压缩机设计说明书 主要零部件设计

1、3 主要零部件设计31 活塞环的设计3.1.1活塞环的结构设计及材料选择在活塞式有油润滑压缩机中，活塞环是关键的零件之一，活塞环是密封气缸镜面和活塞间的缝隙用的零件它设计质量的好坏直接影响到压缩机的排气量、功率、密封性及可靠性，从而影响到压缩机的使用成本。活塞环的材料及结构尺寸的选择对其寿命起至关重要的作用。活塞环的材料通常有灰铸铁、合金铸铁。本设计选用灰铸铁。常用的活塞环的结构有4种：直切口式、斜切口式、搭接口式、组合式。1)直切口式。该结构加工简单，但压缩机气体泄漏量大，但易于满足工艺要求。2)斜切口式。该结构压缩机气体泄漏量及加工难易程度介于直切口式与搭接口式之间，使用最为广泛。大部分进

2、口压缩机及国产压缩机的活塞环均采用该结构。3)搭接口式。该结构压缩机气体泄漏量很少，加工最复杂，一般用于压力较大的场合6。4)组合式。直口环和斜切口式组合使用。本课题采用直切口式3.1.2 活塞环数的确定活塞环的环数可按以下式7计算：n (3-1)式中：n 活塞环的环数；p活塞两边最大压差，MPa。则：一级活塞环：n=1.48；二级活塞环：n=3.54。考虑到要减小活塞尺寸，活塞环不应取太大，且据实际应用经验，取n=2就能保证其寿命，同时考虑到一、二级活塞环数相等因此取两级环数n=2。3.1.3 活塞环主要尺寸的确定外径 径向厚度 轴向高度 推荐热间隙 自由开口 径向弹力 重量D(mm) 工称

3、尺寸80 3.2 公差 h(mm) 直口（mm） A(mm) Q(N) G(kg) ±0.125 3 0.50 0.70 10.0 4.1 0.017065 2.8 ±0.125 2.5 0.40 0.55 7.00 2.8 0.00923.2 刮油环的设计刮油环的材料通常选用 VTi合金铸铁。一级刮油环14：外径取一级缸径尺寸D为80mm，径向厚度t取为3.2，轴向高度h取为4mm，开口热间隙取为0.4mm，自由开口宽度A取为10mm；二级刮油环：外径取二级缸径尺寸D为65mm，径向厚度t取为2.8，轴向高度h取为4mm，开口热间隙取为0.4mm，自由开口宽度A取为10m

4、m；3.3 活塞的设计3.3.1 活塞的结构形式活塞的基本结构型式有：筒形、盘型、级差式、组合式等。对于微小型无十字头的压缩机，一般采用筒形活塞，通过活塞销与连杆相连。3.3.2 活塞的材料由于一、二级气缸直径相差不多，所以一、二级活塞可以选择同一种材料，以便取得相同的质量，从而平衡惯性力，选择ZL110。3-2 活塞结构示意图3.3.3 活塞的结构尺寸(1) 不计密封环和刮油环高度时的活塞高度3：H'Nmax （3-2） Dk11； 4式中：Nmax最大侧向力，N，Nmax=Pmax，=Pmax最大活塞力，N；D活塞直径，m；k1 筒形活塞支撑面的许用比压，k1=0.15 MPa 0

5、.30MPa，高转速压缩机为降低运动质量取大值，低转速压缩机为减小摩擦取笑值。本设计取k1=0.2MPa， 2202110-6一级活塞：H'0.080.2=0.0344m=34.4mm 440610-61二级活塞：H'0.0650.2=0.0847m=84.7mm(2) 活塞的总高度：HH'+nh+mh3式中：n活塞环数；m刮油环数h活塞环的轴向高度，mm；h3刮油环的轴向高度，mm。一级活塞：H34.4+23+14=44.4mm；二级活塞：H84.7+22.5+14=93.7mm。活塞总高度H与活塞直径D一般为：H=（0.651.5）D一级活塞：D=80mm， H=(

6、52120)mm ，取D=95 mm二级活塞：D=65mm， H=(40.397.5)mm， 取D=95 mm(3) 活塞顶面至第一道活塞环的距离：c=(1.23)h一级活塞：取c=(1.23)×3= (3.69)，取c=5 mm二级活塞：取c=(1.23)×2.5= (37.5)，取c=5 mm(4) 活塞环之间的距离：c1= (0.81.5)h一级活塞：c1=(0.81.5)×3= (2.44.5)，取c=3.5 mm二级活塞：c1=(0.81.5)×2.5= (23.75)，取c=3.5 mm(5) 群座到底边的高度L约为0.7H，一级活塞：L=0

7、.7H=0.7×95=66.5取：L=66 mm二级活塞：L=0.7H=0.7×95=66.5取：L=66mm 3-3） 3-4） （ （(6) 活塞销中心线到底边的距离h1约为0.6L：一级活塞：h1=0.6L=0.6×66=39.6mm取：h1=40 mm二级活塞：h1=0.6L=0.6×66=39.6mm取：h1=40 mm3.4 活塞销的设计3.4.1 活塞销的材料 图3-3 活塞示意图活塞销连接了活塞和连杆，在活塞运动过程中，承受连杆的重量和连杆作用在活塞销的力，所以活塞销要有足够的强度和刚度。综合考虑选择20Cr。3.4.2 活塞销的主要结构

8、尺寸的确定活塞销的尺寸，根据最大活塞力作用下活塞销投影工作面上的许用比压初步确定后，按弯曲和剪切作用校核其强度。活塞销的计算尺寸如图所示。(1) 活塞销直径ddl0Pmax (3-5) k2式中：Pmax最大活塞力，N；d 活塞销直径，m；l0 连杆铜套长度，按l0= (1.11.4)d的范围选取；k2 活塞销许用比压，活塞力始终在一个方向时，k2120×105Pa 150×105Pa；活塞力的方向有变化时，k2150×105Pa 250×105Pa。因为活塞力有变化，取k2 =200105Pa，则一级活塞销：1.2d22202，d0.00958m=9.

9、58mm，取d=20mm 520010二级活塞销：1.2d24406，d0.0135m=13.5mm，取d=20mm 520010(2) 活塞销座处的表面压力按下式确定：q=pmaxMPa (3-6) 2dl'式中：q表面压力，MPa；d如图所示，为活塞销外径，mm；l'活塞销在一侧销座中的支撑长度，mm。表面压力的许用值：活塞销在销座中为紧固支撑，铸铁活塞q(35 40)MPa。图3-4 活塞销计算简图图 3-5 活塞销座计算尺寸一级活塞：d=20mm，取l'=13mm，则：q=2202=4.23MPa，在允许范围内； 22013二级活塞：d=20mm，取l'

10、=10mm，则：q=4406=11.015MPa，在允许范围内。 22010(3) 进行弯曲验算时，把活塞销看作两端自由支撑的梁，与连杆接触长度l0上承受均布载荷，如图所示，中间截面I-I的弯曲应力最大，其值为：B=Pmaxl0dMPa (3-7) l-440.42d-d0式中： B弯曲应力，MPa；Pmax最大活塞力，N；l 活塞销座支撑长度中点间的距离，mm；l0 连杆轴承的宽度，mm；d0 活塞销中心孔径，mm，一般取d0=(0.60.7)d。许用弯曲应力：碳素钢B90MPa；合金钢B150MPa。连杆小头的宽度l0=1.2×20=24mm；活塞销中心孔径选择d0=0.65&#

11、215;20=13mm；连杆铜套与活塞销座之间应留出一定间隙，取间隙为=5mm；则活塞销总长：L=2+2l'+l0 （3-8）一级活塞销：L=2×5+2×13+24=60mm二级活塞销：L=2×5+2×10+24=54mm一级活塞销：B=22022420=40.21MPa 60-40.4220-134二级活塞销：B=44062420 54-4=70.39MPa 40.4220-13活塞销的材料为20Cr，是合金钢，一、二级活塞销的B在允许范围内。(4) 截面-上的剪切应力为：=2pmaxMPa (3-9) 22d-d0许用剪切应力：碳素钢50MP

12、a；合金钢100MPa。活塞销的材料为20Cr,为合金钢，100MPa。一级活塞销：=22202=6.07MPa100MPa，在允许范围内； 2220-1324406=12.14MPa100MPa，在允许范围内。 2220-13二级活塞销：=3.4 曲轴的设计3.5.1 曲轴的结构压缩机曲轴有两种基本型式，即曲柄轴和曲拐轴3。选择曲拐轴，因为此型式可以实现对称平衡式、角式、立式等先进的结构型式，使压缩机结构紧凑，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。3.5.2 曲轴结构尺寸的确定对曲拐轴主要尺寸初步确定如下：曲柄销直径：D=(4656)P104 (3

13、-10)式中：P最大活塞力，N。当压缩机活塞力小，列数少，行程短，往返行程中活塞力较接近，以及曲轴材料需用应力高，轴承负荷能力强时，系数的取值可偏小；反之，系数取值应偏大。则：D=52=34.52 mm为了提高曲柄销强度，取D=40mm3.5.3 主轴颈直径D1=(1.01.1)D (3-11)在确定轴颈尺寸时，应顾及轴颈重合度S，应尽量避免S/D等于零或接近零。则：D1=1.040=40mm3.5.4 轴颈长度轴颈长度要与轴承宽度相适应。在非定位轴颈处，轴颈直圆柱部分的长度要比轴承宽度适当大一些，使轴颈与轴承沿轴线方向有相互窜动的余地，以适应制造偏差和曲轴膨胀的影响，取0.550.8D。并且

14、根据工厂图纸，取左边的轴颈长度为25mm，右边的轴颈长度为30mm。3.5.5 曲柄厚度曲柄厚度按下式计算：t=(0.60.7)D (3-12)大的曲柄厚度相应于小的曲柄宽度；小的曲柄厚度相应于大的曲柄宽度。在轴颈重合度S较大时，例如S/D>0.3，曲柄厚度t可酌情减小10%20%。那么：t=0.740=28mm可取t=28 mm3.5.6 曲柄宽度曲柄宽度可按下式计算：h=(1.21.6)D (3-13)锻造曲轴以取小的曲柄宽度为宜，以减少机加工切削量。铸造曲轴应取大的曲柄宽度。对于曲柄轴，由于受力情况与曲拐轴不同，结构尺寸的大小也就不同，例如，在曲柄轴情况下，曲柄销受力情况较好，一般

15、就取得较细。由于在设计中遇到曲柄轴的不多，故不多述。则：h=1.240=48mm3.5.7 曲柄销回转半径由活塞行程s=65mm，则曲柄半径r =s/2=32.5mm。3.6 连杆的设计连杆是连接曲轴与活塞的部件。包括连杆体、大头和小头三部分。按其大头的结构型式，小型压缩机的连杆可分为剖分式(开式)连杆和整体式(闭式)连杆两类。剖分式连杆的大头为剖分式结构，通过连杆螺拴将连杆体与大头盖连接成一体，使大头孔与曲柄销配合。剖分式连杆的主要特点是装配方便，缺点是结构复杂，装配精度要求高。闭式连杆的大头为整体结构，结构简单，是小型压缩机常用的结构型式。连杆材料一般采用35号、40号、45号优质碳素钢或

16、球墨铸铁，个别情况下使用轻质铝合金。连杆体在连杆力及摆动惯性力的作用下，承受交变拉压及横向弯曲应力作用，因此要求它具有足够的强度及稳定性，并力求结构简单，重量轻，易于制造加工。连杆体的截面一般有圆形，扁形及工字型等。小型压缩机目前最常用的截面结构为工字型。3.6.1 连杆的材料连杆要有足够的强度、耐磨性，另外考虑到材料的经济性，选择材料与曲轴相同，为QT600-3。3.6.2 连杆的结构形式连杆包括杆体、大头、小头三部分。杆体截面有圆形、环形、矩形、工字形等。选择工字形截面，这样的杆体在同样强度时，具有最小的运动质量。选择整体连杆。3.6.3 连杆结构尺寸的确定图3-6 连杆结构简图及主要尺寸

17、3.6.3.1 连杆长度l的确定连杆长度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，的大小小直接影响到活塞环和导向环的性能和使用寿命。越大，活塞垂直作用在气缸壁上的侧压力pn越大，活塞环和导向环与气缸壁间的摩擦力也就越大，从而加剧了活塞环和导向环的磨损，使其性能和使用寿命降低。故有油压缩机的取值多取1/4)。为提高活塞环和导向环的使用寿命, 值应取得尽量小,但是连杆相应要加长。为了避免机器尺寸过大，取值又不宜过小。取1/41/4.5较为适8。 本设计取=4。因此：L=R=32.5=130mm。 3.6.3.2 连杆大头轴瓦尺寸的确定目前大多数压缩机考虑到制造、维修的便利

18、，选择轴瓦的材料为15ChSnSb11-6，所选用内径为曲柄销直径D =40mm。3.6.3.3 连杆小头衬套尺寸的确定小头轴瓦近年广泛采用衬套结构，衬套的厚度S及宽度b取：S=(0.060.08)d （3-14）b=(1.01.4)d （3-15）式中：d 十字头销或活塞销直径，mm。小头衬套材料多采用ZQSn10-1。取小头衬套内径d为活塞销直径20 mm。那么：S=0.07×20=1.4mm，取：S=2 mmb=1.2×20=24mm3.6.3.4 连杆的宽度B在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 mm，式中b为轴瓦的宽度，mm；对于大头定位时

19、，为大头瓦宽度；对于小头定位时，则为小头衬套宽度。大头宽度B1取与大头轴瓦宽度相同的尺寸，则取：B1=24 mm小头宽度B2取与小头衬套宽度相同的尺寸，则取：B2=24mm3.6.3.5 连杆大小头的孔径D，d大头孔径取轴瓦外径为：D=46 mm小头孔径取小头衬套外径为：d=24 mm3.6.3.6 连杆杆体结构尺寸的确定(1) 杆体中间截面的尺寸：dm=(16.5（3-16）式中：dm杆体中间截面面积的当量直径，mm；P 最大活塞力，N。对于活塞力P1×1042×104 N的高速、短行程小型连杆，相对杆体截面较小，为了增强刚性，都应制成工字形截面的杆体。式中系数取16.5

20、21.5。当P>2×104 N，杆体为工字形截面，式中系数取21.422.0；杆体为圆形截面，系数取23.024.5。当量直径dm，对圆形截面的杆体，即为杆体中间截面的直径。对于非圆形截面的杆体，从上式求得dm后，必须再计算成面积：Fm=dm24 （3-17）以Fm为杆体的中间截面面积，再求得工字形或矩形的尺寸。工字形截面的尺寸，如图所示：Hm=2.5Fm（3-29）Bm=(0.650.75)Hm（3-30）杆体的中间截面，即为H与H的平均值处截面。故：dm=(16.521.5)=(10.9514.27)mm取：dm=12mmFm=1224=113.1mm2Hm=16.81mm

21、2取：Hm=18mm2Bm=(0.650.75) 18=(11.713.5) mm取：Bm=12 mm(2) 杆体截面变化尺寸： 图 3-7 工字形截面尺寸杆体截面沿长度通常是直线变化的，并根据受力情况愈接近大头的截面尺寸愈大。根据连杆尺寸结构，取：l=28mm，H=0.818=14.4mm；l=45mm，H=1.218=21.6mm3.7 气缸的设计3.7.1 基本结构形式气缸是活塞式压缩机中组成压缩机容积的主要部分。根据压缩机所要达到的压力、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，气缸的结构可以有多种形式9。设计气缸的要点是：1) 应具有足够的强度和

22、刚度，工作表面具有良好的耐磨性；2) 要有良好的冷却，工作表面应有良好的润滑状态；3) 尽可能减小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能并且拆装方便；6) 气缸直径和阀座安装孔等尺寸应符合“三化”要求。为了保证工作的可靠性，压缩机列中的所有气缸都要有较高的同心性。为此气缸上一般都设有定位凸肩。定位凸肩导向面应与气缸工作表面同心，而且结合平面要与中心线垂直3。由于活塞和活塞环在气缸工作表面上滑行，使气缸工作表面受到摩损，而且当活塞在止点位置时，速度等于零，靠压缩容积一侧的第一道活塞环的比压很大，有可能咬在工作面上，所以此处的磨损最大。因此应恰当

23、的选择活塞环和气缸工作面之间硬度和配合。本次设计在气缸工作表面加上细微的珠光体组织，硬度达HB170以上，使活塞环的硬度比气缸工作表面的硬度高(1020) HB。当工作表面的Ra的上限值为12.5时磨损最小，但用普通的加工方法很难达到这样的光洁度。因此本次设计无十字头的压缩机表面的Ra的上限值为6.3即可。本次设计选用舌簧阀，为了简化气缸的结构，气阀安装在气缸盖上，气阀的中心线与气缸中心线平行布置气阀在两气缸盖上。这时气阀与气缸连通通道引起的余隙容积较小，气流畅通。单作用气缸的润滑点布置在靠压缩容积侧第一道活塞环扫过距离的中间位置，而且气缸一般都有指示器接管。为了防止气体外泄，压紧螺栓的端部用

24、封闭螺母紧固，螺母与阀盖的结合面上加热片密封。吸气阀受气缸内的气体压力作用，脱离其承座的力要比排气阀所受的同样的力大得多，所以吸气阀压罩的压紧螺栓要比排气阀的取得多。3.7.2 气缸主要尺寸的确定第级：本次设计风冷空气压缩机中用的单层壁气缸并做成两头都带盖的开式结构，这是因为开式结构能改善铸造工艺。气缸镜面的加工精度容易得到保证，而且可以减小铸造应力和温度应力。对于气缸，工作压力低于5.88MPa的用铸铁制造。铸铁具有良好的铸造性能，对气缸结构形状的限制较小。本次设计第级和第级的气缸内径分别为85mm和70mm。对于小直径铸铁气缸的壁厚按薄壁圆筒公式计算：=pD+a (3-18) 2p式中：p气缸工作压力，MPa；D气缸内径，mm；a壁厚的附加项，其值按5mm8mm选取；p气缸材料的需用拉伸应力，MPa。普通铸铁=14.7MPa 17.6MPa；气阀布置在气缸盖上，气缸形状较简单且用高强度铸铁时，p=24.5MPa39.2MPa。气缸厚度：取a=5.3mm，p=30MPa。则：=pD0.318985+a=+5.3=5.75mm 2p230取级