滑片式空压机总成设计

1、沈阳理工大学学士学位论文摘要随着环境问题日益加重，环境保护已经成为一个重要的课题，新能源及新能源产品的开发进程也日益加快。2017年汽车行业走近新能源时代，新能源汽车飞速发展。现如今全国大多城市都在加大新能源公交车所占比重，公交车用的相关机械产品的需求也随之加大。当前发展前景对汽车制动系统助力的空压机也提出了较高的要求。滑片机相较于传统空压机，优势较为突出。滑片式空压机整机体积较小，噪音很低，可靠性高。同时寿命较长，因而更适用于新能源客车、机械制造、空调制冷、汽车制动等需要以及较小的领域。当前我国大部分空压机企业对此都有研究，但在核心技术方面较世界领先企业还有一定差距。那么核心部件定转子、滑片

2、、油气路的设计校核，便是设计的重中之重。本文通过对滑片式压缩机的理论计算，三维建模，实验验证。对滑片式空压机进行了全面介绍和设计。关键词：空压机；定子；转子；滑片；油气分离AbstractWith the growing environmental problem, environmental protection has become an important subject, new energy and new energy products increasingly to speed up the development process.In 2017 new energy vehic

3、les in explosive growth, more and more automobile enterprises on the path of the new energy.Most cities in China now account for more than 50% of the total of new energy bus, bus with relevant mechanical products demand also will increase.The current prospects for development of automobile brake sys

4、tem power of the air compressor also put forward higher requirements.Compared with traditional air compressor, sliding vane compressor in on its advantages are obvious.Sliding vane air compressor machine has small volume, light weight, low noise, high reliability, simple operation, and therefore mor

5、e suitable for the new energy bus, industrial production, trams, military industry, machinery manufacturing, refrigeration and air conditioning, auto brake and so on need and smaller areas.The current our country enterprise has research to this, most of the air compressor but in core technology is t

6、he world's leading enterprises have a certain gap.The core parts of rotor, vane, oil and gas road design, is the key of the design.This article through to the theoretical calculation of the sliding vane compressor, 3 d modeling, experimental verification.From the aspects of sliding vane compress

7、or are introduced, and design.Key words: air compressor,The stator;The rotor;Sliding vane;Oil and gas separation47 1.引言1.1空气压缩机发展及现状空压机是一种利用机械能将气体压力提升到机械装置。1829年，英国诞生了第一台带有中间冷却装置的两级往复式空气压缩机，自此开始的空压机的发展历程。空压机随即被广泛应用到多个领域中，但由于早期的空压机类型单一，设计水平和机械加工水平有限。空压机多存在能耗大，转速不能过高，噪音大。排气温度高，总体效率低等问题。随着设计技术及工业水平的不断体

8、高，空压机的种类逐渐增多，整体性能也越来越好。空压机的市场逐渐被打开，发展速度越来越快，应用领域越来越全面。在市场的引领下多种类型的空压机都取得了令人可喜的成果。在我国，应用于重大领域的空压机前进步伐很快，相较于其他国家的优秀企业还有一段路要走。中小型压缩机方面，我国的制造企业普遍存在规模小，产品性能可靠性稳定性不高，外观品质较差等问题。自十一五以来我国开始大力提倡工业转型节能环保，十二五期间又将节能空压机列入节能机电产品目录。各类型空压机仅仅是性能达标显然已经不能满足用户的需求，需要升级标准，提出更高的要求，例如：外观优化，噪声降低，提高可靠性等等。现如今新能源产品比比皆是，空气压缩机已经不

9、仅应用于大型工业重大领域。微型、小型空气压缩机的应用也越来越广，随着商业工具，生活，工业，汽车领域的不断发展，对于小型空压机的需求也不断增大。空压机的研发，选型应更加具体，专业水平应更高。1.2空气压缩机的分类及特点空压机按原理可分为容积型空压机、速度型空压机。容积型空压机：通过改变容积增大气体密度，从而提升气体压力。容积型空压机主要有活塞式空气压缩机、螺杆式空气压缩机、滑片式空气压缩机。速度型空压机：通过高速旋转提升气体动能，旋转过程中将动能转化为内能来提升气体压力。速度型空压机主要有离心式空气压缩机、轴流式空气压缩机、喷射式空气压缩机。我国市场上常用的空气压缩机主要有以下几种：活塞式空气压

10、缩机，螺杆式空气压缩机，滑片式空气压缩机，离心式空气压缩机。现对如上几种常用空压机进行详细对比。一、 活塞式空气压缩机活塞式空压机工作原理是通过活塞在气缸内的往复直线运动，产生高压气体。改型空压机可提供压力范围广，适用于较宽的能量范围。该空压机原理简单，使用较为常见。特点：高速、多缸、环境适用性好，热效率高；但其结构复杂，零件易损，检修频率高，整体震动偏大，运行平稳性差。二、 螺杆式空气压缩机螺杆空压机工作原理是通过阴阳两个转子相互咬合，在咬合过程中，两者之间和腔内体积逐渐减小，产生高压气体。特点:机器整体体积较小，总重量轻。压缩机的零件总数少，多可直接采购。机器易损件少，运行可靠性高，操作维

11、护简单。整机运转平稳，排气温度低，可在较高压比下运行。但噪音较大，需做隔音处理。三、 滑片式空气压缩机滑片空压机工作原理是转子甩出的滑片与定子内壁之间的压缩室，随着旋转压缩室逐渐减小，其间的气体压力不断升高，产生的高压气体最后经排气口进入气缸。特点：可靠性高，可长时间连续运行。寿命长，易损件少，预计寿命达十万小时。噪音低，供气稳定且质量较好。节约能源，后期维护费用低。四、 离心式空气压缩机离心式空气压缩机的原理是由叶轮带动气体做高速旋转，气体动能增加，从而使气体通过叶轮后的流速和压力得到提高，连续地生产出压缩空气。特点：转速高，气量大，机械磨损小，连续工作时间长，振动小，运行平稳，对基础要求低

12、，气量可在30%100%的范围内无级调节，易于多级压缩和节流，易于实现自动化。但噪声频率较高，冷却水消耗大，操作不当时会产生喘振。稳定工况区较窄，总体效率相对较低。小结：随着机械行业的进步，人们不只是对产品性能有要求，产品的外观，可靠性，稳定性，产品是否环保等也逐渐为人们所关注。传统的空气压缩机正在慢慢隐退，而新兴的滑片式压缩机以其体积小、稳定性好、噪声小、易于维护、节能环保等特点逐渐走入了人们的视野中。因此更适用于对空压机体积，可靠性，噪声有特殊要求的领域。滑片式空压机在空调军工、机械制造、有轨电车、工业生产、新能源汽车等领域中被广泛应用。国内市场，螺杆式空压机市场已经非常成熟，而滑片式空压

13、机所占市场份额极小，在当今提倡环保的环境下，滑片式空压机发展空间很大。影响因素具体影响零部件数目零部件，尤其是运动部件数目越少，可靠性越高运动速度运动速度越低，可靠性越高运动形式运动形式越简单，可靠性越高工作应力应力形式越简单，受力越简单可靠性越高加工装配要求零件数少，装配简单，装配要求较低，可靠性越高表1.1以上表为参考基准将上文压缩机进行对比，可见滑片式压缩机的结构简单，维修成本低，运行速度相对较低，构件受力相对简单，压缩机的整体可靠性较高。同时基于公司产品开发需要，在公司现有产品基础上，对滑片式压缩机进行详细设计。2.滑片式空压机介绍2.1工作原理图2.1空气经过空气滤芯1及进气组合阀2

14、吸入压缩机（进气组合阀用于调节吸气压力），空气被定子、转子3和滑片4组成的不断变小的容积腔压缩（转子上开有若干个纵向滑槽，滑片被安装在这些滑槽内且能自由滑动，转子相对于定子呈偏心放置，定子为一个气缸。当转子旋转时，滑片受离心力从槽中滑出，与气缸壁通过润滑油膜紧密接触，由此形成一个不断变小的容积腔），空气压力不断增大，输出的油气混合物首先经过迷宫8进行分离。初级分离的油液沿内壁流回油腔5，未满足要求的混合气经导气管进入油气分离器9进行进一步分离，分离后满足要求的气体预定压力值，从排气口排出。当腔内油温达到温控阀预定温度，温控阀打开，油液进入冷却系统进行冷却6。冷却后的油液经油滤7回到油腔5。2.

15、2主要模块滑片压缩机分为三大模块：动力模块，主机模块，油气分离模块。动力模块：主要由一台电动机输出转矩，整机的运行由此提供动力。电动机的功率、转速是整机排量保证条件之一。主机模块：主机部分是空压机的心脏，是产生高压气体的核心部分。低压空气经过空滤装置，由吸气口进入主机，经过滑片转子定子之间所形成的逐渐变小的腔体压缩，形成高压气体。该模块由定子、转子、滑片、端盖和油腔外壳组成。 油气分离模块:这一部分是气体输出的最后处理部分，气体经过加压，会与气缸内的润滑油混合到一起。这样产生的油气混合气会在油腔外壳进行第一次机械分离，为满足输出要求，油气混合气会经过油气分离器将油与气体分离，满足输出含油量。2

16、.3功能及应用功能：整机为用气设备提供纯净稳定的高压气体。产气过程中，该机有控制吸气气压、控制排气最小气压，油气分离，高温冷却，过载保护等功能。应用：滑片式空压机主要用于工业生产，新能源客车，空调制冷，制动辅助等领域3.滑片式空压机的设计基本分析:电机用于车载空气压缩机，负载较小。对于小功率压缩机，启停次数较多，应选用异步电动机。由于启动转矩较大，因此选用笼式转子。初步选用380V异步笼式电动机。功率计算：由机械设计手册第五版得空压机功率计算公式为： 式中：p0系统内元件最高圧力，单位Mpa；P系统的总压力损失，单位MPa，本次设计取0.2；qb向气动系统提供的流量，单位m³/min

17、；K修正系数，考虑漏损和其他可能性因素，1.31.5,本次设计取1.4；p1吸入空气的绝对压力，单位MPa；等熵指数，=1.4 n中间冷却器个数，本次设计取1；qc空压机的吸入流量，qc=Kqb,单位m³/min；pc输出空气的绝对压力，Pc= P0+P,单位MPa P=N （3.2）P电机功率，单位Kw；压缩机总效率，小型压缩机效一般65%，此处取68%联立式3.1、式3.2，可得：P=2.99Kw综上所述：选择Y型三相异步电动机，型号为YP2-100L2-4（主要参数见下表），该电机结构简单，制造方便，性能良好，可靠性好，启动转矩大。表3.1 电机技术数据电动机型号额定功率/kw

18、满载转数/（ r/min）堵转转矩额定转矩（倍）最大转矩额定转矩（倍）YP2-100L2-4314主体设计3.3.1定子设计设计要求：输出流量0.32m3min输出气压1MPa电机功率3kw电机转速1410r/min1、气缸半径计算滑片式空压机的总排量即整机输出流量为转子在定子中旋转一周，所有基元所产生的高压气体的总和。因此，两叶片与气缸内壁形成的工作容积为：式中：R气缸半径，单位m；e定转子偏心距，单位m；B定子轴向长度；单位m；相邻滑片夹角，=2z；z滑片个数；总容积为： V=z×V0=4ReB （3.4）由下公式可得容积流量： Q=qtv=Vnv=2BeD

19、nv （3.5）式中：Q容积流量，单位m3min； D气缸直径，单位m；n电机转速，单位rmin；v容积效率，本次设计取=0.95； =BR （3.6）式中：滑片相对长度，其值越大，理论上对降低滑片机泄漏量和摩擦功率越有利，因为在其他数值不变的情况下，增加值可使气缸横截面积尺寸减小，而滑片机的泄漏主要发生在端面间隙，气缸横截面积的减小意味着端面间隙长度减小，泄漏降低；此外，横截面积尺寸的减小使得滑片顶端滑动速度减小，是滑片机摩擦功率损失减小。然而，过大会使滑片机结构上显得不合理，同时也会使滑片的弯曲变形量增大，使得滑片机的整体性能下降。所以，取值有一个适宜的范围，一般适宜的取值为=1.56.0

20、；本次设计，取2.75； =eR 式中：相对偏心距，其值越大，对提高滑片空压机面积利用系数有利，但过大会恶化压缩机的受力情况，从而使滑片机的使用寿命的性能降低。所以，的适宜取值范围为=0.090.18；本次设计，取0.11； 代入得： R=39.75mm圆整得： R=39.5mm2、基元容积计算图3.2 气缸型线示意图图3-2为滑片式空压机的截面示意图，图中圆O为气缸型线，即气缸内径，半径为R。圆O1为转子圆圆心，半径为r。转子圆心与圆心偏心距为e。以O1为极点，以O1X1为极轴建立极坐标系，任意角对应的矢径为。根据几何关系，有式： =O1A+AB （3.9） O1A=ecos （3.10）

21、AB=OB2-OA2=R2-e2sin2 （3.11）将式3.9、3.10、3.11联立得： =ecos+R1-2sin2 （3.12） 图3.3基元容积示意图如图3.3，矢径与极轴O1X1和气缸型线围的封闭图形，即基元容积为： S=0ds=012（2-r2）d （3.13）将3.12代入到3.13中可得： S=12R22-+122sin2+sin1-e2sin2+sin-1(sin) （3.14）那么，当旋转任意角时，滑片与气缸内壁所形成的容积为： V=BS- （3.15）将式3.14代入式3.15得压缩腔任意转角容积表达式：Ve=12BR2-r2+12bR2122sin2-sin2-+si

22、n1-2sin2-sin-1-2sin2-+sin-1sin-sin-1sin- （3.16）已知当=2时基元容积最大：Vemax=12bR2-r2+12bR22sin+2sin21-2sin22+2sin-1sin2（3.17）3、吸排气口设计设计前我们对整体吸排气的压力变化进行分析，由于基元吸气的过程中所产生的阻力可忽略，所以我们认定吸气压力即大气压力Ps=0.1MPa。基元排气过程可近似认为基元的排气压力Pi与压缩机最终输出压力Pd之间的变化是线性的；因为空压机气缸内整体容积较小，因此我们可以认为其膨胀压缩过程的时间无限小。将此基元的压缩过程按多变方程计算，方程如下： PVm=PsVem

23、axm （3.18）式中m多变压缩指数，1<mk，k为等熵系数，仅与温度有关；干燥空气的绝热指数为k=1.4，取m=1.39； Ps吸气口大气压强，取Ps=0.1MPa；经推导可得任意转角时，基元内的气体压强为： P=PsVemaxmVm将吸排气口的起始位置和终止位置分别设为位置A、B、C、D；与其对应的以转子圆心为中心的位置角设为ABCD;定子圆心为中心的导出角度设为ABCD。首先确定排气口的开始位置A，其对应的转角A依据压缩机的输出气压Pd推出排气口的排气压力Pi，将其代入多变方程可求此时基元容积V，在依据式3.16推算出此时对应的转角a。已知空压机要求输出压力Pd=1MPa，从排气

24、口空到最终输出压力的损失值Pi=P+Pd因此压缩机排气口孔处的压力为Pi=Pd+P=1.2MPa将式3.16和式3.18联立，并代入已知条件可得 V =mPsVemaxmPi=4820.55mm3 （3.19）将此结果代入式3.16，经数值迭代可计算出转角为：a=3.32排气口结束位置B应使基元与排气口脱离瞬间的容积尽量小，因此b=2吸气口开始位置C，受高压气体影响，当基元排气完毕在基元压力降低至吸气压力时，应立即接通吸气口，因此c=吸气口结束位置D，应使吸气过程结束时，基元容积保持最大，因此d=2单工作腔滑片压缩机的吸、排气口位置角,为了便于加工，应将单工作腔滑片压缩机的边缘位置角a、b、c

25、、d分别换算成以气缸中心O为中心的角度a、b、c、d。计算并圆整得：a=a+sin-1sina=189.35º189° （3.20）b=b+a-sin-1sinb+a-=32.51º33°c=b+c+a-sin-1sinb+C+a-=97.17ºd=d+sin-1sind=0.496=28.422º28°4、气缸轴向长度设计为防止滑片与端盖间隙过小，产生非必须磨损，气缸轴向长度值略大于滑片轴向长度。因此气缸的轴向长度应在一个范围内，计算如下：根据式3.6计算并圆整得滑片长度为：b=R=108.625mm110mm根据经验，最

26、终气缸轴向长度值b=110.2mm （3.20）5、其他尺寸设计定子除去气缸部分还有以下内容进行设计：气缸材料、加工方式的选择；定子整体轴向和径向的设计；喷油孔的设计；吸气口进气口的设计。气缸以上详细尺寸根据本设计的同类型产品尺寸及以往设计经验进行设计。本次设计中定子材料采用铸造碳钢，牌号为ZG310-570；此材料的强度和切削性能良好，但塑性和韧性较低，硬度和耐磨性较好，适用于较大负荷的零件，形状较为复杂的机件，因此适用于铸造的气缸。气缸的结构尺寸参照同类型空压机进行设计确认，详细尺寸设计如下：定子采用铸造碳钢，牌号为ZG310-570.此材料的强度和切削性良好，但塑性较低，耐磨性和硬度较好

27、，适用于较大负荷的零件、形状较为复杂的机件。因此选为压缩机气缸（定子）。定子的轴向尺寸中，需要与转子轴配合部分，尺寸与转子轴向尺寸一致（轴向尺寸见转子设计），具体尺寸由转子尺寸设计所得。定子两端面需与两端端盖配合，有密封的作用，根据经验两端各留出约3mm的凹槽。缸体外径的大小的确定与主机油腔外壳有关（详细尺寸见油腔外壳设计），定子要配合油腔外壳内部进行初步的油气分离，同时起到径向定位的作用。因此在定子外端设有两个挡油板结构，挡油板结构既起到挡油的作用同时增强了缸体轴向的强度。这两个挡油板将定子轴向分成了三部分，外径尺寸与端面径向尺寸保持一致，挡油板厚度根据同类空压机尺寸定为4.25mm。定子在

28、高压气体出口设置一个与阀杆（连接空压机主机与油气分离器的通道）相同的出气口，直径为12mm。根据以上尺寸设计，CATIA三维建模如图3.5：3.3.2转子设计 1、转子轴设计图3.6 转子直径示意图如图3.6所示，由几何关系，可得转子直径表达式为： d0=2（R-e）由式（3.7），计算得定转子偏心距为： e=R=4.345mm圆整得： e=4.3mm （3.21）转子直径为： d0=70.4mm圆整得：d0=70mm2、转子轴向长度转子轴向长度与滑片轴向长度一致，为：b转=b=110mm3.3.3滑片设计1、滑片材料及数量本文设计的滑片式空气压缩机功率不大，在三种润滑方式中喷油润滑更适用于此

29、压缩机。在小型压缩机中，考虑到成本和性能的均衡性，因此选择合金铸铁作为滑片的材料。2、滑片数的选择滑片数量z对气缸截面利用系数有着较大的影响。滑片数量增加，可使滑片利用系数增大；当滑片数z增加到某一值时，可获得最大截面利用系数，称为最佳滑片数。同时滑片厚度对截面利用系数也有一定的影响。因此根据经验选取滑片数z=7。常见机型使用滑片数选取见表3-1 常用滑片材料表。3、滑片结构设计（1）滑片厚度根据公式： =R 式中，滑片厚度； 相对滑片厚度，其取值大小影响整机面积利用系数，由于工艺及强度要求。最优取值区间为=0.020.16，本设计中取=0.1。经计算，滑片厚度为： （2）滑片倾角和压力角图3

30、.7为滑片倾角几何关系示意图。空压机运转时，滑片外端始终与气缸内壁接触。设滑片中心线与气缸型线的交点为B，与OX1的交点为E，与转子外圆的交点为A。转子中心O1与B的连线O1B与BE的夹角1为滑片的倾角。但由于1随滑片位置的变化而图3.7滑片倾角几何关系示意图变化，所以一般将O1A与BE的夹角即滑片槽的倾斜角称为滑片倾角。朝转子转动方向倾斜角度可正可负，称为滑片的前倾和后倾。在相同条件下，滑片伸出长度与滑片倾角成正比。为平衡滑片伸出长度、滑片抗弯能力、运动平稳性，在考虑到滑片的受力分析，滑片倾角应在-10°10°(由机械设计手册可知)。考虑到以上因素及滑片与滑片槽的加工工艺

31、，滑片倾角最优角度为0°，即=0°滑片与气缸型线接触点处法线与滑片中心线的夹角称为滑片压力角，由图示几何关系可得 （1） 滑片径向高度为防止出现滑片被卡死或出现滑片端部摩擦异常等情况。滑片的径向高度h应当使滑片伸出滑片槽达到最大值时，槽内剩余滑片高度值仍在安全范围内。因此，滑片高度为h=35e=21mm滑片槽的深度应保证滑片全部入槽时仍有0.51mm的余量。因此h¹=0.51+h=22mm（4）滑片端部圆弧半径滑片端部圆弧半径取值决定滑片与气缸内壁接触时震动是否在合理范围内，其取值直接影响滑片磨损程度。因此，当滑片放置在滑片槽内时，端部圆弧最佳半径为： ropt=

32、R1+2(e) ropt=12.54mm3.3.4油腔外壳设计油腔外壳的设计需要对以下内容进行设计：油腔外壳的材料、内径尺寸、外径尺寸、壳体轴向尺寸、内部油分机构、壳体厚度、O型圈开槽、注油孔、油视镜孔、排油孔、阀杆孔、温度传感器、油过滤器孔、温控阀孔接口。本次设计油腔外壳选用灰铸铁，牌号为HT-250。此材料具有良好的铸造性能，良好的减震性，良好的耐磨性能，良好的切削加工性能，有较低的缺口敏感性，有一定的耐腐蚀性。适用于对气密性有一定要求的，需要有一定的抗胀性及韧性的铸件，因此选为油腔外壳的铸造材料。油腔外壳两端有两个端盖，大端盖端需装入定转子部件，小端盖端伸出转子轴与冷系统和电机相连。壳体

33、大端盖端内径的尺寸要保证定子能够顺利装入壳体内部，同时壳体内径与定子外径尺寸之间有一定间隙，使定子能够顺利装入壳体并尽量减轻定子在壳体内部的震动。经多次建模比较，同时参考同类型空压机实体，转子大端盖端端口内径为R1=64±0.5mm。小端盖端端口内径为R2=61mm。壳体两端端面为保证与端盖之间的密封，两端端面要求精车，表面粗糙度Ra1.6或Ra0.8。为连接端盖与外壳，在两端端端面各均布六个螺纹孔半径为6mm（具体分布状况见图3.8）。油腔外壳的外径大小与轴向尺寸需满足设计要求中的尺寸要求，同时要保证初级油分结构的有效性，还要保证足够的体积承担储存空压机润滑油。因此空压机外径确定为

34、R=64mm。外壳轴向尺寸应比定子轴向尺寸稍大，为保证定子在壳体内部的定位，端盖与外壳的装配，同时要保证密封要求的有效轴向长度。轴向长度定位143mm。壳体除以上功用，还承担着初级油气分离作用，本次设计中初级油气分离机构采用迷宫式油气分离。迷宫式油气分离原理是在油气混合气的流动路线上设置若干挡板，强制的改变油气混合气的流动路线。此时有一定流动速度的混合气其中的油滴就会因为惯性撞击到挡板上，油滴不断聚集到一起，沿着油腔内壁回流。3mm油腔外壳的壁厚，根据GB-150中对简单压力容器的设计要求，保证壳体的刚度强度壳体的最小壁厚为5mm。壳体大端盖端为保证连接牢固，厚度为9mm。小端盖端其底部有温控

35、阀和油滤孔，同时对定子轴向尺寸起定位作用。此部分的轴向尺寸为29mm因此结构较大端盖端复杂，此端在与小端盖连接的端部预留一个回油孔（连接油腔内部与油过滤器）此孔半径为3mm。此次空压机注油孔的设计决定了此外壳内最多能装载的空压机油的油量，因此注油孔的水平高度、与水平面的角度以及孔径的大小共同决定了注油量和注油速度。注油孔的高度设计在空压机中轴线之上，其与中轴线的中心距为18mm；为保证加油动作的便利性，注油孔所在平面与水平面的角度为30°；注油孔孔径决定了最大加油速度，为同时兼顾加油速度和对密封的考虑，参照同类型压缩机，注油孔半径设计为8mm，采用螺纹加密封垫圈密封。油视镜的作用是实

36、时观察油腔内剩余油量，当油量接近或低于警戒线的时候，油视镜能方便我们维护空压机，以至延长压缩机的寿命。油视镜的尺寸有标准的型号可供选择，根据供应商提供的油视镜型号选择的油视镜尺寸D=28mm、d=20mm，因此油视镜孔半径为10mm。油腔外壳排油孔的位置应处于正机的最低点，需保证将壳体内的油液顺利排放干净，油堵上带有螺纹与螺纹孔连接。排油孔半径设计为8mm。阀杆孔处于压缩机的顶部，油气分离器通过阀杆与主机相连接，阀杆孔既使阀杆通入主机又起到对阀杆的定位作用，该孔是螺纹孔，直径为16mm。为保证其牢固度在顶部设有一个35mm×45mm×5.5mm的凸台。空压机附带温度检测传感

37、器，此传感器与机壳连接，因此在机壳上有一与其连接的检测孔，根据选取的传感器接口可确定此温度传感器的检测孔直径为16mm。在机壳的底端装有温控阀和油过滤器，这两个零件嵌入机壳内进行安装，其尺寸按标准选型获得。温控阀连接的是主机和冷却系统，当油温超过88时，温控阀开启机壳内的油液经温控阀进入冷却系统。温控阀孔的直径设计为16mm，连接方式为螺纹紧固连接（详细结构见图），在此空中需要开一孔联通接口内部与温控阀入口。在另一端需开一与冷却系统管路相联通的孔。油过滤器孔的直径与温控阀孔直径相同为16mm，同时此孔内需开一与空压机内部相通的回油孔，另一端开一收回冷却油液的回油孔。3.3.6主要性能计算及结构

38、校核1、容积流量和排气压力由上设计计算的结构参数计算验证整机实际容积流量和排气压力。由式（3.5）可得，容积流量为：QV=2beDnv=0.315m3/min由式（3.17）算得最大基元容积：由式（3.20）得，当a=189º时，a=3.318，代入式（3.16），得：由式（3.19）计算排气口排气压力为： 实际排气压力为：2、功率计算（1）指示功率计算指示功率是压缩腔内用于压缩气体所消耗的功率：由式（3.26）得 经计算，空压机指示功率为：（2）轴功率计算轴功率是空压机主轴的输入功率。由式得 式中，m空压机机械效率，由机械设计手册可知，m=0.850.9，本次设计取m=0.85；经

39、计算得轴功率为：Psh=2.21Kw3、终了温度计算压缩终了温度是指工作腔内完成压缩过程后的气体温度。一般情况下，压缩终了温度高于排气温度。由式得 式中，n压缩或膨胀指数，对于空气压缩过程热量传出时，1<n<1.3， 本次设计取n=1.1； P2压缩终了压力。 T2压缩终了压力。 P1吸气压力，本次设计取大气压力P1=0.1MPa； T1吸气口空气温度，单位为华氏温度，本次设计取T1=293.15K；由式（3.25）计算可知：当转角为a=3.318时，基元内压缩空气的温度为：T2=376.28K经换算得：T2=94.1º。3.3.7受力分析及强度计算1、受力分析（1）滑片

40、受力分析如图3.11所示为滑片受力分析图。在压缩机中，滑片受受力有受压缩气体和润滑油的压力、滑片槽和气缸内壁给与的约束力、摩擦力还有自身的惯力。Fn为滑片受到气缸内壁的约束力。其大小未知，方向为OB直线方向并指向圆心。Ft 为滑片受到气缸内壁的摩擦力。方向垂直于OB连线，与转子旋转方向相反，大小表达式为R1 为对滑片的约束力。其大小未知，方向与滑片中心线垂直。Rt1为转子滑片槽外端开口处与滑片之间摩擦力。方向沿滑片中心线并与滑片在滑片槽中运动的方向相反，大小为 R2为滑片槽内部给滑片底端的约束力。其大小未知，方向与滑片垂直。Rt2为转子滑片槽对滑片底端的摩擦力。方向沿滑片中心线方向并于滑片在滑

41、片槽中运动方向相反，大小为 Rt2=f2R2 Fe为滑片所受离心力。其作用点在滑片质心G，方向沿OG向外，大小为 Fe=mRG2 式中，m滑片重量 角速度；Fk为科氏惯性力。其作用点在滑片质心G，方向垂直于滑片并与科氏加速度相反，大小为 Fk=-mak Fr为滑片的相对运动惯性力。其作用点在滑片质心G，方向沿滑片中心线方向并与相对运动加速度方向相反，大小为 Fp为气体膨胀产生的作用在滑片伸出端的气体力。其作用点在滑片伸出部分的中点，方向垂直于滑片，大小为 式中，L滑片伸出长度，表达式为： 因此， 倾角为0º即=0时，滑片受到的外力为： Fb是滑片槽内部高压气体或油液对滑片的作用力。作

42、用点在滑片质心G，方向沿滑片中心线朝外，大小为 Fb=Pbb （3.38）式中，滑片厚度；根据达朗伯原理： Fx=0Fy=0MG=0 （2）转子受力分析如图3.12所示为转子受力分析图。第n个基元对转子弧面的作用力为： 由机械手册可知，Fg在+X轴上的分力为： Fg在+Y轴上的分力为： 2.强度计算（1）滑片的强度计算滑片弯曲强度滑片受到的与其垂直的力使其发生弯曲形变。将作用于滑片上的力与其所受的惯性力以及摩擦力与Fn、Fp相比，后者相对较小，对计算结果无大影响，为简化分析，本次设计将其忽略不计。由式（3.40）可求出： 如图3.13所示，将滑片简化为悬臂梁，其长度为L。影响弯曲变形的力垂直于

43、滑片，如表3.2列出了滑片从吸气后开始压缩空气，再到压缩过程结束开始排气瞬时内的各基元位置角与基元内气体压强以及在对应位置滑片的弯曲应力的大小关系，比较表中数据可知，当=1.3464时，该基元前一滑片所受的弯矩最大。表3.2 基元位置与基元内气压关系表0.44881.34642.243.142P（MPa）0.10.1350.3191.021（MPa）0.3740.6750.1510.00128由以上表可知，当=1.3464时，基元内压力为： P=0.135MPa （3.45）当=2.42时，下一个基元空气压力为： Pb=0.319MPa （3.46）则 FpmaxLb（Pb-P） （3.47）

44、经过计算可知，滑片外缘A-A为危险截面，作用于此截面的弯矩为： M=FpmaxL2-FnsinL （3.48）将L（3.36）、Fn（3.44）、Fpmax（3.47）代入式（3.48）中，可得： M=Pb-PL2-PbtanLb （3.49）滑片受到弯曲应力极大值为： =MW （3.50）式中，W抗弯截面系数。矩形截面为： W=B26 （3.51）将M（3.48）、W（3.51）代入式（3.50）可得滑片受到弯曲应力极大值： max=Pb-PL2-PbtanLbb26 （3.52）经计算此时滑片的伸出长度为： L=-r=5.234mm （3.53）由式（3.23）可知，此时滑片的压力角为：

45、=0.107 （3.54）将式（3.46）、（3.53）、（3.54）以及相应的计算结果带入式（3.52）可得滑片的最大弯曲应力为; max=0.675MPa （3.55）当滑片整体滑入槽中时，所受弯曲应力最小，即min=0。因此滑片承受交变弯曲应力，应力幅值为max。由设计手册可知，强度安全系数为： nB=2max-1+maxb （3.56）式中，b材料拉伸强度； -1材料的对称循环持久极限； 滑片表面加工质量及表面系数，这里取=0.8；本次设计中，滑片材料为锰抗磨球墨铸铁MQTMn6，由机械设计技术手册可知其材料性能指标如下：拉伸强度为b=510MPa，-1=（0.4-0.6）b，取-1=

46、0.5b；带入式（3.56）可得，材料强度安全系数为：nB=282.66那么 =bnB=1.8MPamax计算结果：滑片弯曲强度校验合格。滑片切应力滑片的最大剪切应力为： =FPmax-Fnsinb （3.57）将式（3.44）、式（3.47）以及相关计算结果带入式（3.57）可得滑片的最大剪切应力为：=0.21MPa根据经验公式：=（0.8-1.0）b本次设计取=0.8b=408MPa计算结果：滑片切应力计算合格。4.接触应力由技术手册可得，当两个轴线平行的圆柱体相接触并受压时，其最大接触应力为： H=FH11-12E1+1-22E2 （3.58）式中，F圆柱体之间接触力，这里为F=Fn；H

47、接触长度，H=b；两接触物体当量曲率半径，对于此次设计，=R*roptR-*ropt;1、E1和2、E2为两种材料的泊松比和弹性模量。对于中锰抗磨球墨铸铁MQTMn6，E1=140-154GPa，本次设计取E1=150GPa；1=0.3；定子材料为HT250，E2=113-157GPa,这里取E2=120GPa;2=0.23-0.27，本次设计取2=0.25；经计算，最大接触应力为：H=40.03MPa由材料手册可知，球墨铸铁许用接触应力为H1=500MPa，灰铸铁许用接触应力为H1=300MPa; HH1。计算结果：滑片的接触应力校验合格。（2） 转子强度计算图3.14转子弯曲强度示意图1.转子弯曲强度转子轴的危险截面为两滑片槽间实体的根部，此处主要承受弯矩，产生弯曲变形。核算是将此处简化为悬臂梁计算。转子轴滑片槽根部圆半径为： r'=r-hc （3.59）式中，hc滑片槽径向深度；根部截面的宽度 le=2r'sinz （3.60）当FP作用于滑片槽时，作用于滑片槽的力为： R1=2h-L2