2KW全封闭式活塞制冷压缩机设计

1、毕业设计说明书学生姓名：学号：学院：机电工程学院专业年级：机械设计制造及其自动化10级题目：2KW全封闭式活塞制冷压缩机设计指导教师:评阅教师：中文摘要活塞式制冷压缩机是一种容积式压缩机，把制冷剂从低压提升为高压，并使制冷剂不断循环流动，从而使系统不断将内部热量排放到高于系统温度的环境中。制冷压缩机主要用在空调，电冰箱，制冰机等设备。本次设计的压缩机用于空调中，将R22制冷剂进行循2环压缩。主要包括三部分，一部分是热力计算，包括压缩比，排气温度、功率和效率的确定；另一部分是动力计算与分析，包括缸径和行程的选择，曲柄连杆机构的受力情况的分析计算，并求出活塞力和连杆力；第三部分主要零部件的结构设计

2、以及强度校核。整个设计过程与设计内容是按设计标准要求进行的，符合工程需求。关键词：压缩机；全封闭；热力分析；结构设计；外文摘要TitleDesignforRefrigerationCompressor(R22)Abstract：PisstonRefrigerationcompressorisakindofdisplacementcompressor,whichofthelow-pressurerefrigerantgas,andpressuretobecomeahighpressure.sothatcontinuousemissionofinternalheattotheenvironment

3、thanthesystemtemperature.PisstonRefrigerationcompressorusedinairconditioners,refrigerators,icemachinesandotherequipment.Thistimethecompressorwedesignedwillbeusedintheairconditioning,theR22refrigerantcompressioncycle.itcontainsthreeparts:thefirstisheatcalculationincludingCompressionratio、thetemperatu

4、reofthewastedgas,powerandefficiency;theotherismotivepowercalculatingandanalysis,includingtheTraveldimensionofthecylinderandthecalculationandanalysisofthestresssituationoftheconnectingrodandpistonforceandtheconnectingrodforce;last,designandcheckingofthemainspareparts.Thewholedesignprocessanddesigncon

5、tentarebasedonthedesignstandard;tallywiththeengineeningrequirement.Keywords：compressor;fullyenclosed;temperatureanalysis;Structuraldesign;第1章绪论11.1活塞式制冷压缩机介绍71.2本制冷压缩机的工作原理7第2章热力计算92.1技术参数92.2压缩机的热力计算92.2.1查取热力参数92.2.2压缩机的压缩比错误！未定义书签。2.2.3 压缩机的排气温度错误！未定义书签。2.2.4计算排气系数错误！未定义书签。2.2.5压缩机单位理论制冷量和单位理论压缩功

6、.错误！未定义书签。2.2.6压缩机理论容积排气量错误！未定义书签。2.2.7压缩机电动机功率错误！未定义书签。2.3本章小结12第3章压缩机动力计算13确定压缩机缸径13曲柄连杆机构运动学13活塞位移143.2.2活塞的速度143.2.3活塞的加速度143.2.4曲柄销加速度153.3曲柄连杆机构中的作用力15气缸内其体力153.3.2机构的惯性力173.3.3作用在活塞上摩擦力203.3.4作用在活塞上的总作用力203.3.5活塞上的总作用力Fp分解与传递22p第4章活塞组的设计244.1活塞的设计244.1.1活塞的要求及材料的选择244.1.2活塞的设计244.2活塞销的设计254.2

7、.1活塞销的结构、材料254.2.2活塞销强度和刚度计算254.3验算活塞销座比压力264.4本意小结26第5章连杆组的设计275.1连杆的设计275.1.1连杆的工作情况、设计要求和材料选用275.1.2连杆长度的确定275.1.3连杆小头的结构设计与强度、刚度计算275.1.4连杆杆身的结构设计错误！未定义书签。5.1.5连杆大头285.2连杆螺栓的设计及校核295.3本章小结296.3 第6章曲轴的设计306.1曲轴的结构型式和材料的选择306.1.1曲轴的工作条件和设计要求30曲轴的结构型式30曲轴的材料316.2曲轴的主要尺寸的确定和结构设计316.2.1曲柄销的直径和长度316.2

8、.2主轴颈的直径和长度316.2.3平衡重316.2.4曲轴上的油孔和油槽336.2.5曲轴的强度校核33本意小结34第7章机体和气缸设计357.1机体材料的选择357.2气缸的设计357.3机体的设计36第8章阀组的设计378.1阀板的设计378.2缸盖的设计38进气阀和排气阀388.3.1气阀的要求388.3.2进气阀和排气阀的设计和校核398.4垫片的设计418.5本章小结41第9章其他部件的设计429.1机壳的结构429.2压缩机防振装置429.3压缩机润滑和供油机构439.4压缩机出厂技术要求44总结错误！未定义书签。致谢错误！未定义书签。参考文献45第1章绪论1.1活塞式制冷压缩机

9、介绍在制冷压缩机中，活塞式是问世最早的一种机型，因而它得到广泛的发展和深入的研究。目前活塞式压缩机仍被广泛应用于各个领域，其产量仍居各种压缩机之首。活塞式压缩机是制冷系统的心脏，它从吸气管吸入低温低压的制冷剂气体，通过电机运转带动活塞对其进行压缩后，向排气管排出高温高压的制冷剂气体，通过压缩T冷凝T膨胀T蒸发的循环过程。活塞式制冷压缩机型式和种类较多，可根据不同的方法分类。根据其密封情况可分为全封闭、半封闭、开启式三种型式。根据压缩机的制冷量壳分为大、中、小型。根据气缸布置分为卧式、直立式和角度式三种类型。按压缩机的运动机构分类，活塞式制冷压缩机可分为滑管式、连杆式和斜盘式。1.2本制冷压缩机

10、的工作原理在本次压缩机设计中是采用曲轴连杆式传动机构。气缸与进排气消声器，支承曲轴主轴颈的主轴承铸为一体。曲轴的上部另设一个辅助轴承，称为上轴承。曲轴了由于采用双支承，受力情况较单支承要好得多。活塞通过活塞销、连杆与曲轴相连接。电动机设置在壳内的下部。电动机的定子用螺栓与气缸体紧固在一起，转子与曲轴连成一体。整个机器用三根弹簧悬吊在壳体内，因此具有良好的减振性。当接通电源后，电机转子旋转，同时带动曲轴连杆大头转动，而连杆小头与活塞在气缶工内作往复运动。当活塞从阀板向曲轴方向移动时，制冷剂蒸气从进气管通过消声器，缸盖中的吸气腔，阀板，吸气阀片进入气缸。当活塞从曲轴侧向阀板方向运动时，进气阀片关闭

11、，气缸中制冷剂蒸气被压缩，达到某一压力后，排气阀片打开，高压蒸气通过排气阀片排出气缸，通过排气消声器和排气管排出压缩机进入冷凝器。压缩机的壳体是由下壳和上盖组成。用焊接的方法将二者焊接成一休。壳休上右进气管和排气管，可分别与蒸发器和冷凝器连接。壳体上还焊有接线往，电源通过接线柱供给压缩机动力。为了使压缩机正常启动和安全运转，接线柱上装有启动继电器和过热保护器。当压缩机负载过大或温度过高时，则电源自动切断，压缩机停止工作。压缩机壳体内装有一定量的润滑油。曲轴的下部钻有偏心的吸油孔，末端装有吸油管。吸油管浸入油面以下。曲轴上加工有油孔和油槽。当曲轴旋转时，润滑油在离心力的作用下通过吸油管沿曲轴的偏

12、心油孔和油槽上升。这样就依次润滑了主轴颈、曲柄销、连杆大头、连杆小头、活塞和气缸。此外还有一部分润滑油向上喷洒到上盖的内壁上，然后作伞状下落，顺壳体内壁下流，将压缩机内的热盘通过壳体向空气中散发，从而降低压缩机的温度。由于本次设计的小型全封闭压缩机应用在空调器上，对它的噪音要求很严。此外，还要求它耗电低，可靠性高和寿命长。第2章热力计算2.1技术参数1）标准工况：蒸发温度7.2C；冷凝温度54.4C;过冷温度46.1C;吸气温度35C2）制冷工质：R223）电源与电机类型：单相异步电动机，220（土10%）V,50Hz4）制冷量：2KW5）能效比：EER>3.02.2压缩机的热力计算2.

13、2.1查取热力参数3-raJ7图2.1R22的P-H图LK.->由R22制冷剂的P-H图（图2.1）查的h1:Ps1=624.6Kpah1=407.54kj/kgV1=0.03817m3/kgS1=1.740h2:Ps2=624.6Kpah2=427.69kj/kgV2=0.043111m3/kgS2=1.809h3:Pd3=2135.6Kpah3=462.81kj/kgV3=0.01412m3/kgS3=1.809h4:Pd4=2135.6Kpah4=418.34kj/kgV4=0.01049m3/kgS4=1.681h6:Ps6=624.6Kpah6=258.29kj/kgS=1.2

14、07由此可知:蒸发温度下工质压力Ps=624.6Kpa冷凝温度下工质的压力进口状态下工质的焰值压缩终了时工质的焰值冷凝温度下工质的焰值Pd=2135.6Kpah2=427.69kj/kgh3=462.81kj/kgh6=258.29kj/kg压缩机进口处的比容V2=0.04311m3/kg2.2.1热力计算单位质量的制冷量q0=h2-h6=427.69-258.29=169.4kj/kg单位质量的理论绝热压缩功wis=h3-h2=462.81-427.69=35.12kj/kg能效比EER=q0/wis=169.4/35.12=4.82>3符合要求容积系数入v取相对余隙容积C=0.01入

15、v=1-C（错误！未找到引用源。）1/m-1取m=1取排气终了的相对压力损失为错误！未找到引用源。=0.01所以Pd=0.01Pd2.13560.01,2.1356入v=1-0.01(0.6246)-1=0.9755压力系数入p1(1+c)APsXp=v*Ps取进气终了时相对压力损失错误！未找到引用源。=0.03所以Ps=0.03Ps,10.01.0.03入p=0.9755=0.9689泄露系数入t根据有关资料，取入t=0.98温度系数入t压缩机为空气自由冷却取a=1.15,b=0.25吸气过热度9=(Ts-T臼)C=(35-7.2)C=27.8OC其中Ts为:吸气温度，T为蒸发温度。2733

16、5E错误！未找到引用源。=1.15(27320-2527-8=0.8728一重一空史一341911. 压力比Ps0.6246输气系数入入=入v入p入t入t=0.8084理论制冷量Q0Q0=Q/入=2KW/0.6947=2.4740KW理论容积输气量VhQ0=q02mm=Q0/q0=2.4742103w/(502161.042103J/kg)=0.29162103kgVh=V22m=0.0431120.2916210-3=0.01257210-3n3=12.57cm32. 主要结构参数确定：取气缸直径D=30mmVh=错误！未找到引用源。22S/4S=(4Vh)/(兀D2)=(4212.57)/

17、(3.14232)=1.778cm=18mm实际输气体积Vh'=兀D2S/4=12.5663cm3实际质量输气量Ga=(入Vh'N2250=0.8084212.5663210-6250/0.04311=1.1786210-2kg(3)指示功率压力比£=Pd/Ps=2135.6/624.6=3.4191工质在气缸内与汽缸壁的热交换几乎为零,可以按绝热过程计算指示功率Pi=1.309210-22入v2入p2i2n2Ps2S2D22错误！未找到引用源。2£(1+a0)k-1/k-11.1=1.309210-220.975520.96892300020.624621

18、0621.1-1错误！未找到-5引用源。1.6妇°2(3.41912(1+0.04)1.1-1/1.1-1=507.09W指示效率"=Pis/Pi=413.9243/507.0897=0.8163摩擦功率取平均摩擦压力Prn=0.32105PaPm=1.3092D22S2n2Pn210-5KW=1.30Q0.000420.042300020.3=18.85w轴功率Pz=Pi+Pm=507.09+18.85=525.94W机械效率ym=Pi/Pz=507.09/525.94=0.9642轴效率tz=Tn2"=0.964220.8163=0.7870电效率取电动机的效

19、率tm0=0.75电效率te=rim(2tz=0.7520.7870=0.5903电功率Pe=1.252Pis/门e=1.252413.9243/0.5903=876.51W电动机的选择根据以上计算数据电动机选择(外形尺寸单位：mmmmmmYL802-21100w3000r/min效率75%外形尺寸29521652200(长2宽2高)2.3本章小结本章首先主要对压缩机的的热力进行了计算，求出了电动机的所需功率，理论排气量，为后边的求气缸直径，行程以及进一步的动力计算和零件的结构设计提供了基础。第3章压缩机动力计算3.1确定压缩机缸径qv=D2sni/604式中qv为理论容积排气量;S为行程取s

20、=18mm；n为转速取n=3000r/min；i单缸取1;求的D=30mm3.2曲柄连杆机构运动学图3.1为曲柄连杆机构简图。气缸中心线通过曲轴中心O,OB为曲柄，AB为连杆，B为曲柄销中心，A为连杆小头孔中心或活塞销中心。当曲柄按等角速度切旋转时，曲柄OB上任意点都以O点为圆心做等速旋转运动，活塞A点沿气缸中心线做往复运动，连杆AB则做复合的平面运动，其大头B点与曲柄一端相连，做等速的旋转运动，而连杆小头与活塞相连，做往复运动。活塞做往复运动时，其速度和加速度是变化的。它的速度和加速度的数值以及变化规律对曲柄连杆机构以及发动机整体工作有很大影响，因此，研究曲柄连杆机构运动规律的主要任务就是研

21、究活塞的运动规律。图3.1曲柄连杆机构运动简图入=R/L入应在1/3.5-1/5范围内取1/4曲柄半径r=s/2=9mm连杆的长度L=r/入=36mm曲柄的角速度co为：二n二n©=6030式中：n一曲轴转数，r/min；已知额定转数n=2940r/min，则与='乂3000=314.16rad/s；303.2.1活塞位移假设在某一时刻，曲柄转角为a,并按顺时针方向旋转当a=0°时，活塞销中心A在最外面的位置，此位置称为外止点。当a=180°时，A点在最里面的位置，此位置称为内止点。12.2.x=r1_cos-(1，sin-)3.2.2活塞的速度将活塞位移

22、公式对时间t进行微分，即可求得活塞速度vdxv=志=rw（sin二一,，/2sin2：）当a=0。或180。时，活塞速度为零，活塞在这两点改变运动方向。当口=90。时,v=r。，此时活塞得速度等丁曲柄销中心的圆周速度。3.2.3活塞的加速度dva=dt将活塞速度对时间t微分，可求得活塞加速度2,一、=rw（cos：'cos2：）曲柄转角活塞位移(mm)活塞速度m/s活塞加速度m/s*s曲柄转角活塞位移(mm)活塞速度m/s活塞加速度m/s*s00.000.001065.2819017.90-0.36-639.07100.170.601039.4820017.59-0.72-637.62

23、200.671.17964.0321017.08-1.09-631.52301.491.68844.5722016.36-1.44-615.84402.572.12689.8423015.45-1.78-584.79503.882.46510.8024014.35-2.10-532.64605.352.70319.5825013.09-2.38-454.69706.932.83128.2726011.67-2.61-348.19808.552.85-52.2227010.14-2.77-213.069010.142.77-213.062808.55-2.85-52.2210011.672.61

24、-348.192906.93-2.83128.2711013.092.38-454.693005.35-2.70319.5812014.352.10-532.643103.88-2.46510.8013015.451.78-584.793202.57-2.12689.8414016.361.44-615.843301.49-1.68844.5715017.081.09-631.523400.67-1.17964.0316017.590.72-637.623500.17-0.601039.4817017.900.36-639.073600.000.001065.2818018.000.00-63

25、9.17表3.1活塞的位移、速度和加速度3.2.4曲柄销加速度2ar=rw3.3曲柄连杆机构中的作用力作用丁曲柄连杆机构的力分为：缸内气体力、运动质量的惯性力、摩擦阻力3.3.1气缸内其体力Fs=-（Pci-Ps）Ap膨胀过程&mPci=()XSoPiPi=Pd0.05Pd进气过程pci=p2压缩过程/S.SomPci=()x+SoP2P2=Ps0.05Ps排气过程pci=P1曲柄转角Q膨胀过程P(Mp)吸气过程P(mp)压缩过程P(mp)排气过程P(mp)气体力p*a(N)02.16-739.28101.15-414.38200.76-60.98300.54934.36400.549

26、34.36500.54934.36600.54934.36700.54934.36800.54934.36900.54934.361000.54934.361100.54934.361200.54934.361300.54934.361400.54934.361500.54934.361600.54934.361700.54934.361800.54934.361900.6012.232000.616.722100.63-2.912200.66-17.402300.71-37.962400.77-66.432500.86-105.692600.98-160.202701.15-237.2028

27、01.40-348.852901.75-509.763002.16-739.283102.16-739.283202.16-739.283302.16-739.283402.16-739.283502.16-739.283602.26-739.28表3.2其体力3.3.2机构的惯性力惯性力是由丁运动不均匀而产生的，为了确定机构的惯性力，必须先知道其加速度和质量的分布。加速度从运动学中已经知道，现在需要知道质量分布。实际机构质量分布很复杂，必须加以简化。为此进行质量换算。1、机构运动件的质量换算质量换算的原则是保持系统的动力学等效性。质量换算的目的是计算零件的运动质量，以便进一步计算它们在运动中

28、所产生的惯性力。(1) 连杆质量的换算连杆是做复杂平面运动的零件。为了方便计算，将整个连杆(包括有关附届零件)的质量mL用两个换算质量mi和m2来代换，并假设是m集中作用在连杆小头中心处，并只做往复运动的质量；m2是集中作用在连杆大头中心处，并只沿着圆周做旋转运动的质量，如图2.2所示：图2.2连杆质量的换算简图简化到小头的质量ml=(0.3-0.4)mm2=(0.6-0.7)m在本连杆中m粗略估算为0.03kgm1=0.009kgm2=0.059kg(2) 往复直线运动部分的质量mj活塞(包括活塞上的零件)是沿气缸中心做往复直线运动的。它们的质量可以看作是集中在活塞销中心上，并以mh表示。其

29、中mh为0.05kg。质量mh与换算到连杆小头中心的质量mi之和，称为往复运动质量ms,即ms=m/mi=0.009+0.05=0.059kg。(3) 不平衡回转质量mr曲拐的不平衡质量及其代换质量如图2.3所示：图2.3曲拐的不平衡质量及其代换质量曲拐在绕轴线旋转时，曲柄销和一部分曲柄臂的质量将产生不平衡离心惯性力，称为曲拐的不平衡质量。为了便丁计算，所有这些质量都按离心力相等的条件，换算到回转半径为r的连杆轴颈中心处，以mk表示，其中mk估算为0.02kg。质量m与换算到大头中心的连杆质量m2之和称为不平衡回转质量m，即mr=mkm2=0.041kg由上述换算方法计算得：往复直线运动部分的

30、质量ms=0.059kg，不平衡回转质量mr=0.041kg02、曲柄连杆机构的惯性力把曲柄连杆机构运动件的质量简化为二质量ms和mr后，这些质量的惯性力可以从运动条件求出，归结为两个力。往复质量ms的往复惯性力Is和旋转质量mr的旋转惯性力Ir。I (1)往复惯性力s-msr,2cos_*msr，2cos：式中：ms往复运动质量，kg;九一连杆比；r一曲柄半径，m；切一曲柄旋转角速度，rad/s;"一曲轴转角。Is是沿气缸中心线方向作用的，公式前的负号表示R方向与活塞加速度a的方向相反。表3.3往复惯性力曲柄转角Q(C)惯性力(N)曲柄转角Q(C)惯性力(N曲柄转角Q(C)惯性力(

31、N062.85130-34.50250-26.831061.33140-36.33260-20.542056.88150-37.26270-12.573049.83160-37.62280-3.084040.70170-37.702907.575030.14180-37.7130018.866018.86190-37.7031030.14707.57200-37.6232040.7080-3.08210-37.2633049.8390-12.57220-36.3334056.88100-20.54230-34.5035061.33110-26.83240-31.4336062.85120-31

32、.43(2)旋转惯性力P=-mrr=-0.0410.009314.162=-36.94N3.3.3作用在活塞上摩擦力1Fmp=0.6L'nmp2sni3.3.4作用在活塞上的总作用力由前述可知，在活塞销中心处，同时作用着气体作用力Pg,活塞摩擦力Fmp和往复惯性力Is,由丁作用力的方向都沿着中心线，故只需代数相加，即可求得合力Fp=IsFsFmp表3.4活塞力曲柄转角aC)惯性力(N摩擦力(N)气体力(N)活塞力(N)062.852.83-739.28-628.811061.332.83-414.38-305.432056.882.83-60.9843.513049.832.8334.

33、36131.814040.702.8334.36122.685030.142.8334.36112.126018.862.8334.36100.84707.572.8334.3689.5580-3.082.8334.3678.9090-12.572.8334.3669.41100-20.542.8334.3661.44110-26.832.8334.3655.16120-31.432.8334.3650.56130-34.502.8334.3647.48140-36.332.8334.3645.65150-37.262.8334.3644.72160-37.622.8334.3644.3617

34、0-37.702.8334.3644.28180-37.712.8334.3644.27190-37.70-2.8312.23-73.10200-37.62-2.836.72-78.52210-37.26-2.83-2.91-87.78220-36.33-2.83-17.40-101.35230-34.50-2.83-37.96-120.08240-31.43-2.83-66.43-145.48250-26.83-2.83-105.69-180.13260-20.54-2.83-160.20-228.36270-12.57-2.83-237.20-297.39280-3.08-2.83-348

35、.85-399.552907.57-2.83-509.76-549.8230018.86-2.83-739.28-768.0531030.14-2.83-739.28-756.7632040.70-2.83-739.28-746.2033049.83-2.83-739.28-737.0734056.88-2.83-739.28-730.0235061.33-2.83-739.28-725.5736062.85-2.83-739.28-724.053.3.5活塞上的总作用力Fp分解与传递如图2.4所示，首先，将Fp分解成两个分力：沿连杆轴线作用的力F|,和把活塞图3.4作用在机构上的力其中沿连杆

36、的作用力FpFi为：Fi=,2一.1一；sin：而侧向力Fh为：Fhsin：FdpJi-丸2sin2E切向力为T=Fp(sin."sin2)2,1-'2sin2:法向力F=Fp(cos.：sin2)1-2sin*连杆作用力Fi的方向规定如下：使连杆受压时为正号，使连杆受拉时为负号表3.5其他力大小曲柄转角连杆力切向力法向力曲柄转角连杆力切向力法向力0-628.810.00-628.81190-73.179.5772.5410-305.72-66.11-298.49200-78.8120.5276.092043.6718.3939.61210-88.4834.3181.5530

37、132.8680.29105.85220-102.6952.5188.2540124.3094.1681.14230-122.3476.9395.1350114.2499.9555.31240-149.01109.86100.6860103.2998.5131.05250-185.32154.38102.527092.1391.5510.29260-235.61214.8296.788081.4181.18-6.04270-307.14297.3976.799071.6969.41-17.92280-412.24411.1030.5710063.3957.80-26.04290-565.655

38、62.11-63.1811056.7547.27-31.39300-786.71750.31-236.5212051.7938.18-34.99310-771.04674.63-373.3213048.3830.42-37.62320-756.03572.72-493.5314046.2523.65-39.75330-742.90448.96-591.8915045.0817.48-41.55340-732.71308.55-664.5716044.5311.60-42.99350-726.26157.04-709.0717044.325.79-43.94360-724.050.00-724.

39、0518044.270.00-44.273.4本章小结本章首先分析了曲柄连杆机构的运动情况，并求出了气缸的直径行程，以及连杆的长度，曲轴的偏心距等，重点分析了活塞的运动，在此基础上分析了每个工作过程的气体压力变化情况，进一步推导出各过程气体力的理论计算公式，进行了机构中运动质量的换算，并根据其具体结构参数计算出了各过程的气体力，为后面结构设计提供了理论数据的依据。第4章活塞组的设计4.1活塞的设计活塞组包括活塞、活塞销，它们在制冷压缩机种是工作条件最严酷的组件。压缩机的工作可靠性与使用耐久性，在很大程度上与活塞组的工作情况有关。4.1.1活塞的要求及材料的选择根据上述对活塞设计的要求，活塞材料

40、应满足如下要求：（1）质量小。往复惯性力与往复质量有关。故要求活塞的质量要小，对丁高转速的压缩机，尤其重要；（2）导热系数高。活塞在气缸中压缩气体时，高温的气体将热量传导给活塞，因此要求活塞的导热系数高，尽快地将热量传给气缸体，通过气缸体向外放热。这样可以降低活塞的温度，提高输气系数；（3）强度高。在规定的压力比下，具有足够的强度；（4）耐磨性好；（5）热膨胀性小。活塞的热膨胀系数愈小愈好，这样，在高温蒸气的传导下，活塞才可保证最佳的气缸间隙；（6）工艺性良好，价格低。设计时应使同一系列压缩机的活塞大部分尺寸相同，如相同的直径，相同的活塞销孔等。这样，加工非常方便。从材料上讲，铸铁价格低，热膨

41、胀系数小，有良好的耐磨性。综合前面的要求，选择常用的HT20004.1.2活塞的设计全封闭制冷压缩机的活塞由丁不装活塞环所以没有环部。其尺寸小，刚度大，热膨胀小，故不对其群部进行特殊处理。图4.1活塞示意图参照已有经验活塞的长度L与直径D之比L/D一般为0.6-1.3。活塞销孔中心线距活塞项部的距离与直径之比L1/D为0.35-1。活塞销孔直径d与活塞外径D之比d/D=0.27一0.45。求的L=38mmL1=25mmd=12mm活塞顶部厚度t=0.4Dl-2=2.8mm取t=6mm薄壁取7mm4.2活塞销的设计4.2.1活塞销的结构、材料1、活塞销的结构和尺寸活塞销的结构为一圆柱体，中空形式

42、，可减少往复惯性质量，有效利用材料。活塞销与活塞销座和连杆小头孔的连接配合。活塞销的外直径d1=12mm,活塞销的内直径根据经验值取d2=2.5mm,活塞销长度1=(0.850.95)D=(25.128.7)mm,取1=28mm2、活塞销的材料由丁气体力和往复惯性力作用在活塞销上，加上活塞直径一般很小，故活塞销承受很大的交变弯曲应力和冲击力。活塞销在交变弯曲应力的作用下，油膜不易形成，因而润滑条件差，易磨损。为此，应尽量使用表面硬度高，具有韧性的材料。通常使用表面渗碳的低碳钢或表面渗碳的低合金钢。在本设计中选用20Cr钢，表面渗碳层在0.5-lmm,硬度为HRC55-62,屈服强度R>5

43、40Mpa。4.2.2活塞销强度和刚度计算由运动学知，活塞销表面受到活塞力的共同作用，总的作用力Fs=768.05N,活塞销长度L=28mm，连杆小头高度11=(0.81.2)d=(8.89.6)mm,取9mm,间隙为0.5mm，所以活塞销跨度Lp=10mm。1、最大弯曲应力计算活塞销中央截面最危险其弯矩为FmaxLp768.050.01K1-K1N*m=2.5N.m空心销的抗弯断面系数为43W=0.1(12)d，其中:=虫=_3=0.2512di1 所以弯曲应力为7_3rPa=4.7810Pa=48MPa0.10.012(1-0.25)2、最大剪切应力计算最大剪切应力出现在销座和连杆小头之间

44、的截面上横断截面的最大剪切应力发生在中心层上，其值按下式计算:max4Fmax22二(d1-d2)max=17.5MPa已知许用弯曲应力。=150250MPa;许用剪切应力iV00MPa,那么校核合格。4.3验算活塞销座比压力768.05106销座比压力为:q-2d0(l-Ip)pa=8.01106pa=7.9MPaq2 8(23-10)铸铁一般为qW060MPa4.4本章小结在活塞的设计过程中，分别确定了活塞、活塞销、活塞销座主要的结构参数，分析了其工作条件，总结了设计要求，选择合适的材料，并分别进行了相关的强度和刚度校核，使其符合实际要求。第5章连杆组的设计5.1连杆的设计5.1.1连杆的

45、工作情况、设计要求和材料选用1、工作情况连杆小头与活塞销相连接，与活塞一起做往复运动，连杆大头与曲柄销相连和曲轴一起做旋转运动。因此，连杆体除有上下运动外，还左右摆动，做复杂的平面运动。2、设计要求连杆主要承受气体压力和往复惯性力所产生的交变载荷，因此，在设计时应首先保证连杆具有在足够的疲劳强度和结构钢度。如果强度不足，就会发生连杆螺栓、大头盖或杆身的断裂，造成严重事故，同样，如果连杆组刚度不足，也会对压缩机的工作带来不好的影响。所以设计连杆的一个主要要求是在尽可能轻巧的结构下保证足够的刚度和强度。为此，必须选用高强度的材料；合理的结构形状和尺寸。3、材料的选择连杆的材料在小型全封闭压缩机中，

46、广泛采用铸铁、铝合金和粉末冶金材料。铝合金连杆加工简单，且质量较铸铁连杆小，因此目前许多压缩机都采用铝合金材料制造连杆。本课程设计中也选用铝合金材料。5.1.2连杆长度的确定设计连杆时首先要确定连杆大小头孔间的距离，即连杆长度l它通常是用连杆比%=r/l来说明的，九=1/4,r=9mm，贝Ul=36mm。5.1.3连杆小头的结构设计与强度、刚度计算1、连杆小头的结构设计连杆小头内径d1和小头宽度B1已在活塞组设计中确定，d1=12mm,B1=9mm。小头外径D=(1.21.5)d,取D1=18mm。2、连杆小头的强度校核在小功率的封闭式压缩机中，常常用下式计算连杆小头的强度。ImaxO&quo

47、t;=bh式中Imax为最大惯性力；b为小头宽度，单位m；h为连杆小头壁厚，单位m、，62.8一一一故。=100pa=0.35Mpa294v15Mpa,校核合格。连杆的杆身必须具有足够的强度和刚度，为此，多数连杆的杆身的横截面为矩形或工字形。曲柄销旋转时，连杆大头做摆动，由丁离心力的作用，对杆身产生弯矩，因此从小头到大头的截面逐渐加大。为使连杆从小头到大头传力比较均匀，在杆身到小头和大头的过渡处用足够大的圆角半径。图5.1连杆零件图5.1.5连杆大头连杆大头的结构与尺寸基本上决定丁曲柄销直径Dq、宽度Bq、连杆螺栓直径dmoqq其中在Dq、在曲轴设计中确定，Dq=14mm,，大头宽度b?=14

48、mm,大头孔直径d2=14mm。连杆大头与连杆盖的分开面采用平切口，大头凸台高度取H=7mm,为了提高连般螺栓孔外侧壁厚杆大头结构刚度和紧凑性，连杆螺栓孔间距离C=(1.241.31)d2,取2毫米，螺栓头支承面到杆身或大头盖的过渡采用尽可能大的圆角5.2连杆螺栓的设计及校核对丁刨分式连杆，连杆螺栓的作用是很重要的。压缩机运转时，它受到很大的交变载荷。对丁小型全封闭压缩机，由丁连杆的尺寸受到限制，因而连杆螺栓的尺寸更小。为了防止应力集中而使材料疲劳断裂，一般是降低螺栓的刚度，提高连杆大头的刚度，缓冲应力集中，从而提高疲劳强度。为了降低螺栓的刚度，一般是缩小螺栓杆身的直径,使杆身直径小一丁螺纹根

49、径来实现的。杆身至头部的过渡圆角应尽可能大一些，螺纹采用细牙，螺纹底部不允许有尖角。连杆螺栓螺纹外径dm=(0.180.25)。2=3mm连杆螺栓螺纹长度I=(1.21.5)D2=19mm连杆螺栓的材料选40Cr。装配时要严格按规定的力矩紧固螺栓。防止预紧力不足,或预紧力过大而使连杆螺栓断裂。1.3F其中F为0.5倍的最大活塞力；d为螺栓的外径<c768.51.323.1440.0032=70Mpaq|=200250Mpa故符合强度要求。5.3本章小结本章在设计连杆的过程中，首先分析了连杆的工作情况，设计要求，并选择了适当的材料，然后分别确定了连杆小头、连杆杆身、连杆大头的主要结构参数，

50、并进行了强度了刚度的校核，使其满足实际加工的要求，最后设计连杆螺栓，并行检验校核。第6章曲轴的设计6.1曲轴的结构型式和材料的选择6.1.1曲轴的工作条件和设计要求曲轴是在不断周期性变化的气体压力、往复和旋转运动质量的惯性力以及它们的力矩作用下工作的，使曲轴既扭转乂弯曲，产生疲劳应力状态。由丁曲轴弯曲与扭转振动而产生附加应力，再加上曲轴形状复杂，结构变化急剧，产生的严重的应力集中。特别在曲柄至轴颈的圆角过渡区、润滑油孔附近以及加工粗糙的部位应力集中现象尤为突出。所以在设计曲轴时，要使它具有足够的疲劳强度，尽量减小应力集中现象，克服薄弱环节，保证曲轴可靠工作。如果曲轴弯曲刚度不足，就会大大恶化活

51、塞、连杆的工作条件，影响它们的工作可靠性和耐磨性，曲轴扭转刚度不足则可能在工作转速范围内产生强烈的扭转振动，所以设计曲轴时，应保证它有尽可能高的弯曲刚度和扭转刚度。此外，曲轴主轴颈与曲柄销时再高比压下进行高速转动的，因而还会产生强烈的磨损。所以设计曲轴时，要使其各摩擦表面耐磨，各轴颈应具有足够的承压面积同时给予尽可能好的工作条件。6.1.2曲轴的结构型式曲轴的设计从总体结构上选择整体式，它具有工作可靠、质量轻的特点，而且刚度和强度较高，加工表面也比较少。W777T6.1.3曲轴的材料在结构设计和加工工艺正确合理的条件下，主要是材料强度决定着曲轴的体积、重量和寿命，作为曲轴的材料，除了应具有优良

52、的机械性能以外，还要求高度的耐磨性、耐疲劳性和冲击韧性。同时也要使曲轴的加工容易和造价低廉。在保证曲轴有足够强度的前提下，尽可能采用一般材料。所以在本设计中选用常用的45号钢。6.2曲轴的主要尺寸的确定和结构设计6.2.1曲柄销的直径和长度在考虑曲轴轴颈的粗细时，首先是确定曲柄销的直径Dq0Dq=(46-50)v'FmO13=12mm-13.6mm取Dq为14mm。曲柄销的长度12由连杆大头决定。连杆大头为14mm,连杆与曲柄的间隙为1.5mm,故曲柄销12=17mm。6.2.2主轴颈的直径和长度为了最大限度地增加曲轴的刚度，适当地加粗主轴颈，这样可以增加曲轴轴颈的重叠度，从而提高曲轴刚度，其次，加粗主轴颈后可以相对缩短其长度，从而给加厚曲柄提高其强度提供可能。从曲轴各部分尺寸协调的观点，取D1=(1.051.25)Dq,取D=18mm。6.2.3平衡重对曲轴来说，需要平衡重来平衡惯性力，设计平衡重时，应尽可能使平衡重的重心远离曲轴旋转中心，即用较轻的重量达到较好的效果，以便尽可能减轻曲轴重量。平衡重的径向尺寸和厚度以不碰活塞和连杆大头