1、2 熱力學計算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計的壓縮機為單級壓縮貝V：吸氣壓力：P=0.1Mpas排氣壓力：Pd=08Mpa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。=實(2-1)式中： 任意級的壓力比；i 總壓力比；tz 級數。總壓力比： = 0.8/0.1=8t各級壓力比：二誘二2.83i壓縮機可能要在超過規定的排氣壓力值下工作，或者所用的調解方式(如余 隙容積調節和部分行程調節)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?。?= (0.9 0.75)聲

2、(2-2)i先t貝各級壓力比： =2.122.55=2.52 =3.21各級名義進、排氣壓力及壓力比已經調整后列表如下表 2-1 各級名義進、排氣壓力及壓力比級數名義進氣壓力名義排氣壓力名義壓力比p1 (MPa)p2( Mpa)I0.10.323.2II0.320.82.52.1.2 初步確定各級排氣溫度各級排氣溫度按下式計算：sn=1nisn=1ni2-3)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。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：n = k對于微、小型空氣壓縮機：n二（0.90.98）k空氣絕熱指數 k =1.4，則 n

3、= (0.9 0.98)k = (1.26 1.372)，取 n =1.30各級名義排氣溫度計算結果列表如下。一級的吸氣溫度 Ts1=210C+273=294（K）一級的排氣溫度 Td1= T 十二 294X3.2o.23 二382(K)d1= s1 1二級的吸氣溫度 Ts2=400C+273=313(K)二級的排氣溫度：T 二 313X 25o.23 二 471(K)=386(K)s 2 2表 2-2 各級排氣溫度級數名義吸氣溫度T1壓縮過程名義排氣溫度t2CK指數n ) nCKI212941.301.31130382II403131.301.3131.23386確定各級的進、排氣系數2.2

4、.1計算容積系數九v 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。2-4)九-1 a（m 2-4)V式中：九一容積系數；V 相對余隙容積； 壓力比。各級膨脹過程指數 m 按下表計算。境入徒力P 艷）rrtt -1迖15常二 17,5(* -1jn-1.2犬于i右4l)垃Z0,c -13人 T1Q-30也=1+OnSafit 1)iffti a 35女于幼m = 1 + 0.5 （k -1）= 1 + 0.5（1.4 -1）= 1.21m = 1 + 0.62 （k -1）= 1 + 0.62 （1.4 -1）= 1.252確定相對余隙

5、容積a根據統計，壓縮機的相對余隙容積值多在以下范圍內：壓力W20公斤/厘米2：a =0.070.12壓力20321公斤/厘米2：a=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：a =0.0880.10排氣量在0.3米2/分以上：a=0.0350.05貝V：取相對余隙容積a =0.0350.05根據不同的氣閥結構，選用各級的相對余隙容積a值。采用環狀氣閥時，一般a值在下列范圍內選取：低壓級a = 0.070.12，中壓級 a = 0.09 0.14，高壓級 a = 0.110.16。采用舌簧閥的微小型壓縮機，a= 0.03 0.04。根據本設計的技術要求，選用舌簧閥結構

6、，由上述經驗選取各級相對余隙容 積：a = 0.035， a = 0.04。1 2由此，各級九計算如下V九 二 1 -a （8打1）二 1 - 0.035X（3.2亡1）二 0.943v11 1九二 1 -a （8為1）二 1 - 0.04X（25志1）二 0.957v 22 22.2.2、 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。影響壓力系數九的主要因素一個是吸氣閥處于關閉狀態時的彈簧力，另一 p個是進氣管道中的壓力波動。在多級壓縮機中，級數愈高，壓縮系魏應愈大。 p對于進氣壓力等于或接近大氣壓力的第一級，進氣阻力影

7、響相對較大，可在九二0.95 0.98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 p九二0.98 1.0范圍內選取。p故在本設計當中，選?。壕?0.96,九=0.98。p1p 22.2.3、 確定溫度系數壓縮機的吸入氣體，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稱為溫度系數，用表示。影響氣缸內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 氣缸和活塞的壁面傳給氣體熱量的大小；膨脹終了時余隙

8、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小（這部分阻力損失轉化為熱量使氣體溫 度上升）。顯然，在吸氣過程，氣體吸收的熱量越多，溫度便越高，溫度系數就 越小。要全面地考慮這些因素對溫度系數的影響，精確地求得九，是比較困難T的；計算時可根據壓力比的大小從圖選擇適當的九.T溫度系數九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T該級的壓力比有關，一般kT = 0.920.98。如果氣缸冷卻良好，進氣過程中加入 氣體的熱量少，則九取較高值；而壓力比高，即氣缸內的各處平均溫度高，傳T熱溫差大，造成實際氣缸容積利用率低，九取較低值。T查圖時應注意以下幾點：（1）壓力比大者，九取小

9、值。T（2）冷卻效果好時，九取大值，水冷卻比風冷卻的九大。TT（3）高轉速比低轉速的壓縮機，九大。T（4）氣閥阻力小時，九取大值。T（5）大、中型壓縮機九取大值，微、小型壓縮機九取小值。TT5 99 0O5 99 0O4SSO25*5 54 D*453圖2-1系數入T與壓力比的關系查表得：九 二 0.95 0.975 ,九 二 0.946 0.981。T1T 2綜合考慮：九=0.96 ,九 =0.95T1T 22.2.4確定泄漏系數(氣密系數)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

10、、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，九廣0.90 0.98 ； 無油潤滑壓縮機， = 0.85 0.95。選?。壕趴?0.95，九 /2 0.922.2.5、確定各級排氣系數L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、 d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。設計計算中，考慮上述因素對排氣量的影響而引用的系數稱排氣系數，以 J表示：d九(25)dv p T l式中九一容積系數v九一壓力系數p九T 溫度系數表2-4各級排氣系數表2-4各

11、級排氣系數級數III九v0.9430.957九p0.960.98九T0.960.95九l0.950.92九=九九九九dv p T l0.8260.8202.3確定各級氣缸的行程容積2.3.1凝析系數卩的確定（干氣63頁）ei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。氣體中的蒸汽含量可用相對濕度申表示：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

12、均相對濕度為參照，申二0.75有、無水析出的判別式p TOC o 1-5 h z eV p則無水析出，r 二 1（2-6）1 b 1 pbies1pePA亍 P 則有水析出，卩V 1（2-7）1 b 1 p bies1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卩二匕-1 pbi 且（2-8）eip - ppsi bi s1式中：P（ P.分別為一級和i級在進口溫度下的飽和蒸汽壓，MPa；b1 biP , P 分別為一級和i級的名義吸氣壓力，MPa；s1 sie, e 分別為一級和i級進口氣體的相對濕度。1i查文獻VV活塞式壓縮機設計表2-7得：p二0.02534公斤/厘米2

13、b1p二0.07520 公斤/厘米2b2已得：P = 0.1 MPa，p 二 0.32 MPa。s1s 2第一級從大氣中吸氣，無析水問題，故卩二1申10.32第二級析水系數為：0.75X0.02534X= 0.06082 p0.1b 2二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：卩c二1。k22.3.2抽氣系數卩.的確定oi在化工中流程中，經常遇到從級間抽氣或加氣的情況，例如在合成氨生產中， 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u，他表示某級oi的吸入容積(不考慮泄漏、析水

14、且換算到一級吸氣狀態)與I級吸入容積的比值。有抽氣卩Oi 1，無抽氣卩o廣1。 本設計中間無抽、加氣，故u = u = 1。o1 o 22.3.3、壓縮機行程容積的確定壓縮機第I級的氣缸行程容積按下式計算VV =亠(2-9)加 九d1式中： V d 壓縮機的排氣量， m3/min；d九 一壓縮機第一級的排氣系數。d1多級壓縮機其余各級的氣缸行程容積按下式計算 TOC o 1-5 h z 卩卩pTV =_x s1 X s2 X V(2-10)h 2 九pTdd 2s 2s1式中： p , p 分別為一級和二級的名義吸氣壓力， MPa；s1 s 2T ,T 分別為一級和二級的名義進氣溫度, K；s

15、1 s 2九 一壓縮機第二級的排氣系數；d2u 壓縮機第二級的凝析系數；申2卩一壓縮機第二級的抽氣系數。o2按給定排氣量范圍，取V = 0.6 m3/mi n。貝Vd壓縮機第一級的行程容積：Vh1Vh1d-九d10.60.826= 0.726m3/min壓縮機第二級的行程容積：Vh2u - Vh2u - u(p2o 2九d2X-P#1 X- Vp T ds 2s11X10.1 313XX 0.82 0.32 293X 0.6 = 0.244 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。對于單作用氣缸對于雙作用氣缸D2.3.4、確定氣缸直徑計算出各級

16、氣缸的行程容積后，可按一下各式計算氣缸直徑。對于單作用氣缸對于雙作用氣缸D弘n snz2-11)2-12)式中： V i 級氣缸的行程容積, m3/min； his 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。一級氣缸：D =1一級氣缸：D =14 x 0.7263.14 x O.lx 980 x 2沁 69mm二級氣缸：D = ： 4Vh2 =4 4 0.244沁 56mm2 nsnz 3.14xO.lx980參考活塞式壓縮機設計表 2-8 氣缸的公稱直徑 圓整后：D1=70mmD2=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

17、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。2.4.1 確定圓整后各級的實際行程容積 V hi圓整后的行程容積用下式計算。nV = D 2 snz(2-13)hi 4 i TOC o 1-5 h z n3.14V = D2snz = x 0.072 x 0.1 x 980 x 2 = 0.754 m3/min h1414n3.14V =D2snz =x 0.0552 x 0.1 x 980 = 0.233 m3/minh 24242.4.2、計算各級壓力修正系數0及0ii +1V VB = h1一hii V Vh1 hiV VB = kl h (i+1) i+1 V V

18、 h1 h(i+1) 式中： B 、 B 同級吸、排氣的修正系數。ii +1Vr V因此，修正系數為：B =礦1時1 = 13.4.2V V B = 3.4.2V V B = k!，k2 2 V V h1 h 2 修正后各級名義壓力及壓力比0.754 0.244X0.726 0.233= 1.0862-14)2-15)計算行程容積V， m3實際行程容積錯誤味找到引用源0.7260.754修正系數名義進氣壓力名義排氣壓力幾+1計算行程容積V， m3實際行程容積錯誤味找到引用源0.7260.754修正系數名義進氣壓力名義排氣壓力幾+1p1ip = B p1ii 1ip2ip =B p2ii+1 2

19、i1.0860.10.320.345修正后的名義壓力比8 3.450.2440.2331.0860.320.3450.82.32p = B p1ii 1ip =B p2ii +1 2i（2-16）（2-17）式中：p、p圓整前的i級名義吸、排氣壓力;1i2ip、p圓整后的i級名義吸、排氣壓力1i2ip = B p = 1x 1.0 = 1.0 x 105Pa1 1 1p = B p = B x p = 1.086 x 0.32 = 3.45 x 105Pa 2 2 2 2 2表 2-5 修正后各級名義壓力及壓力比II級次II2.4.5、修正后各級排氣溫度表 2-6 修正后各級排氣溫度壓力比8

20、錯誤!壓縮過程級數進氣溫度T , K未找到引（8） n排氣溫度T,K1指數 n2用源。II2943.45 1.3 1.3313913132.321.31.215380II2943.45 1.3 1.3313913132.321.31.2153802.5、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計圖2-15查得：5二6%、5二5%、5二12%、 s1s 2d 15 二 10%d2表 2-7 表 2-7 氣缸內進、排氣過程的平均壓力2.5.2、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F上的氣體壓力的代數和ip = 丫 p xF（2-18）ii 最大活塞力（氣

21、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：錯誤!未找到引用源。p =工pF -工pFz di zi si gi（2-19） 蓋側：錯誤!未找到引用源。p =工p F -工p Fg si gi di zi（ 2-20）式中：p，p 分別為同列缸各級的實際吸、排氣壓力，Pa；si diF ， F 錯誤!未找到引用源。 分別為同列缸內各級對應級的軸側、蓋 gi zi側活塞工作面積， m2。軸側活塞工作面積為蓋側活塞工作面積為蓋側活塞工作面積為錯誤!未找到引用源。Fg二耳2(2-22)則：兀D 23.14x 0.072 小 cc“F二 F1-0.001256 m2Z1g1

22、44兀D 23.14 x 0.055 2F二 F20.002375 m2Z2g244表 2-8 各列活塞力級次內止點活塞力P(106N)軸側(+)蓋側(-)pdFzp Fd zpsFgp Fs gI0.3870.0012560.0004860.0940.0012560.000118p p F p F 0.000368錯誤!未找到引用源。 z1d zs g0.880.0023750.002090.3230.0023750.000767p = pF - pF = 0.001323錯誤!未找到引用源。 z 2d z s g外止點活塞力P(106N)級次軸側(+)蓋側(-)psFzp Fs zpdFg

23、p Fd gI0.0940.0012560.0001180.3870.0012560.000486p p F p F -0.000368 g1s zd gII0.3230.0023750.0007670.880.0023750.00209p p F p F -0.001323 g2s zd g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kN =kN =p (1-8 )九 V i k - 1 1 s v h2-23p (1+8 )

24、k . k2-232d 1 p (18 )601s對于實際氣體，各級的指示功率按下式計算：kN =kN =p (1-8 亦 V 1260 2z12-24)式中：p , p 分別為級的名義吸、排氣壓力，Pa；12z ， z 錯誤!未找到引用源。分別為同列缸內各級對應級的軸側、蓋側活塞工 12作面積， m2。本設計中工質為看做為理想氣體，故用式（2-23）計算kN =p (18 )九 V q1 k 1kN =p (18 )九 V q1 k 1 1s 1 v1 h1p (1+8 )p (18 )11s11k60=x 0.094 x 106 x 0.94 x 0.943 x 0.726 x 1.4 1

25、kn =p (18 )x v q2 k1 21s 2v 2 h 2p (1+8 )22 -p (18 )21s 2k1k0.3870.0941.411.4l|x14 二 2465W60k1k=10367600.88沖 x 0.323 x 106 x 095 x 0957 x 0.244 曲。眇1 414 ”x二 1942W60壓縮機的總指示功率為N二N + N二2465 +1942二4407Wi 122.6.2、壓縮機軸功率Nz 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擦功 率，通常摩擦損失耗功都用機械

26、效率耳表示，故軸功率為mNN 二（2-25）z 耳m 根據已有機器的統計，帶十字頭的大、中型壓縮機：n二0.90 0.95m小型不帶十字頭的壓縮機：n二0.85 0.92m高壓循環壓縮機：n - 0.80 0.85m 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n要取下限。m根據以上經驗，取n二0.9，則mN 4407N =T 二二 4897(W)z 耳 0.9m2.6.3、電機輸入功率Nc 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NN 二 N(2-26)C 耳c式中：耳一傳動效率。C一般皮帶傳動耳二0.96 0.99 ；齒輪

27、傳動耳二0.97 0.99。CC 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NN = (1.051.15)斜(2-27)c耳C本設計選用皮帶傳動，耳二0.98，按10%的裕度計算。故c4897N = 1.1x= 5.497(kW)c 0.98所以選用Y系列Y132S-4電動機，其額定功率為5.5 kW,滿載轉速為 1440r/min,主軸頸 為 38mm。3、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。3.1、活塞組件設計 活

28、塞組件與氣缸構成了壓縮容積?；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，與氣缸一起構成了行程容積。 3.1.1 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

29、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?；?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。31.1.1 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 3-1 灰鑄鐵活塞直徑與鑄鐵牌號關系活塞環直徑mmD 活塞環直徑mmD 200200 D 300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。3.1.1.2、活塞環

30、的結構設計 常用的活塞環的結構有開口式和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，而且環端在安裝時容易折斷，已很少使 用。用塑料做活塞環時，由于強度較低，斜口的夾角處易破裂，故多采用直口。本設計采用直切口式。3.1.1.3、活塞環環數的確定 活塞環的數目按下列經驗公式估算：Z = pAp( 3-1)式中：Ap 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。高轉速壓縮機，環數可比計算值少些；對于易泄漏的氣體，則可多些。采用塑料 活塞環時，由于優良的密封性能，環數可比金屬活塞環少。Z =JAP = .(O.

31、387 - 0.094) x 10 = 1.712，取 Z =2。Z = AF = .(O.88 - 0.323) x 10 = 2.360，取 Z =3。2 2 23.1.14、 主要尺寸的確定徑向厚度 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。=(122-1 36)D = (122-136)x70 = (1.9 3.2)mm,取=3mm。t = (122 -136)D = (122 -136) x 55 = (1.5 2.5) mm，取 t =2mm。2 2( 2)軸向厚度 h軸向厚

32、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。h = (0.4 1.4)t = (0.4 1.4) x 3 = (1.2 4.2) mm，取 h =3mm。 11h = (0.4 1.4)t = (0.4 1.4) x 2 = (0.8 2.8) mm，取 h =2mm。22(3)開口熱間隙S開口熱間隙S按下式計算S = a兀D(t -1)(3-2)21式中： D 活塞環外徑， mm；t 活塞工作時的溫度，通常取排氣溫度，C；2t 在檢驗尺寸S時活塞環本身的溫度，通常取室溫20C；1a 活塞環材料的線膨脹系數(1/C)

33、,鑄鐵a = 1.1x 10-5/Co8 =wD (t -1 ) = 1.1 x 10-5 x 3.14 x 70 x (118 20) = 0.24 mm,取5 =0.4mm。112115 = anD (t -1 ) = 1.1 x 10-5 x 3.14 x 55 x (107 - 20) = 0.21mm,取5 =0.3mm。22 212(4)自由開口寬度A查文獻資料容積式壓縮機技術手冊得：A=9.8mmA2=7.7mm根據已知的條件D =70mm， D =55mm,選用文獻1中的標準活塞環。1 23.1.2、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

34、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。刮油環的材料通常選用VTi合金鑄鐵。一級刮油環：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6取為0.4mm， 自由開口寬度A取為10mm；二級刮油環：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6取為0.4mm，自由開口寬 度A取為10mm3.1.3、活塞的設計活塞與氣缸內壁及氣缸蓋構成容積可變的工作腔，并由曲柄通過連桿(活塞 桿)帶動、在氣缸內作往復運動，由此實現氣缸內氣體的壓縮。對于小型、微型無十字頭的壓縮機，活塞銷

35、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、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。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，以增加剛性。級差式活塞：用在串聯兩個以上壓縮級的級差式氣缸中。隔距環組合型活塞：高壓級中，活塞環徑向厚度5與它的直徑D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。柱塞：活塞直徑很小時，采用活塞環密封在制造上

36、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。3.1.3.1、活塞材質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活塞常用材料祜塞箔鞠聖氏ZL104, 2L1D8、2L；他、ITL5O. KD00、RT2滅.1血、ZU、ZUS 2L15.HD5C、1TI5X強按3U 啊, lSMn.昨、HLJIPm 田25如.或理列，石伽、富爲為焊棊貉構ZC25U或瀬勞林密根據表3-24-20，選擇本設計一級氣缸的材質為HT200,二級氣缸的材質為HT200。3.1.3.2、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NH mxJ(4

37、-3)1式中：N 最大側向力N二九P ；九為連桿徑長比，P為最大活塞力；maxmaxmaxmaxD活塞直徑，m；k一筒形活塞支撐面的許用比壓，kJ二0.15 MPa0.30MPa。取k 二 0.2MPa，九=1/4.51不計密封環和刮油環高度時的一級活塞高度N368 x10-6 x H +mx=45 = 5.84(mm)D Ik J0.07 x 0.21 1不計密封環和刮油環高度時的二級活塞高度N1323 x 10-6 x 丄H am*J=45 = 26.7(mm)DVk0.055 x 0.2活塞的總高度H H + nh + mh(4-4)3式中：n, m活塞環數；h, h3一活塞環的軸向高度

38、，mm。 一般取h = (1-2) h。根據刮油環的設計知：h =4mm33一級活塞高度：H H + n h + mh = 5.84 + 2 x 3 + 4 = 15.8( mm) TOC o 1-5 h z 11 11 3二級活塞高度：H H + n h + m h 二 26.7 + 3x 2 + 4 二 36.7(mm)22 22 3活塞總高度一般與活塞直徑D的關系為H = (0.65 1.5)D(4-5)一級活塞高度范圍：H 二(0.65 1.5)D 二(0.65 1.5)x70 二(45.5 105)mm11二級活塞高度范圍：H 二(0.65 1.5)D 二(0.65 1.5)x55

39、二(35.8 82.5)mm22綜上所述：取一級活塞高度H =60mm，取二級活塞高度H =60mm。12 活塞頂面至第一道活塞環的距離為c = (1.23)h(4-6)一級活塞頂面至第一道活塞環的距離：c二(1.23)h二(1.23)x3二3.6 911mm二級活塞頂面至第一道活塞環的距離 ：c 二(1.2 3)h 二(1.2 3) x 2 二(2.2 - 6)mm 22取 c =5mm， c =5mm。12活塞環之間的距離為c二(0.8 1.5)h(4-7)一級活塞活塞環之間的距離：c 二(0.81.5)h 二(0.8 1.5) x3 二(2.4 - 4.5) mm11二級活塞活塞環之間的

40、距離：c 二(0.81.5)h二(0.81.5)x2二(1.63)mm22取 c = 3 mm， c = 3 mm。12 裙座到底邊的距離約為L 二 0.75H(4-8)一級活塞裙座到底邊的距離：L二0.75H二0.75x 60二45mm11二級活塞裙座到底邊的距離：L二0.75H二0.75x 60二45mm22 活塞銷中心線到底邊距離約為h = 0.6 L(4-9)一級活塞活塞銷中心線到底邊距離：h二0.6L二0.6 x 45二27mm，取為2711mm。二級活塞活塞銷中心線到底邊距離：h2二0.6L二0.6x45二27mm，取為2722mm?；钊麨?20 mm。活塞為 20 mm。銷孔徑均

41、圖3.2活塞示意圖3.1.4、活塞銷的設計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材料、熱處要求表3-3材料、熱處要求材料熱處理表面生粗陵論伽藥鋼j滲碳陣火55 - 62HKClUd的鋼槪頻岬火刊-58HRC .0.8-21)0 1滲犠嗎乂50 - 58L1RC ;活塞銷的理、及表面3.1.4.2、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?；钊N的計算尺寸如圖3-4所示。Pdl ma

42、x(3-10)0k 2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?。籯2活塞銷許用比壓，活塞力始終在一個方向時，k2 120X105Pa 150X 105Pa；活塞力的方向有變化時，k2 0.00368 = 0.0041m，取 d = 15mm2000 01323二級活塞銷：(1.11.4)d2 = 0.0078m，取 d = 15mm200活塞銷座處的表面壓力按下式確定(3-11)q =(3-11)2dl式中：d如圖3-4所示，為活塞銷外徑，mm；l活塞銷在一側銷座中的支撐長度，mm。 表面壓力的許用值q活塞銷在銷座中為緊固支

43、撐，鑄鐵活塞q 35 Mpa40MPa。鑄鋁活塞q 20 MPa25MPa。368一級活塞：d = 15mm，取l = 15mm，貝V： q = 0.82 MPa，在允許2x15x15范圍內。1323二級活塞：d = 15mm，取l = 10mm，貝V： q = 4.41 MPa，在允許2x15x10范圍內。圖3.4活塞銷計算示意圖圖3.4活塞銷計算示意圖Z iZ i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10上承 受均布載荷，中間截面I-I的彎曲應力最大，其值為式中:PQ 式中:PQ = max b 0.4Pmax最大活塞力，N；(3-12)l 活

44、塞銷座支撐長度中點間的距離，mm；l0 一連桿軸承的寬度，mm；d0 活塞銷中心孔徑，mm，般取d0=（0.60.7）d。許用彎曲應力：碳素鋼Q 90 MPa；合金鋼Q 150 MPa。BB一級活塞連桿小頭的寬度l0=18mm ；活塞銷中心孔徑選擇d0 = 6mm；連桿銅 套與活塞銷座之間應留出一定間隙，取間隙為5 = 8mm，5 =3mm。則活塞銷總 1 2(3-13)(3-13)L = 25 + 2/ + /0一級活塞銷：L = 2x8+2x15+18=66mm1二級活塞銷：L 二 2x3+2x10+18二 44mm2一級活塞銷：368 ”，9、15“仆b =x (66 ) x= 17.2

45、MPab 0.42154 - 64二級活塞銷1323915x (44 -1323915x (44 -) x0.42154 一 643866 20)20 x0.4(2 J204 84=39.7bBbB=62MPa活塞銷的材料為20Cr活塞銷的材料為20Cr，是合金鋼,、二級活塞銷的b在允許范圍內。P 、max2 P 、max2 d 2 /3-14）T =3-14）冗0許用剪切應力：碳素鋼T 50 MPa；合金鋼T 100 MPa。 活塞銷的材料為20Cr,為合金鋼，T 100 MPa。一級活塞銷：2 X 一級活塞銷：2 X 368兀 X （152 一 62）=3.89 MPa 100 MPa,在

46、允許范圍內;二級活塞銷：t = 2X1323 = 13.98MPa 0.3,曲柄厚度S可酌情減少10%20%。那么 S = (0.6 0.7)D = (0.6 0.7) x40 = 24 - 28mm,取 S=24mm。( 5)曲柄寬度 BB = (1.21.6) D(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B = (1.2 1.6) x 40 = 48 64 mm,取 B=50mm。(6)曲柄半徑 r根據所給定的活塞行程100mm的一半來確定曲柄半徑，則曲柄半徑r=50mm。3.4、連桿的設計3.4.1、 連桿的結構型式及選材連桿是將作用在活塞上的推力傳遞給曲軸,有將曲軸的旋轉運動轉換為活塞 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,具有最大的運動質量, 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 有最小的運動質量,但其毛坯必須用模鍛或鑄造,適用于高速及大批量生產的壓 縮機。本設計采用工字形。在連桿的大頭小頭處分別設置大小軸瓦,