压缩机热力学计算

1、2 热力学计算 2.1 初步确定各级排气压力和排气温度2.1.1 初步确定各级压力本课题所设计的压缩机为单级压缩则： 吸气压力：Ps=0.1Mpa 排气压力：Pd=0.8Mpa多级压缩过程中，常取各级压力比相等，这样各级消耗的功相等，而压缩机的总耗功也最小。各级压力比按下式确定。 （2-1） 式中： 任意级的压力比； 总压力比； 级数。总压力比：= 0.8/0.1=8各级压力比： 压缩机可能要在超过规定的排气压力值下工作，或者所用的调解方式（如余隙容积调节和部分行程调节）要引起末级压力比上升而造成末级气缸温度过高，末级压力比值取得较低，可按下式选取： （2-2）则各级压力比：=2.122.55

2、=2.5=3.2各级名义进、排气压力及压力比已经调整后列表如下表2-1 各级名义进、排气压力及压力比级数名义进气压力p1（MPa）名义排气压力p2（Mpa）名义压力比0.10.323.20.320.82.52.1.2 初步确定各级排气温度各级排气温度按下式计算： （2-3）式中：Td 级的排气温度，K； Ts 级的吸气温度，K；n 压缩过程指数。在实际压缩机中，压缩过程指数可按以下经验数据选取。对于大、中型压缩机：对于微、小型空气压缩机：空气绝热指数=1.4，则，取=1.30各级名义排气温度计算结果列表如下。一级的吸气温度Ts1=210C+273=294（K）一级的排气温度Td1=382(K)

3、二级的吸气温度Ts2=400C+273=313（K）二级的排气温度：471(K)=386(K)表2-2 各级排气温度级数名义吸气温度T1压缩过程指数n名义排气温度T2KK212941.301.31130382403131.301.3131.233862.2 确定各级的进、排气系数2.2.1 计算容积系数容积系数是由于气缸存在余隙容积，使气缸工作容积的部分容积被膨胀气体占据，而对气缸容积利用率产生的影响。 （2-4） 式中： 容积系数； 相对余隙容积； 压力比。各级膨胀过程指数m按下表计算。表2-3 不同压力下的值确定相对余隙容积 根据统计，压缩机的相对余隙容积值多在以下范围内： 压力20公斤厘

4、米2： =0.070.12 压力20321公斤厘米2：=0.120.16 微型压缩机的相对余隙容积： 排气量在0.2米2分以下：=0.0880.10 排气量在0.3米2分以上：=0.0350.05 则：取相对余隙容积=0.0350.05根据不同的气阀结构，选用各级的相对余隙容积值。采用环状气阀时，一般值在下列范围内选取：低压级，中压级，高压级。采用舌簧阀的微小型压缩机，。根据本设计的技术要求，选用舌簧阀结构，由上述经验选取各级相对余隙容积：0.035，0.04。由此，各级计算如下2.2.2、 确定压力系数由于进气阻力和阀腔中的压力脉动，使吸气终了时气缸内的压力低于名义进气压力，从而产生的对气缸

5、利用率的影响。影响压力系数的主要因素一个是吸气阀处于关闭状态时的弹簧力，另一个是进气管道中的压力波动。在多级压缩机中，级数愈高，压缩系数应愈大。对于进气压力等于或接近大气压力的第一级，进气阻力影响相对较大，可在范围内选取，第二级进气阻力相对于气体压力要小的多，可在范围内选取。故在本设计当中，选取：，。2.2.3、 确定温度系数压缩机的吸入气体，其温度总是高于吸气管中的气体温度（由于缸壁对气体加热），折算到公称吸气压力和公称吸气温度时的气体吸气容积将比吸入时的容积小，因而使气缸行程容积的吸气能力再次降低。用来表示在吸气过程中，因气体加热而对气缸吸气能力影响的系数称为温度系数，用表示。影响气缸内气

6、体在吸气终了时温度的主要因素是：在吸气过程同气体接触的气缸和活塞的壁面传给气体热量的大小；膨胀终了时余隙容积中残余气体温度的高低；气体在吸气过程中阻力损失的大小（这部分阻力损失转化为热量使气体温度上升）。显然，在吸气过程，气体吸收的热量越多，温度便越高，温度系数就越小。要全面地考虑这些因素对温度系数的影响，精确地求得，是比较困难的；计算时可根据压力比的大小从图选择适当的.温度系数的大小取决于进气过程中加给气体的热量，其值与气体冷却及该级的压力比有关，一般。如果气缸冷却良好，进气过程中加入气体的热量少，则取较高值；而压力比高，即气缸内的各处平均温度高，传热温差大，造成实际气缸容积利用率低，取较低

7、值。查图时应注意以下几点：（1）压力比大者，取小值。（2）冷却效果好时，取大值，水冷却比风冷却的大。（3）高转速比低转速的压缩机，大。（4）气阀阻力小时，取大值。（5）大、中型压缩机取大值，微、小型压缩机取小值。 图2-1 系数T与压力比的关系查表得：，。综合考虑：，2.2.4确定泄漏系数（气密系数）泄漏系数表示气阀、活塞环、填料以及管道、附属设备等因密封不严而产生的气体泄漏对气缸容积利用率的影响。泄漏系数的取值于气缸的排列方式、气缸与活塞杆的直径、曲轴转速、气体压力的高低以及气体的性质有关。对于一般有油润滑压缩机，；无油润滑压缩机，。选取：0.95，0.922.2.5、确定各级排气系数按下式

8、计算：余隙容积的影响、吸气阀的弹簧力和管线上的压力波动、吸气时气体与气缸壁之间的热交换、气体泄漏等因素，使气缸行程容积的有效值减少。在气缸行程容积相同的情况小，上述四因素的影响愈大、则排气量愈小。设计计算中，考虑上述因素对排气量的影响而引用的系数称排气系数，以表示： （2-5）式中 容积系数 压力系数 温度系数 泄漏系数表2-4 各级排气系数级数0.9430.9570.960.980.960.950.950.920.8260.8202.3确定各级气缸的行程容积2.3.1 凝析系数的确定（干气63页）当压缩机进口含有水蒸气（或其它蒸汽），气体经过压缩，蒸汽的分压将会提高，当压缩机的蒸汽分压超过冷

9、却器气体出口温度下的饱和蒸汽压时，气体中的蒸汽将冷凝而析出水分。水分的析出会影响第一级以后各级的吸气量。计算时，如不考虑水分的析出，将会使得实际压力同计算结果不相同。气体中的蒸汽含量可用相对湿度表示：进口气体的相对湿度以重庆市的空气相对湿度为准，以成都、昆明、贵阳的空气平均相对湿度为参照， 有、无水析出的判别式 则无水析出， （2-6） 则有水析出， （2-7）若本级前有水析出，则本级吸入的为饱和气体，凝析系数可按下式计算 （2-8） 式中：分别为一级和i级在进口温度下的饱和蒸汽压, MPa； 分别为一级和i级的名义吸气压力，MPa； 分别为一级和i级进口气体的相对湿度。查文献<<

10、活塞式压缩机设计>>表2-7得： 公斤/ 厘米2 公斤/ 厘米2已得：MPa ，MPa。第一级从大气中吸气，无析水问题，故第二级析水系数为：二级进气水蒸气分压小于二级进气温度下的水蒸气饱和蒸汽压，故二级无水析出 故：。2.3.2 抽气系数的确定 在化工中流程中，经常遇到从级间抽气或加气的情况，例如在合成氨生产中，要在不同压力下清楚有害气体，使得压缩机各段的重量流量不相等。在确定各级的气缸行程容积时，要考虑到它的影响。为此，引进抽气系数，他表示某级的吸入容积（不考虑泄漏、析水且换算到一级吸气状态）与级吸入容积的比值。 有抽气，无抽气。本设计中间无抽、加气，故。2.3.3、压缩机行程容

11、积的确定压缩机第级的气缸行程容积按下式计算 （2-9）式中： 压缩机的排气量，m3/min； 压缩机第一级的排气系数。多级压缩机其余各级的气缸行程容积按下式计算 （2-10）式中： 分别为一级和二级的名义吸气压力，MPa；分别为一级和二级的名义进气温度, K； 压缩机第二级的排气系数； 压缩机第二级的凝析系数； 压缩机第二级的抽气系数。按给定排气量范围，取m3/min。则压缩机第一级的行程容积： m3/min 压缩机第二级的行程容积：m3/min2.3.4、确定气缸直径计算出各级气缸的行程容积后，可按一下各式计算气缸直径。对于单作用气缸 （2-11）对于双作用气缸 （2-12）式中：i级气缸的

12、行程容积, m3/min； s 活塞行程，m； n 压缩机转速，r/min；z 同级气缸数；d 活塞杆直径，m。本设计采用单作用气缸，连杆直接与活塞相连，无十字头和活塞杆。故气缸直径为一级气缸： 二级气缸：参考活塞式压缩机设计表2-8 气缸的公称直径 圆整后： D1=70mm D2=55mm2.4、修正各级名义压力和温度在各级气缸直径计算出后，要按国家标准进行圆整。圆整后，各级的压力和温度会发生变化，需要进行修正。2.4.1 确定圆整后各级的实际行程容积圆整后的行程容积用下式计算。 （2-13）m3/minm3/min2.4.2、 计算各级压力修正系数及 （2-14） （2-15）式中：、 同

13、级吸、排气的修正系数。因此，修正系数为： 3.4.2 修正后各级名义压力及压力比 （2-16） （2-17）式中：、 圆整前的i级名义吸、排气压力； 、 圆整后的i级名义吸、排气压力105Pa105Pa 表2-5 修正后各级名义压力及压力比级 次计算行程容积，m30.7260.244实际行程容积，m30.7540.233修正系数kk+111.0861.086名义进气压力0.10.320.345名义排气压力0.320.3450.8修正后的名义压力比3.452.322.4.5、修正后各级排气温度表2-6 修正后各级排气温度级数进气温度，K压力比压缩过程指数n排气温度，K2943.451.31.33

14、13913132.321.31.2153802.5、 计算活塞力2.5.1、 计算气缸进排气过程的平均压力由文献活塞式压缩机设计图2-15查得:、表 2-7 气缸内进、排气过程的平均压力级数修正后名义压力（MPa）相对压力损失（%）1-s1+d气缸内实际压力实际压力比sd0.10.3456120.941.120.0940.3874.120.3450.85100.951.10.3230.882.722.5.2、计算活塞力列的活塞力是各列气缸中作用在活塞工作面积上的气体压力的代数和 （2-18）最大活塞力(气体力)发生在内、外止点处，规定：使连杆受拉为正，使连杆受拉为负。轴侧： （2-19）盖侧：

15、 （2-20）式中：， 分别为同列缸各级的实际吸、排气压力，Pa； ， 分别为同列缸内各级对应级的轴侧、盖侧活塞工作面积，m2。轴侧活塞工作面积为 （2-21）盖侧活塞工作面积为 （2-22）则：m2m2表2-8各列活塞力级次内止点活塞力P(106N)轴侧(+)盖侧(-)0.3870.0012560.0004860.0940.0012560.0001180.0003680.880.0023750.002090.3230.0023750.0007670.001323级次外止点活塞力P(106N)轴侧(+)盖侧(-)0.0940.0012560.0001180.3870.0012560.00048

16、6-0.0003680.3230.0023750.0007670.880.0023750.00209-0.001323一级最大活塞力为368N，二级最大活塞力为1323N。2.6、计算轴功率，选择电机2.6.1、计算各级指示功率及总指示功率压缩机在单位时间内消耗于实际循环中的功称为指示功率。对于理想气体，各级的指示功率按下式计算 （2-23对于实际气体，各级的指示功率按下式计算： （2-24）式中：， 分别为级的名义吸、排气压力，Pa；，分别为同列缸内各级对应级的轴侧、盖侧活塞工作面积，m2。本设计中工质为看做为理想气体，故用式（2-23）计算=10367压缩机的总指示功率为2.6.2、压缩机

17、轴功率指示功率是压缩机活塞作用于气体的功率，属内功率。驱动机传给压缩机主轴的功率为轴功率，它除了提供内部功率以外还要克服摩擦副之间的机械摩擦功率，通常摩擦损失耗功都用机械效率表示，故轴功率为 （2-25） 根据已有机器的统计，带十字头的大、中型压缩机：小型不带十字头的压缩机：高压循环压缩机：无油润滑压缩机的机械效率还要低些。另外如果主轴同时要驱动油泵或风扇等，则要取下限。根据以上经验，取，则2.6.3、电机输入功率对于中、小型压缩机，若用皮带、齿轮等传动时，还要考虑传动损失，则驱动机的效率为 （2-26）式中：传动效率。一般皮带传动；齿轮传动。一般驱动功率还应留有（515）%的功率储备，故驱动

18、机的功率应为 （2-27） 本设计选用皮带传动，按10%的裕度计算。故所以选用Y系列Y132S-4电动机，其额定功率为5.5 kW，满载转速为1440r/min，主轴颈为38mm。3、主要零部件设计往复活塞式压缩机的主机包括传递动力并将电动机的回转运动转化为活塞的往复直线运动的曲柄连杆机构以及来实现压缩工作循环的气缸、活塞以及密封等组件。下面将分别对各组件进行设计。3.1、活塞组件设计活塞组件与气缸构成了压缩容积。活塞组件必须有良好的密封性，此外还要求（1）有足够的强度和刚度。（2）活塞与活塞杆(或活塞销)的连接和定位要可靠。（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

19、重量。（4）制造工艺性好。对本设计来说，活塞组件的设计包括活塞环的设计、刮油环的设计、活塞的设计和活塞销的设计。它们在气缸中作往复运动，与气缸一起构成了行程容积。3.1.1 活塞环设计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。对活塞坏的基本要求是密封可靠和耐磨损。它是易损件，在设计中尽量用标谁件和通用件，以利生产管理。在活塞式压缩机中，活塞环是关键的零件之一，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。31.1.1 活塞环的材料如果没有特殊要求，活塞环一般用铸铁

20、或合金铸铁制造。不同活塞环直径宜选用的灰铸铁牌号见表4-1。对于小直径活塞环或高转速压缩机用的活塞环，可选用合金铸铁制造。表3-1 灰铸铁活塞直径与铸铁牌号关系活塞环直径，mm灰铸铁牌号HT300或HT250HT200或HT250HT200本设计采用的活塞环材料为灰铸铁，牌号为HT250。3.1.1.2、活塞环的结构设计常用的活塞环的结构有开口式和45度斜口式两种，搭口的密封性在使用时和直口、斜口无显著差别，但工艺复杂，而且环端在安装时容易折断，已很少使用。用塑料做活塞环时，由于强度较低，斜口的夹角处易破裂，故多采用直口。本设计采用直切口式。3.1.1.3、 活塞环环数的确定活塞环的数目按下列

21、经验公式估算： （ 3-1）式中：活塞环两边的最大压差，105Pa。活塞环的数目按上述公式进行计算后，根据压缩机的转速的行程进行圆整。高转速压缩机，环数可比计算值少些；对于易泄漏的气体，则可多些。采用塑料活塞环时，由于优良的密封性能，环数可比金属活塞环少。，取=2。，取=3。3.1.14、 主要尺寸的确定（1）径向厚度t径向厚度t一般取t=（1/221/36）D。D为活塞环外径（mm），且大直径活塞环的t取小值，小直径活塞环的t取大值，最后应取标准值。mm，取=3mm。mm，取=2mm。（2）轴向厚度h轴向厚度h一般取h=（0.41.4）t。较小值用于大直径活塞环，较大值用于小直径活塞环和压差

22、较大的活塞环，最后应取标准值。 mm，取=3mm。 mm，取=2mm。（3）开口热间隙开口热间隙按下式计算 （3-2）式中：活塞环外径，mm； 活塞工作时的温度，通常取排气温度，； 在检验尺寸时活塞环本身的温度，通常取室温20； 活塞环材料的线膨胀系数（1/），铸铁/。mm，取=0.4mm。mm，取=0.3mm。（4）自由开口宽度A查文献资料容积式压缩机技术手册得：A1=9.8mm A2=7.7mm根据已知的条件=70mm，=55mm，选用文献1中的标准活塞环。图3.1 活塞环的结构简图3.1.2、刮油环设计在单作用的气缸中，为了防止曲轴内的润滑油窜入气缸，要采用刮油环。刮油环的工作面有锋利的

23、边缘，以便把气缸上的润滑油刮下，刮下的油顺着活塞上的导油孔导出。刮油环的材料通常选用 VTi合金铸铁。 一级刮油环：外径取一级缸径尺寸D为70mm，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55mm，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10mm3.1.3、 活塞的设计活塞与气缸内壁及气缸盖构成容积可变的工作腔，并由曲柄通过连杆（活塞杆）带动、在气缸内作往复运动，由此实现气缸内气体的压缩。对于小型、微型无十字头的压缩机，活塞销与连杆直接相连。当压缩机工作

24、时，侧向力将活塞压向气缸表面，这样侧向力主要由活塞群部承受。此时为防止活塞的外表面造成气缸的损伤，通常销座附近的群部略向下凹。活塞式压缩机中采用的活塞基本结构型式有：简形、盘形、级差式、组合式、柱塞等。（1）筒形活塞：用于小型无十字头压缩机，通过活塞销与连杆连结。（2）盘形活塞：用于低压中压气缸中。为了减轻重量，一般铸成空心的。两个端面用加强筋互相连结，以增加刚性。（3）级差式活塞：用在串联两个以上压缩级的级差式气缸中。（4）隔距环组合型活塞：高压级中，活塞环径向厚度与它的直径的比值，比一般情况取得大些，以提高活塞环弹力和它对气缸表面的比压。（5）柱塞：活塞直径很小时，采用活塞环密封在制造上有

25、困难。因此采用不带活塞环的柱塞结构。本设计采用筒型活塞。3.1.3.1、活塞材质的选取活塞常用的材料见表3-2。如果压缩的气体具有腐蚀性，可采用不锈钢3Cr或鳞青铜等。表3-2 活塞常用材料根据表3-24-20，选择本设计一级气缸的材质为HT200，二级气缸的材质为HT200。3.1.3.2、活塞结构尺寸的确定 不计密封环和刮油环高度时的活塞高度 （4-3）式中：最大侧向力；为连杆径长比，为最大活塞力；D活塞直径，m；k1 筒形活塞支撑面的许用比压，0.15 MPa 0.30MPa。取0.2MPa，=1/4.5不计密封环和刮油环高度时的一级活塞高度不计密封环和刮油环高度时的二级活塞高度活塞的总

26、高度 （4-4）式中：n，m活塞环数；h，h3活塞环的轴向高度，mm。一般取=（1-2）h。根据刮油环的设计知：=4mm一级活塞高度：二级活塞高度：活塞总高度一般与活塞直径D的关系为 （4-5）一级活塞高度范围：二级活塞高度范围：综上所述：取一级活塞高度=60mm，取二级活塞高度=60mm。活塞顶面至第一道活塞环的距离为 （4-6）一级活塞顶面至第一道活塞环的距离： mm二级活塞顶面至第一道活塞环的距离 ：取=5mm，=5mm。活塞环之间的距离为 （4-7）一级活塞活塞环之间的距离：mm二级活塞活塞环之间的距离：取，。裙座到底边的距离约为 （4-8）一级活塞裙座到底边的距离：二级活塞裙座到底边

27、的距离：活塞销中心线到底边距离约为 （4-9）一级活塞活塞销中心线到底边距离：，取为27 mm。二级活塞活塞销中心线到底边距离：，取为27 mm。活塞销孔径均为20 mm。图3.2 活塞示意图3.1.4、活塞销的设计3.1.4.1、活塞销的材料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。表3-3 活塞销的材料、热处理、及表面要求3.1.4.2、活塞销的主要结构尺寸活塞销的尺寸，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3-4所示。 （3-1

28、0）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：，取d15mm二级活塞销：，取d15mm活塞销座处的表面压力按下式确定 （3-11）式中：d如图3-4所示，为活塞销外径，mm； 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35 Mpa4

29、0MPa。铸铝活塞20 MPa25MPa。一级活塞：d15mm，取15mm，则： MPa，在允许范围内。二级活塞：d15mm，取10mm，则： MPa，在允许范围内。图3.4 活塞销计算示意图图3-5 活塞销座计算尺寸进行弯曲验算时，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，中间截面的弯曲应力最大，其值为 （3-12）式中：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90 MPa；合金钢150 MPa。一级活塞连杆小头的宽度l018mm；活

30、塞销中心孔径选择d06mm；连杆铜套与活塞销座之间应留出一定间隙，取间隙为8mm，=3mm。则活塞销总长为 （3-13）一级活塞销：mm二级活塞销：mm一级活塞销:MPa二级活塞销MPa活塞销的材料为20Cr，是合金钢，一、二级活塞销的在允许范围内。截面-上的剪切应力为 （3-14）许用剪切应力：碳素钢50 MPa；合金钢100 MPa。活塞销的材料为20Cr,为合金钢，100 MPa。一级活塞销：MPa 100 MPa，在允许范围内；二级活塞销：MPa 100 MPa，在允许范围内3.2 气缸的设计3.2.1 基本结构型式及选材气缸是活塞式压缩机中组成压缩容积的主要部分。根据压缩机所要达到的

31、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。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。本次设计在气缸

32、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。气缸因工作压力不同而选用不同强度的材料，工作压力低于6MPa的气缸用铸铁制造。工作压力低于20MPa的气缸用铸铁或稀土球墨铸铁制造。工作压力更高的气缸则用碳钢或合金钢制造。铸铁具有优良的铸造性能，对气缸结构形状的限制较小，所以铸铁气缸的形式较多，有单层壁气缸和多层壁气缸。大、中型压缩机的铸铁气缸多为多层壁，而本设计为微型压缩机气缸，所以选用单层

33、壁铸铁气缸，铸铁型号为HT200。3.2.2、气缸主要尺寸的确定一级气缸的壁厚按铸造要求确定工作压力为(0.20.3) MPa时， （3-15）而压力较高或小直径铸铁气缸的壁厚按薄壁圆筒公式计算 （3-16）式中：气缸工作压力，MPa； 气缸内径，mm； 壁厚的附加项，其值按（58）mm选取，气缸直径较大时取较大值； 气缸材料的许用拉伸应力，MPa，普通灰铸铁=（1518） MPa；高强度铸铁=（2028）MPa；球墨铸铁=（6080）MPa；气阀布置在气缸上，气缸形状较简单且用高强度铸铁时，=（2540）MPa。各级气缸壁厚按（3-16）计算。取为15 MPa，则各级气缸的壁厚为:mmmm本

34、次设计冷却方式是风冷，风冷气缸靠气缸外壁加散热片来冷却散热片环向布置。这样冷却较均匀，但是相对纵向气缸刚性较差。气缸靠近盖端的散热片较长，而且气缸盖也设散热片，以加热这一部分的冷却。若气缸上散热片排列过于稀疏，会导致气缸散热不充分，使各级工作温度升高，从而影响了压缩机的正常工作。若气缸上散热片排列过于紧密，在散热过程中风无法吹到散热片表面，带不走多余热量，也会使各级工作温度升高，从而影响了压缩机的正常工作。因此参照压缩机厂的经验数据，初步选定两级散热片数都为8个，翅片间距为12mm。气缸其它尺寸由工艺条件确定。 3.3、曲轴的设计3.3.1 曲轴的结构形式及选材曲轴是压缩机中传递动力的重要零件

35、。由于它承受很大的交变载荷和磨损，所以对其疲劳强度和耐磨性更求较高。压缩机中的曲轴有两种：曲柄轴和曲拐轴。曲轴主要包括主轴颈、曲柄和曲拐销等部分。曲拐轴简称曲轴。其特点是：曲拐销的两端均有曲柄。为使曲轴不产生过大的绕度，两相邻轴颈之间只设一个曲拐。对称平衡型压缩机的曲轴，因两曲拐很近，则可设一对曲拐。曲柄轴的结构特点是仅在曲拐销的一端有曲柄，曲拐销的另一端为开式，连杆的大头可从此端套入。因此，曲柄轴采用悬臂式支撑。由于曲柄轴的曲柄销是外伸梁，使连杆结构简单，安装方便。故本设计采用曲柄轴。曲轴一般用40或45优质碳素钢锻造或用稀土球墨铸铁铸造而成。采用球墨铸铁铸造可以直接铸出所需要的结构形状，经

36、济性好，且对应力集中敏感性小，耐磨，加工要求也比碳钢低。因此，选择曲轴的材料为QT600-3。3.3.2、 主要结构尺寸的确定曲轴主要结构尺寸3-6所示。曲轴的轴颈要有适当的尺寸，使配用的轴承能有承受负荷的能力，同时曲轴应有足够的强度和刚度，以承受交变弯曲与交变扭转的联合作用，保证轴颈转角处的应力不超过许用值。图3-6 曲轴的主要尺寸（1）曲柄销直径 （3-17） 式中：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，以及曲轴材料许用应力高，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。对于曲柄轴，因曲轴销受力情况较曲怪轴差，故一般取大值。m，取mm。（2

37、）主轴颈直径 （3-18）在确定轴颈尺寸时，应考虑轴径重合度的影响（见图3-6）。重合度为正值时，系数可取较小些；为负值时取较大值。则mm，取=40 mm（3）轴颈长度L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热膨胀的影响。取一侧的轴颈L=18mm，另一侧的轴颈L=21mm。4）曲柄厚度S （3-19）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。在轴颈重合度较大时，例如0.3，曲柄厚度S可酌情减少10%20%。那么mm，取S=24mm。（5）曲柄宽度B （3-20）铸造曲轴以取小大的曲柄宽度为宜，以减少机加工切削量。则mm，取B=50mm。（6）曲柄半径 根据所给定的活塞行程100mm的一半来确定曲柄半径，则曲柄半径r=50mm。3.4、连杆的设计3.4.1、 连杆的结构型式及选材连杆是将作用在活塞上的推力传递给曲轴，有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