压缩机毕业论文样例

1、摘要随着国民经济的快速发展，压缩机已经成为众多部门中的重要通用机械。压缩机是压缩气体提高气体压力并输送气体的机械，它广泛应用于石油化工、纺织、冶炼、仪表控制、医药、食品和冷冻等工业部门。在化工生产中，大中型往复活塞式压缩机及离心式压缩机则成为关键设备。本次设计的压缩机为空气压缩机，其型号为D30/8 。该类设备属于动设备，它为对称平衡式压缩机，其目的是为生产装置和气动控制仪表提供气源，因此本设计对生产有重要的实用价值。活塞式压缩机是空气压缩机中应用最为广泛的一种， 它是利用气缸内活塞的往复运动来压缩气体的， 通过能量转换使气体提高压力的主要运动部件是在缸中做往复运动的活塞，而活塞的往复运动是靠

2、做旋转运动的曲轴带动连杆等传动部件来实现的。本文通过依据工艺条件对活塞式压缩机进行了热力计算，通过确定气缸直径、计算活塞力、复算排气量、计算压缩机功率并选择驱动机；依据活塞式压缩机设计规范对气缸组件和连杆组件进行了详细的结构设计和机械强度计算与校核； 通过采用最新国家标准和行业标准对压缩机的主要零部件及压缩机辅助设备进行了选型设计， 按照一定要求和步骤对压缩机进行安装和维护。在保证压缩机安全平稳运转的前提下，尽量使设计达到经济、环保、高效的目的。关键词：活塞式压缩机；结构；设计；强度校核；选型5AbstractWith the rapid development of the national

3、 economy, the compressor has become an general machinery which used in numerous sections. The compressor is a machine which used to compress the air to increases air pressure and transport the gas, it can widely applied to petrochemical industry 、 weaving、 smelting、 metallurgy 、 instrument control 、

4、 medicine、 food and frozen and other industrial departments.In chemical industry production, large and medium scale reciprocating compressor and centrifugal compressor then become critical equipment. The compressor which we design this time is a “air compressor ”. Its model number is D 30/8. This ki

5、nd of equipment belongs to moveing equipment, it is the balanced opposed compressor. This device is intended for production equipments and pneumatic control instrument to provide gas source.The piston compressor is the one which is the most widespread applied in the air compressor.It is the use of r

6、eciprocating piston within the cylinder to compress the gas to increase gas pressure.The main moving part through the energy conversion to enhance the pressure is the piston which makes reciprocal motion in cylinder, piston of the reciprocating motion is done by rotating the crankshaft connecting ro

7、ds and other drive components to achieve the transmission.Therefore, this design has a important role to the production.This article carries on the thermal design which is based on the technological conditions to the reciprocal compressor. the determination of cylinder bore 、 the computation of pist

8、on force、recalculation of the air displacement and selection of the electric motor. It alsoidentifies structure and materials of the air cylinder group and connecting rod assembly to meet the technological requirements which based on the reciprocal compressor design standard. By using the latest nat

9、ional standards and industry standards the main parts of the compressor and auxiliary equipment carry on the selection design, and it accords to certain requirements and steps to install and maintain the compressor.Under the premise of ensuring safety and smooth operation, the compressor tries to ac

10、hieve the purposes which is economi、c environmental、 efficiency.Keywords: piston compressor; structure; design; strength check; model selection摘 要 IAbstract II第1章 引言11.1 压缩机的作用及用途 11.1.1 压缩机的作用 11.1.2 压缩机的用途 11.2 压缩机的国内外发展历史 11.2.1 压缩机的国内发展历史 11.2.2 压缩机的国外发展历史 11.3 本次设计的介绍 1第 2 章 压缩机的总体设计错误！未定义书签。.2

11、.1 主机结构方案的选择 错误！未定义书签。.2.1.1 结构型式的选择 错误！未定义书签。.2.1.2 级数的选择及压力比分配 错误！未定义书签。.2.1.3 列数的选择及气缸的排列 错误！未定义书签。.2.2 主要结构参数的确定 错误！未定义书签。.2.3 驱动机的选择 错误！未定义书签。.第 3 章 热力计算 103.1 原始数据 103.2 热力计算 103.2.1 总名义压力比 103.2.2 各级压力比分配113.2.3 各级名义压力 113.2.4 各级排气温度 123.2.5 各级排气系数 133.2.6 各级气缸的行程容积 153.2.7 各级气缸直径 163.2.8 各级名

12、义压力及温度修正 163.2.9 活塞力 183.3 复算排气量 203.3.1 复算 203.3.2 第一次复算 223.3.3 复算排气量 233.4 压缩机功率243.4.1 指示功率 243.4.2 轴功率 253.4.3 电机功率 253.4.4 电动机型号 253.4.5 比功率 26第 4 章 活塞组件设计 274.1 结构形式及选材 274.2 活塞的设计 274.2.1 设计计算 284.3 活塞环选材及设计 314.3.1 选材 314.3.2 设计计算 324.4 活塞杆选材及校核 354.4.1 选材 354.4.2 稳定性校核 354.4.3 凸台比压校核 374.4

13、.4 静强度和疲劳强度校核38第 5 章 连杆组件机械设计 445.1 结构型式及材料的确定445.1.1 结构型式 445.1.2 材料 455.2 结构设计 475.3 强度校核 515.4 连杆螺栓的设计 575.4.1 主要尺寸的确定 575.4.2 连杆螺栓的计算 59第 6 章压缩机主要零部件选型 656.1 活塞组件 656.2 气阀组件 656.3 冷却系统 656.4 润滑系统 656.5 气量调节系统 65第 7 章 结论 66参考文献 67致 谢 68第1章引言1.1 压缩机的作用及用途1.1.1 压缩机的作用压缩机是压缩气体提高气体的压力并输送气体的机械。1.1.2 压

14、缩机的用途压缩机的用途极为广泛，遍布工农业、交通运输、国防甚至生活的各个领 域。按照气体被压缩的目的，大致可区分为如下四类：我国的压缩机设计制造技术也有了长足进步，在某些方面的技术水平也已 经达到国际先进水平6。1.2 压缩机的国内外发展历史1.2.1 压缩机的国内发展历史1.2.2 压缩机的国外发展历史1.3 本次设计的介绍74第2章压缩机机组结构设计2.1 主机结构设计2.1.1 结构型式压缩机型式的基本特征是压缩机汽缸中心线的空间位置，按照汽缸中心线 的位置，活塞式压缩机可分为立式、卧式与角式三大类，每种又可分为有十字 头与无十字头两种，这些型式各有优缺点，适合于不同的场合。2.1.2

15、级数及气缸(1)压缩机的列数压缩机的列数是指气缸中心线数或连杆数，有单列与多列之分。从动力平 衡的角度看，多列机可以得到较好的惯性力平衡性与切向力均匀性，所以机器 转速可较高，基础也可较小；功率相同的机器，列数多者的活塞力小，运动机 构就轻巧，而且每列用的级数较少，拆装也方便。但列数过多则结构复杂，易 损件数量与泄露点增加，所以压缩机的列数是由机器的型式、排气量、级数与 活塞力的大小等综合考虑要决定的。 通常活塞力(222) X104 N时，取24 列；所以本设计取2列。级在列中的配置原则是指级在各列中以及在一个列中的排列次序，它是列 数确定后对结构方案影响最大的因素。(2)级的配置原则应争取

16、各列内外止点时的最大活塞力的相等对某一刻，这个要求可用运动机构利用系数 N来表示，系数接近1最好，这 时活塞往返行程的最大活塞力接近，曲柄连杆机构的强度在往返行程中得到充 分利用，从而机构重量轻，惯性力小，机械效率也高。而且由于往返行程的功 耗相近，切向力也较均匀，飞轮也可作地小些。一列中配一级时，作成双作用 缸时的N较大。力求泄漏最小泄漏取决于密封压差、密封周长、间隙及润滑剂等，所以相邻两缸的级次 应相近，以减少压差，降低泄露，高压级尽量设在盖侧，这样填料设在低压侧， 所以泄露也可以减少。应注意降低流动损失和减少气流脉动同一级设有几个缸时，应让各缸的吸气和排气按时间错开，以减少级间管 道与设

17、备中的气流脉动。根据参考书1表1-3,选择压缩机的级数为2级，每缸都是双作用。(3)气缸形式气缸是构成工作容积实现气体压缩的主要部件。在气缸设计时，除了考虑 强度、刚度与制造外，还应注意以下几个问题：气缸的密封性、气缸内壁面耐磨性以及气缸、填料的润滑性能要好。通流面积要大，弯道要少，以减少流动损失。余隙容积要小，以提高容积系数。冷却要好，以散逸压缩气体时产生的热量。进排气阀的阀腔应被冷却介质分别包围，以提高温度系数。应避免温差应力引起的开裂等。按冷却方式分，有风冷气缸与水冷气缸；按活塞在气缸中的作用方式分， 有单作用、双作用及级差式气缸。本设计采用双作用水冷式气缸结构，其中第一级和第二级均为水

18、平列，气 缸轴线夹角和曲轴错角均为180C,即对动式结构。2.1.3 参数的确定压缩机的主要结构参数是转速n、活塞平均速度Cm、活塞行程S,它反映 了机器的结构面貌和工作特征，三者的关系是Cm2Sn60,m/s(2-1)式中：Cm活塞平均速度，m/s；n一转速，m/s；S 一活塞行程，m o(1)转速n设计压缩机时，同样的排气量，转速取得高，则机器的尺寸小，重量轻， 并有可能与电机直联，占地面积小；电动机也是如此，同样功率的电机，转速 高的尺寸小，价格也便宜，所以转速高的压缩机机组总的经济性好些，正因如 此，现代压缩机的转速趋向于提高。但提高转速需克服一系列的设计、制造与材料方面的问题，如会使

19、惯性力 过大而引起机器振动加剧；转速过高会使易损件寿命降低，比如使活塞环、填 料、十字头、连杆轴瓦等的磨损加快，特别是气阀阀片的寿命与转速的提高成 反比例降低；转速的提高还使气流通道与气阀中的阻力增加等。另外，若转速增加使得惯性力超过最大活塞力，则运动机构的设计将以最 大惯性力为依据，这样的运动件，具强度在压缩机工作过程中得不到充分利用， 机器笨重，浪费材料。根据参考书1表2-10,取压缩机的转速n=400rpm(2)活塞平均速度Cm转速提高导致活塞平均速度提高，而活塞平均速度的增加又会使易损件的 寿命低并增加摩擦功耗，这是因为 Cm提高则单位时间内活塞环、十字头、填料 等在单位时间内的摩擦距

20、离增加了；另一方面，活塞平均速度的提高还会导致 气流通道的尤其是气阀的阻力增加，所以活塞的平均速度也有一个限值范围； 对于采用环状阀的压缩机Cm =3.5 4.5m/s,大型机取下限；对迷宫压缩机， 为减少泄露Cm >45m/s；聚四氟乙烯密封环压缩机考虑到活塞的寿命， Cm E3.54m/s超高压压缩机为了保证摩擦副的耐久性，Cm <2.5m/s ;乙快压缩机从安全考虑，Cm -1m/s0Cm2Sn60,m/s本设计Cm = 3.2m/s (3)活塞行程S转速与活塞平均速度确定后，行程可由1式1-222确定，但还应考虑其他 因素，如行程应按压缩机的三化标准取标准值；如要考虑压缩机

21、的结构特点， 立式及角度式机行程宜取得比卧式机小些，以免高度太大；另外，还有一个行 程与第一级缸径比的取值问题；若取得太大，则机身较长而笨重；若取得过小, 则活塞直径过大使活塞力太大，运动机构也将变得笨重，而且虽然气缸直径大、 气阀安装方便，但过大又会使气缸接管安装空间减少，还影响到热交换与泄露 等等。根据参考书1式1-222取S = 240 mm。2.2 辅助设备设计压缩机的辅助设备包括，润滑、冷却、气量调节、管路与管路附件等，它 们对压缩机的运行有十分重要的关系。2.2.1 冷却系统活塞式压缩机冷却系统由中间冷却器、 气缸和填料的水套、润滑油冷却器、 后冷却器、水管路以及其他附件组成。(1

22、)冷却系统的配置原则保证进入中间冷却器的水温，在系统中为最低；而气缸和填料水套的进 水温度不应过低。风冷式压缩机，最冷空气要先进入冷却器，故多为吸风式。经济性好，即系统耗水量小，管路简单。运行时检视和调节水量方便。(2)冷却系统配置的基本方案本设计采用串联水冷系统。冷却水首先进入中间冷却器，然后依次进入气 缸水套，最后经后冷却器排除。串联冷却系统适用于两级压缩机，三级以上不予应用。它的优点：耗水量 小，管路简单，检视和调节水量、水温的装置较少；缺点是：导管截面尺寸较 大，安装不便，特别是各冷却部分不能单独调节，当密封性受破坏时，气体泄 入冷却水中，无法检视其破坏位置。(3)冷却给水要求空气压缩

23、机的给水压力一般在0.070.3Mpa间，冷却给水量可按热力学 进行计算，通常空气压缩机的冷却水的进口温度在10c以上，在夏季，实际温差可能只有23C,此时所需水量也大些。冷却水质应近中性，pH®应在6.5 9.0之间，悬浮物含量应小于等于100mg当用循环系统供水时，水质的热稳定 性应按工业循环冷却水处理设计规范进行。在条件适合时，可用软化水复 用或软化水循环使用。靠近江河水源方便，采用直流系统供水时，为防止碳酸 盐结垢，排水温度不应超过一定的值。(4)冷却器冷却器的结构一般有蛇管式、淋洒式、套管式及管壳式。本设计采用管壳 式冷却器，该冷却器主要由筒体、封盖、芯子组成。芯子由一束胀

24、接在两头管 板上的换热管，折流管，旁路挡板，拉杆和定距管所组成。此类冷却器的冷却 水一般是在管内流动，而气体在管间流动。该冷却器结构简单，清洗方便5o2.2.2 润滑系统运动零件的摩擦表面需要润滑，当摩擦表面为非自润滑材料时，一般用液 体作润滑剂，活塞式压缩机大多数零件的润滑就属于这种情况，这是本节要讨 论的内容。(1)活塞式压缩机润滑的目的降低摩擦功耗；减少零件磨损；冷却摩擦表面，防止烧伤咬死；清除摩擦 面杂志和预防锈蚀等。另外，对气缸与填料部位的润滑还有加强气缸工作容积 密封的作用。(2)活塞式压缩机润滑的特点其润滑系统分为内部润滑与外部润滑两部分，气缸与填料的润滑属于内部 润滑，气缸以外

25、曲轴连杆等运动机构的润滑属于外部润滑。在内部润滑中，润 滑油与高温、高压的被压缩气体直接接触，需采用特殊的专用润滑油，如压缩 机油、专用润滑油或其它专用油。外部润滑中，润滑油不与被压缩气体接触， 可采用一般的机械油，当然也可采用压缩机油。小型无十字头压缩机中，运动部件与气缸用同一润滑油系统，共用内部润 滑用的润滑油一压缩机油。外部系统润滑中，为起冷却冲洗作用，润滑油用量很大，是循环使用的。 内部润滑系统中，润滑油用量很小，是一次性使用，油以每分钟数滴速度，压 力注入气缸与填料，并被压缩气体带走。(3)内部润滑气缸的润滑方式由于本设计的活塞环采用聚四氟乙烯材质，故气缸为自润滑。填料的润滑方式填料

26、的润滑也属于内部润滑，润滑的部位是活塞杆与填料的相互摩擦表面， 它采用压力润滑，一个点配一个注油器，一般一个填料函设一个注油点。当气 体压力大于50个大气压时，设置两个注油点。注油器填料用与气缸用的注油器是数个集装在一起统一驱动的，每个注油器均为 一个真空滴油式柱塞泵。内部润滑用油因为内部润滑用油与被压缩的高温高压气体接触，所以对它的质量有一些 特殊的要求。一般来说，空气压缩机内部润滑采用压缩机油；其它气体压缩机 则视气体性质或采用专用润滑剂或仍采用压缩机油。(4)空气压缩机对内部润滑用油的基本要求在高温高压下应仍有适当的粘度。良好的抗氧化性。积炭倾向要小。腐蚀性小。适当的闪点与高的自燃点。(

27、5)外部润滑外部润滑是指曲柄连杆机构的润滑，除了微、小型机的曲柄连杆靠飞溅润滑 外，其余的主要都是靠压力进行循环润滑。为冲洗与冷却摩擦表面，并在轴承 处产生足够的油膜压力，外部润滑需采用流量较大的油泵。外部润滑油一般采 用机械油，也可以采用压缩机油。按传动方式外部润滑的分类主机驱动方式：主轴直接传动油泵，曲轴箱又当作循环油箱，这种方式多 用于中小型压缩机。采用这种方式时，在压缩机启动前，应事先人工摇转油泵 注油，以避免干磨。单独电动机驱动方式：大型压缩机的油泵及油路部件较大，需另用电动机 驱动油泵。采用这种方式时，在压缩机开启前，应事先启动电动机带动油泵注 油，以避免干磨。这两种方式的油路都是

28、循环的，而且在油路上设了过滤器与冷却器。曲轴连杆机构的润滑油路一般曲轴与连杆的内部都设有油孔。曲轴连杆机构的润滑油路有很多形式，本设计采用：油泵一曲轴中心孔一 连杆大头一连杆小头一十字头滑道一油箱一油泵。对曲轴的滑动轴承，一般用油泵进行压力润滑。止匕外，还有几个补充来油， 在曲轴功率输入端，机身有一集油槽，它可补充部分润滑油进入有轴承，同时, 轴上为了防止油外泄设有的由甩油圈与反向螺纹组成的轴封也可以补充部分润 滑油。在曲轴左侧，曲轴中心孔接受来自齿轮泵的润滑油，从该孔的密封圈泄 露出的小部分油，也会进入左轴承，补充润滑左轴承。曲轴连杆机构润滑油的选用本设计为有十字头压缩机，所以外部的机构润滑

29、另成系统，一般使用40号或50号机械油，但也可以使用压缩机油。外部润滑用的润滑油泵润滑泵多用齿轮泵或转子泵，它们都是容积式泵，能产生很高的压力，流 量也比较大。2.2.3 气量调节系统从压缩机的作用原理得知，容积式压缩机的排气量不会由于背压的升高而 自动降低，因此，如不进行有效的调节，在有些场合，会出现危险的事故，所 以必须设置调节控制机构，以进行调节。全行程完全顶开进气阀调节方法的工作原理是： 当排气压力超过规定值时， 高压气体便通过压力调节器进入调节装置的小气缸，将其中的小活塞连同压叉 压下，压叉将进气阀的阀片强行顶开，使气体自由进出气缸，泄漏系数近似等于零，从而气缸的排气量也接近于零。这

30、时用户靠储气罐及管网中的剩余气体 供气，当压力降至规定值时，弹簧又通过小活塞使压叉复位，气阀正常工作， 排气量恢复正常。进气阀完全顶开后的示功图面积很小，此时的功耗仅用于克服气流进出全 开进气阀的阻力，所以经济性较高。各种调节方式的不断出现，是由于现代工业中，使用者不因达到调节就满 足，而且还要求能经济的、方便的进行调节。在设计调节装置时，如何节省消 耗，是值得注意的问题。不同的调节方式，经济性的差异很大。例如一台排气 量为8400m3/h的六级压缩机的擦顶指出：排气量调节到额定值的 70%寸，用压 开吸气阀的调节，比用吸入与压出连通的调节，能少耗 96千瓦的功率。至于调 节的方便与可靠，同样

31、必须考虑。应该通过不断的实践，总结经验，进一步提 高使用的可靠性，逐步改变现用的一些不经济的调节方式。所以本设计采用压 开吸气阀调节系统。这种调节方法的经济性好，但因阀片受额外的载荷，故寿命较短，密封性 变差，大中型压缩机作卸荷或空载启动时，常用该方法。第3章热力计算压缩机的热力计算是根据气体的压力、容积和温度之间存在的一定关系， 结合压缩机的具体特性和使用要求而进行的。 其目的是得到最有利的热力参数, 比如：各级的吸排气温度、压力、所耗动力；适宜的主要结构尺寸：活塞行程、 气缸直径等，最终确定驱动型式。因此，新设计的压缩机必须进行热力计算。3.1原始数据型号：D30/8型空气压缩机压缩介质：

32、空气排气量：30及m3/min吸气压力：1.0 X05 Pa（绝压）排气压力：8.0 X05 Pa（表压）I级吸气温度：25cII级吸气温度：35 C相对湿度：0.8空气的绝热指数：1.4活塞行程：180 mm压缩机的转速：600 r/min3.2热力计算3.2.1 总名义压力比由参考文献3式（1 87）计算总压力比一旦二P1-(31)式中/ 一总压力比;P II级名义吸气压力，Pa；P2II级名义排气压力，Pa则总的名义压力比：:t =只口=9-10 =9Pt 1x 1 03.2.2 各级压力比分配3式(188)一而(32)如总体设计中所述，为了使压缩机的功耗最小，各级的名义压力比应相等,

33、按等压力比分配原则，由参考文献式中名一各级名义压力比;马一总压力比；z压缩级数。故各级压力比为：3.2.3 各级名义压力I级：名义吸气压力P = 1M105Pa （绝对压力）名义排气压力Pr=Pr. ；i=1 105 3 = 3 105Pa （绝对压力）II级：名义吸气压力P二=3 105Pa （绝对压力）名义排气压力%-=9 105Pa （绝对压力）表31各级名义吸、排气压力及各级名义压力比、项目 级另丁、名义吸气压力/105 Pa （绝压）名义排气压力/105 Pa （绝压）名义压力比I 级133n 级3933.2.4 各级排气温度由参考文献3式（1 117）计算各级排气温度(33)式中丁

34、2一各级名义排气温度，K；不一各级名义吸气温度，K;k 一空气的绝热指数（k =1.4）I级：名义吸气温度T1 -t1 273-25 273-298K名义排气温度丁2=丁1(k4)/k =298 (3 10)(1.44)/1.4 =407.962K1 105II级：名义吸气温度T=t1n 273 = 35 273 = 308K名义排气温丁2二二1二=308 (9 105广力 3 105= 421.652K表32各级名义温度及压力加2 名义吸气温度级次t/ C T/K名义压力比绝热指数呈名义排气温度gk名 kt/ C T/KI 级2529831.41.369134.962 407.962级 35

35、 30831.41.369148.652 421.6523.2.5 各级排气系数(1)容积系数v按参考文献3表1 2查得各级膨胀系数为:m =1 0.5 (k-1) = 1 0.5 (1.4-1) =1.2m- = 1 0.62 (k-1)=1 0.62 (1.4-1) =1.25按参考文献4,查得当压力小于等于1.936MPa时，压缩机的相对余隙容 积值为a =0.070.12 ,参照同类机器产品取 勺=0.09, 0(口=0.11。则各容积系数为：由参考文献3式(174)(34)将已知数据代入式(34)得11 = 1 -0.09 (31.2 -1)-0.865-v= 1 -0.11 (31

36、.25 -1)=0.845(2)压力系数p根据参考文献4,取31pl=0.97, 幅= 0.98(3)温度系数t根据参考文献3表1 16,取，叮厂0.97, ?f=0.96(4)凝析系数 加第I级无析水问题：=1第II级由参考文献3表1 4查得吸气条件t1 = 25C时，不饱和水蒸汽压 力Pb = 3.167KPa则91FRIx力 = 0 73 6B 父=KPa 当冷却至1口= 35 C时，水蒸汽饱和蒸汽压Rn = 5.622KPa,因为父Pb力=7.6008> Pbn,所以第 R级进口前必有凝析发生。根据参考文献3式(1 111)一皿也皿'( R二一 Pb-) Pc.(35)式

37、中 i一压缩机第I级进口处空气的相对湿度；B , P,分别为第I级与第n级的进气压力，105Pa；Pbl，Pb一对应于第I级与第II级进气温度时的饱和水蒸气压力，105Pa。将已知代入式（25）得= 0.993(1 -0.8 0.03167) 3(3 -0.05622) 1（5）抽气系数o该压缩机中间无抽气，则£。=4口 = 1。（6）泄漏系数i根据参考文献3,取=0.97,入口 = 0.973.2.6 各级气缸的行程容积按参考文献1式（351）计算行程容积Vhk晨，EF Vd'vk '' pk '' Tk '' ik Pk -

38、 Ti - n(3- 6)将已知数据代入式（36）得m3/次1 1 1 105 298 30Vh50.06330.865 0.97 0.97 0.97 1 10 298 600一 一一_5_一_ 一一=0. 0 2 2m3/次298 600、，0. 9 93 1 1 5 1 03 08 30Vh- -5 0. 84 5 0. 9 8 0. 9 6 0. 97 3 1 03.2.7 各级气缸直径初选活塞杆直径由设计值根据参考文献4表210的选择方法,d = dn = 55mm。 由参考文献3式(155)计算气缸直径Dk2Vhk d2k二 s 2(3- 7)式中S一活塞彳T程，mm。将已知数据代入

39、式(37)得2-2x0.0633° 0.0552八 十=0.475m0.18 二 2按参考文献4表28进行圆整，取D= 480 mm。D-=2 0.0222 0.0552 cVhk=4(2Dk-dk)S=0.283m0.18 二 2按参考文献4表28进行圆整，取Dn = 290mm。3.2.8 各级名义压力及温度修正(38)(1)确定圆整后的各级实际行程容积 Vhk 由参考文献3式(1 135)将已知数据代入式（38）得Vh = (2 0.482 -0.0552) 0.18 =0.0647 m3/次4Vh =7 (2 0.292 -0.0552) 0.18 = 0.0234 m3/次

40、（2）确定各级压力修正系数: k由参考文献3式（1 146）求压力修正系数 儿(39)-：Vhi Vhkk -Vhi Vhk将已知数据代入式（39）得:_ 0.0647 0.0633 _ 二二 10.0633 0.0647一 0.064 7 OR2。%-0.0633 0.0234表33修正后的名义压力及压力比级 次I级II级计算行程容积Vh, m3/次0.06330.0222计算行程容积Vh , m3/次0.06470.0234修正系数P10.97名义吸气压力Pk, 105Pa13Pj, 105Pa12.91名义排气压力P2k, 105Pa39P2J, 105Pa2.919修正后的名义压力比z

41、2.913.093表34修正后的各级排气温度级次压力比；吸气温度T, KkJ -排气温度T, KI2.912981.357404.386n3.093081.380425.043.2.9活塞力(1)计算气缸实际平均压力相对压力损失查参考文献3图1 18得M = 0.05, 6dl=0.08F-0. 0 3,4 d-0.062由于Cm=3.6m/s,而图是按3.5m/s绘制的，故需进行修正。修正后的相 对压力损失为：、s - = '飞(Cm /3.5)2 = 0.05 (3.6/3.5)2 = 0.052，d . =、d (Cm /3.5) 2 = 0.08 (3.6/3.5) 2 = 0

42、.08422、.s =、.s_(Cm/3.5)2 =0.034 (3.6/3.5) 2 =0.035、d = d-(Cm /3.5)2 = 0.062 (3.6/3.5) 2 = 0.065表35气缸实际吸、排气压力级 修正后的名义压力相对压力损失气缸内实际压力、,.UU1 _ _1 _ .»»»,实际压力比次p7 105Pa P27 1 05Pa6；% 6dE(11') P2'(1 6d')I12.915.2 8.40.948 3.1543.327II2.9193.5 6.52.808 9.5853.413(2)计算活塞力按气缸内的实际平

43、均压力分配，计算活塞力，表中 Fq、Fz分别为活塞盖侧g z与轴侧的面积，Pw、Pn分别为活塞外止点、内止点位置时的活塞力。计算结果如下表：表36内、外止点活塞力内止点活塞力/ 105Pa外止点活塞力/ 105Pa级一.轴侧(+)盖侧(-)轴侧(+)PdFzPsFgRFz盖侧(-)PdFg3.1540.17860.9480.18100.9480.1786I3.1540.1810Pn =PdFz PsFg =0.3917Pw = PFz PdFg=-0.40169.5850.06372.8080.06612.8080.06379.5850.0661Pn = PdFz-RFg =0.425Pw =

44、 RFz -PdFg =-0.4547注：a.表中轴侧活塞有效工作面积FZ =-(D2 -d2)m2;4b.盖侧活塞有效工作面积Fg =-D2 m2; g 4c.压力的单位为105 Pa,活塞力白单位为105 No可见该机活塞力中最大值为 0.4547 105N,它产生在第II级活塞的外止点时，负号表示它对活塞杆产生一个压缩力，按此活塞力查参考文献3附录三,可知初选活塞杆直径d =55mnm1正确的。3.3复算排气量3.3.1 复算(1)确定各级行程容积由前述知：Vh:=0.0647 m3/次Vh- = 0.0234 m3/次(2)初定各级的压力分配5P =1 105MPaP2 厂 Pn= P

45、h(Vhl/Vhn) i 105 K 0.0647 /0.0234 = 2.765* 105 MPa一5P2=9 105 MPa两级名义压力比分别为:2.765 10551 105= 2.7659 1055 =3.255-2.765 10(3)确定各级新的容积系数膨胀指数 m = 1.2, % = 1.25相对余隙容积 口 i = 0.09, 口口 = 0.111v =1 -0.09 (2.76512-1)=0.8801v-1-0.11 (3.2551.25 -1)-0.827(4)确定各级工况系数C根据参考文献4有C-Vh- v-0.0647 0.880 =0.0570_ Vh-r'

46、PF 工 0.0234 0.827 2.765 298%! PiT1n1 1 308= 0.0518精确度 B=Cmin/Cmax0.0518 = 0.91 <0.970.0570分别计算各级的C值后，精确度B值应在下述范围，B = 0.910.97。由 此说明，CI与C付目差较大，所取初值Pk精度不够重新取值，再进行复算。3.3.2 第一次复算(1)重新确定初值PkP(； =0.5Ri(1 + C/Cj) =1x105PaR2 =0.5Pn(1 +C“Cn) =0.5父 2.765x105 父(1 + 0.0570/ 0.0518)= 2.9038父105 Pa(2)确定压力分配.端.

47、52.9038 102.90381 105二二 PPn9 105 5 : 3.0993 2.9038 105(3)确定容积系数v =1 -0.09 (2.90381.2 -1) = 0.87121v=1 0.11 (3.0993位1)=0.8381(4)确定工况系数C -Vh- -v -0.0647 0.8712 =0.0564cVh vET-0.0234 0.8381 2.9038 298C0.0551-0二小丁1二1 1 308精确度B = %. / * = 0551 = 0.9770.0564精度已够，所以确定的Pk值成立。3.3.3复算排气量由前文计算得数据：九vl=0.8712, ，

48、up=0.97, % = 0.97,九4=0.97吸气系数 s = v- p-T-l= 0.8712 0.97 0.97 0.97 = 0.795凝析系数-=J，Jo-=1 1=1每转排气量 V =(：)Vh-=(第5) 0.0647 = 0.051 m3/次排气量 Vd =0.051 600=30.6 m3/min满足工艺要求 Vd =30 ±2 m3/min3.4压缩机功率3.4.1指示功率根据参考文献3式(181)m-1Ni= 60(1-'s) "mmPdPsJ(310)式中低压级可取m= (0.950.99) k,对中压与高压级取 m = k将已知数据代入式

49、(310)得第 I 级：式中 k=1.4, m=0.99k =1.3866005Ni0.8712 0.9633 105 0.0647601.386二 (3.327)1.386-1 I11.3861.386 _ 1= 77.5kw-1.4 41(3.413)1.4 -181.8kw第II级：式中 k=1.4, m = k=1.4Ni - =600 0.8381 2.8373 105 0.0234-601.4-1压缩机的总指示功率:Ni -Ni N =77.5 81.8-159.3kw3.4.2 轴功率根据参考文献3,取机械效率0m=0.95NzNi159.30.95=161kw3.4.3 电机功

50、率考虑到压缩机运转时常会因工况的变化、冷却的恶化等引起功率消耗增加 而造成驱动机负荷超过正常工作的需要，因此，一般驱动机还应留有一定的储 备功率。本设计按10%勺裕度取值。则 Ne =1.1Nz =1.1 161 =177.1kw3.4.4 电动机型号根据Ne=177.1kw选择电动机，由参考文献10选用电动机:型 式：开启式单伸轴三相同步电动机型 号：TK20O-18/1430额定功率：200kw转 速：600r/min效 率：90.5%电 压：6000V重 量：1743kg外形尺寸：1457 X 1350 X 1260励磁方式：可控硅励磁3.4.5 比功率压缩机的比功率是指单位排气量所消耗

51、的轴功，表达压缩机效率的另一种 方式。这个指标反映了同类型压缩机在相同的进排、气条件下，其能量消耗指 标的先进性。卞g据参考文献3式(331)有Nz q 二一V16130.6= 5.26 kw/(m3/min)据目前统计，一般动力用空压机，排气量小于10 m3/min时，其比功为5.4 6.3 kw/(m3/min),排气量为 10100 kw/(m3/min)时，其比功为 5.05.3 kw/(m3/min)。此台压缩机的排气量是 30 m3,在10100 m3/min范围内，具比 功率的值也在要求范围内，所以本台对动式压缩机的设计是合理的。第4章活塞组件设计活塞组件包括活塞、活塞环、活塞杆

52、等。它们在气缸中作往复运动，与气 缸一起构成压缩容积。4.1 结构形式及选材根据活塞的作用和它的运动规律及受力特点，对活塞的主要要求是：有足 够的强度、刚度、耐磨性、密封性好、重量轻，活塞与其连接件的传递动力元 件（如活塞杆）应连接可靠。根据结构形式的不同，活塞可分为筒形活塞、盘 形活塞、级差式活塞、组合式活塞及柱塞等几种形式 8。本设计为4D-40/7型活塞式压缩机，由于该型压缩机所采用的活塞用于有 十字头的双作用汽缸中，故用盘形活塞较合适。为减轻重量，常制成中空结构。 活塞两端面设有筋板一增强断面的刚性。活塞圆柱面上开有活塞环槽。为防止 热膨胀和活塞与气缸磨损下沉时加剧磨损，活塞的外圆与气

53、缸内圆应留有12mmi间隙（承压面除外）。为避免铸铁应力和缩孔，以及防止工作中心受热而 造成不规则变形，铸铁活塞的筋不能与毂部和外壁相连。在活塞端面每两条筋 之间开清砂孔，清砂后用螺塞封闭，但必须采取防漏防松措施。盘形活塞铸造的通常采用的材料有 ZL7、ZL109、ZL10& T20-40、T25-47、 T30-54等，本设计采用ZL108,其在铸造时有良好的流动性，并且铸件的致密度 也高，具有较低比重，较高耐蚀性和较小线收缩率等优点，故选此材。4.2 活塞的设计已知参数：I级活塞质量：61.5kgI级活塞杆质量：34.7kgI级活塞杆长：1125mm支撑面长H1 :38mm包角：1

54、20°4.2.1 设计计算(1)活塞的高度活塞的高度取决于所需安装活塞环的多少及气阀配置的方式等。没有支撑 面的活塞，还需考虑考虑支撑面许用比压的需要。第一道活塞环与活塞之间的 距离应根据气阀安置，并保证其越出汽缸镜面12m俄求来确定。本设计压缩 机中的滑动活塞的高度应按支撑面上的许用比压校核。根据参考书1 4-64式(4-1)H1 B _G/K mmH1-除去活塞环后的承压面高度，mmB-承压表面的投影宽度，mmG-活塞重量与活塞杆一半重量的和，kg。K- 盘形活塞承压表面的许用比压，该金属对填充聚四氟乙烯K <0,0294 0.049Mpa ,铸铁对铸铁K < 0.03 0.05Mpa ,铸铁对巴氏合金K <0,1Mpa ,根据参考书7图8可知B = D sin 602 =550 si