2KW全封闭式活塞制冷压缩机设计

word文档可自由复制编辑word文档可自由复制编辑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·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；word文档可自由复制编辑word文档可自由复制编辑外文摘要TitleDesignforRefrigerationCompressor(R22)Abstract:PisstonRefrigerationcompressorisakindofdisplacementcompressor,whichofthelow-pressurerefrigerantgas,andpressuretobecomeahighpressure.sothatcontinuousemissionofinternalheattotheenvironmentthanthesystemtemperature.PisstonRefrigerationcompressorusedinairconditioners,refrigerators,icemachinesandotherequipment.Thistimethecompressorwedesignedwillbeusedintheairconditioning,theR22refrigerantcompressioncycle.itcontainsthreeparts:thefirstisheatcalculationincludingCompressionratio、thetemperatureofthewastedgas,powerandefficiency;theotherismotivepowercalculatingandanalysis,includingtheTraveldimensionofthecylinderandthecalculationandanalysisofthestresssituationoftheconnectingrod，andpistonforceandtheconnectingrodforce;last,designandcheckingofthemainspareparts.Thewholedesignprocessanddesigncontentarebasedonthedesignstandard;tallywiththeengineeningrequirement.Keywords:compressor;fullyenclosed;temperatureanalysis;Structuraldesign;word文档可自由复制编辑word文档可自由复制编辑目录TOC\o"1-3"\h\z\u27335第1章绪论 1210651.1活塞式制冷压缩机介绍 798911.2本制冷压缩机的工作原理 723015第2章热力计算 9318312.1技术参数 9145322.2压缩机的热力计算 9202102.2.1查取热力参数 9179102.2.2压缩机的压缩比 错误！未定义书签。83052.2.3压缩机的排气温度 错误！未定义书签。199302.2.4计算排气系数 错误！未定义书签。237512.2.5压缩机单位理论制冷量和单位理论压缩功 错误！未定义书签。167572.2.6压缩机理论容积排气量 错误！未定义书签。67152.2.7压缩机电动机功率 错误！未定义书签。25352.3本章小结 1224986第3章压缩机动力计算 13266993.1确定压缩机缸径 13258683.2曲柄连杆机构运动学 13198973.2.1活塞位移 146613.2.2活塞的速度 14133873.2.3活塞的加速度 1460153.2.4曲柄销加速度 1551923.3曲柄连杆机构中的作用力 15312503.3.1气缸内其体力 15319423.3.2机构的惯性力 17163523.3.3作用在活塞上摩擦力 2078383.3.4作用在活塞上的总作用力 20115703.3.5活塞上的总作用力分解与传递 2222593第4章活塞组的设计 2433604.1活塞的设计 24238234.1.1活塞的要求及材料的选择 24121764.1.2活塞的设计 2418714.2活塞销的设计 2540304.2.1活塞销的结构、材料 2538644.2.2活塞销强度和刚度计算 25122984.3验算活塞销座比压力 26300534.4本章小结 2623857第5章连杆组的设计 27114965.1连杆的设计 27236455.1.1连杆的工作情况、设计要求和材料选用 2757255.1.2连杆长度的确定 27252685.1.3连杆小头的结构设计与强度、刚度计算 27215975.1.4连杆杆身的结构设计 错误！未定义书签。272065.1.5连杆大头 28233125.2连杆螺栓的设计及校核 29224155.3本章小结 29558第6章曲轴的设计 30153366.1曲轴的结构型式和材料的选择 30215426.1.1曲轴的工作条件和设计要求 3093696.1.2曲轴的结构型式 30274986.1.3曲轴的材料 3190706.2曲轴的主要尺寸的确定和结构设计 31305096.2.1曲柄销的直径和长度 31258516.2.2主轴颈的直径和长度 3128496.2.3平衡重 3125456.2.4曲轴上的油孔和油槽 33148256.2.5曲轴的强度校核 33256546.3本章小结 3414432第7章机体和气缸设计 35321567.1机体材料的选择 35306997.2气缸的设计 35226277.3机体的设计 3627406第8章阀组的设计 37221178.1阀板的设计 37327158.2缸盖的设计 382638.3进气阀和排气阀 3815358.3.1气阀的要求 3867178.3.2进气阀和排气阀的设计和校核 39318708.4垫片的设计 4180628.5本章小结 419511第9章其他部件的设计 4293129.1机壳的结构 4285849.2压缩机防振装置 42305349.3压缩机润滑和供油机构 4354679.4压缩机出厂技术要求 442137总结 错误！未定义书签。1562致谢 错误！未定义书签。3420参考文献 45第1章绪论1.1活塞式制冷压缩机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→冷凝→膨胀→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缸内作往复运动。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，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。热力计算2.1技术参数1）标准工况：蒸发温度7.2℃；冷凝温度54.4℃；过冷温度46.1℃；吸气温度35℃2）制冷工质：R223）电源与电机类型：单相异步电动机，220(±10％)V，50Hz4）制冷量：2KW5）能效比:EER≥3.02.2压缩机的热力计算2.2.1查取热力参数图2.1R22的P-H图由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=1.207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Pd=2135.6Kpa进口状态下工质的焓值h2=427.69kj/kg压缩终了时工质的焓值h3=462.81kj/kg冷凝温度下工质的焓值h6=258.29kj/kg压缩机进口处的比容V2=0.04311m3/kg2.2.1热力计算1.单位质量的制冷量q0=h2-h6=427.69-258.29=169.4kj/kg2.单位质量的理论绝热压缩功wis=h3-h2=462.81-427.69=35.12kj/kg3.能效比EER=q0/wis=169.4/35.12=4.82>3符合要求4.容积系数λv取相对余隙容积C=0.01λv=1-C[（QUOTE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QUOTE错误！未找到引用源。=0.01所以ΔPd=0.01Pdλv=1-0.01[（）-1]=0.97555.压力系数λpλp=取进气终了时相对压力损失QUOTE错误！未找到引用源。=0.03所以ΔPs=0.03Psλp==0.96896.泄露系数λt根据有关资料，取λt=0.987.温度系数λt压缩机为空气自由冷却取a=1.15，b=0.25吸气过热度θ=(Ts-T)℃=(35-7.2)℃=27.8ΟC其中Ts为:吸气温度，T为蒸发温度。λt=QUOTE错误！未找到引用源。==0.87288.压力比 9.输气系数λλ=λvλpλtλt=0.808410.理论制冷量Q0Q0=Q/λ=2KW/0.6947=2.4740KW11.理论容积输气量VhQ0=q0·mm=Q0/q0=2.474·103w/（50·161.04·103J/kg）=0.2916·10-3Vh=V2·m=0.04311·0.2916·10-3=0.01257·10-3m3=12.主要结构参数确定：取气缸直径D=30mmVh=QUOTE错误！未找到引用源。2·S/4S=（4Vh）/（πD2）=（4·12.57）/（3.14·32）=1.778cm=18mm实际输气体积Vh’=πD2S/4=12.5663cm313.实际质量输气量Ga=（λVh’/V2）·50=0.8084·12.5663·10-6·50/0.04311=1.1786·10-2kg（3）指示功率压力比ε=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=1.309·10-2·λv·λp·i·n·Ps·S·D2·QUOTE错误！未找到引用源。·{[ε（1+δ0）]k-1/k-1}=1.309·10-2·0.9755·0.9689·3000·0.6246·106·QUOTE错误！未找到引用源。1.6·{[3.4191·（1+0.04）]1.1-1/1.1-1}=507.09W14.指示效率ηi=Pis/Pi=413.9243/507.0897=0.816315.摩擦功率取平均摩擦压力Pm’=0.3·105PaPm=1.309·D2·S·n·Pm·10-5KW=1.309·0.0004·0.04·3000·0.3=18.85w16.轴功率Pz=Pi+Pm=507.09+18.85=525.94W17.机械效率ηm=Pi/Pz=507.09/525.94=0.964218.轴效率ηz=ηm·ηi=0.9642·0.8163=0.787019.电效率取电动机的效率ηm0=0.75电效率ηe=ηm0·ηz=0.75·0.7870=0.590320.电功率 Pe=1.25·Pis/ηe=1.25·413.9243/0.5903=876.51W21.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：mm·mm·mm）YL802-21100w3000r/min效率75%外形尺寸295·165·200（长·宽·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确定压缩机缸径式中为理论容积排气量；S为行程取s=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究活塞的运动规律。图3.1曲柄连杆机构运动简图λ=R/Lλ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/λ=36mm曲柄的角速度为：式中：—曲轴转数，；已知额定转数=2940，则；3.2.1活塞位移假设在某一时刻，曲柄转角为，并按顺时针方向旋转当=时，活塞销中心A在最外面的位置，此位置称为外止点。当=180时，A点在最里面的位置，此位置称为内止点。x=3.2.2活塞的速度将活塞位移公式对时间t进行微分，即可求得活塞速度当或时，活塞速度为零，活塞在这两点改变运动方向。当时，，此时活塞得速度等于曲柄销中心的圆周速度。3.2.3活塞的加速度将活塞速度对时间微分，可求得活塞加速度曲柄转角活塞位移(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*s00.000.001065.2819017.90-0.36-639.07100.170.601039.4820017.59-0.72-637.62200.671.17964.0321017.08-1.09-631.52301.491.68844.5722016.36-1.44-615.84402.572.12689.8423015.45-1.78-584.79503.882.46510.8024014.35-2.10-532.64605.352.70319.5825013.09-2.38-454.69706.932.83128.2726011.67-2.61-348.19808.552.85-52.2227010.14-2.77-213.069010.142.77-213.062808.55-2.85-52.2210011.672.61-348.192906.93-2.83128.2711013.092.38-454.693005.35-2.70319.5812014.352.10-532.643103.88-2.46510.8013015.451.78-584.793202.57-2.12689.8414016.361.44-615.843301.49-1.68844.5715017.081.09-631.523400.67-1.17964.0316017.590.72-637.623500.17-0.601039.4817017.900.36-639.073600.000.001065.2818018.000.00-639.17表3.1活塞的位移、速度和加速度3.2.4曲柄销加速度3.3曲柄连杆机构中的作用力作用于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气缸内其体力膨胀过程进气过程压缩过程排气过程曲柄转角ɑ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)02.16-739.28101.15-414.38200.76-60.98300.54934.36400.54934.36500.54934.36600.54934.36700.54934.36800.54934.36900.54934.361000.54934.361100.54934.361200.54934.361300.54934.361400.54934.361500.54934.361600.54934.361700.54934.361800.54934.361900.6012.232000.616.722100.63-2.912200.66-17.402300.71-37.962400.77-66.432500.86-105.692600.98-160.202701.15-237.202801.40-348.852901.75-509.763002.16-739.283102.16-739.283202.16-739.283302.16-739.283402.16-739.283502.16-739.283602.26-739.28表3.2其体力3.3.2机构的惯性力惯性力是由于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（包括有关附属零件）的质量用两个换算质量和来代换，并假设是集中作用在连杆小头中心处，并只做往复运动的质量；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，并以表示。其中为0.05kg。质量与换算到连杆小头中心的质量之和，称为往复运动质量，即=0.009+0.05=0.059kg。（3）不平衡回转质量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。为了便于计算，所有这些质量都按离心力相等的条件，换算到回转半径为的连杆轴颈中心处，以表示,其中mk估算为0.02kg。质量与换算到大头中心的连杆质量之和称为不平衡回转质量，即=0.041kg由上述换算方法计算得：往复直线运动部分的质量=0.059，不平衡回转质量=0.041。2、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和后，这些质量的惯性力可以从运动条件求出，归结为两个力。往复质量的往复惯性力和旋转质量的旋转惯性力。（1）往复惯性力式中：—往复运动质量，；—连杆比；—曲柄半径，；—曲柄旋转角速度，；—曲轴转角。是沿气缸中心线方向作用的，公式前的负号表示方向与活塞加速度的方向相反。表3.3往复惯性力曲柄转角ɑ（℃）惯性力（N）曲柄转角ɑ（℃）惯性力（N）曲柄转角ɑ（℃）惯性力（N）062.85130-34.50250-26.831061.33140-36.33260-20.542056.88150-37.26270-12.573049.83160-37.62280-3.084040.70170-37.702907.575030.14180-37.7130018.866018.86190-37.7031030.14707.57200-37.6232040.7080-3.08210-37.2633049.8390-12.57220-36.3334056.88100-20.54230-34.5035061.33110-26.83240-31.4336062.85120-31.43（2）旋转惯性力3.3.3作用在活塞上摩擦力=2.83N3.3.4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，活塞摩擦力和往复惯性力，由于作用力的方向都沿着中心线，故只需代数相加，即可求得合力表3.4活塞力曲柄转角ɑ℃）惯性力（N）摩擦力（N）气体力(N)活塞力（N）062.852.83-739.28-628.811061.332.83-414.38-305.432056.882.83-60.9843.513049.832.8334.36131.814040.702.8334.36122.685030.142.8334.36112.126018.862.8334.36100.84707.572.8334.3689.5580-3.082.8334.3678.9090-12.572.8334.3669.41100-20.542.8334.3661.44110-26.832.8334.3655.16120-31.432.8334.3650.56130-34.502.8334.3647.48140-36.332.8334.3645.65150-37.262.8334.3644.72160-37.622.8334.3644.36170-37.702.8334.3644.28180-37.712.8334.3644.27190-37.70-2.8312.23-73.10200-37.62-2.836.72-78.52210-37.26-2.83-2.91-87.78220-36.33-2.83-17.40-101.35230-34.50-2.83-37.96-120.08240-31.43-2.83-66.43-145.48250-26.83-2.83-105.69-180.13260-20.54-2.83-160.20-228.36270-12.57-2.83-237.20-297.39280-3.08-2.83-348.85-399.552907.57-2.83-509.76-549.8230018.86-2.83-739.28-768.0531030.14-2.83-739.28-756.7632040.70-2.83-739.28-746.2033049.83-2.83-739.28-737.0734056.88-2.83-739.28-730.0235061.33-2.83-739.28-725.5736062.85-2.83-739.28-724.053.3.5活塞上的总作用力分解与传递如图2.4所示，首先，将分解成两个分力：沿连杆轴线作用的力，和把活塞压向气缸壁的侧向力，图3.4作用在机构上的力其中沿连杆的作用力为：而侧向力为：切向力为法向力连杆作用力的方向规定如下：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0-628.810.00-628.81190-73.179.5772.5410-305.72-66.11-298.49200-78.8120.5276.092043.6718.3939.61210-88.4834.3181.5530132.8680.29105.85220-102.6952.5188.2540124.3094.1681.14230-122.3476.9395.1350114.2499.9555.31240-149.01109.86100.6860103.2998.5131.05250-185.32154.38102.527092.1391.5510.29260-235.61214.8296.788081.4181.18-6.04270-307.14297.3976.799071.6969.41-17.92280-412.24411.1030.5710063.3957.80-26.04290-565.65562.11-63.1811056.7547.27-31.39300-786.71750.31-236.5212051.7938.18-34.99310-771.04674.63-373.3213048.3830.42-37.62320-756.03572.72-493.5314046.2523.65-39.75330-742.90448.96-591.8915045.0817.48-41.55340-732.71308.55-664.5716044.5311.60-42.99350-726.26157.04-709.0717044.325.79-43.94360-724.050.00-724.0518044.270.00-44.273.4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，对于高转速的压缩机，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，热膨胀系数小，有良好的耐磨性。综合前面的要求，选择常用的HT200。4.1.2活塞的设计全封闭制冷压缩机的活塞由于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-l.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=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，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，活塞销的内直径根据经验值取，活塞销长度，取2、活塞销的材料由于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≥540Mpa。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，活塞销长度L=28mm，连杆小头高度，取9mm，间隙为，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空心销的抗弯断面系数为，其中所以弯曲应力为即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：已知许用弯曲应力；许用剪切应力，那么校核合格。4.3验算活塞销座比压力销座比压力为：铸铁一般为4.4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，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，即连杆长度它通常是用连杆比来说明的，，，则。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和小头宽度已在活塞组设计中确定，，。小头外径，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。式中为最大惯性力；b为小头宽度，单位m；h为连杆小头壁厚，单位m故[σ]≤15Mpa，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，由于离心力的作用，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于曲柄销直径、宽度、连杆螺栓直径。其中在、在曲轴设计中确定，，，大头宽度，大头孔直径。连杆大头与连杆盖的分开面采用平切口，大头凸台高度取，为了提高连杆大头结构刚度和紧凑性，连杆螺栓孔间距离，一般螺栓孔外侧壁厚取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于刨分式连杆，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。对于小型全封闭压缩机，由于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，使杆身直径小一于螺纹根径来实现的。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。连杆螺栓螺纹外径连杆螺栓螺纹长度连杆螺栓的材料选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。其中F为0.5倍的最大活塞力；为螺栓的外径[σ]=200~250Mpa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，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，使曲轴既扭转又弯曲，产生疲劳应力状态。由于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。图6.1曲轴的结构型式6.1.3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。=（46-50）=12mm-13.6mm取为14mm。曲柄销的长度由连杆大头决定。连杆大头为14mm，连杆与曲柄的间隙为1.5mm，故曲柄销=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，取=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能通过为限度。将平衡重与曲轴铸成一体，时加工较简单，并且工作可靠。图6.2旋转惯性力平衡视图图6.3往复惯性力平衡视图故m=0.044kg图6.4平衡块6.2.4曲轴上的油孔和油槽曲轴的一端装有吸油装置，压缩机工作时，润滑油通过吸油泵进入曲触的油道，然后由各油孔油槽泄出，将各个拿擦表面润滑。为保证良好的润滑效果，油孔的出口应设在轴颈受力最小的部位。它的位置与曲抽的转向、气体力和惯性力有关，应通过绘制轴颈磨损图来确定其位置。油孔的直径一般为轴径的7~12%，孔口的边缘应倒较大的圆角并抛光，这样可以缓冲孔口处的应力集中。故取油孔为2.2mm6.2.5曲轴的强度校核图6.5曲轴零件图曲轴可以简化为下图，其中Fp=Fr=740.095N其中L=47mmL1=6mm曲柄销=8695曲柄=4070主轴颈=1110式中为、、中最大的一个所以=5785.25图6.6曲轴简化图曲柄销=11.1Mpa对于锻造曲轴=80~100Mpa主轴颈其中式中T为主轴颈的扭矩其中=6.8Mpa查取故曲柄销和主轴颈都符合强度要求6.3本章小结本章首先分析了曲轴的工作条件和设计要求，在合理选择材料的基础上，对曲轴的各个部分进行结构参数的设计，并进行有关的尺寸校核，使其符合实际加工的要求，还对曲轴的一些细节进行了设计，如油孔的位置以及曲轴的轴向定位等问题，给予了合理的解释，最后对曲轴进行了强度校核。第7章机体和气缸设计全封闭压缩机的机体是非常重要的零件，也是加工最复杂的零件。几乎所有的零件都安装在机体的上而。机体支承着曲轴，连杆机构，支承着电动机，并使这些零件互相保特着合适的位置与间隙。本次设计的压缩机的机体选择气缸、进排气消声器铸成一体。并为了减轻质量，只铸有排气消声腔，将迸气消声腔移到气缸盖上并安装塑料消声器。压缩机的机体与主轴承铸造一体。7.1机体材料的选择机体常用的材料是优质灰铸铁。一般牌号为HT200~HT400.正由于铸铁具有价廉、易铸造和易切削，且有良好的吸振性，因此获得广泛的应用。故在本设计中选择HT200.7.2气缸的设计气缸长度与活塞长度、行程有关，设计时应考虑压缩机运转时气缸端面不应碰触连杆，且活塞到内止点时，活塞露出气缸长度应为活塞全长的1/5一1/6。若此值过大，则由此处润滑油泄露量增大。气缸长度L=S+1/5Lh=18+22*0.18=40mm气缸端口加工30度的斜面，以便于装配式插入活塞。图7.1气缸7.3机体的设计机体上装有活塞，曲轴，和上固定板等零件，要求其有足够的位置要求，来保证其工作的准确性。下边是机体的设计零件图。图7.2机座零件图第8章阀组的设计阀组包括吸气阀片，排气阀片，阀板，排气阀片限位器，垫片，气缸盖等部件。气阀工作是否正常，直接关系到压缩机的性能，因此，必须对气阀提出如下要求图8.1阀组图8.1阀板的设计阀板的厚度一般是3~4mm，取阀板厚度为4mm。材料常采用铸铁和刚，本设计中用45号钢。在阀板上要有安装排气阀片和行程限位器的卡槽，以保证排气的进行。图8.2阀板零件图8.2缸盖的设计缸盖有吸气腔，排气腔。吸气腔和排气腔之间用壁互相隔开。吸气腔的容积较排气腔容识小，这主要是结构的原因，并且吸气腔菇和排气腔的容积设计适当，否则气体吸入和排出时将产生剧烈的气流脉动，引起输气系数下降。缸盖通常用铸铁制成，牌一号为HT200-HT400。本缸盖采用HT200的材料。适当的采用肋板增加缸盖的强度，缸盖采用3mm的厚度制成，并有压行程限位器的装置。下图为缸盖的设计图。图8.3缸盖设计图8.3进气阀和排气阀8.3.1气阀的要求1.气阀的使用寿命要长。气阀的使用寿命不但与阀片的材料、工艺过程有关，而且与升程、转速等有关。在全封闭压缩机中，阀片的寿命应与压缩机寿命相同。2.气阀形成的余隙容积要小。3.气体流经气阀时的阻力要小。4.气阀及时开闭，并且应有良好的密封性，关闭后不允许泄漏。5.结构简单，制造方便，通用化程度高。8.3.2进气阀和排气阀的设计和校核进气阀采用阀片钢，选择厚度为0.305mm。图8.4进气阀片零件图下面对进气阀校核1.求式中，为表示阀片仅在弹簧力作用下由完全开启位置运动到全闭位置所需之时间。n为电动机转速为阀片端部到支撑的距离，为21mm为阀片材料密度7800㎏/A为阀片的面积A=0.0210.006㎡E为阀片的弹性模量Pa2.求为用以说明阀片开始关闭时的位置参