V—6-10空气往复压缩机设计

密级： NANCHANG UNIVERSITY 学 士 学 位 论 文 THESIS OF BACHELOR （ 20 20 年） 题 目 V 6/10 空气往复压缩机设计 学 院： 机电工程学院 系 动力工程 专业班级： 学生姓名： 某 某 学号： 6200307109 指导教师： 某 某 职称： 副教授 起始日期： I V 6/10 空气往复压缩机 设计 摘要： 往复式 压缩机 是工业上使用量大 、 面广的一种通用机械。 V 型压缩机是 往复活塞式压缩机 的一种，属于 容积式压缩机，是利用活塞在气缸中 运动 对 气 体进行挤压，使 气体压力提高 。 热力 计算 、动力计算是压缩机设计计算中基本，又是最重要的一项工作，根据 任务书 提供的 介质 、气量、压力等参数要求，经过计算得到压缩机的相关参数，如级数、列数、气缸尺寸、轴功率等 ， 经过动力计算得到活塞式压缩机的受力情况 。 活塞式压缩机热力计算、动力计算的结果将为各部件图形以及基础设计 提供原始数据，其计算结果的精确程度体现了压缩机的设计水平 。 研究工作目的是为了使 V 型压缩机具有更好的机械性能，提高机械效率，减小能耗，延长使用寿命。通过压缩机动力的计算，机组、构件尺寸的不断修改，对以往压缩机出现的常见故障进行了技术改进，比如：排气量不足；气缸、活塞、活塞环磨损严重、超差、使有关间隙增大，泄漏量增大，影响到了排气量；不正常响声等一系列的问题进行改进。最终设计出这一款满足用户要求，体积小、工作效率高、使用寿命长的 V-6/10空气往复压缩机。 关键词 ：活塞式压缩机 ； 热力计算 ； 动力计算 ；气缸 ；曲轴II The design of V 6/10 air reciprocating compressor Abstract： Reciprocating compressor is a common type machine, used in the industry .V- type of piston compressors is a kind of reciprocating compressor, belong to the compressor , utilize the pistons in the cylinder moving to squeeze on the gas ,squeezed the gas pressure. Thermal calculation and dynamical computation is basic of compressor design calculation, is also an important woke, according to medium, displacement, pressure of task-book, by calculating getting related parameters of compressors, such as levels, columns, size of cylinder, shaft power, by dynamical computation getting stressed status of a piston type compression, due to reduce the vibration is very important. heat calculation and dynamical computation of the piston type compressor, which is providing design data. The calculations reflect exactly the design level of the compressor. Researching works is in order to the compressor have better mechanical properties, improve the efficiency and reduce energy consumption, prolong the machine the useful life. Through dynamical computation correction the size of crew, members, to improve the technical failure of the compressor, As shooting of low displacement, the cylinder, the piston, piston ring severity serious abrasion, so that increasing the related clearance, leakage rate, influence the displacement. Due to some problem of not normal noise improve. Eventually, work out this paragraph of a V-6 /10 reciprocating air compressor required to satisfy users, small volume, efficiency and long usage life. Keywords: piston compressor； thermal calculation； dynamical computation； cylinder； crankshaft III 目 录 摘要 目录 1 引言 1 1.1 压缩机设计的意义 1 1.2 活塞压缩机的工作原理 1 1.3 活塞压缩机的分类 1 1.4 压缩机的发展前景 1 1.5 压缩机设计说明 2 2 总体设计 4 2.1 总体设计原则 4 2.2 结构方案的选择 4 2.2.1 气缸排列型式的选择 4 2.2.2 运动机构的结构及选择 5 2.2.3 级数选择和各级压力比的分配 5 2.2.4 转速和行程的确定 6 3 热力计算 7 3.1 确定各级的容积效率 7 3.1.1 确定各级的容积系数 7 3.1.2 选取压力系数 7 3.1.3 选取温度系数 7 3.1.4 泄漏系数 7 3.2 确定析水系数 7 3.3 各级的行程容积 8 3.4 气缸直径的确定 8 3.5 各级名义压缩比 9 3.6 新的容积系数 9 3.7 新的相对余隙系数 9 3.8 活 塞力 的计算 9 3.9 确定各级的排气压力 10 3.10 计算轴功率 10 3.11 驱动机的选择 10 4 动力计算 12 4.1 压缩机中的作用力 12 IV 4.1.1 曲柄连杆机构的运动关系和惯性力 12 4.1.2 级综合活塞力计算 12 4.1.3 级综合活塞力计算 14 5 气缸部分的设计 15 5.1 气缸 15 5.1.1 结构形式的确定 15 5.1.2 级气缸主要尺寸的计算 15 5.1.3 级气缸的强度校核 15 5.1.4 级气缸的计算 17 5.1.5 级气缸的强度校核 17 5.1.6 气缸材料 18 5.2 气阀 18 5.2.1 气阀的基本要求 18 5.2.2 阀的分类 19 5.2.3 阀设计的主要技术要求 19 5.2.4 环状阀结构尺寸的选择 19 5.2.5级上的气阀尺寸选择 19 5.2.6级上的气阀尺寸选择 22 5.3 活塞 24 5.3.1 活塞的基本结构型式 24 5.3.2级活塞尺寸 24 5.3.3级活塞尺寸 25 5.3.4 活塞的材料 26 5.4 活塞销 26 5.4.1 活塞销的主要技术要求 26 5.4.2 I 级活塞销尺寸 26 5.4.3 级活塞销的尺寸 27 6 基本部件的设计 28 6.1 机身、中体 28 6.2 曲轴 28 6.2.1 曲轴结构的选择 28 6.2.2 曲轴结构设计 28 6.2.3 曲轴结构尺寸的确定 29 6.2.4 曲轴的材料 29 6.2.5 曲轴强度校核 29 6.3 连杆 30 V 6.3.1 连杆结构设计基本原则 30 6.3.2 级连杆尺寸计算 31 6.3.3级连杆杆体的强度校 34 6.3.4 级连杆尺寸计算 35 6.3.5级连杆杆 体的强度校 37 6.3.6 连杆材料 37 7 轴承 38 7.1 滚动轴承及其结构确定 38 8 联轴器 39 9 填料和刮油器 40 9.1 填料的基本要求 40 9.2 填料的结构 40 9.3 材料选择 40 10 气路系统 41 10.1 空气滤清器 41 10.2 液气分离器、缓冲器和储气罐 41 11 润滑系统 42 12 冷却系统 43 12.1 概述 43 12.2 冷却介质的选择 43 13 结 语 44 参 考 文 献 46 致 谢 48 南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 1 页 共 48 页 1.引 言 压缩机是用来提高气体压力和输送气体的机械，属于将原动机的动力能转变为气体压力能的工作机。它的种类多、用途广，有 “通用机械 ”之称。 1.1 压缩机设计的意义 在石化领域 8，往复式压缩机主要是向大容量、高压力、低噪声、高效率、高可靠性等方向发展；不断开发变工况条件下运行的新型气阀，提高气阀寿命；在产品设计上，应用热力学、动力学理论，通过综合模拟预测压缩机在 实际工况下的性能；强化压缩机的机电一体化，采用计算机自动控制，实现优化节能运行和联机运行 ； 在动力领域，活塞式压缩机目前占有主要市场。但随着人们对使用环境及能耗、环保等方面要求的提高，螺杆和涡旋空气压缩机开始占有一定的市场 ； 在制冷空调领域，往复式制冷压缩机作为一种传统的制冷压缩机，适用于制冷量较广范围内的制冷系统。虽然目前它的应用还比较广泛，但市场份额正逐渐减小 。 1.2 活塞压缩机的工作原理 3 活塞式压缩机包括：构架包括含有放电室和冷却室的缸盖。冷却室是邻近放电室并包围着放电室。构架还包括了一个吸入室 ，压缩室和一个曲柄室。冷却室是孤立于吸入室。气体是从构架外面进入吸入室。可旋转旋转轴支持整个构架。凸轮安置在曲柄室内。活塞是通过凸轮连接到旋转轴。旋转轴的旋转转换为活塞的往复。密封构件切断冷却室和外部的沟通，使得压缩机气缸盖密封。通过引入一个互连的冷却室和曲柄室。 当曲轴被电动机带动旋转时，通过连杆使活塞在汽缸内往复运动。在汽缸顶部外圈装有环形吸气阀片，顶部中央则装有环形排气阀片，阀片上均设有气阀弹簧。汽缸内的活塞由上向下移动时，缸内容积增大，压力下降，于是吸气管中压力为 P1 的空气便顶开吸入阀进入缸内，直到 行程的下死点为止，这样便完成了一个吸入过程。当活塞从下死点向上回行时，被吸入的气体受到压缩，压力因而升高，吸气阀片在缸内气体压力和弹簧的作用下迅速关闭，活塞继续上行，缸内容积不断减小，压力升高，当缸内压力升到 P2 时，气体便顶开排气阀进入排气管路，活塞继续上行，直到上死点。当活塞由上死点向下死点回行时，排气阀在弹簧和排气管中压力的作用下关闭，压缩机又开始下一个吸气过程。如此周而复始，完成循环。 1.3 活塞压缩机的分类 往复压缩机分类方法很多 7： 1、按在活塞的一侧或两侧吸、排气体，可分为单动和双动往 复压缩机； 2、按气体压缩次数可分为单极、双极和多级压缩机； 3、按压缩机所产生的最终压力可分为低压、中压和高压压缩机； 4、按排气量可以分为小型、中性和大型压缩机； 5、按压缩气体的种类可分为：空气压缩机、氨压缩机、氢压缩机等。 1.4 压缩机的发展前景 随着近几年经济的飞跃发展，行业集中度有所提高，供货进一步向大企业集中，气体压缩机产业向布局逐步合理的新局面发展。通过经济战略性重组的推进，不少劣质企南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 2 页 共 48 页 业退出，优秀企业已找准定位，突出主业，不断做大做强，达到强强联合，承担起国家重大技术装备项目。在相关政策方面，为应对 全球性金融危机对我国经济的影响，早在09 年年初，国家已经制定了一系列的刺激经济方案，重点调整振兴包括石化、冶金等气体压缩机的下游产业在内的十大产业。这些措施对气体压缩机产业的发展起到了积极的影响，这也是 2009 年下半年压缩机行业经济逐渐利好的主要原因。在开拓国际市场方面，压缩机行业应积极而谨慎地探索自己的国际化道路。目前，压缩机行业国际化步伐缓慢，尤其是在 2009 年一整年中，压缩机出口形势都不容乐观，这主要表现在国内压缩机行业技术发展水平与国外同类企业存在一定差距，尤其是目前还没有形成真正意义上的具有国际竞 争力的大型国际企业集团。未来三年，我国石油、化工、冶金、船舶、环保、清洁能源等行业将进一步发展，压缩机市场需求前景依然看好。如大推力往复式压缩机、工艺螺杆压缩机、大排量无油压缩机、高压大排量压缩机、机车配套压缩机、低噪声船用压缩机等。 2010 年，是压缩机行业发展的新起点，预计行业未来呈现出新的发展态势。首先是结构调整将有重大突破。当前我国压缩机行业存在一系列深层次的结构性矛盾，包括总体产能过剩，低水平产能比重过大；企业规模小而且分散，产业集中度低；生产力布局不合理现象依然存在；企业节能减排的任务重；科技创 新能力不强；资源控制力不强，保障体系建设滞后等。这些深层次的结构性矛盾，决定了 2010 年压缩机行业必须下大力量，突出抓好结构调整，实现产业升级，认真解决影响压缩机行业发展的重大问题。第二，行业内要大力推动共性技术研究开发，掌握核心技术、关键技术的自主知识产权。当前，压缩机行业共性技术的科研经费投入不足，研究开发力量薄弱。 2010 年，各企业应加大在我国重点培育自主知识产权的技术装备研发力量。可以有计划、有步骤地加强国家重点实验室、国家工程技术研究中心、行业科研院所等共性技术研究开发平台的建设，重点支持原创性技 术、共性技术及战略性关键技术的研究开发，并培养一支既精通基础技术又熟悉行业技术的高科技人才队伍，努力掌握核心技术、关键技术和重要产品的自主知识产权。第三，进入加快发展制造服务业阶段。当前，压缩机行业存在一些不利于产业发展的缺陷，如缺少高端技术，企业规模偏小等。面临这些问题和激烈的市场竞争，压缩机企业极需提高自身的核心竞争力，转变增长方式。在制造过程中重视服务，从市场调研、售后，直到产品报废回收，努力为客户提供以知识密集、附加值高为特征的服务项目，则是压缩机企业实现可持续发展的一个关键内容。现代服务业大部分是 以人力资本和知识资本作为其主要投入，这对压缩机企业在解决发展、升级问题的同时，提升竞争力也具有重要支撑作用 。 与国外往复式压缩机技术水平相比，我国的主要差距为基础理论研究差，产品技术开发能力低，工艺装备和实验手段后，产品技术起点低，规格品种、效率、制造质量可靠性差。另外，技术含量高和特殊要求的产品还满足不了国内需求。 1.5 压缩机设计说明 本说明书包括活塞式压缩机的总体设计，热力、动力计算，主机和辅助设备的结构设计和计算，润滑，排气量调节以及安装调整等内容，还介绍了国内已经使用的各种活南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 3 页 共 48 页 塞式压缩机的结构特点。 此外，压缩机设计计算时所涉及的单位换算，常用数据、公式和材料，气体特性图表。 由于本人的专业知识有限，本设计的误差和缺点在所难免，希望老师批评指正，以期在以后加以充实完善。 南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 4 页 共 48 页 2 总体设计 设计依据及参数 公称容积流量： 6 m3/min 压缩介质： 空气 进气压力： 大气压 公称排气压力： 1 MPa(表 ) 排气温度： 180 2.1 总体设计原则 设计活塞压缩 机应符合以下基本原则 3： a.满足用户提出的排气量、排气压力，及有关使用条件的要求。 b.有足够长的使用寿命（应理解为压缩机需要大修时间间隔的长短），足够高的使用可靠性（应理解为压缩机被迫停车的次数）。 c.有较高的运转经济性。 d.有良好的动力平衡性。 e.维护检修方便。 f.尽可能采用新结构、新技术、新材料。 g.制造工艺性良好。 h.机器的尺寸小、重量轻。 2.2 结构方案的选择 压缩机的结构特点主要体现在两方面，即气缸排列的型式（指气缸中心线的排列位置）和运动机构的结构。 2.2.1 气缸排列型式的选择 南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 5 页 共 48 页 根据气缸排列的型式不同，有立式压缩机、卧式压缩机、对称平衡型压缩、对置型 压缩机及角度式压缩机。角度式压缩机，气缸中心线具有一定的角度，但不等于零度和 180 。按气缸中心线的位置不同，又可以分为 W 型、 V 型（如图 1）、 L 型和扇型。 由于本设计排气量和排气压力比较小，选择角度式中的 V 型压缩机，使其具有较好的平衡性，同一曲拐上相邻的汽缸中心线夹角做成 90。它的好处： 1 各列的一阶惯性力的合力，可用装在曲轴上的平衡重达到大部分或完全平衡，因此，机械可 有较高的转数。 2 气缸彼此错开一定的角度，有利于气阀的安装和布置，因而使气阀的流通面积有可能增大（相对于立式压缩机而言），中间冷却器和级间管道可以直接装在机械上，结构紧凑。 3 可以将若干列的连杆连结到同一曲拐上，曲轴的拐数可减少，机械的轴向长度可缩短，因此主轴颈可以采用滚动轴承。 2.2.2 运动机构的结构及选择 活塞式压缩机的运动机构有：无十字头和带十字头 28两种，本设计为无十字头。选择无十字头的理由是：结构简单、紧凑，机械高度较低，相应的机械重量较轻，一般不需要专门的润滑机构。但是无十 字头的压缩机只能作成单作用的，所以，气体容积的利用不充分（因为活塞与气缸之间，只在活塞的一侧形成工作腔），气体的泄漏量也比较大，气缸的工作表面所受的侧向力也较大，因而活塞易磨损，另外，气缸的润滑油量也难于控制。 2.2.3 级数选择和各级压力比的分配 工业用的气体，有时需求较高的压力，需采取多级压缩。在选择压缩机的级数时， 一般应遵循下列原则：使压缩机消耗的功最小、排气温度应在使用条件许可的范围内、机器重量轻、造价低。要使机器具有较高的热效率。则级数越多越好（各级压缩比越小南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 6 页 共 48 页 越好）。然而级数增多，则阻力损失增 加，机器总效率反而降低，结构也更加复杂，造价便大大上升。因此，必须根据压缩机的容量和工作特点，恰当地选择所需的级数和各级压力比。 是级中的相对压力损失，一般平均的相对压力损失值 为 1020%，取 =20%，查图 2 得， 0=2.75。 总压缩比 111.0 1.1 t I n 1 1 2 . 3 7 0 4I n 2 . 7 5Z 取 Z =2 级 根据工况的需要，选择级数为两级，按照等压力比分配的原则， 1=2=111/2=3.32,但为使第一级由较高的容积系数，第一级的 压力比取稍低值，各级名义压力及压力比见表 1。 表 1 各级名义压力及压力比 级数 吸气压力 0SP/MPa 0.1 0.32 排气压力 0dP/MPa 0.32 1.1 压力比 000 /SdPP 3.20 3.44 2.2.4 转速和行程的确定 转速，行程和活塞平均速度的关系：30nscm 小型压缩机为使结构紧凑，而只能采用较小行 程 ,取 s=100mm，确定压缩机的转速n=980r/min 则， m / s27.330 10100980303 nscm，符合活塞平均速度。 南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 7 页 共 48 页 3 热力计算 3 a. 压力 在热力计算中使用的压力都是绝对压力，为统一起见，本说明除特别注明外，压力均指绝对压力。 b. 温度 在热力计算中所采用的是绝对温度，它以 K 来表示。 绝对温度与摄氏温度之间具有以下关系： 273 tT c. 比容 单位重量气体所占容积。 理想气体在不同温度和压力下的重量。按下式计算： TpM79.11 3.1 确定各级的容积效率 31 3.1.1 确定各级的容积系数 由于 P=1.1MPa，则 =0.070.12，排气量为 qV=6m3, 则 =0.0350.05， 所以，各级相对余隙容积 1=0.09 2=0.11； 膨胀指数 m 1=1.2 m2=1.25 111 1 . 21 1 11 1 1 0 . 0 9 3 . 2 0 1 0 . 8 5 3mv 2111 . 2 52 2 21 1 1 0 . 1 1 3 . 4 4 1 0 . 8 1 5mv 3.1.2 选取压力系数 p1=0.96 p2=0.99 3.1.3 选取温度系数 t1=0.95 t2=0.96 3.1.4 泄漏系数 取值在 0.900.98 范围，则 l1=0.972 l2=0.974 综上所述， 0 . 7 50 . 9 7 20 . 9 50 . 9 60 . 8 5 3l1t1p1v1v1 0 . 7 5 40 . 9 7 40 . 9 60 . 8 1 5 ? . 9 9l2t2p2v2v2 3.2 确定析水系数 第一级无水分析出 1 =1.0 第二级 1 1 1212 2 2S s aS s aPP 干气系数 1 =0.8 2 =1.0 取定一级进气温度 30o,二级进气温度 35o。由表 2 可得， 南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 8 页 共 48 页 表 2 饱和水蒸汽在 170时的压力 P（ kgf/cm2） 与重度 （ kgf/m2） 当 T1=30o时 , Psa1=4325Pa；当 T2=35o ,则， Psa2=5504 Pa，则： 51 1 1 1 0 0 . 8 4 3 2 52 1 3 . 2 0 . 9 8 260 . 3 2 1 0 1 . 0 5 5 0 42 2 2P S P s aP S P s a 3.3 各级的形成容积 6 31 = 0 . 0 0 8 1 0 mn 1 9 8 0 0 . 7 5 6qvVs 51 2 2 6 1 0 3 0 8 0 . 9 8 2 32 0 . 0 0 2 5 4 m52 1 2 9 8 0 3 . 2 1 0 3 0 5 0 . 7 5 4q v P s TVs n P s T 3.4 汽缸直径的确定 （一）当采用两级单作用双气缸，水冷方式时， 11221 1 0 . 0 0 8 1 0 3 . 1 4 1 0 . 1 1 0 . 3 2 1 m44V s D S D D 取 D1=325mm，由于直径太大，舍弃 （二）当采用两级单作用四气缸，水冷方式时， 南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 9 页 共 48 页 21112 4sV D S得， D1=0.227m 取 D11=230mm 同理 D2=0.1272m 取 D22=130mm 3.5 各级名义压缩比 取进气相对 压力损失 s1=4.0% ，排气相对压力损失 d1=4.2%； s2=1.9% d2=3.0% 1 1 1 4 . 2 % 1 3 . 2 0 3 . 4 711 1 1 4 . 0 %ds 1 2 1 1 . 9 % 2 3 . 4 4 3 . 6 12 1 2 1 3 . 0 %ds 表 3 各级进气、排气压力与实际压力比 级次 公称压力 排气损失 实际压力 实际压比 Ps/MPa Pd/MPa s d ps/MPa Pd/MPa 0.1 0.32 0.04 0.042 0.096 0.33312 3.47 0.32 1.1 0.019 0.03 0.314 1.133 3.61 3.6 新的容积系数 级气缸容积系数 1p11 1 111p11122 0 . 2 2 744= 0 . 8 5 3 0 . 8 3 1 0 . 2 3 0V V VDADA 级气缸容积系数 222 2 222211 0 . 1 2 7 244 0 . 8 1 5 0 . 7 8 00 . 1 3 0=pV V VpDDAA 3.7 新的相对余隙系数 111111 . 211 1 0 . 8 3 1 0 . 1 0 3113 . 2 0vm 222 111 . 2 521 1 0 . 7 8 0 0 . 1 3 4113 . 4 4vm 3.8 活塞力的计算 表 4 盖侧与轴侧活塞工作面积 级次 轴侧 ： 2224wA D d 盖侧 ： Ac=2 4D2 Aw1=0.0817 Ac1=0.0831 Aw2=0.0251 Ac2=0.0265 南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 10 页 共 48 页 表 5 止点气体力计算 列次 下止点 上止点 - Fw1=PaAw1- ps1Ac1=0.19kN Fc1=PaAw1-pd1Ac1=-19.51KN - Fw2=PaAw2-ps2Ac2=-5.81KN FC2=PaAw2- pd2Ac2=-27.51KN 3.9 确定各级的排气压力 取 k=1.4 近似 n1=1.35 n2=1.4 取 Ts1=303k Ts2=308k 1 1- 1 1 . 3 5 11 . 3 511 1 3 0 3 3 . 4 7 4 1 8 . 3 4 Kn ndsTT 2 2 1 . 4 1-1 1 . 4222 3 0 8 3 . 6 1 4 4 4 . 4 3 Kn ndsTT 3.10 计算轴功率 111 1 1 1 1 1 0 111511116 0 119 8 0 1 0 . 0 4 0 . 8 3 1 0 . 9 6 0 1 0 0 . 0 0 8 1601 . 3 5 11 . 3 53 . 4 7 1 0 . 0 8 2 1 . 3 51 . 3 5 11 5 . 9 9 k W11i s v s snnN n P V nn 222 2 2 2 2 2 0 2 22611116 0 119 8 0 1 0 . 0 1 9 0 . 7 8 0 0 . 3 1 4 1 0 0 . 0 0 2 5 4601 . 4 11 . 43 . 6 1 1 0 . 0 4 9 1 . 41 . 4 11 6 . 1 7 k W11i s v s snnN n P V nn Ni=15.99+16.17=32.16kW。 3.11 驱动机的选择 活塞式压缩机的驱动包括驱动机和传动装置。驱动方式和压缩机的结构方案和主要参数的选择有着密切的关系，在选择压缩机结构 方案和主要参数时，应该同时考虑驱动方式的选择。 驱动活塞式压缩机的却大多数是交流电动机，而交流电动机中又以鼠笼式异步电动机为最多。中、小功率的鼠笼式电动机可按我国电动机系列（ JS、 JK、 JSQ 等）选取。不管是异步电动机还是同步电动机，共同的特点是启动电流大而启动力矩小。 南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 11 页 共 48 页 取 m=0.88，则 3 2 . 1 6 3 6 . 5 5 k W0 . 8 8iz mNN 电机功率余度 10%， N=Nz（ 1+10%） =36.55*110%=40.2kW,则电机功率取 45kw。 所以 ， 电机型号选取为 Y200L2-6。 南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 12 页 共 48 页 4 动力计算 4.1 压缩机中的作用力 3 图 3 曲柄连杆机构示意图 压缩机中作用力的分析 ， 是进行压缩机零件强度和刚度计算的依据 ， 也是判断这些力对压缩机装置影响的基础。 压缩机中主要的作用力有气体压力、曲柄连杆机构运动时产生的惯性力和摩擦力。 4.1.1 曲柄连杆机构的运动关系和惯性力 6 活塞的位移、速度和加速度可从曲柄连杆机构的几何关系和运动关系中确定。图 3表示曲柄连杆机构的几何关系。 活塞位移 x 和曲柄转角 ： )2c o s1(4)c o s1( rx 往复惯性力： 21222 2c o sc o s)2c o s( c o s IIrmrmrmamI pppp 4.1.2 级综合活塞力计算 活塞直径 D=230mm ，吸气压力 ps=0.096 MPa，排气压力 pd=0.33312 MPa， 相对余隙 103.00 VbV ，活塞行程 s=100mm，转速 n=980r/min， m=1.2， n=1.35，51， 盖侧膨胀： mcmcd SxpSp )( ，则得mccd Sx Spp )( ， 南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 13 页 共 48 页 盖侧压缩： mcmcs SxpSSp )()( ，则得mccs Sx SSpp )( 活塞位移 x 和曲柄转角 ： )2c o s1(4)c o s1( rx 惯性力 31： 图 4 =1/4 时往复惯性力 I 按曲柄转角 展开图 21222 2c o sc o s)2c o s( c o s IIrmrmrmamI pppp 角速度： r a d / s573.10260 98014.32602 n 在初步设计是估计每列最大往复质量活塞的质量 mp=15.12kg 图 5 级活塞受力图 南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 14 页 共 48 页 由上图可以得出 级活塞受到的最大活塞力 F=9.375KN 4.1.3 级综合活塞力计算 活塞直径 D=130mm ，吸气压力 Ps=0.314 MPa，排气压力 Pd=1.133MPa， 相对余隙 134.00 VbV ，活塞行程 s=100mm，转速 n=980r/min， m=1.25， n=1.4，51， 盖侧膨胀： mcmcd SxpSp )( ，则得mccd Sx Spp )( ， 盖侧压缩： mcmcs SxpSSp )()( ，则得mccs Sx SSpp )( 活塞位移 x 和曲柄转角 ： )2c o s1(4)c o s1( rx 惯性力：21222 2co sco s)2co s( co s IIrmrmrmamI ssss 角速度： r a d / s573.10260 98014.32602 n 在初步设计是估计每列最大往复质量活塞的质量 mp=15.12kg 图 8 级活塞受力图 由图 7 可以得出 级活塞受到的最大活塞力 F=13.78KN 南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 15 页 共 48 页 5 气缸部分的设计 5.1 气缸 9 气缸是活塞式压缩机中的组成压缩容积的主要部分。根据压缩机所 达到压力，排气量，压缩机的结构方案，压缩气体的种类，制造气缸的材料以及制造厂的习惯等条件，气缸的结构可以有各种各样的形式。 设计气缸的要点是： 1应具有足够的强度和刚度。工作表面具有良好的耐磨性。 2要具有良好的冷却，在有油润滑的气缸中，工作表面应有良好的润滑状态。 3尽可能减少气缸内的余隙容积和气体阻力。 4结合部分的连接和密封要可靠。 5要有良好的制造工艺性和装拆方便。 6气缸直径和阀座安装孔等尺寸应符合 “三化 ”要求。 5.1.1 结构形式的确定 气缸因工作压力不同而选用不同强度的材料，这个设 计工作压力 1.378kgf/cm2 低于60kgf/cm2，本设计采用水冷空气压缩机的单层壁气缸，气缸用铸铁制造，铸铁具有良好的铸造性能，对气缸结构形状的限制较小，所以铸铁气缸的形式较多。 在水冷气缸中，应特别注意气阀部分的冷却，一方面要使气阀有充分的冷却，另一方面把吸气阀和排气阀用冷却水隔开，以保证气缸有较高的吸气系数。 5.1.2 级气缸主要尺寸的计算 （ 1）气缸的壁厚 aPDp 2 气缸布置在气缸盖上，气缸形状较简单且用高强度铸铁， 2k g/c m400250p ，取 2kg/cm300p 。壁厚的附加项 a，其值按 0.50.8cm 选择，则 a=8mm。 cm8 3 7.08.03 0 02 239 7 5 6.02 aPD p，则 mm10 （ 2）水套壁厚 mm85.710)8.075.0()8.075.0( ，取 mm8 （ 3）连接法兰壁厚 mm14104.14.1 5.1.3 级气缸的强度校核 气缸与气缸套的材料相同： 22232123222121222214rrrrrrprrErp ，由于 E 相对 r1与 r2 大得多，r1 与 r2 分别表示为气缸的内外半径，将其看做 r1=r2， r3=18.3cm， 南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 16 页 共 48 页 则 222222112 kg / c m8257.05.12 5.119756.0 r rpp 图 9 压入气缸套的厚壁气缸中的应用 气缸和气缸套内的应力值为： 气缸内表面的切应力tc： 22222222323222 kg / c m270.25.123.18 3.185.128257.0 rr rrptc 气缸内表面的径向应力rc： 22 k g /c m8 2 5 7.0 prc 气缸套内表面的切向应力tl： 222222212222222211 k g / cm0 1 8 7.15.115.125.128 2 5 7.025.125.119 7 5 6.02 rrrprrptl 气缸套内表面的径向应力rl： 21 k g /c m9 7 5 6.0 prl 气缸套外表面的切向应力 tl： 222222212222212211k g / c m8 6 23.05.115.125.125.118 2 57.05.119 7 56.022rrrrprptl 气缸套外表面的径向应力 rl： 22 k g /c m8 2 5 7.0 prl 由于铸铁气缸应力不允许超过 200300kg/cm2， 所以符合要求，满足强度。 5.1.4 级气缸的计算 南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 17 页 共 48 页 （ 1）气缸的壁厚 aPDp 2 气缸布置在气缸盖上，气缸形状较简单且用高强度铸铁， 2k g/c m400250p ，取 2kg/cm300p 。壁厚的附加项 a，其值按 0.50.8cm 选择，则 a=8mm。 cm8 3 0.08.03 0 02 133 7 8.12 aPD p，则 mm10 （ 2）水套壁厚 mm85.710)8.075.0()8.075.0( ，取 mm8 （ 3）连接法兰壁厚 mm14104.14.1 5.1.5 级气缸的强度校核 气缸与气缸套的材料相同： 22232123222121222214rrrrrrprrErp ， 由于 E 相对 r1 与 r2 大得多， r1 与 r2 分别表示为气缸的内外半径，将其看做 r1=r2，r3=13.3cm， 则 222222112 kg / c m035.15.7 5.6378.1 r rpp 气缸和气缸套内的应力值为： 气缸内表面的切应力tc： 22222222323222 kg / c m25.73.133.135.7035.1 rrrrptc 气缸内表面的径向应力rc： 22 k g /c m0 3 5.1 prc 气缸套内表面的切向应力tl： 222222212222222211 k g / cm3 5 7.15.65.75.70 3 5.125.75.63 7 5.12 rrrprrptl 气缸套内表面的径向应力rl： 21 k g /c m3 7 5.1 prl 气缸套外表面的切向应力 tl： 南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 18 页 共 48 页 222222212222212211k g / c m749.05.65.75.75.6035.15.6375.122rrrrprptl 气缸套外 表面的径向应力 rl： 22 k g /c m0 3 5.1 prl 由于铸铁气缸应力不允许超过 200300kg/cm2，所以符合要求，满足强度。 5.1.6 气缸材料 气缸和汽缸套的材料根据压缩气体的性质和承受的压力选取。由于本设计的工作压力低于 60 公斤 /厘米 2，取用灰铸铁 HT20-40、 HT25-47 5.2 气阀 3 现代活塞式压缩机使用的气阀，都是随着气缸内气体压力的变化而自行开、闭的自动阀。自动阀由阀座、运动密封组件、弹簧、升程限制器等零件组成。 图 10 活塞式压缩机自动阀的组成 1 阀座； 2 阀片； 3 弹簧； 4 升程限制器 5.2.1 气阀的基本要求 气阀是活塞式压缩机重要部件之一，它的工作直接关系到压缩机运转的经济性和可靠性。对气阀的基本要求如下： 1. 使用期限长，不能由于阀片或弹簧的损坏而引起压缩机非计划停车。 2. 气体通过气阀时的能量损失小，以减少压缩机动力消耗。对于固定式长期连续运转的压缩机尤为重要。 3. 气阀关闭时具有良好的密封性，减少气体的泄漏量。 4. 阀片起、闭动作及时和迅速，而且要完全开启，以提高机器效率和延长和使用寿命。 5. 气阀所引起的余隙容积 要小，以提高气缸容积效率。 南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 19 页 共 48 页 以此，还要求结构简单、制造方便、易于维修、气阀零件标注化、通用化水平要高。 5.2.2 阀的分类 压缩机自动阀按运动密封组件的特点可分为：环阀（包括环状阀和网状阀）、孔阀（包括杯状阀、菌状阀、碟状阀等）、直流阀；其它还有诸如条状阀、槽状阀、锥形槽状阀等。 此压缩机设计采用环状阀，因为环状阀制造简单，工作可靠，可改变环数来适应各种气量要求，它适用于各种压力、转数的压缩机。 5.2.3 阀设计的主要技术要求 阀座密封表面要经过研磨，阀片上下平面光洁度不低于 9，内 外边缘要倒钝；气阀组装后要进行泄漏检查。 一般环状阀片和网状阀片热处理硬度为 RC4652，同一阀片的硬度差不超过 3 个单位。在阀片精磨后要进行补充回火，其温度不超过第一次回火温度。 用 30CrMnSiA 钢板制造的环状阀片，金相组织为回火马氏体。 5.2.4 环状阀结构尺寸的选择 图 11 环状阀的主要结构尺寸及其几何关系 5.2.5 级上的气阀尺寸选择 压缩机数据：压缩机的转速 n=980r/min；活塞行程 s=100mm；一级吸气压力Pa=0.1MPa；一级排气压力 Pd=0.314MPa；活塞有效面积 F=0.041547562mm2；活塞的平均速度 Cm=3.27m/s；同时作用的齐发数 Z=2。 结构尺寸的选择：气阀的主要特性参数确定后，就要确定阀座通道宽度 b、阀片宽度 B 和阀座相邻信道平均直径差 D 南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 20 页 共 48 页 a. 选择的阀缝隙通道气体流速 Cv 表 6 间缝隙通道的平均气流速度 工作压力（公斤 /厘米 2） 4 410 1030 30130 130320 320600 间缝隙通道的平均气流速度（米 /秒） 3045 2540 2035 1828 1520 1215 工作压力 P=9.756254kN=0.975625 Kg/cm240 7.5 1.75 25 5 100 10 1.75 35 7 100 1.5 工作压力 P=9.756254kN=0.975625 Kg/cm260100 100150 150200 200300 300 M101 M121.25 M161.5 M201.5 M241.5 M271.5 由于 D0=114mm，故选择 M161.5 q. 阀片厚度 取 =2mm 图 13 环状阀主要安装尺寸示意图 5.26 级上的气阀尺寸选择 （由于 级计算与 级相似，所以图表参照上面） 压缩机数据：压缩机的转速 n=980r/min；活塞行程 s=100mm；二级吸气压力Pa=0.314MPa；一级排气压力 Pd=1.1MPa；活塞有效面积 F=0.01327322874mm2；活塞的平均速度 Cm=3.27m/s；同时作用的齐发数 Z=2。 结构 尺寸的选择：气阀的主要特性参数确定后，就要确定阀座通道宽度 b、阀片宽度南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 23 页 共 48 页 B 和阀座相邻信道平均直径差 D a. 选择的阀缝隙通道气体流速 Cv 工作压力 P=13.78kN=1.378 Kg/cm24 Kg/cm2，则 Cv =3045m/s,取 Cv =35m/s b. 需要的阀缝隙面积 fv 222 mm05.62035227.313.014.34141 Z C vCmDZ C vF C mfv 式中： Z同时作用的同名气阀数 F活塞的有效面积 c阀片开启高度 h=1.6mm d. 阀座通道宽度 b 85.03.02 bh ， 取 5.02 bh 又 h=1.6mm b=6.4mm e. 阀座密封口宽度 工作压力 P=13.78kN=1.378 Kg/cm240Kg/cm2，则阀座密封口宽度 1=1.25mm f. 阀片宽度 B B=b+21=6.4+21.25=8.9mm，取 B=9mm g. 升程限制器通道宽度 b1 b1=（ 11.2） b=（ 11.2） 6.4=6.47.68mm，取 b1=7mm h. 限座相邻信道平均直径差 D D=2（ B+b1） =2(9+7)=32mm i. 阀座通道环数 i i=3 j. 阀座最内圈信道平均直径 D1 vs fhbf 2 mm11322 1334.614.3 05.62022 122 11 DibifhbDibifD vs K. 阀座各环信道平均直径 Dj Dj=Di+(j-1) D=-11+(3-1)32=53mm l. 阀座安装直径 D0 取 C1=3.5mm，则 D0=DJ+B+2C1=53+9+23.5=69mm，取 D0=70mm m. 阀座最大外径maxD 取 2 4mm，则 mm784270220m a x DD n. 阀座厚度 H H=（ 0.120.2）maxD=（ 0.120.2） 78=9.3615.6mm，取 H=15mm o. 阀座安装凸缘高度 H1 H1=（ 0.350.5） H=（ 0.350.5） 15=5.257.5mm，取 H1=7mm p. 连接螺栓直径 d 南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 24 页 共 48 页 由于 D0=70mm，故选择 M121.25 q. 阀片厚度 取 =2mm 5.3 活塞 活塞与气缸构成了压缩容积。活塞必须有良好的密封性， 此外还有要求： 1，有足够的强度和刚度； 2 活塞与活塞销的连结和定位要可靠； 3，重量轻，两列以上的压缩机中，应根据惯性力平衡的要求配置各列活塞的重量； 4，制造工艺性好。 5.3.1 活塞的基本结构型式 活塞式压缩机中采用的活塞基本结构型式有 :筒形、盘形、级差式、组合式、柱塞等。对于小型无十字头的压缩机一般选用筒形活塞。 筒形活塞的主要结构尺寸如右图所示： 图 14 筒形活塞主要 结构尺寸 5.3.2 级活塞尺寸 活塞环的计算：活塞环是密封气缸镜面和活塞间的缝隙用的零件。另外，它还起布油和导热的作用。对活塞环的基本要求是密封可靠和耐磨损。 南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 25 页 共 48 页 活塞环的径向厚度 t： mm39.645.10230)361221()361221( Dt 取 t=8mm 活塞环的轴向高度 h： h=（ 0.41.4） t=（ 0.41.4） 8=3.211.2mm，取 h=4mm 刮油环的轴向高度： h3=（ 12） h=（ 12） 4=48mm，取 h3=6mm 活塞直径： D=230mm 活塞总高度 H 与活塞直径 D 一般为： H=（ 0.651.5） D=（ 0.651.5） 230=149.5345mm，取 H=184mm 活塞顶面至第一道活塞环的距离： C=（ 1.23） h=（ 1.23） 4=4.812mm，取 C=8mm 活塞环之间的距离： C1=（ 0.81.5） h=（ 0.81.5） 4=3.26mm，取 C1=5mm 裙座到底边的高度 L 约为 0.7H，则 L=0.7H=0.7184=128.8mm，取 L=130mm 活塞销中心线到底边的距离 h1 约为 0.6L，则 h1=0.6L=0.6130=78mm 活塞顶部的强度计算，可将活塞 顶部作为圆周固定的圆板来计算：对于无加强筋的铸铁活塞 B300350Kg/cm2，取 B=300 Kg/cm2 cmtttrPB 54.05.119 7 5 6.068.03 0 068.0 2 222m a x ，取 t=8mm 5.3.3 级活塞尺寸 (与 级活塞尺寸计算相似 ) 活塞环的径向厚度 t： mm61.39.51 3 0)361221()361221( Dt 取 t=4mm 活塞环的轴向高度 h： h=（ 0.41.4） t=（ 0.41.4） 4=1.65.6mm，取 h=4mm 刮油环的轴向高度： h3=（ 12） h=（ 12） 4=48mm，取 h3=6mm 活塞直径： D=130mm 活塞总高度 H 与活塞直径 D 一般为： H=（ 0.651.5） D=（ 0.651.5） 130=84.5195mm，取 H=156mm 活塞顶面至第一道活塞环的距离： C=（ 1.23） h=（ 1.23） 4=4.812mm，取 C=8mm 活塞环之间的距离： C1=（ 0.81.5） h=（ 0.81.5） 4=3.26mm，取 C1=5mm 裙座到底边的高度 L 约为 0.7H，则 L=0.7H=0.7156=109.2mm，取 L=110mm 活塞销中心线到底边的距离 h1 约为 0.6L，则 h1=0.6L=0.6110=66mm 活塞顶部的强度计算，可将活塞顶部作为圆周固定的圆板来计算：对于无加强筋的铸铁南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 26 页 共 48 页 活塞 B300350Kg/cm2，取 B=300 Kg/cm2 cmtttrPB 3 6 3.05.63 7 8.168.03 0 068.0 2 222m a x ，取 t=8mm 5.3.4 活塞材料的选择 本次设计活塞材料选用 HT20-40，活塞销材料选用 20 钢。 5.4 活塞销 图 15 活塞销 5.4.1 活塞销的主要技术要求 1. 20 钢和 20Cr 钢制的销子，圆柱外表面的渗炭深度为： 1）壁厚 35 毫米的活塞销0.81.2 毫米； 2）厚度大于 5 毫米的活塞销 1.11.7 毫米； 2. 销子外圆柱表面硬度为 HRC5767，各点硬度差不大于 3 个 HRC 单位； 3. 销子硬化层的显微组织应符合以下规定： 1）渗碳层影视细密的马氏体组织，不允许有针状或连续网状的游离渗碳体； 2）高频淬火硬化层应是细针状的马氏体组织，其转变区为索氏体组织，并允许有碳素体的晶粒存在。 4. 销子外圆的椭圆度和锥形度不大于 2 级精度直径公差之半 5. 销子外圆表面光洁度： 1）直径小于 150 毫米时为 9； 2）直径大于 150 毫米时为 8 6. 销子外圆表面不允许有裂纹、凹痕、擦伤、斑疤以及肉眼可见的非金属 夹杂物等缺陷 7. 销子加工完后，应进行磁粉探伤，不得有裂纹。 5.4.2 I 级活塞销尺寸 活塞销的尺寸，根据最大活塞力 Pmax 作用下活塞销投影工作表面上的许用比压 k南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 27 页 共 48 页 初步确定后，按弯曲和剪切作用校核其强度。活塞销的计算尺寸如图： 图 16 活塞销计算简图 max0kpdl 连杆轴承长度0l=（ 1.11.4） d，取0l=1.2d 活塞销许用比压 k 150250 Kg/cm2，取 k=200 Kg/cm2 则 2 . 0 3 7 cmd8.9200107 5 6 2 5 4.92.13m a x2 kpd 取 d=22mm 活塞销内径 d0=(0.60.7) d=(0.60.7) 22=13.215.4mm，取 d0=14mm 活塞销长度pl=(0.80.9)D1=(0.80.9) 230=184207mm ，取pl=200mm 5.4.3 级 活塞销的尺寸 （与级的相似） max0 kpdl 连杆轴承长度0l=（ 1.11.4） d，取0l=1.2d 活塞销许用比压 k 150250 Kg/cm2，取 k=200 Kg/cm2 则 2 . 0 3 7 cmd8.9200107 5 6 2 5 4.92.13m a x2 kpd 取 d=22mm 活塞销内径 d0=(0.60.7) d=(0.60.7) 22=13.215.4mm，取 d0=14mm 活塞销长度pl=(0.80.9)D1=(0.80.9) 230=184207mm ，取pl=200mm 南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 28 页 共 48 页 6 基本部件的设计 6.1 机身、中体 机身、中体统称机体，它包括机身、中体、机座、曲轴箱、中间接筒、端接筒等部件。 机体的作用是： 1. 作为转动机构的定位于导向部分。如曲轴支撑在机体的主轴承上，十字头以机体滑道导向。 2. 作为压缩机承受作用力的部分。压缩机中的作用力，基本上可分为两大类：内力与外力。 内力是气体压力，作用在活塞与气缸盖上。内力的传递，一方面是通过活塞、曲柄连杆机构传至主轴承与滑道上，另一方面则通过缸体传至机体上，并在主轴与滑道上保持平衡。外力是运动部件质量惯性力。外力的传递是由传动部件经过机体上的主轴承，滑道传到机体外部。 3. 作为气缸的承座并连接某些辅助部件。如润滑系统、盘车系统、冷却系统等，以组成整台机器。 6.2 曲轴 6.2.1 曲轴结构的选择 压缩机曲轴有两种基本型式，即曲柄轴和曲拐轴。曲柄轴结构，连同电机轴一起，一般只有两个主轴承。曲拐轴在制造安装方面，虽较曲柄轴为差，但是 采用曲拐轴的压缩机，可以实现结构紧凑，重量轻。此外，采用曲拐轴的压缩机，在气缸列数设置方面几乎不受限制，便于满足流程要求。本设计采用曲拐轴。 图 17 双拐轴 6.2.2 曲轴结构设计 曲轴设计基本原则： a. 曲轴的轴颈要有适当的尺寸，使配用的轴承能有胜任的负荷能力 b. 曲轴要有足够的强度，以承受交变弯曲与交变扭转的联合作用。曲轴的 2 处，南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 29 页 共 48 页 要进行强度校核 c. 曲轴要有足够的刚度。轴颈偏转角不应超过许用值，以保证轴承可靠的工作。在采用悬挂电机结构时，电机转子中心的绕度应不超过许用值，以保证电机正常工作。 6.2.3 曲轴结构尺寸 的确定 基于以上几项要求，对于曲拐轴主要尺寸初步确定如下： 图 18 曲柄的主要尺寸 曲柄销直径 D P 取最大值为二级压缩时的最大活塞力， P=13.78KN cm93.58.9 78.13)6.56.4()6.56.4( pD ，取 D=60mm 主轴颈直径 D1 mm666060)1.11()1.11(1 DD ，取 D1=65mm 轴颈长度：根据选取轴承宽度略大些 曲柄厚度 t： mm364260)6.07.0()6.07.0( Dt ，取 t=42mm 曲柄宽度 h mm967260)6.12.1()6.12.1( Dh ，取 h=90mm 6.2.4 曲轴材料 压缩机上用的较多，制造经验较成熟的，是中碳钢锻造曲轴，近年来由于铸造技术的发展，采用稀土镁球墨铸铁铸造曲轴的越来越多。制造曲轴可以节省原材料和大量减少加工工时，并且有条件把曲轴的形状设计地更合理。本次设计中曲轴材料选用球墨铸铁。 6.2.5 曲轴强度校核 为使计算简单，对曲轴的受力情况先作如下简化假定： 1）对于多支承曲轴，作为在主轴承中点处被切开的分段筒支梁考虑； 2）连杆力集中作用在曲柄销中点处； 3）略南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 30 页 共 48 页 去回转惯性力； 4）略去曲轴自重。 静强度校核 M P a54.17502.0 98 04595 50 00 02.095 50 00 033 d npWTT 曲轴的材料是球墨铸铁， M Pa2520 ，所以满足静强度要求。 疲劳强度校核 1221 nnn nnn ，通过实验验证。符合条件，满足要求。 6.3 连杆 连杆是将作用在活塞上的推力传递给曲轴，又将曲轴的旋转运动转换为活塞的往复运动的机件。 连杆包括杆体、大头、小头三部分，如图 16。杆体的截面有圆形、环形、矩形、 图 19 连杆 1 小头； 2 杆体； 3 大头； 4 连杆螺栓； 5 大头盖； 6 连杆螺母 工字形等。圆形截面的杆体，机械加工最方便 ，但在同样强度时，具有最大的运动质量，适用于低速、大型以及小批生产的压缩机。工字形截面的杆体在同样强度时，具有最小的运动质量，但其毛坯必须用模锻或铸造，适用于高速及大批量生产的压缩机。本设计由于转速较高，选择工字形截面连杆。 6.3.1 连杆结构设计基本原则 连杆的定位 为了防止连杆在运动时的左右摆动，以及考虑曲轴的热膨胀引起的轴向移动对连杆的影响，连杆必须加以定位，定位的方法有大头定位与小头定位两种。 大头定位是在连杆大头轴瓦两端面与曲轴销的配合端面采用较小的配合间隙（约南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 31 页 共 48 页 0.20.5 毫米）；而在小 头衬套端面与活塞销的配合端面则取较大的间隙 (约为 25 毫米 )。小头定位是在小头衬套端面与活塞销的配合端面采用 0.200.50 毫米的配合间隙，而在大头端面与曲柄销的配合端面，取 25 毫米的间隙。 大头定位适用于大头轴瓦为后壁瓦的情况。 6.3.2 级连杆尺寸计算 3 连杆长度 L 的确定 图 20 连杆杆体主要结构尺寸 连杆长度 L 即连杆大小头孔中心距，由曲柄半径 R 与连杆长度 L 的比值 RL决定。 愈大，压缩机的外形愈小，愈容易使连杆在运动时与滑道壁相碰； 值 小了的话，就会使压缩机的外形愈大；所以选取要适当。 因为 V 型压缩机要求结构紧凑，所以 116 3.5 ，选取 15 行程 s=100 mm ，曲柄半径 100 5 0 m m22sR 连杆长度 L： 502 5 0 m m15RL 连杆小头衬套尺寸的确定 图 21 小头衬套 连杆小头瓦内径按活塞销决定： d=22mm 南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 32 页 共 48 页 连杆小头轴瓦近年来采用衬套的结构，衬套的厚度 s 以及宽度 b 选取 : mm76.132.122)08.006.0(080060 ) d.(s ，取 s=1.6mm b=(11.4)d=（ 11.4） 22=2230.8mm，取 b=27mm 小头衬套与活塞销的间隙 ( 0 . 0 0 0 7 0 . 0 0 1 2 ) ( 0 . 0 0 0 7 0 . 0 0 1 2 ) 2 2 0 . 0 1 5 4 0 . 0 2 6 4 m md 小头衬套材料多采用铜合金。 连杆宽度 B 的确定 从工艺上考虑连杆大小头宽度取相等。对于连杆宽度取 B=0.9b 式中 b 为轴瓦的宽度；对于大头定位时，为大头宽度，对于小头定位时，则为小头衬套宽度。 0 . 9 0 . 9 2 7 2 4 . 3 m mBb ，取 B=25mm 连杆杆体 的主要尺寸确定 杆体中间截面的尺寸： 当量直径 (1 . 6 5 2 . 4 5 )mdp ，对于活塞力 12 吨的告诉，短行程的连杆，为了增强刚性，系数选取为 1.652.15 所以选择 9 . 7 5 6 2 5 4(1 . 6 5 2 . 1 5 ) (1 . 6 5 2 . 1 5 ) 1 . 6 5 2 . 1 5 c m9 . 8mdp 取 mm20md 由于本设计选择工字型连杆，对于非圆形截面的杆体，计算出杆体的中间截面面积 图 22 工字形、矩形的截面尺寸 2 2 23 . 1 4 2 0 3 1 4 . 1 5 9 2 6 m m44mm dF ，再根据工字型的尺寸 的公式计算：2 . 5 2 . 5 3 1 4 . 1 5 9 3 6 2 8 m mmmHF Bm=（ 0.650.75） Hm= （ 0.650.75） 28=18.221mm。取 Bm=20mm 工字形的截面宽度 Bm 是不变的，其高度变化一般取在： 小头孔直径1 2dd 1(1 . 1 1 . 2 ) (1 . 1 1 . 2 ) 2 5 . 2 2 7 . 7 2 3 0 . 2 4 m mld ， 取 28mml 处， 0 . 8 0 . 8 2 8 2 2 . 4 m mmHH ，取 22mmH 1 ( 1 . 1 1 . 2 ) ( 1 . 1 1 . 2 ) 5 0 5 5 6 0 m mlD 取 60l mm 处 ， 1 . 2 1 . 2 2 8 3 3 . 6 m mmHH ，取 34mmH 南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 33 页 共 48 页 连杆大头盖的尺寸确定 如上图所示，截面 A-A 面积： 2(1 . 3 8 1 . 6 0 ) (1 . 3 8 1 . 6 0 ) 3 1 4 . 1 5 9 2 6 4 3 3 . 5 4 2 5 0 2 . 6 5 m mAmFF 截面 B-B 面积： 2(1 . 3 0 1 . 4 0 ) (1 . 3 0 1 . 4 0 ) 3 1 4 . 1 5 9 2 6 4 0 8 . 4 0 7 4 3 9 . 8 2 3 m mBmFF 因为是工字形的截面，所以系数 取大值 25 0 2 . 6 5 5 m mAF ， 24 3 9 . 8 2 3 m mBF A-A 截面的厚度： 5 0 2 . 6 5 5 2 0 m m25AA FS B B-B 截面的厚度： 4 3 9 . 8 2 3 1 8 m m25BB FS B 连杆小头的截面：其中 D-D 与 C-C 截面一样 2( 0 . 8 5 1 . 0 0 ) ( 0 . 8 5 1 . 0 0 ) 3 1 4 . 1 5 9 2 6 2 6 7 . 0 3 5 3 1 4 . 1 5 9 m mCD mF F F 当活塞力 P2 吨时，因活塞销比压要求，尺寸可稍大些， 23 1 4 . 1 5 9 m mCDFF 3 1 4 . 1 5 91325ccD FSS B mm 螺栓在大头体内长度 图 23 大头螺栓结构 1 ( 0 . 5 5 0 . 6 5 ) ( 0 . 5 5 0 . 6 5 ) 5 0 2 7 . 5 3 2 . 5 m mlD ，取 1 30mml 2 ( 0 . 5 0 . 6 5 ) ( 0 . 5 0 . 6 5 ) 5 0 2 5 3 2 . 5 m m ，取 2 30m ml 连杆螺栓要求强度高 ,塑性好的材料，螺母的材料可以与其不同。 表 9 常用连杆螺栓及螺母的材料 螺栓材料 45 40Cr 30CrMo 35CrMoA 25Cr2MoV 38CrMoAl 40Cr2MnV 螺母材料 35 35Mn,20Cr 20Cr 30Mn 30Mn ，30CrMo 30Mn, 30CrMo 30Mn, 30CrMo 连杆螺栓的直径： 0 ( 0 . 1 8 0 . 2 5 ) ( 0 . 1 8 0 . 2 5 ) 5 0 9 1 2 . 5 m mdD ， 取 0 12mmd 选择螺栓为 M12 1.5 连杆螺栓长度的确定：螺栓总长度（不包括螺栓头）： ( 1 . 2 1 . 5 ) ( 1 . 2 1 . 5 ) 5 0 6 0 7 5 m mlD ，取 70mml 连杆螺栓的个数 Z=2 连杆的材料选取 45 锻钢，连杆螺栓的材料选用 40Cr 钢。 南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 34 页 共 48 页 6.3.3级连杆杆体的强度校核 连杆杆体的稳定性 18计算：由于杆体截面沿长度变化，计算时均以杆体中间截面为计算截面。 杆体的柔度：连杆长度 L 与杆体的回转半径 i 的比值iL ，称为连杆体的柔度。各种杆体截面的回转半径 i 值 443333 m1042.312 16.007.028.02.012 bhBHJ x m01855.00065.1 1042.3 4 FJi xx ， mm55.18xi ， 5048.1355.182 5 0 xiL ，在最大活塞力 P 的作用下，杆体按纵弯 压及横弯 压的应力公式进行计算。 连杆小头处的杆体截面：此截面可认为是承受单纯的压缩与拉伸作用力，其应力 Fpp （ kgf/cm2），杆体小头处最小截面积 F 10.8cm2 则， 23 k g / c m18.928.10 8.9/10756.9 Fpp 许用应力 2kg/cm1000 ，所以符合拉应力条件 杆体在连杆摆动平面的纵向弯曲应力，其应力值JxLPCB2 表 10 常用连杆材料的 C 值 材料 35 40 45 40Cr 30CrMo QT40-10 QT60-2 锻铝 C 1.3710-4 1.4210-4 1.5210-4 3.8510-4 3.8510-4 1.9510-4 2.7510-4 6.5010-4 连杆材料选用 30CrMn， C=3.85 10-4 南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 35 页 共 48 页 图 24 连杆杆体计算图 24242 k g / c m58.7 0 31042.3 251085.38.9 7 5 6.9 JxLPCB 合金钢的许用应力 2k g/cm1 8 0 01 2 0 0 则，满足连杆弯曲应力要求。 杆体在垂直于连杆摆动平面的纵向弯曲应力，JyLPCB2 由于 n=980r/min,转速较高，应考虑杆体在摆动时由于惯性力引起的横向弯曲应力，此时还应横弯 压的应力计算，在计算时假设：（ 1）连杆体为等截面的杆体；（ 2）不计连杆大头和小头质量的影响；（ 3）连杆与曲柄成 900 时惯性力最大；（ 4）最大弯矩处截面值取中间截面值。 6.3.4 级连杆尺寸的计算 （与级相似） 连杆小头衬套尺寸的确定 连杆小头瓦内径按活塞销决定： d=26mm 连杆小头轴瓦近年来采用衬套的结构，衬套的厚度 s 以及宽度 b 选取 : mm08.256.126)08.006.0(080060 ) d.(s ，取 s=2mm b=(11.4)d=（ 11.4） 26=2636.4mm，取 b=32mm 小头衬套与活塞销的间隙： ( 0 . 0 0 0 7 0 . 0 0 1 2 ) ( 0 . 0 0 0 7 0 . 0 0 1 2 ) 2 6 0 . 0 1 8 2 0 . 0 3 1 2 m md 小头衬套材料多采用铜合金。 连杆宽度 B 的确定 从工艺上考虑连杆大小头宽度取相等。对于连杆宽度取 B=0.9b 式中 b 为轴瓦的宽度；对于大头定位时，为大 头宽度，对于小头定位时，则为小头衬套宽度。 0 . 9 0 . 9 3 2 2 8 . 8 m mBb ，取 B=29mm 连杆杆体的主要尺寸确定 杆体中间截面的尺寸 当量直径 (1 . 6 5 2 . 4 5 )mdp ，对于活塞力 12 吨的告诉，短行程的连杆，为了增强刚性，系数选取为 1.652.15 南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 36 页 共 48 页 所以选择 1 3 . 7 8 1 9 3(1 . 6 5 2 . 1 5 ) (1 . 6 5 2 . 1 5 ) 1 . 9 5 7 2 . 5 5 c m9 . 8mdp 取 mm24md 由于本设计选择工字型连杆，对于非圆形截面的杆体，计 算出杆体的中间截面面积2 2 23 . 1 4 2 4 4 5 2 . 3 8 9 m m44mm dF ， 再 根 据 工 字 型 的 尺 寸 的 公 式 计 算 ：2 . 5 2 . 5 4 5 2 . 3 8 9 3 3 . 6 9 2 m mmmHF ，取 34 m mmH Bm=（ 0.650.75） Hm= （ 0.650.75） 34=22.125.5mm。取 Bm=24mm 工字形的截面宽度 Bm 是不变的，其高度变化一般取在： 小头孔直径1 2 2 6 2 2 3 0 m mdd 1(1 . 1 1 . 2 ) (1 . 1 1 . 2 ) 3 0 3 3 3 6 m mld ， 取 34mml 处， 0 . 8 0 . 8 3 4 2 7 . 2 m mmHH ，取 28mmH 1 ( 1 . 1 1 . 2 ) ( 1 . 1 1 . 2 ) 5 0 5 5 6 0 m mlD 取 60mml 处 ， 1 . 2 1 . 2 3 4 4 0 . 8 m mmHH ，取 42mmH 连杆大头盖的尺寸确定 如上图所示，截面 A-A 面积： 2(1 . 3 8 1 . 6 0 ) (1 . 3 8 1 . 6 0 ) 4 5 2 . 3 8 9 6 2 4 . 2 9 6 8 2 7 2 3 . 8 2 2 m mAmFF 截面 B-B 面积： 2(1 . 3 0 1 . 4 0 ) (1 . 3 0 1 . 4 0 ) 4 5 2 . 3 8 9 5 8 8 . 1 0 6 6 3 3 . 3 4 5 m mBmFF 因为是工字形的截面，所以系数取大值 27 2 3 . 8 2 2 m mAF ， 26 3 3 . 3 4 5 m mBF A-A 截面的厚度： 7 2 3 . 8 2 2 2 4 . 9 5 9 m m29AA FS B ，取 25mmAS B-B 截面的厚度： 6 3 3 . 3 4 5 2 1 . 8 3 9 m m29BB FS B ，取 22mmBS 连杆小头的截面：其中 D-D 与 C-C 截面一样 2( 0 . 8 5 1 . 0 0 ) ( 0 . 8 5 1 . 0 0 ) 4 5 2 . 3 8 9 3 8 4 . 5 3 1 4 5 2 . 3 8 9 m mCD mF F F 当活塞力P2 吨时，因活塞销比压要求，尺寸可稍大些， 24 5 2 . 3 8 9 m mCDFF 4 5 2 . 3 8 9 1 5 . 5 9 9 m m29ccD FSS B ，取 16mmCS 螺栓在大头体内长度 1 ( 0 . 5 5 0 . 6 5 ) ( 0 . 5 5 0 . 6 5 ) 5 0 2 7 . 5 3 2 . 5 m mlD ，取 1 30mml 2 ( 0 . 5 0 . 6 5 ) ( 0 . 5 0 . 6 5 ) 5 0 2 5 3 2 . 5 m m ，取 2 30m ml 连杆螺栓要求强度高 ,塑性好的材料，螺母的材料可以与其不同。 连杆螺栓的直径： 0 ( 0 . 1 8 0 . 2 5 ) ( 0 . 1 8 0 . 2 5 ) 5 0 9 1 2 . 5 m mdD ， 取 0 12mmd 选择螺栓为 M12 1.5 连杆螺栓长度的确定：螺栓总长度（不包括螺栓头）： ( 1 . 2 1 . 5 ) ( 1 . 2 1 . 5 ) 5 0 6 0 7 5 m mlD ，取 70mml 南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 37 页 共 48 页 连杆螺栓的个数 Z=2 连杆的材料选取 45 锻钢，连杆螺栓的材料选用 40Cr 钢。 6.3.5 级连杆杆体的强度校核 连杆杆体的稳定性计算：由于杆体截面沿长度变化，计算时均以杆体中间截面为计算截面。 杆体的柔度：连杆长度 L 与杆体的回转半径 i 的比值iL ，称为连杆体的柔度。各种杆体截面的回转半径 i 值 443333 m10294.712 20.0085.034.024.012 bhBHJxm01855.076.4 10294.7 4 FJi xx ， mm55.18xi 5048.1355.182 5 0 xiL ，在最大活塞力 P 的作用下，杆体按纵弯 压及横弯 压的应力公式进行计算。 连杆小头处的杆体截面：此截面可认为是承受单纯的压缩与拉伸作用力，其应力 .（公斤 /厘米 2），杆体小头处最小截面积 F 10.8cm2， 则，23 k g / c m18.928.10 8.9/10756.9 Fpp 许用应力 2kg/cm1000 ，所以符合拉应力条件 杆体在连杆摆动平面的纵 向弯曲应力，其应力值JxLPCB2 连杆材料选用 30CrMn， C=3.85 10-4 24242 k g / c m58.7 0 31042.3 251085.38.9 7 5 6.9 JxLPCB 合金钢的许用应力 2k g/c m1 8 0 01 2 0 0 ，则满足连杆弯曲应力要求。 6.3.6 连杆材料 本次设计中压缩机的连杆采用稀土合金球墨铸铁的材料。 南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 38 页 共 48 页 7 轴承 2 压缩机常用的轴承有滚动轴承和滑动轴承两大类。滚动轴承使用、维护方便，机械效率较高，结构虽然复杂，但由专业厂制造，价格也不很贵，而且通用化标准化程度很高。滑动轴承的结 构简单紧凑，制造方便、精度高、振动小、安装方便。一般中、小型压缩机适宜采用滚动轴承；大型压缩机及多支承的压缩机普遍采用滑动轴承。本设计是小型压缩机，采用滚动轴承。 7.1 滚动轴承及其结构确定 滚动轴承使用、维护方便，机械效率较高，结构虽然复杂，但由专业厂制造，价格也不很贵，而且通用化，标准化程度很高。此压缩机选用调心滚子轴承，适用于中型重载荷的压缩机，允许内圈对外圈有较大的倾斜。 轴承内径： 4 .6 5 .6dp , p 最大活塞力 1 3 . 7 8( 4 . 6 5 . 6 ) 5 . 6 5 . 9 3 c m9 . 8DP ，取 D=65mm 轴承代号： 根据 GB/T276 1994 查得深沟球轴承： 轴承代号： 6313 d:65mm D:140mm B： 33mm 南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 39 页 共 48 页 8 联轴器 7 图 25 弹性联轴器 压缩机与驱动机的连接，一般分为： 1）压缩机与驱动机为同一轴的直连； 2）压缩机与原动机两轴间有速比的皮带传动； 3）压缩机与原动机两轴间没有速比 的联轴器连接。 对于中、小型压缩机与电动机的连接，多采用弹性与半弹性的联轴器。常用的弹性圈柱销联轴器及弹性联轴器（图 25），后一种联轴器适用于高速、起动频繁的情况下，安装时允许在径向上与转角上有稍许偏移。弹性圈柱销联轴器通常以不装圈的一半为主动轴。我国已有弹性圈柱销联轴器标准，见 JB10860。它的缺点是加工要求较高，寿命较低，弹性圈常易损坏。为了提高寿命，我国维修工人在实践中创造了木销联轴器。经过几年来的使用，可代替弹性圈柱销联轴器，且结构简单，寿命长，轴向允许有较大的窜动。其中的木销材料可采用：玻璃布 层压板，环氧酚醛玻璃布棒，酚醛布棒，酚醛层压板，胡桃木，榆木，白桦木等。以上材料可以就地取材， 因此深受广大工人欢迎。 南昌大学本科生毕业设计（论文） 第 40 页 共 48 页 9 填料和刮油器 9.1 填料的基本要求 填料是阻止气缸内气体自活塞杆与气缸之间泄漏的组件。堆填料的要求是密封性能好并耐用。它是易损件，故设计中尽量采用标准化或通用化的元件，以便于生产管理，提高生产效率，降低成本。 9.2 填料的结构 压缩机中的填料，都是借助于气体的压力差来获得自紧密封的。根据气体的压差、性质、密封要求的高低、及其结构的不同和使用上的习惯，选择不同类型的密 封圈。 密封圈主要有平面和锥形两类，前者用于低、中压，后者用于高压。本次设计的压力为低压，所以选择平面密封圈。 由于低压三瓣密封圈适用于压力差在 10 公斤 /厘米 2 以下的密封，故采用三瓣密封圈， 且该元件结构简单，易