压缩机 排版 (1)

1、四川理工学院过控专业综合课项目训练6m3/min V型空气压缩机专 业： 过程装备与控制工程四川理工学院机械工程学院二O一七年五月 目 录第1章 压缩机的概述41.1空压机的概念及应用41.2活塞压缩机的工作原理4第2章 总体设计62.1设计参数及要求62.2结构方案的选择62.2.1气缸排列型式62.2.2运动及机构的结构及选择62.2.3级数的选择和各级压力比的分配72.2.4转速和行程8第3章 热力计算83.1确定各级的容积效率83.1.1各级的容积系数83.1.2压力系数93.1.3温度系数93.1.4泄漏系数93.2析水系数103.3各级的行程容积103.4气缸直径103.5各级名义

2、压缩比113.6新的容积系数113.7新的相对余隙系数113.8活塞力的计算113.9各级排气温度123.10计算轴功率123.10.1各级指示功率123.10.2压缩机轴功率133.11选取电动机13第4章 简单动力学计算134.1压缩机中的作用力144.1.1曲柄连杆机构的运动关系和惯性力144.1.2 第1级综合活塞力计算154.1.3 第2级综合活塞力计算15第5章 主要零部件设计175.1气缸175.1.1气缸的结构形式175.1.2 第1级气缸的主要尺寸175.1.3 第2级气缸的主尺寸175.2活塞组件175.2.1活塞类型185.2.2活塞尺寸185.2.3活塞环185.2.4

3、曲轴设计195.2.5连杆长度205.2.6刮油环205.2.7气阀215.3填料函21参考文献22第1章 压缩机的概述1.1空压机的概念及应用空气压缩机是一种用来压缩空气、提高气体压力或输送气体的机械，是将原动机的机械能转化成压力能的工作机，简称空压机。而本次设计的活塞压缩机是依靠活塞在气缸内作往复运动从而实现工作容积的周期性变化来工作的。      压缩机的应用极其广泛，因其用途的广泛而被称为“通用机械”，几乎遍及制冷与气体分离工程、采矿业、冶金业、土木工程、石油化学工业、机械制造业以及国防工业等。1.2活塞压缩机的工作原理本机为往复活塞式

4、压缩机，属于最早的压缩机设计之一，但它仍然是最通用和高效的一种压缩机。活塞式压缩机是唯一一种能够把空气和气体压缩至高压的机器，通过连杆和曲轴使活塞在气缸中往复运动，从而压缩气体体积来提高压力。多级压缩机中，空气被分多级压缩，并逐级增大压力。当驱动机“电机”启动后，通过皮带传动带动压缩机的曲轴运动，不断转动的曲轴使连杆不停地摆动，而牵动活塞杆和活塞，在气缸内做往复直线运动。压缩机工作时，在活塞从外止点到内止点的运动过程中，气缸容积处于相对真空状态，缸外气体从一级进气口通过吸气阀吸入缸内，当活塞行至外止点时，气缸内充满低压待压缩气体。当活塞从外止点向内止点运动时，吸气阀自动关闭，气缸内的气体随着活

5、塞的运动压缩，气缸内的气体压力不断提高，当气体压力大于排气阀外气体压力和气阀弹簧力时，排气阀被打开，排出一级压缩气体，当活塞运动到内止点时，排气结束，准备重新吸气。至此，完成一个膨胀、吸气、压缩、排气、再吸气的工作循环。从一级气缸排出的气体，进入中间冷却器后，再进入二级气缸，进行第二级的压缩，以此直至经过第三次压缩至需要的压力，经过三级排气阀排出压缩机。因此，周而复始，活塞不断地进行往复运动，吸入气缸的气体又不断地被吸入排出，从而不断地获得压缩的气体。第2章 总体设计2.1设计参数及要求表2-1.设计参数排气量 m3/min6排气压力 MPa0.7排气温度 150吸气温度 25吸气压力MPa

6、(绝)0.1工作介质空气相对湿度0活塞行程 mm自定设计要求： V型压缩机概述、热力计算、简单的动力计算。2.2结构方案的选择压缩机的结构主要体现在两方面，即气缸排列的形式和运动机构的结构。2.2.1气缸排列型式V型压缩机属于角度式压缩机，气缸中心线具有一定的角度，且介于0°和180°。此次排气量和排气压力较小，同时为了使其具有良好的平衡性，本设计中两相邻的气缸中心线夹角为90°，有以下好处： 1）各列的一阶惯性力的合力，可用装在曲轴上的平衡重达到大部分或完全平衡，因此机械可以有较高的转速；2）气缸彼此错尅一定的角度，有利于气阀的安装和布置，因而是气阀的流通面积有

7、可能增大（相对于立式压缩机而言，中间冷却器和级间管道可以直接安装在机械上，使结构紧凑；3）可以将若干列额的连杆连接到同一曲拐上，使曲拐数减少，机械的轴向长度减少，因此主轴颈可以采用滚动轴承。2.2.2运动及机构的结构及选择活塞式压缩机的运动机构有带十字头和无十字头两种。考虑到机构简单，紧凑，机械高度较低，重量轻以及无需单独润滑等因素，此次设计选用无十字头。但无十字头的压缩机只能做成单作用式，而且气体泄漏量较大，故需较高转速。由于无十字头导致气缸侧向力大，因而活塞易磨损，气缸润滑油量难以控制。2.2.3级数的选择和各级压力比的分配在选择压缩机级数时，一般遵循以下原则：运转可靠、消耗功率小、结构简

8、单、重量轻以及易于维修。根据活塞式压缩机终了压力和级数的统计值表格选取，排气压力为0.8MPa,故取级数Z=2。表2-2.终了压力与级数的关系理论上，在同样级数下，各级压力比相等时总压缩功耗最小。但在实际上考虑到各种压力损失，所以实际压力比的确定与理论是有偏差的。由图1选取各级压力比。图2-1.级间压力选择图上面已确定级数Z=2,当取终压为0.8MPa时，可得到当Z=1时，终压为0.29MPa。所以第一、二级压力比分别为1=0.290.1=2.92=0.80.29=2.76各级名义压力及压力比汇总如下表2-3。表2-3.各级间压力比与名义压力级数名义吸气压力/MPa名义排气压力/MPa压力比1

9、0.10.292.920.290.82.762.2.4转速和行程转速和行程的选取对机器的尺寸、重量和成本有重大影响，还直接影响机器的效率和寿命和动力特性。近代设计压缩机的总趋势是提高转速。活塞平均速度Cm、转速n、行程S三者的关系为Cm=nS30通常小型压缩机的转速为1000-3000r/min，此处选取转速n=1200r/min；活塞速度一般在3-4.5m/s，此处选择Cm=3m/s。由上述公式可得活塞行程S=30Cmn=0.075此处圆整至S=0.080m=80mm，故Cm=3.2m/s，符合活塞平均速度。第3章 热力计算3.1确定各级的容积效率在热力学计算中使用的压力都是绝对压力，温度均

10、为绝对温度。3.1.1各级的容积系数3.1.1.1相对余隙容积据统计，低压级的相对余隙容积为0.07-0.12，且在多级压缩中，高压级的相对余隙容积要比低压级的大。故取低压级相对余隙容积1=0.07，高压级2=0.08。表3-1.膨胀指数3.1.1.2各级膨胀指数由表3-1可以取得，各级膨胀指数m1=1.2 m2=1.25综上，各级的容积系数为v1=1-1(11m1-1)= 1-0.07(2.911.2-1)=0.90v2=1-2(21m2-1)= 1-0.08(2.7611.25-1)=0.893.1.2压力系数p一般取经验值，对于压缩机的第一级，吸入压力常为大气压力，可取p=0.95-0.

11、98，其余各级可取p=0.98-1.0。由上原则，此处选取p1=0.97，p2=0.98。3.1.3温度系数在选取温度系数的原则之一是，相对余隙容积小时取大值，相对余隙容积大时取小值。由图3-1选取T1=0.96，T2=0.95。图3-1.温度系数T与压力比的关系3.1.4泄漏系数设计时，一般取1=0.95-0.98，故取1=0.97，2=0.98。综上，各级的容积效率为v1=v1p1T11=0.9×0.97×0.96×0.97=0.8129v2=v2p2T22=0.89×0.98×0.95×0.96=0.79553.2析水系数由于相

12、对湿度为0，故取1=1，2=1。3.3各级的行程容积Vh1=Qv1n=60.8129×1200=0.006151 m3Vh2=2QP1T2v2nP2T1=0.98×6×0.1×3130.8129×1200×0.29×298=0.002005 m33.4气缸直径采用两级单作用双气缸，风冷方式，故1级直径为D1=4Vh1SZ=4×0.006151×0.08×2=0.2212m=221.2mm依据表3-2圆整至D1=225mm;D2=4Vh2SZ=4×0.002005×0.08&#

13、215;1=0.1786m=178.6mm圆整至D2=180mm。表3-2.气缸的公称直径3.5各级名义压缩比取进气相对压力损失s1=3.8，s2=1.6；排气相对压力损失d1=4.0，d2=2.0。所以各级的修正压力比为1=1+d11-s11=1+4.01-3.8×2.9=3.1352=1+d21-s22=1+2.01-1.6×2.76=2.861实际吸气压力PS=P1(1-s),实际排气压力Pd=P1(1+d)。计算结果如表3-3表3-3.修正后的系数汇总级数修正后名义压力(MPa)相对压力损失气缸内实际压力实际压力比P1P2sdPS=P1(1-s)Pd=P1(1+d)

14、10.10.293.8%4.0%0.09620.30163.13520.290.81.6%2.0%0.28540.8162.8613.6新的容积系数1.1级气缸的容积系数v1=V1AP1Ap2=0.9×(221225)2=0.86832.2级气缸的容积系数v2= v2AP1Ap2=0.89×(178180)2=0.87033.7新的相对余隙系数1=1-v111m1-1=1-0.86833.13511.2-1=0.082762=1-v221m2-1=1-0.87032.86111.25-1=0.083473.8活塞力的计算级次内止点活塞力P(106N)轴侧（+）盖侧（-）Pd

15、（压力）Fz（面积）PdFzPsFgPsFg10.30160.039270.0118440.09620.039760.003825Pz2=PdFz-PsFg=0.00801920.8160.024740.0201880.28540.025450.007263Pz2=PdFz-PsFg=0.01292级次外止点活塞力P(106N)轴侧（+）盖侧（-）PsFzPsFzPdFgPdFg10.09620.039270.0037780.30160.039760.011992Pg1=PsFz-PdFg=-0.0154220.28540.039270.011210.8160.025450.02077Pg2=

16、PsFz-PdFg=-0.00956表3-4.计算活塞力的汇总由表可以看出，一级最大活塞力15420N，二级最大活塞力12920N3.9各级排气温度取K=1.4，近似取n1=1.35, n2=1.4；前面已取Ts1=298K, Ts2=313K,则1级排压温度 Td1=Ts11n1-1n1=298×3.1351.35-11.35=400.75K2级排压温度 Td2=Ts22n2-1n2=313×2.8611.4-11.4=422.65K3.10计算轴功率3.10.1各级指示功率1级指示功率 P1s=160P1Q1n1n1-1(1)n1-1n1-1 = 160×10

17、5×7.381×1.350.35(3.135)0.351.35-1=16359.9W取P1s=1.64KW。2级指示功率P2s=160P2Q2n2n2-1(2)n2-1n2-1 = 160×0.29×2.732×1.40.4(2.861)0.41.4-1=16190W取P2s=1.62KW则压缩机的总指示功率为Pad=P1s+P2s=1.64+1.62=3.26KW3.10.2压缩机轴功率ad=PadP,一般取ad在0.85-0.97之间，此处取ad=0.85，则压缩机轴功率PN=Padad=3.260.85=3.84KW此处选择皮带传动，传动

18、效率为0.96，则电动机功率P=PN=3.840.96=4KW3.11选取电动机根据计算电机功率P=4KW，考虑到电机满载运转可能会有过载保护，此处选择电机功率P=5.5KW，选取电机如下电机型号额定功率（KW）满载转速(r/min)额定转矩(N·m)质量(kg)Y132S-45.514402.268表3-5.电动机的相关参数第4章 简单动力学计算4.1压缩机中的作用力图4-1.曲柄连杆机构示意图压缩机中的作用力分析，是进行压缩机零件强度和刚度计算的依据，也是判断这样力对压缩机装置影响的基础。压缩机中主要的作用力有气体压力、曲柄连杆机构运动时产生的惯性力和摩擦力。4.1.1曲柄连杆机

19、构的运动关系和惯性力活塞的位移、速度和加速度可以从曲柄连杆机构的几何关系和运动关系中确定。图4-1即表示几何关系。活塞位移x和曲柄转角：x=r(1-cos)+4(1-cos2)往复惯性力 I=msa=msr2(cos+cos2)=I+I图4-2.惯性力随曲轴转角变化I=msr2cos,为一阶惯性力；I=msr2cos2，为二阶惯性力，往复惯性力周期变化的规律，可以用惯性力图表示出来，如图4-2所示。4.1.2 第1级综合活塞力计算活塞直径D=225mm，吸气压力Ps=0.0962MPa,排气压力Pd=0.3016MPa，相对余隙系数=0.8683,活塞行程S=80mm，转速n=1200r/mi

20、n,m=1.2,n=1.35,=15,活塞位移x和曲柄转角：x=r(1-cos)+4(1-cos2) =30(1-cos)+120(1-cos2)角速度：=2n60=2×120060=125.66rad/s。初步估计每列活塞的质量为m=15kg，结合上面计算结果和图4-3示意图，可得1级最大活塞力F1=15.42KN。图4-3.1级总活塞受力示意图4.1.3 第2级综合活塞力计算活塞直径D=190mm，吸气压力Ps=0.2854MPa,排气压力Pd=0.816MPa，相对余隙系数=0.08347,活塞行程S=80mm，转速n=1200r/min,m=1.25,n=1.4,=15,活塞

21、位移x和曲柄转角：x=r(1-cos)+4(1-cos2) =30(1-cos)+120(1-cos2)角速度：=2n60=2×120060=125.66rad/s。初步估计每列活塞的质量为m=15kg，由上面计算结果得知2级最大活塞力F2=12.92KN。图4-4.2级总活塞受力示意图第5章 主要零部件设计5.1气缸气缸是直接压缩气体的部件，因要承受气体的压力，必须有足够的强度；由于往复摩擦，故需良好的润滑性；摩擦产热，因而需要冷却措施；为减少气体流动阻力，进排气阀需布置合理。因此，气缸结构复杂，加工要求高。5.1.1气缸的结构形式因设计工作压力为0.8MPa,因此气缸采用HT25

22、0铸铁材料；无十字头结构，所以采用飞溅润滑，但润滑量难以控制；最高排气温度为150°，故采用风冷；进出气阀轴向布置。5.1.2 第1级气缸的主要尺寸1.气缸壁厚=PD12+a =0.3016×2252×300+0.7=0.81cm取=10mm。2.连接法兰壁厚=1.4=14mm5.1.3 第2级气缸的主尺寸1.气缸壁厚=PD22+a =0.816×1902×300+0.7=0.96cm取=10mm。2.连接法兰壁厚=1.4=14mm5.2活塞组件本设计中活塞组件包括活塞、活塞环、连杆（活塞杆）。活塞组件要求有足够的强度、摩擦小、密封性好、重量轻

23、。5.2.1活塞类型活塞与气缸构成了压缩容积，活塞按结构可分为筒形、盘形及极差式活塞。因无十字头，此处选择筒形活塞。5.2.2活塞尺寸5.2.2.1活塞环高度一般活塞高度范围为H=(0.651.5)D所以，1级活塞高度H1=（0.651.5）D1=0.651.5×225146.25337.5此处取H1=300mm,同理取2级活塞高度H2=200mm。5.2.2.2活塞顶面至第一道活塞环距离活塞顶面至第一道活塞环距离为c=(1.23)h1级活塞顶面至第一道活塞环距离c1=(1.23)h1=1.23×5=615mm此处取c1=10mm,同理2级活塞顶面第一道活塞环c2=10mm

24、。5.2.3活塞环活塞环的作用是密封气缸中的气体,活塞环个数按经验可取，Z=2。5.2.3.1径向厚度1级压缩活塞环的径向厚度t1=(122-136)D1=122-136×225=6.2510.23mm按标准值查取，此处取t1=9.1mm。同理，2级压缩活塞环的径向厚度t2=8.1mm。5.2.3.2轴向厚度1级压缩活塞环的轴向厚度h1=(0.4-1.4)t1=0.4-1.4×9.1=3.6412.74mm按标准取查得，此处取h1=5mm。同理，级压缩活塞环的径向厚度h2=5mm。5.2.3.3开口热间隙1级压缩开口热间隙1=aD1(t2-t1) =1.1×10-

25、5×0.225×150-20=1.01mm式中，D活塞环外径，mm t2、T2活塞环工作时的温度，通常取排气温度， t1、T1在检验尺寸时活塞环本身的温度，通常取室温，20a活塞环材料的线膨胀系数，此处铸铁a=1.1×10-5/由于采用斜切口，所以1=0.711=0.7mm。同理，2级压缩开口热间隙2=0.5mm。5.2.3.4自由开口宽度按容积式压缩机设计手册标准，取1级自由开口度A1=30.5mm,2级自由开口度A2=27mm。5.2.4曲轴设计曲轴是压缩机中最重要的、工作负荷很大的运动零件。他承受周期性变化的气体力、惯性力，同时轴颈处有严重磨损现象。5.2.4.1结构和材料为使机器紧凑，重量轻，本设计选取曲拐轴，材料为40钢。5.2.4.2曲柄销直径D=(4656)P×10-4式