分布很復雜，必須加以簡化。為此進行質量換算。1、機構運動件的質量換算質量換算的原則是保持系統的動力學等效性。質量換算的目的是計算零件的運動質量，以便進一步計算它們在運動中

28、所產生的慣性力。(1) 連桿質量的換算連桿是做復雜平面運動的零件。為了方便計算，將整個連桿(包括有關附屆零件)的質量mL用兩個換算質量mi和m2來代換，并假設是m集中作用在連桿小頭中心處，并只做往復運動的質量；m2是集中作用在連桿大頭中心處，并只沿著圓周做旋轉運動的質量，如圖2.2所示：圖2.2連桿質量的換算簡圖簡化到小頭的質量ml=(0.3-0.4)mm2=(0.6-0.7)m在本連桿中m粗略估算為0.03kgm1=0.009kgm2=0.059kg(2) 往復直線運動部分的質量mj活塞(包括活塞上的零件)是沿氣缸中心做往復直線運動的。它們的質量可以看作是集中在活塞銷中心上，并以mh表示。其

29、中mh為0.05kg。質量mh與換算到連桿小頭中心的質量mi之和，稱為往復運動質量ms,即ms=m/mi=0.009+0.05=0.059kg。(3) 不平衡回轉質量mr曲拐的不平衡質量及其代換質量如圖2.3所示：圖2.3曲拐的不平衡質量及其代換質量曲拐在繞軸線旋轉時，曲柄銷和一部分曲柄臂的質量將產生不平衡離心慣性力，稱為曲拐的不平衡質量。為了便丁計算，所有這些質量都按離心力相等的條件，換算到回轉半徑為r的連桿軸頸中心處，以mk表示，其中mk估算為0.02kg。質量m與換算到大頭中心的連桿質量m2之和稱為不平衡回轉質量m，即mr=mkm2=0.041kg由上述換算方法計算得：往復直線運動部分的

30、質量ms=0.059kg，不平衡回轉質量mr=0.041kg02、曲柄連桿機構的慣性力把曲柄連桿機構運動件的質量簡化為二質量ms和mr后，這些質量的慣性力可以從運動條件求出，歸結為兩個力。往復質量ms的往復慣性力Is和旋轉質量mr的旋轉慣性力Ir。I (1)往復慣性力s-msr,2cos_*msr，2cos：式中：ms往復運動質量，kg;九一連桿比；r一曲柄半徑，m；切一曲柄旋轉角速度，rad/s;"一曲軸轉角。Is是沿氣缸中心線方向作用的，公式前的負號表示R方向與活塞加速度a的方向相反。表3.3往復慣性力曲柄轉角Q(C)慣性力(N)曲柄轉角Q(C)慣性力(N曲柄轉角Q(C)慣性力(

31、N062.85130-34.50250-26.831061.33140-36.33260-20.542056.88150-37.26270-12.573049.83160-37.62280-3.084040.70170-37.702907.575030.14180-37.7130018.866018.86190-37.7031030.14707.57200-37.6232040.7080-3.08210-37.2633049.8390-12.57220-36.3334056.88100-20.54230-34.5035061.33110-26.83240-31.4336062.85120-31

32、.43(2)旋轉慣性力P=-mrr=-0.0410.009314.162=-36.94N3.3.3作用在活塞上摩擦力1Fmp=0.6L'nmp2sni3.3.4作用在活塞上的總作用力由前述可知，在活塞銷中心處，同時作用著氣體作用力Pg,活塞摩擦力Fmp和往復慣性力Is,由丁作用力的方向都沿著中心線，故只需代數相加，即可求得合力Fp=IsFsFmp表3.4活塞力曲柄轉角aC)慣性力(N摩擦力(N)氣體力(N)活塞力(N)062.852.83-739.28-628.811061.332.83-414.38-305.432056.882.83-60.9843.513049.832.8334.

33、36131.814040.702.8334.36122.685030.142.8334.36112.126018.862.8334.36100.84707.572.8334.3689.5580-3.082.8334.3678.9090-12.572.8334.3669.41100-20.542.8334.3661.44110-26.832.8334.3655.16120-31.432.8334.3650.56130-34.502.8334.3647.48140-36.332.8334.3645.65150-37.262.8334.3644.72160-37.622.8334.3644.3617

34、0-37.702.8334.3644.28180-37.712.8334.3644.27190-37.70-2.8312.23-73.10200-37.62-2.836.72-78.52210-37.26-2.83-2.91-87.78220-36.33-2.83-17.40-101.35230-34.50-2.83-37.96-120.08240-31.43-2.83-66.43-145.48250-26.83-2.83-105.69-180.13260-20.54-2.83-160.20-228.36270-12.57-2.83-237.20-297.39280-3.08-2.83-348

35、.85-399.552907.57-2.83-509.76-549.8230018.86-2.83-739.28-768.0531030.14-2.83-739.28-756.7632040.70-2.83-739.28-746.2033049.83-2.83-739.28-737.0734056.88-2.83-739.28-730.0235061.33-2.83-739.28-725.5736062.85-2.83-739.28-724.053.3.5活塞上的總作用力Fp分解與傳遞如圖2.4所示，首先，將Fp分解成兩個分力：沿連桿軸線作用的力F|,和把活塞圖3.4作用在機構上的力其中沿連桿

36、的作用力FpFi為：Fi=,2一.1一；sin：而側向力Fh為：Fhsin：FdpJi-丸2sin2E切向力為T=Fp(sin."sin2)2,1-'2sin2:法向力F=Fp(cos.：sin2)1-2sin*連桿作用力Fi的方向規定如下：使連桿受壓時為正號，使連桿受拉時為負號表3.5其他力大小曲柄轉角連桿力切向力法向力曲柄轉角連桿力切向力法向力0-628.810.00-628.81190-73.179.5772.5410-305.72-66.11-298.49200-78.8120.5276.092043.6718.3939.61210-88.4834.3181.5530

37、132.8680.29105.85220-102.6952.5188.2540124.3094.1681.14230-122.3476.9395.1350114.2499.9555.31240-149.01109.86100.6860103.2998.5131.05250-185.32154.38102.527092.1391.5510.29260-235.61214.8296.788081.4181.18-6.04270-307.14297.3976.799071.6969.41-17.92280-412.24411.1030.5710063.3957.80-26.04290-565.655

38、62.11-63.1811056.7547.27-31.39300-786.71750.31-236.5212051.7938.18-34.99310-771.04674.63-373.3213048.3830.42-37.62320-756.03572.72-493.5314046.2523.65-39.75330-742.90448.96-591.8915045.0817.48-41.55340-732.71308.55-664.5716044.5311.60-42.99350-726.26157.04-709.0717044.325.79-43.94360-724.050.00-724.

39、0518044.270.00-44.273.4本章小結本章首先分析了曲柄連桿機構的運動情況，并求出了氣缸的直徑行程，以及連桿的長度，曲軸的偏心距等，重點分析了活塞的運動，在此基礎上分析了每個工作過程的氣體壓力變化情況，進一步推導出各過程氣體力的理論計算公式，進行了機構中運動質量的換算，并根據其具體結構參數計算出了各過程的氣體力，為后面結構設計提供了理論數據的依據。第4章活塞組的設計4.1活塞的設計活塞組包括活塞、活塞銷，它們在制冷壓縮機種是工作條件最嚴酷的組件。壓縮機的工作可靠性與使用耐久性，在很大程度上與活塞組的工作情況有關。4.1.1活塞的要求及材料的選擇根據上述對活塞設計的要求，活塞材料

40、應滿足如下要求：（1）質量小。往復慣性力與往復質量有關。故要求活塞的質量要小，對丁高轉速的壓縮機，尤其重要；（2）導熱系數高。活塞在氣缸中壓縮氣體時，高溫的氣體將熱量傳導給活塞，因此要求活塞的導熱系數高，盡快地將熱量傳給氣缸體，通過氣缸體向外放熱。這樣可以降低活塞的溫度，提高輸氣系數；（3）強度高。在規定的壓力比下，具有足夠的強度；（4）耐磨性好；（5）熱膨脹性小。活塞的熱膨脹系數愈小愈好，這樣，在高溫蒸氣的傳導下，活塞才可保證最佳的氣缸間隙；（6）工藝性良好，價格低。設計時應使同一系列壓縮機的活塞大部分尺寸相同，如相同的直徑，相同的活塞銷孔等。這樣，加工非常方便。從材料上講，鑄鐵價格低，熱膨

41、脹系數小，有良好的耐磨性。綜合前面的要求，選擇常用的HT20004.1.2活塞的設計全封閉制冷壓縮機的活塞由丁不裝活塞環所以沒有環部。其尺寸小，剛度大，熱膨脹小，故不對其群部進行特殊處理。圖4.1活塞示意圖參照已有經驗活塞的長度L與直徑D之比L/D一般為0.6-1.3。活塞銷孔中心線距活塞項部的距離與直徑之比L1/D為0.35-1。活塞銷孔直徑d與活塞外徑D之比d/D=0.27一0.45。求的L=38mmL1=25mmd=12mm活塞頂部厚度t=0.4Dl-2=2.8mm取t=6mm薄壁取7mm4.2活塞銷的設計4.2.1活塞銷的結構、材料1、活塞銷的結構和尺寸活塞銷的結構為一圓柱體，中空形式

42、，可減少往復慣性質量，有效利用材料。活塞銷與活塞銷座和連桿小頭孔的連接配合。活塞銷的外直徑d1=12mm,活塞銷的內直徑根據經驗值取d2=2.5mm,活塞銷長度1=(0.850.95)D=(25.128.7)mm,取1=28mm2、活塞銷的材料由丁氣體力和往復慣性力作用在活塞銷上，加上活塞直徑一般很小，故活塞銷承受很大的交變彎曲應力和沖擊力。活塞銷在交變彎曲應力的作用下，油膜不易形成，因而潤滑條件差，易磨損。為此，應盡量使用表面硬度高，具有韌性的材料。通常使用表面滲碳的低碳鋼或表面滲碳的低合金鋼。在本設計中選用20Cr鋼，表面滲碳層在0.5-lmm,硬度為HRC55-62,屈服強度R>5

43、40Mpa。4.2.2活塞銷強度和剛度計算由運動學知，活塞銷表面受到活塞力的共同作用，總的作用力Fs=768.05N,活塞銷長度L=28mm，連桿小頭高度11=(0.81.2)d=(8.89.6)mm,取9mm,間隙為0.5mm，所以活塞銷跨度Lp=10mm。1、最大彎曲應力計算活塞銷中央截面最危險其彎矩為FmaxLp768.050.01K1-K1N*m=2.5N.m空心銷的抗彎斷面系數為43W=0.1(12)d，其中:=蟲=_3=0.2512di1 所以彎曲應力為7_3rPa=4.7810Pa=48MPa0.10.012(1-0.25)2、最大剪切應力計算最大剪切應力出現在銷座和連桿小頭之間

44、的截面上橫斷截面的最大剪切應力發生在中心層上，其值按下式計算:max4Fmax22二(d1-d2)max=17.5MPa已知許用彎曲應力。=150250MPa;許用剪切應力iV00MPa,那么校核合格。4.3驗算活塞銷座比壓力768.05106銷座比壓力為:q-2d0(l-Ip)pa=8.01106pa=7.9MPaq2 8(23-10)鑄鐵一般為qW060MPa4.4本章小結在活塞的設計過程中，分別確定了活塞、活塞銷、活塞銷座主要的結構參數，分析了其工作條件，總結了設計要求，選擇合適的材料，并分別進行了相關的強度和剛度校核，使其符合實際要求。第5章連桿組的設計5.1連桿的設計5.1.1連桿的

45、工作情況、設計要求和材料選用1、工作情況連桿小頭與活塞銷相連接，與活塞一起做往復運動，連桿大頭與曲柄銷相連和曲軸一起做旋轉運動。因此，連桿體除有上下運動外，還左右擺動，做復雜的平面運動。2、設計要求連桿主要承受氣體壓力和往復慣性力所產生的交變載荷，因此，在設計時應首先保證連桿具有在足夠的疲勞強度和結構鋼度。如果強度不足，就會發生連桿螺栓、大頭蓋或桿身的斷裂，造成嚴重事故，同樣，如果連桿組剛度不足，也會對壓縮機的工作帶來不好的影響。所以設計連桿的一個主要要求是在盡可能輕巧的結構下保證足夠的剛度和強度。為此，必須選用高強度的材料；合理的結構形狀和尺寸。3、材料的選擇連桿的材料在小型全封閉壓縮機中，

46、廣泛采用鑄鐵、鋁合金和粉末冶金材料。鋁合金連桿加工簡單，且質量較鑄鐵連桿小，因此目前許多壓縮機都采用鋁合金材料制造連桿。本課程設計中也選用鋁合金材料。5.1.2連桿長度的確定設計連桿時首先要確定連桿大小頭孔間的距離，即連桿長度l它通常是用連桿比%=r/l來說明的，九=1/4,r=9mm，貝Ul=36mm。5.1.3連桿小頭的結構設計與強度、剛度計算1、連桿小頭的結構設計連桿小頭內徑d1和小頭寬度B1已在活塞組設計中確定，d1=12mm,B1=9mm。小頭外徑D=(1.21.5)d,取D1=18mm。2、連桿小頭的強度校核在小功率的封閉式壓縮機中，常常用下式計算連桿小頭的強度。ImaxO&quo

47、t;=bh式中Imax為最大慣性力；b為小頭寬度，單位m；h為連桿小頭壁厚，單位m、，62.8一一一故。=100pa=0.35Mpa294v15Mpa,校核合格。連桿的桿身必須具有足夠的強度和剛度，為此，多數連桿的桿身的橫截面為矩形或工字形。曲柄銷旋轉時，連桿大頭做擺動，由丁離心力的作用，對桿身產生彎矩，因此從小頭到大頭的截面逐漸加大。為使連桿從小頭到大頭傳力比較均勻，在桿身到小頭和大頭的過渡處用足夠大的圓角半徑。圖5.1連桿零件圖5.1.5連桿大頭連桿大頭的結構與尺寸基本上決定丁曲柄銷直徑Dq、寬度Bq、連桿螺栓直徑dmoqq其中在Dq、在曲軸設計中確定，Dq=14mm,，大頭寬度b?=14

48、mm,大頭孔直徑d2=14mm。連桿大頭與連桿蓋的分開面采用平切口，大頭凸臺高度取H=7mm,為了提高連般螺栓孔外側壁厚桿大頭結構剛度和緊湊性，連桿螺栓孔間距離C=(1.241.31)d2,取2毫米，螺栓頭支承面到桿身或大頭蓋的過渡采用盡可能大的圓角5.2連桿螺栓的設計及校核對丁刨分式連桿，連桿螺栓的作用是很重要的。壓縮機運轉時，它受到很大的交變載荷。對丁小型全封閉壓縮機，由丁連桿的尺寸受到限制，因而連桿螺栓的尺寸更小。為了防止應力集中而使材料疲勞斷裂，一般是降低螺栓的剛度，提高連桿大頭的剛度，緩沖應力集中，從而提高疲勞強度。為了降低螺栓的剛度，一般是縮小螺栓桿身的直徑,使桿身直徑小一丁螺紋根

49、徑來實現的。桿身至頭部的過渡圓角應盡可能大一些，螺紋采用細牙，螺紋底部不允許有尖角。連桿螺栓螺紋外徑dm=(0.180.25)。2=3mm連桿螺栓螺紋長度I=(1.21.5)D2=19mm連桿螺栓的材料選40Cr。裝配時要嚴格按規定的力矩緊固螺栓。防止預緊力不足,或預緊力過大而使連桿螺栓斷裂。1.3F其中F為0.5倍的最大活塞力；d為螺栓的外徑<c768.51.323.1440.0032=70Mpaq|=200250Mpa故符合強度要求。5.3本章小結本章在設計連桿的過程中，首先分析了連桿的工作情況，設計要求，并選擇了適當的材料，然后分別確定了連桿小頭、連桿桿身、連桿大頭的主要結構參數，

50、并進行了強度了剛度的校核，使其滿足實際加工的要求，最后設計連桿螺栓，并行檢驗校核。第6章曲軸的設計6.1曲軸的結構型式和材料的選擇6.1.1曲軸的工作條件和設計要求曲軸是在不斷周期性變化的氣體壓力、往復和旋轉運動質量的慣性力以及它們的力矩作用下工作的，使曲軸既扭轉乂彎曲，產生疲勞應力狀態。由丁曲軸彎曲與扭轉振動而產生附加應力，再加上曲軸形狀復雜，結構變化急劇，產生的嚴重的應力集中。特別在曲柄至軸頸的圓角過渡區、潤滑油孔附近以及加工粗糙的部位應力集中現象尤為突出。所以在設計曲軸時，要使它具有足夠的疲勞強度，盡量減小應力集中現象，克服薄弱環節，保證曲軸可靠工作。如果曲軸彎曲剛度不足，就會大大惡化活

51、塞、連桿的工作條件，影響它們的工作可靠性和耐磨性，曲軸扭轉剛度不足則可能在工作轉速范圍內產生強烈的扭轉振動，所以設計曲軸時，應保證它有盡可能高的彎曲剛度和扭轉剛度。此外，曲軸主軸頸與曲柄銷時再高比壓下進行高速轉動的，因而還會產生強烈的磨損。所以設計曲軸時，要使其各摩擦表面耐磨，各軸頸應具有足夠的承壓面積同時給予盡可能好的工作條件。6.1.2曲軸的結構型式曲軸的設計從總體結構上選擇整體式，它具有工作可靠、質量輕的特點，而且剛度和強度較高，加工表面也比較少。W777T6.1.3曲軸的材料在結構設計和加工工藝正確合理的條件下，主要是材料強度決定著曲軸的體積、重量和壽命，作為曲軸的材料，除了應具有優良

52、的機械性能以外，還要求高度的耐磨性、耐疲勞性和沖擊韌性。同時也要使曲軸的加工容易和造價低廉。在保證曲軸有足夠強度的前提下，盡可能采用一般材料。所以在本設計中選用常用的45號鋼。6.2曲軸的主要尺寸的確定和結構設計6.2.1曲柄銷的直徑和長度在考慮曲軸軸頸的粗細時，首先是確定曲柄銷的直徑Dq0Dq=(46-50)v'FmO13=12mm-13.6mm取Dq為14mm。曲柄銷的長度12由連桿大頭決定。連桿大頭為14mm,連桿與曲柄的間隙為1.5mm,故曲柄銷12=17mm。6.2.2主軸頸的直徑和長度為了最大限度地增加曲軸的剛度，適當地加粗主軸頸，這樣可以增加曲軸軸頸的重疊度，從而提高曲軸剛度，其次，加粗主軸頸后可以相對縮短其長度，從而給加厚曲柄提高其強度提供可能。從曲軸各部分尺寸協調的觀點，取D1=(1.051.25)Dq,取D=18mm。6.2.3平衡重對曲軸來說，需要平衡重來平衡慣性力，設計平衡重時，應盡可能使平衡重的重心遠離曲軸旋轉中心，即用較輕的重量達到較好的效果，以便盡可能減輕曲軸重量。平衡重的徑向尺寸和厚度以不碰活塞和連桿大頭