畢業設計（論文）題目柱塞式空壓機設計姓名王**學號***811374039所在學院機械工程學院專業班級**************指導教師*****日期2020年5月30日湖北工業大學2020屆本科畢業生畢業設計（論文）第1章緒論1.1課題研究的來源及意義1.1.1課題來源此論文來源為實驗室w型柱塞式空氣壓縮機實體。圖1.1空氣壓縮機實物圖1.1.2課題研究的背景及意義壓縮空氣有著易儲存，易控制，流動性好和安全環保等特點，被廣泛應用于電力、電子、化工，冶金紡織、制藥以及機械制造等諸多領域、是工業領域應用最為廣泛的動力源之一。目前往復式壓縮機的發展方向仍然是：大容量、高壓力、結構緊湊、能耗低，噪音小可靠性高，排氣凈化能力強等。自20世紀80年代中期以來，國外的壓縮機行業在技術和生產一些方面有了新的發展，在壓縮機的性能和可靠性問題都已經解決了的高水準基礎上，空氣壓縮機發展主要圍繞著提髙產品的壽命和性能兩大方面。為了彌補我國壓縮機上的不足，我國壓縮機制造業積極引進國外產品與技術，消化吸收國外的先進技術，在自主研發基礎之上克服了許多的困難，取得了一些重大突破，目前我國的壓縮機設計制造技術也有了長足進步和發展。例如，我們的往復式活塞壓縮機達到國際同類產品水平。今后壓縮機的發展前景應該是不僅僅在于努力提高技術性能指標上，更應改著力于應用現代先進的計算機智能技術進行性能模擬和優化設計實驗，進行最佳機型的系列化、通用化、機組化和自動化，我們才能更進一步降低生產成本，完善完備輔助成套設備，擴大應用領域，提高綜合技術經濟指標?？偟膩碚f，壓縮機研究基本上都是圍繞著這幾個方向進行的：(1)提高空氣壓縮機的經濟性和可靠性；(2)根據生產和市場的發展需要開發新產品：(3)應用新工藝技術與新材料；(4)降低成本；(5)降低工作噪聲；(6)排氣深度凈化所以我們應該在空氣壓縮機的研究上繼續發力，通過不斷改革創新去提高我國在空氣壓縮機上的技術含量，這也是本課題研究的意義所在。1.2本課題研究內容本課題主要是針對兩級柱塞式空氣壓縮機進行設計，主要作了以下幾個方面的工作：1)充分了解柱塞式空壓機的結構特點，設計出流動合理，產品性能高，而且可滿足客戶要求的柱塞式空氣壓縮機；2)在上述基礎上，對該壓縮機中的主要零部件進行了細致的結構設計和計算；3)對主要零件的強度進行校核，驗證其可用性。4)在符合設計原理的基礎上，盡量分析好幾種設計方案，并選取其中的最優方案。

第2章空氣壓縮機概述2.1空氣壓縮機的工作原理及作用1、空氣壓縮機的工作原理本機為往復活塞式壓縮機，吸氣過程：活塞向右移動,導致活塞左腔的氣體壓力低于大氣壓力時，一定的負壓使吸氣閥門打開,從外界吸入空氣。排氣過程：活塞向左移動，導致左腔的氣體壓力高于輸出管道內氣體壓力，過壓式排氣閥打開，空氣被壓縮排除。壓縮機的工作原理圖如下圖2.1：圖2.1活塞式空壓機工作示意圖2、空氣壓縮機的作用及用途空氣壓縮機在社會工業生產中應用范圍十分廣泛，如下：氣動馬達，真空泵和其它輔助設備、自動裝配線、制酸，攪拌液體、農業、飛行器、飲料、噴拋清洗、氣動型傳輸機、壓模鑄造、干洗車間、牙科、吹瓶機等等許多方面。因此空氣壓縮機在現代工業生產中起著重要的作用。2.2空氣壓縮機的組成空氣壓縮機屬于機械范疇，他的種類繁多，結構復雜，新型空氣壓縮機不斷涌現，很難將他們的組成分類。但通過對大量空壓機械的工作原理和結構性能的分析，可以找到其組成的部分共同點。往復式壓縮機的結構主要有工作腔部分、機座部分及輔助系統（潤滑、冷卻、儀表控制、安全放空等）等三大部分組成。往復式壓縮機的本體結構：機身部件、接筒部件、氣缸部件、活塞部件、填料部件、氣閥部件、曲軸部件、連桿部件、十字頭部件、盤車部件和聯軸器部件等。圖2.3空壓機主要零部件組裝示意圖2.3空氣壓縮機的分類和型號編制2.3.1空氣壓縮機的分類按活塞的壓縮可分為：單作用壓縮機：所謂單作用，即活塞只有一側壓縮空氣（另一側于大氣相通）；（2）雙作用壓縮機：所謂雙作用，即活塞兩側均壓縮氣體；（3）多缸單作用壓縮機：氣體只在活塞某一側被活塞往復壓縮，但有兩個或兩個以上數量的氣缸.2.3.2空氣壓縮機型號編制如：6M30-380/20.5-bx表示：此空壓機有6列氣缸，M型平衡對稱型，活塞力為30噸力，打氣量為380m3/min,排氣壓力為2.05Mpa。國內往復式壓縮機一般結構代號的含義如下：立式-Z 臥式-P 角度式-L,S 星型-T,V,W,X，對稱平衡型-H,M,D 對制式-DZ。

第3章空氣壓縮機的總體設計3.1氣缸排列的結構型式本次壓縮機屬中小型壓縮機，壓力為中壓，結合其設計參數并參考市場上現有的壓縮機考慮，宜采用W型結構，如下圖所示。圖3.1壓縮機w型結構示意圖3.2運動機構的選擇無十字頭優點：有較大的角度補償能力，結構簡單、緊湊，一般不需要專門的潤滑機構。適用于小功率范圍采用，即小型及微型移動壓縮機（重量輕，體積小，一于搬動）。缺點：壓縮機只能做成單作用的，不能做成雙作用的，氣缸的體積利用率不高,氣體的泄漏程度較高，氣缸的工作面側向力大，即活塞和氣缸擠壓力大，活塞易磨損，氣缸中潤滑油也很難控制油量。綜合考慮以上因素，選擇無十字頭的運動機構。3.3級數和列數選擇多級壓縮的優點：功耗小、排氣溫度低、氣缸容積系數大、最大活塞力小等。選擇壓縮機的級數，首先的是考慮功耗，應盡量節能。其次是運轉可靠，即排氣溫度應控制在使用條件許可范圍內。本設計綜上所述，選擇多列壓縮機，采用單列w型結構。型號為W-0.6／12型壓縮機，參考市場現有的壓縮機型式，選擇級數為二級。3.4壓縮機轉速和行程的確定轉速、行程和活塞平均速度的關系式如下：(3-1)微型和小型壓縮機只能采用較小行程，因為需要保證結構緊湊，體積小的特點，一般微小型壓縮機轉速高，但活塞平均速度較低，為2m/s上下。(3-2)綜合考慮后通過計算，確定在本設計中壓縮機行程s=0.08m、轉速n=750r／min,氣缸進排氣控制氣閥為舌簧閥。3.5壓縮機潤滑方式的選擇加入潤滑劑進行潤滑，可以降低壓縮機功耗，延長零件使用壽命，導走摩擦產生的熱量熱以降低零件工作時的溫度等作用。另外，加入潤滑油還可以防止金屬零件生銹?；钊娇諌簷C大致有兩種潤滑方式：（1）飛濺潤滑：氣缸與傳動部件的摩擦面的輪滑，均靠甩油桿（裝在連桿上）將油飛濺到各個部位，內部和外潤滑只能采用同一種潤滑油；多用于小型無十字頭壓縮機。（2）壓力潤滑：內部和外部分為兩個獨立潤滑系統,兩者間不相關聯，互不影響。外部用油泵連續供油，內部用注油器供油潤滑。多用于大、中型帶十字頭的壓縮機。考慮到各種因素，本設計采用有油潤滑的方式，具體方式為飛濺潤滑。

第4章熱力學的計算4.1排氣壓初步計算4.1.1初步計算壓力和排氣溫度力盡量取各級壓力比相等，理想情況下總功耗會最低。各級壓力比可按照下式確定:(4-1)總壓力比：εt=1.2／0.1=12各級壓力比：εi=≈3.46為了防止末級（第二級）排氣溫度過高，可將其壓力比ε2稍微取小一點。即可取ε2=3則第一級的壓力比ε1=12／3=4綜上可得下表所示:4.1.2初步確定各級排氣溫度(4-2)在實際壓縮機中，n值的選取可參考如下：大、中型壓縮機：n=k微、小型空氣壓縮機：n=(0.9～0.98)k本設計為小型壓縮機，有n=(0.9～0.98)k，由k=1.4，可選取n=1.30。（注：K為空氣絕熱系數）單級級名義排氣溫度計算結果列表如下。

表4-2各級排氣溫度級數名義吸氣溫度℃/K名義壓力比εi壓縮過程指數nεi（n-1)/n名義排氣溫度℃/K12029341.31.37713040324031331.31.2891304034.2確定各級的進、排氣系數4.2.1計算容積系數λv氣缸部分工作容積總被膨脹氣體占據著，這部分體積占整個工作容積的大小成為氣缸的余隙容積，余隙容積對氣缸容積利用率影響的大小用容積系數表示。ζv=1-α(ε1/m-1）(4-3)表4-3不同壓力下的m值進氣壓力(105Pa)任意K值K=1.40<1.5m=1+0.5(k-1)1.21.5～4m=1+0.62(k-1)1.254～10m=1+0.75(k-1)1.310～30m=1+0.88(k-1)1.35>30m=k1.4結合各級進氣壓力可計算m值（K=1.4）：m1=1+0.5(k-1)=1+0.5(1.4-1)=1.2m2=1+0.62(k-1)=1+0.62(1.4-1)=1.25選用不同的氣閥結構時，各級的相對余隙容積α值不同。例如：舌簧閥：α=0.03～0.04。（用于微小型壓縮機）選用舌簧閥結構，余隙容積α1=0.03;α2=0.035。因此，各級ζv計算如下：ζv1=0.9348;ζv2=0.95074.2.2確定壓力系數吸氣結束時氣缸內壓力一般都會低于名義進氣壓力，氣壓差值大小也會影響氣缸利用率大小，差值越大，利用率越小。影響壓力系數ζp的主要因素有：進氣管道中存在的壓力波動、吸氣閥關閉時的彈簧力等。多級壓縮機級數越高，壓縮系數ζp越大。（在這里，簡單理解的原因就是，‘越到級數越高的時候，就會越難以壓，因此其壓力系數應該是越大）。ζp的選取范圍ζp=0.95～1.0。綜合考慮在本設計中，選?。害苝1=0.95;ζp2=0.974.2.3確定溫度系數ζT一般取ζT=0.92～0.98。 影響ζT的因素如下：（1）壓力比大，ζT小。（2）冷卻效果好，ζT大。（3）壓縮機轉速高，ζT大。（4）氣閥阻力小，ζT大。考慮到本設計各種因素，選取：ζT1=0.96，ζT2=0.94。4.2.4確定泄漏系數一般有油潤滑壓縮機泄漏系數ζl=0.90～0.98;影響ζl的因素如下：（1）氣缸直徑越大大，ζl取越大值。（2）壓縮機有油潤滑，ζl應取大些。（3）壓縮機轉速越高ζl取越大值。（4）壓力高，級數多，ζl小。故本設計選?。害苐=0.98，ζl=0.95。4.2.5確定各級排氣系數表4-4各級排氣系數ζd按下式計算ζd=ζvζpζTζl級數ⅠⅡζv0.93480.9507ζp0.950.97ζT0.960.94ζl0.980.95ζd=ζvζpζTζl0.83550.82324.3確定氣缸行程容積4.3.1干氣系數μd的確定空氣中一般都含有水分，空氣被壓縮后若水蒸氣分壓過大便會析出水來，計算式也要考慮在內。進口氣體的相對濕度參照武漢等地的空氣平均相對濕度φ，選取φ=0.6。有、無水析出的判別式(有多級時，且級數為i）φ1Pb1Psi／Ps1<Pbi則i級前無水分析出，μdi=1，若本級前有水析出，則吸入的飽和氣體，干氣系數計算公式如下：μd=（Ps1-φ1Pb1）/（Psi-φiPbi）×Psi/Ps1 (4-4)查閱文獻【1】表2-7得：Pb1=0.02383MPa,Pb2=0.07520MPa已得Ps1=0.1MPa，Ps2=0.4MPa由于第一級是從大氣中吸氣，無析水問題，故μd1=1。0.6×0.02383×（0.4／0.1）=0.05719<Pb2=0.07520故二級無水析出μd2=1。4.3.2抽氣系數μo的確定有抽氣μo<1,無抽氣μo=1。本設計無抽、加氣情況，故μo=1。4.3.3壓縮機行程容積的確定Vh=Vd／ζd1(4-5)多級壓縮機其余級氣缸行程容積:Vh2=（μd2μo2／ζd2）×（Ps1／Ps2）×(Ts1／Ts2)×Vd(4-6)Vd=0.6m3/min第一級：第二級：4.3.4確定各級氣缸直徑單作用氣缸：(4-7)雙作用氣缸：(4-8)本設計采用單作用氣缸（一級氣缸2個，二級氣缸1個）。故氣缸直徑為：一級氣缸：D1=0.08729≈87mm，按照國家標準圓整：D1=88mm；二級氣缸：D2=0.06428≈64mm，按照國家標準圓整：D2=65mm。4.4修正名義壓力和溫度氣缸直徑經過國標圓整后，各級溫度和壓力需要修正，4.4.1確定圓整后的實際行程容積Vh`圓整后行程容積：(4-9)得Vh1`=0.7299m3/min，Vh2`=0.1930m3/min4.4.2計算壓力修正系數β1、β2計算公式如下：(4-10)(4-11)計算得β1=1；β2=1.0254.4.3修正后各級名義壓力及壓力比(4-12)(4-13)得P1`=1.0×105Pa，P2`=4.1×105Pa整理計算數據的下表：表4-5修正后名義壓力及壓力比級次ⅠⅡ計算行程容積Vh，m30.71810.1947實際行程容積Vh’，m30.72990.1930修正系數β1、β211.0251.025名義進氣壓力MPa0.41名義排氣壓力MPa0.40.411.2修正后的壓力比ε’4.12.994.4.4修正后各級排氣溫度表4-6修正后各級排氣溫度級數進氣溫度T1℃K修正后壓力比ε`壓縮過程指數nε`（n-1)/n排氣溫度T2℃KⅠ202985133406Ⅱ403132.931.31.2821284014.5計算活塞力4.5.1計算氣缸進排氣過程中的平均壓力由文獻【1】圖3-20查得：δs=4﹪δd=7﹪表4-7氣缸進、排氣過程的平均壓力級數修正后名義壓力（MPa）相對壓力損失（%）δsδd1-δs1+δd氣缸內實際壓力（MPa)實際壓力比PsPdⅠ0.10.41690.941.090.0940.44694.754Ⅱ0.411.2470.961.070.39361.2843.2624.5.2計算活塞力p=∑pi×Fi(4-14)式中：p——活塞力：Fi——活塞工作面積。最大活塞力一定是在內、外止點，規定連桿受拉為正，受壓為負。（最大活塞力也稱最大氣體力）軸側：(4-15)蓋側：(4-16)軸側活塞工作面積為：Fz=πD2/4(4-17)蓋側活塞工作面積為：Fg=πD2/4(4-18)計算可得:Fz1=Fg1=πD12/4=0.006082m2Fz2=Fg2=πD22/4=0.003318m2表4-8各列內止點活塞力級次內止點活塞力P（106N）軸側（+）蓋側（-）PdFzPdFzPsFgPsFgⅠ0.44690.0060820.0027180.0940.0060820.000572Pz1=PdFz-PsFg=0.002145Ⅱ1.2840.0032170.0041310.39360.0032170.001266Pz1=PdFz-PsFg=0.002865

表4-9各列外止點活塞力級次外止點活塞力P（106N）軸側（+）蓋側（-）PsFzPsFzPdFgPdFgⅠ0.0940.0060820.0005720.44690.0060820.002718Pg2=PsFz-PdFg=-0.002145Ⅱ0.39360.0032170.0012661.2840.0032170.004131Pg2=PsFz-PdFg=-0.002865即一級最大活塞力為2145N，二級為2865N。4.6計算軸功率并選擇合適電機4.6.1計算指示功率理想氣體的指示功率計算如下式：(4-19)實際氣體的指示功率計算如下式： (工質當作理想氣體計算得：N1=2892w N2=2391w所以總指示功率為Ni=N1+N2=5283W4.6.2壓縮機軸功率NzNz=Ni／ηm(4-21)據統計ηm的取值范圍：不帶十字頭的小型壓縮機：ηm=0.85～0.92；取ηm=0.9，Nz=Ni／ηm=5283/0.9=5870w4.6.3電機輸入功率Nc考慮傳動損失，驅動機的效率為：Nc=Nz／ηc(4-22)式中：ηc——傳動效率。本設計采用皮帶傳動ηc=0.96～0.99。通常驅動功率有（5～15）％的功率儲備，所以驅動機的功率應為Nc=（1.05～1.15）Nz／ηc(4-23)選取ηc=0.98，按功率儲備10％計算。Nc=1.1Nz／ηc=6.589kwY7.5kw,1440r／min。

第5章主要零部件的結構設計5.1活塞組件的設計活塞組件有如下要求：密封性好強度和剛度足夠重量輕制造工藝好5.1.1活塞環設計活塞環屬易損件，在設計中選用標準間或通用件?；钊h的材料同活塞環直徑對應的灰鑄鐵牌號如下表：表5-1灰鑄鐵活塞直徑與鑄鐵牌號關系活塞環直徑，mmD≤200200<D<300D≥300灰鑄鐵牌號HT30或HT250HT20或HT250HT200本設計活塞環材料選擇灰鑄鐵，牌號HT250?；钊h的結構設計本設計結構比較簡單，排氣壓力不太，直切口式活塞環加工比較簡單，綜合考慮后，選擇直切口式活塞環。活塞環環數的確定活塞環的數目估算：(5-1)式中：△p——活塞環兩邊壓差最大值，105Pa。計算后，可根據轉速和行程調整。得：Z1=1.88，取Z1=2Z2=2.98，取Z2=3主要尺寸的確定5.1.2刮油環設計在單作用的氣缸中，活塞一邊為氣缸，一邊為缸體（裝有潤滑油），工作時曲軸側的潤滑油可能會進入氣缸影響工作，可采用刮油環以防止或減少它的發生。查閱文獻【2】表4-36，根據一、二級活塞直徑，選擇刮油環的型號和尺寸見下圖。a.一級刮油環b.二級刮油環圖5.3刮油環5.1.3活塞的設計活塞基本結構型式有：筒形、盤形、柱塞式、級差式、組合式等等。圖5.4活塞實物圖本設計采用筒形活塞，各級活塞的結構尺寸如圖。圖5.5一級活塞剖視圖圖5.6二級活塞剖視圖活塞材質的選取根據之前已對材質的分析，本設計氣缸的材質選用為HT200活塞結構尺寸的確定圖5.7活塞主要結構尺寸不計密封環和刮油環高度的活塞高度H`≥Nmax／D[k] (5-3)不計密封環和刮油環高度時：一級活塞高度H1`≥N1max／D1[k1]=27.1mm二級活塞高度H2`≥N2max／D2[k2]=49.0mm活塞的總高度：H≥H`+nh+mh3 (5-4)一般取h3=（1-2）h。根據刮油環的設計知：h3=4.5mm一級活塞高度H1≥39.1mm二級活塞高度H2≥61mm活塞總高度與活塞直徑D：H=（0.65～1.5）D (5-5)活塞高度范圍：一級：H1=57.2～132mm二級：H2=42.25～97.5mm綜上：取H1=90mm,H2=75mm?；钊斆嬷恋谝坏阑钊h的距離C=(1.2～3)h (5-6)一級：c1=4.8～12mm，二級：c2=3.6～9mm，取c1=6mm,c2=4mm。C`=（0.8～1.5）h (5-7)得：C1`=(3.2～6)mmc2`=(2.4～4.5)mm取c1`=4mm,c2`=3mm。裙座到底邊的距離約為：L=0.65H (5-8)得：L1=58.5mm取L1=58mmL2=48.75mm取L2=45mm活塞銷中心線到底邊距離約為：h`=0.6L(5-9)得：h`1=34.8mm,取h`1=35mm。h`2=27mm,取h`2=30mm?；钊N孔徑均為20mm。5.1.4活塞銷的設計活塞銷材料選用20Cr?；钊N的尺寸計算如下所示。圖5.7活塞銷計算示意圖dl0≥Pmax／[k2] (5-10)根據上述公式計算可得一級活塞銷和二級活塞銷直徑d均取20mm。對于活塞銷座處的表面壓力可按下式計算：(5-11)計算結果如下：一級活塞：d=20mm，可取L`=20mm（q=2.68MPa,在允許范圍內）。二級活塞：d=20mm，可取L`=15mm（q=4.775MPa,在允許范圍內）。5.2氣缸的設計5.3曲軸的設計5.3.1曲軸的結構形式及選材本設計選用曲柄軸如下圖，材料為QT600-3。圖5.7曲軸實物圖5.3.2主要結構尺寸的確定（1）曲柄銷直徑D (5-14)式中：P——最大活塞力，N。由第四章的P=2865N，得D=（24.6～30.0）mm。取D=30mm。（2）主軸頸直徑D1 (5-15)盡量避免S／D接近于零，（S為軸頸重合度）。則D1=(30～33)mm,考慮實際情況并參考工廠圖紙，取D1=32mm。（3）軸頸長度L取左側軸頸L=25mm，右側軸頸α=50mm。（4）曲柄厚度S(5-16)曲柄厚度大時曲柄寬度??；反之曲柄寬度大。軸頸重合度△較大時，L／D>0.3，曲柄厚度t減少10﹪～20﹪.得：S=（18～21）mm,取S=20mm。（5）曲柄寬度B(5-17)B=(36～48)mm，取B=42mm。（6）曲柄半徑rr=40mm。圖5.8曲軸示意圖5.4連桿的設計5.4.1連桿的結構型式及選材同強度情況下，工字形截面連桿具有最小的運動質量。本設計連桿采用工字形截面，材料為LY12。圖5.9連桿3維示意圖5.4.2連桿主要結構尺寸(1)連桿長度ζ=r／L決定連桿長度L。ζ=1/4～1／4.5 。取ζ=1/4，則L=160mm。(2)連桿大頭軸瓦材料15ChSnSb11-6,內徑30mm。(3)連桿小頭襯套尺寸厚度S及寬度b取值計算如下：S=（0.06～0.08）d (5-18)b=(1～1.4)d (5-19)式中：d——活塞銷的直徑，mm。材料一般為銅合金。取內徑d為活塞銷直徑20mm。則S=（1.2～1.6）mm,取S=1.4mm;b=(20～28)mm，取b=30mm。(4)連桿寬度連桿大小頭寬度取相等。取B=0.9b（b為軸瓦寬度），大頭寬度B1=23.4mm，則取B1=24mm;小頭寬度B2=23.4mm，則取B2=24mm;(5)連桿大小頭孔徑取大頭軸瓦外徑為D=41mm,小頭襯套外徑為d=23mm。（6）連桿結構 (5-20)式中：P——最大活塞力，KN。對于活塞力P≤(1×104～2×104)N的高速、短行程小型連桿，制成工字形截面的桿體。此時式（5-19）中的系數取16.5～21.5。對于非圓形截面的桿體，在式（5-19）求出d后，還需要計算成面積：Am=πdm2／4（Am為桿體的中間截面面積），求出工字形或矩形尺寸大小。 (5-21) (5-22)式（5-19）中系數取16.5～21.5，dm=(8.8～13.1)mm,則:取dm=12mm；Am=113.1mm2;Hm=17mm，取20mm;Bm=13～15mm，取14mm。桿體截面寬度變化一般取：在l`1處，H`=0.8Hm。(5-23)在l`2處，H``=1.2Hm。(5-24)由于d1=23mm，故l`=(25.3～27.6）mm，取l`=27mm，則H`=0.8×20=16mm；由于D1=34mm，故l``=(37.4～40.8）mm，取l``=39mm，則H`=1.2×20=24mm

第6章動力學的計算6.1列的質量的計算6.1.1活塞組件質量可增加二級活塞質量來降低各級活塞組件質量差，這樣可以盡可能地平衡各級慣性力，有助于機器運行的穩定。根據建模可得出各個零件的質量，作直線往復運動活塞組件總質量計算如下：一級：mp=1.13+0.024+0.024+0.019+0.15≈1.3kg；二級：mp=0.88+0.01×3+0.01+0.11≈0.9kg。6.1.2連桿質量根據統計數據，取連桿總質量（30～40）﹪作往復運動，（60～70）﹪作回轉運動：ml`=(0.3～0.4)ml (6-1)ml``=(0.6～0.7)m (6-2)根據連桿的3D建模，選取材料的密度后可確定其質量為0.5kg。所以連桿往復運動質量m1`=0.175kg；回轉運動質量m1``=0.325kg。6.1.3列的往復運動總質量列的往復運動總質量：ms=mp+ml` (6-3)一級：ms=1.3+0.175=1.475kg；二級：ms=0.9+0.175=1.075kg。6.2列的力的計算6.2.1往復慣性力計算往復運動質量所產生的往復慣性力為：I=mrω2（cosα+ζcos2α） (6-4)曲柄半徑r=0.04m,隨意曲柄的旋轉角速度ω=πn/30=78.54rad／s，ζ=40/150=1/3.75，由式（4-4）計算曲柄旋轉一圈的變化值，得：I=0.247m（cosα+0.267cos2α），計算結果見表6-3，表6-4。6.2.2往復摩擦力計算一般往復摩擦力消耗大約占總機械摩擦消耗（60～70）﹪，(6-5)按照連桿受拉為正、受壓為負，往復摩擦力向軸行程中始終為正值，向蓋行程中始終為負值。由第四章計算可知，機械效率ηm=0.90，列指示功率N1=2.926kw,N2=2.391kw,壓縮機行程s=0.08m,轉速n=750r／min。得：Rs1=0.1057kN Rs2=0.0863kN。6.2.3旋轉摩擦力計算旋轉摩擦力消耗的功率約占總摩擦功率的（30～40）﹪：(6-6)旋轉摩擦力的方向規定；凡與壓縮機轉向相反的為正值，反之為負值。得：Rr1=0.03622KN,Rr2=0.02960KN6.2.4蓋側氣體力的計算Pi=piF(6-70)如下圖為簡化的壓縮循環指示圖:余隙容積的當量行程S0=Sα（α——相對余隙容積）。圖6.1氣體力曲線圖各過程氣體壓力如下：壓縮過程1-2（從內止點直到Pi≥Pd為止）： (6-8)排氣過程線2-3：Pd等壓線，Pi=Pd。膨脹過程線3-4（從外止點算起，直到Pi≤Pd為止）： (6-9)進氣過程線4-1：Ps等壓線，Pi=Pd。α為自變量，每隔10°計算Pi；xi代入上式得到一個循環的pi值?？芍獨怏w力Pi=piF。計算見表6-1、表6-2。余隙行程：一級s0=80×0.03=2.4mm。二級s0=80×0.035=2.8mm。活塞面積：一級Fz1=Fg1=（π／4）×D12=6.08×10-3m2；二級Fz2=Fg2=（π／4）×D22=3.32×10-3m2；膨脹過程的多變指數m如下（參考表4-3）：一級為1.2，二級為1.25，壓縮過程均為1.3。蓋側：α為自變量，每10°求出相應的值，將xi代入式（4-9）和（4-10）中，求得一系列壓力值pi?？傻脷怏w力Pi=piF。計算結果見表6-3、6-4。軸側：P1=p0F1=0.094×106×0.00608=0.572kN；P2=p0F2=0.094×106×0.00332=0.312kN。6.3綜合活塞力計算及列的切向力圖6.3.1綜合活塞力與切向力計算沿氣缸中心線方向的氣體力、往復慣性力及往復摩擦力，這些力的代數和即列的綜合活塞力PΣ。在活塞力分析中這三者缺一不可，將它們分別按照轉角α展開并疊加后的作用力曲線圖即為綜合活塞力圖。(6-10)連桿力分析切向力時，規定切向力與曲軸旋轉方向相反為正。列的切向力計算如下：(6-11)由表6-1、6-2、6-3、6-4、6-5的數據（其中力的單位均為KN），作如圖6.2、6.3所示一二級列綜合活塞力圖，橫坐標是曲柄旋轉角度α。

表6-1一級蓋側氣體力計算表轉角α（°）活塞位移X1(mm）膨脹過程P1進氣過程P1=Ps壓縮過程P1排氣過程P1=Pd蓋側氣體00.004.469-2.717100.932.533-1.540203.661.234-0.751308.030.6440.940-0.5724013.770.940-0.5725020.550.940-0.5726028.000.940-0.5727035.740.940-0.5728043.400.940-0.5729050.670.940-0.57210057.290.940-0.57211063.100.940-0.57212068.000.940-0.57213071.970.940-0.57214075.050.940-0.57215077.310.940-0.57216078.840.940-0.57217079.710.940-0.57218080.000.9400.940-0.57219079.710.944-0.57420078.840.956-0.58121077.310.978-0.59522075.051.013-0.61623071.971.063-0.64624068.001.135-0.69025063.101.238-0.75326057.291.384-0.84127050.671.594-0.96928043.401.902-1.15629035.742.369-1.44030028.003.110-1.89131020.554.359-2.65032013.776.6364.469-2.7173308.034.469-2.7173403.664.469-2.7173500.934.469-2.7173600.004.469-2.717

表6-2二級蓋側氣體力計算表轉角α（°）活塞位移X1(mm）膨脹過程P1進氣過程P1=Ps壓縮過程P1排氣過程P1=Pd蓋側氣體00.0012.840-4.263100.939.103-3.022203.664.708-1.563308.032.5343.936-1.3074013.773.936-1.3075020.553.936-1.3076028.003.936-1.3077035.743.936-1.3078043.403.936-1.3079050.673.936-1.30710057.293.936-1.30711063.103.936-1.30712068.003.936-1.30713071.973.936-1.30714075.053.936-1.30715077.313.936-1.30716078.843.936-1.30717079.713.936-1.30718080.003.9363.936-1.30719079.713.952-1.31220078.844.003-1.32921077.314.095-1.36022075.054.238-1.40723071.974.448-1.47724068.004.750-1.57725063.105.176-1.71926057.295.783-1.92027050.676.653-2.20928043.407.927-2.63229035.749.854-3.27230028.0012.89512.840-4.26331020.5512.840-4.26332013.7712.840-4.2633308.0312.840-4.2633403.6612.840-4.2633500.9312.840-4.2633600.0012.84-4.263轉角α（°）往復慣性力I往復摩擦力Rs軸側蓋側綜合活塞力PΣ切向力T00.4610.1060.572-2.717-1.5780.0000.000100.4500.1060.572-1.540-0.4120.219-0.090200.4170.1060.572-0.7510.3440.4280.147300.3640.1060.572-0.5720.4710.6170.290400.2960.1060.572-0.5720.4020.7760.312500.2170.1060.572-0.5720.3240.9000.291600.1340.1060.572-0.5720.2400.9850.236700.0500.1060.572-0.5720.1571.0280.16180-0.0280.1060.572-0.5720.0781.0320.08190-0.0970.1060.572-0.5720.0091.0000.009100-0.1550.1060.572-0.572-0.0480.938-0.045110-0.1990.1060.572-0.572-0.0930.851-0.079120-0.2310.1060.572-0.572-0.1240.747-0.093130-0.2510.1060.572-0.572-0.1450.632-0.091140-0.2620.1060.572-0.572-0.1560.510-0.079150-0.2670.1060.572-0.572-0.1600.383-0.062160-0.2680.1060.572-0.572-0.1610.256-0.041170-0.2670.1060.572-0.572-0.1610.128-0.021180-0.2670.1060.572-0.572-0.1610.0000.000190-0.267-0.1060.572-0.574-0.375-0.1280.048200-0.268-0.1060.572-0.581-0.383-0.2560.098210-0.267-0.1060.572-0.595-0.396-0.3830.152220-0.262-0.1060.572-0.616-0.412-0.5100.210230-0.251-0.1060.572-0.646-0.431-0.6320.273240-0.231-0.1060.572-0.690-0.455-0.7470.340250-0.199-0.1060.572-0.753-0.486-0.8510.413260-0.155-0.1060.572-0.841-0.530-0.9380.497270-0.097-0.1060.572-0.969-0.600-1.0000.600280-0.028-0.1060.572-1.156-0.718-1.0320.7412900.050-0.1060.572-1.440-0.924-1.0280.9503000.134-0.1060.572-1.891-1.291-0.9851.2723100.217-0.1060.572-2.650-1.967-0.9001.7703200.296-0.1060.572-2.717-1.955-0.7761.5173300.364-0.1060.572-2.717-1.887-0.6171.1633400.417-0.1060.572-2.717-1.834-0.4280.7853500.450-0.1060.572-2.717-1.801-0.2190.3953600.461-0.1060.572-2.717-1.7900.0000.000轉角α（°）往復慣性力I往復摩擦力Rs軸側蓋側綜合活塞力PΣ切向力T00.3360.0860.312-4.263-3.5290.0000.000100.3280.0860.312-3.022-2.2960.219-0.504200.3040.0860.312-1.563-0.8610.428-0.369300.2650.0860.312-1.307-0.6430.617-0.397400.2160.0860.312-1.307-0.6930.776-0.538500.1580.0860.312-1.307-0.7500.900-0.675600.0970.0860.312-1.307-0.8110.985-0.799700.0370.0860.312-1.307-0.8721.028-0.89780-0.0200.0860.312-1.307-0.9291.032-0.95990-0.0710.0860.312-1.307-0.9801.000-0.980100-0.1130.0860.312-1.307-1.0210.938-0.958110-0.1450.0860.312-1.307-1.0540.851-0.897120-0.1680.0860.312-1.307-1.0770.747-0.805130-0.1830.0860.312-1.307-1.0920.632-0.690140-0.1910.0860.312-1.307-1.1000.510-0.560150-0.1950.0860.312-1.307-1.1030.383-0.423160-0.1950.0860.312-1.307-1.1040.256-0.283170-0.1950.0860.312-1.307-1.1040.128-0.141180-0.1950.0860.312-1.307-1.1030.0000.000190-0.195-0.0860.312-1.312-1.281-0.1280.164200-0.195-0.0860.312-1.329-1.298-0.2560.332210-0.195-0.0860.312-1.360-1.328-0.3830.509220-0.191-0.0860.312-1.407-1.372-0.5100.699230-0.183-0.0860.312-1.477-1.434-0.6320.906240-0.168-0.0860.312-1.577-1.519-0.7471.135250-0.145-0.0860.312-1.719-1.638-0.8511.394260-0.113-0.0860.312-1.920-1.806-0.9381.694270-0.071-0.0860.312-2.209-2.053-1.0002.053280-0.020-0.0860.312-2.632-2.426-1.0322.5042900.037-0.0860.312-3.272-3.009-1.0283.0943000.097-0.0860.312-4.263-3.940-0.9853.8793100.158-0.0860.312-4.263-3.879-0.9003.4913200.216-0.0860.312-4.263-3.821-0.7762.9663300.265-0.0860.312-4.263-3.772-0.6172.3253400.304-0.0860.312-4.263-3.733-0.4281.5983500.328-0.0860.312-4.263-3.709-0.2190.8133600.336-0.0860.312-4.263-3.7010.0000.000注：表中函數一欄中的函數式為6.3.2繪制切向力圖以表6-3中的數據，作如圖6.2所示Ⅰ級列的切向力曲線圖。以表6-4中的數據，作如圖6.3所示Ⅱ級列的切向力曲線圖。圖6.2、圖6.3中均是橫坐標是曲柄轉角α，縱坐標是切向力T。圖6.2一級列綜合活塞力圖圖6.3二級列綜合活塞力圖6.3.3平均切向力計算及誤差校核列的切向力：Tm=(A／l)mt (6-12)總平均切向力：Tm`=Tm+Rr (6-13)式中：T`m——總平均切向力，KN；Rr——旋轉摩檫力，KN。圖6.4一級列切向力圖圖6.5二級列切向力圖所作切向力圖的正確性可用軸功率計算平均切向力Tm`來校核：T`=30Nz/πrn (6-14)6.4總切向力的疊加及總切向力的繪制6.4.1總切向力的疊加在多列壓縮機中，總切向力是由各列的切向力疊加而成的。壓縮機無論哪一列超前或落后，都會對整機的切向力產生影響，所以為了使慣性力盡可能自相平衡，應盡可能地確定多種方案，通過計算選擇最優方案。6.4.2不同方案總切向力圖的繪制本設計為W型二級壓縮機，三列氣缸，相鄰兩列氣缸夾角等于60°，曲軸順時針轉動，本設計中方案的不同即二級氣缸所在位置的不同（左邊、中間或右邊）。方案一：Ⅱ級氣缸在左邊，Ⅰ級氣缸的二列在中間和右邊，以中間氣缸為基準列。圖6.6方案一圖6.7方案一總切向力圖

表6-5方案一總切向力力單位（KN）轉角氣缸方案一總切向力中右左00.0001.272-0.8080.46410-0.0901.770-0.9000.780200.1471.517-0.9570.708300.2901.163-0.9730.481400.3120.785-0.9480.150500.2910.395-0.885-0.199600.2360.000-0.793-0.557700.161-0.090-0.679-0.608800.0810.147-0.551-0.323900.0090.290-0.416-0.117100-0.0450.312-0.278-0.011110-0.0790.291-0.1390.074120-0.0930.2360.0000.144130-0.0910.1610.1620.231140-0.0790.0810.3280.329150-0.0620.0090.5020.450160-0.041-0.0450.6900.604170-0.021-0.0790.8950.7961800.000-0.0931.1241.0311900.048-0.0911.3821.3392000.098-0.0791.6841.7032100.152-0.0622.0472.1372200.210-0.0412.5022.6712300.273-0.0213.0973.3492400.3400.0003.8884.2282500.4130.0483.5053.9662600.4970.0982.9813.5762700.6000.1522.3403.0922800.7410.2101.6102.5622900.9500.2730.8202.0433001.2720.3400.0001.6123101.7700.413-0.5101.6743201.5170.497-0.3811.6333301.1630.600-0.4121.3523400.7850.741-0.5530.9733500.3950.950-0.6890.6573600.0001.272-0.8080.464對方案一總切向力數據處理得平均切向力Tm=1.298KN總平均切向力Tm`=1.298+0.036+0.036+0.030=1.4KN方案二：Ⅱ級氣缸在中間，Ⅰ級氣缸的二列在左邊和右邊，以中間氣缸為基準列。圖6.8方案二圖6.9方案二總切向力圖

表6-6方案二總切向力力單位（KN）轉角氣缸方案二總切向力中右左00.0001.2720.2361.50810-0.5101.7700.1611.42120-0.3811.5170.0811.21730-0.4121.1630.0090.76140-0.5530.785-0.0450.18750-0.6890.395-0.079-0.37360-0.8080.000-0.093-0.90170-0.900-0.090-0.091-1.08280-0.9570.147-0.079-0.88990-0.9730.290-0.062-0.744100-0.9480.312-0.041-0.677110-0.8850.291-0.021-0.615120-0.7930.2360.000-0.557130-0.6790.1610.048-0.470140-0.5510.0810.098-0.372150-0.4160.0090.152-0.255160-0.278-0.0450.210-0.113170-0.139-0.0790.2730.0551800.000-0.0930.3400.2471900.162-0.0910.4130.4842000.328-0.0790.4970.7452100.502-0.0620.6001.0412200.690-0.0410.7411.3902300.895-0.0210.9501.8252401.1240.0001.2722.3952501.3820.0481.7703.2012601.6840.0981.5173.2992702.0470.1521.1633.3622802.5020.2100.7853.4972903.0970.2730.3953.7653003.8880.3400.0004.2283103.5050.413-0.0903.8283202.9810.4970.1473.6253302.3400.6000.2903.2313401.6100.7410.3122.6643500.8200.9500.2912.0623600.0001.2720.2361.508對方案二總切向力數據處理得平均切向力Tm=1.588KN總平均切向力1.588+0.036+0.036+0.030=1.69KN方案三：Ⅱ級氣缸在又邊，Ⅰ級氣缸的二列在中間和左邊，以中間氣缸為基準列。圖6.10方案三結構方案圖圖6.11方案三總切向力圖

表6-7方案三總切向力力單位（KN）轉角氣缸方案三總切向力中右左00.0003.8880.2364.12510-0.0903.5050.1613.575200.1472.9810.0813.209300.2902.3400.0092.640400.3121.610-0.0451.877500.2910.820-0.0791.033600.2360.000-0.0930.144700.161-0.510-0.091-0.441800.081-0.381-0.079-0.379900.009-0.412-0.062-0.464100-0.045-0.553-0.041-0.640110-0.079-0.689-0.021-0.788120-0.093-0.8080.000-0.901130-0.091-0.9000.048-0.944140-0.079-0.9570.098-0.938150-0.062-0.9730.152-0.883160-0.041-0.9480.210-0.779170-0.021-0.8850.273-0.6331800.000-0.7930.340-0.4531900.048-0.6790.413-0.2182000.098-0.5510.4970.0442100.152-0.4160.6000.3362200.210-0.2780.7410.6732300.273-0.1390.9501.0842400.3400.0001.2721.6122500.4130.1621.7702.3462600.4970.3281.5172.3422700.6000.5021.1632.2662800.7410.6900.7852.2172900.9500.8950.3952.2413001.2721.1240.0002.3953101.7701.382-0.0903.0623201.5171.6840.1473.3493301.1632.0470.2903.5003400.7852.5020.3123.6003500.3953.0970.2913.78400.0003.8880.2364.125對方案三總切向力數據處理得：平均切向力Tm=1.663KN總平均切向力1.663+0.036+0.036+0.030=1.765KN比較以上三種方案，可以看到第一種方案的平均切向力疊加最小，因此本設計最終選用第一種排列方案。根據方案三得曲軸轉角240°時受力最大，連桿對曲軸作有限元分析如下：圖6.12曲軸受力最大時的有限元分析（節點應力圖）平均切向力的校核一般需要保證：(6-15)=1.868KN所以有△=（1.868-1.765）/1.868≈5.5%考慮到可能導致誤差擴大的因素，△僅超出0.5%，在可接受范圍內，因此可判定切向力符合要求。

總結總結本次的設計，有通過各種途徑查閱資料，利用excel進行大量運算，以及使用軟件繪圖的逐步熟練等等，在這樣一個過程中我發現了自己的大量不足，同時也感覺到理論必須要結合實踐，只有通過實踐我們才能快速成長。在我看來，畢設的主要目的應該不是結果，而應該是在于讓我們遇到各種問題，同時不斷想盡辦法去解決他們的這樣一個過程，因為這個過程著實能讓我們獲益匪淺。剛開始進行這次設計任務的時候，認為比較簡單，因為空氣壓縮機的基本原理我還是比較了解的。但是實際到了具體的設計過程中，我才發現真正的機械設計和我原本想像的有點不太一樣，有一個初步的概念到把產品完整設計出來那是天差地別的，其中種種辛勞必須得自己體會過才能懂得。特別是在進行一些主要零件的設計，例如曲軸、連桿、活塞等的時候，每個細節都非常重要。很多數據是相互影