立式活塞式石油气压缩机

太原科技大学毕业设计 I 立式活塞式石油气压缩机 摘要 空气压缩机的种类很多，按工作原理可分为 容积式压缩机 ，速度式 压缩机 ，容积式压缩机的工作原理是压缩气体的体积，使单位体积内气体分子的密度增加以提高压缩空气的压力；速度式压缩机的工作原理是提高气体分子的运动速度 ，使气体分子具有的动能转化为气体的压力能，从而提高压缩空气的压力。空气压缩机在国民经济和国防建设的许多部门中应用极广，特别是在纺织、化工、动力等工业领域中已成为必不可少的关键设备，是许多工业部门工艺流程中的核心设备。提供自动化生产所需的压缩空气足够的供气压力，是生产流程顺畅之要素，瞬间的压降，即会影响产品品质。随着变频技术的成熟 ,变频器在电气传动领域中应用越来越广泛。其控制方式的多样性、完善的电机保护功能以及其特有的优点是目前在工控领域其它无可比拟的。 关键字 ： 空气压缩机 速度式压缩机 容积式压缩机 设备 Abstract Many different types of air compressors, according to the working principle can be divided into positive displacement compressors, speed compressor, the working principle of positive displacement compressor is the volume of compressed gas, the gas molecules per unit volume increases the density of the compressed air to improve pressure； speed compressor working principle is to increase the velocity of gas molecules, the gas molecules have the kinetic energy into pressure energy of the gas, thereby enhancing the air pressure. Air compressor in the national economy and national defense building wide application in many sectors, especially in the textile, chemical, power and other industrial areas have become an essential key equipment for many industrial sectors in the core process equipment. Key words: air compressor ； speed compressor ； displacement compressor ； equipment 太原科技大学毕业设计 II 目录 第一章 概 述 . 1 1.1 活塞式压缩机的基本组成 . 1 1.2 活塞式压缩机的分类 . 1 1.3 活塞式压缩机的技术参数 . 3 1.4 活塞式压缩机的结构特点和主要部件 . 4 第二章 总体设计 . 11 2.1 结构形式选择与分析 . 11 2.2 结构参数选择及影响 . 13 2.3 压缩机的驱动机选择 . 14 2.4 压缩机的转速和行程的确定 . 14 2.5 设计要求及参数 . 15 第三章 热力计算 . 15 3.1 初步确定各级名义压力 . 16 3.2 计算各级排气温度 . 17 3.3 各级可压缩性系数 . 17 3.4 确定各级的吸排气系数 . 18 3.5 确定各级气缸行程容积 . 20 3.6 确定活塞杆直径 . 21 3.6.1初步确定各级等温功率isN及最大轴功率 N . 21 3.6.2确定活塞杆直径 . 21 3.7 确定各级气缸的直径 . 21 3.8 圆整后各级名义压力及温度 . 22 3.9 计算活塞力 . 24 3.10 计算轴功率，选取电机 . 25 第四章 动力计算 . 26 4.1 活塞位移与曲柄转角的关系计算 . 27 4.2 计算各级气体力 . 28 4.2.1 计算 I级汽缸气体力 . 28 4.2.2 计算级气缸气体力 . 32 4.3 计算各级往复惯性力 . 35 4.4 计算各级活塞摩擦力 . 38 4.5 计算各级总活塞力和切向力 . 39 4.6 计算总切向力并作总切向 力曲线图 . 42 4.7 作幅度面积向量图 . 45 4.8 确定所需要的飞轮矩 . 45 第五章 零部件的设计 . 46 5.1 气缸的设计 . 46 5.1.1 概述 : . 46 5.1.2 设计的要求 : . 46 太原科技大学毕业设计 III 5.1.3 基本结构形式： . 46 5.1.4 I级气缸主要尺寸的确定与强度校核 . 47 5.1.5 II级气缸主要尺寸的确定与强度校核 . 48 参考文献 . 50 致谢 . 51 太原科技大学毕业设计 1 第一章 概 述 活塞式压缩机，是容积型压缩机的一种。它是依靠气缸内活塞的往复运动来压缩缸内气体，从而提高气体压力，达到工艺要求。 1.1 活塞式压缩机的基本组成 活塞式压缩机系统由驱动机、机体、曲轴、连杆、十字 头、活塞杆、气缸、活塞和活塞环、填料、气阀、冷却器和油水分离器等所组成。驱动机驱动曲轴旋转，通过连杆、十字头和活塞杆带动活塞进行往复运动，对气体进行压缩，出口气体离开压缩机进入冷却器 1.2 活塞式压缩机的分类 1. 按排气压力分类 (1)低压压缩机 0.2 P 0.98MPa (2)中压压缩机 0.98 9.8MPa (3)高压压缩机 9.8 98.0MPa (4)超高压压缩机 98.0MPa 2. 按消耗功率分类 (1)微型压缩机 10kW (2)小型压缩机 10 100kW (3)中型压缩机 100 500kW (4)大型压缩机 500kW 3. (1)微型压缩机 1m3/min (2)小型压缩机 1 10m3/min (3)中型压缩机 10 60m3/min (4)大型压缩机 60m3/min 4. 按气缸中心线的相对位置分类 见图 1-1。 太原科技大学毕业设计 2 图 1-1 气缸中心线位置分类 （ a）立式；（ b）一般卧式；（ c）对称平衡式或对动式； （ d） V型角度式；（ e） L型角度式；（ f） W型角度式； （ g） T 型角度式；（ h）、（ i）扇型角度式；（ j）星型角度式 (1) (2)卧式：气缸中心线与地面平行，其中包括一般卧式、对置式和对动式（对置平衡 (3)角度式：气缸中心线彼此成一定角度，其中包括 L型、 V型、 W 型、扇型和星型等。 5. 按曲柄连杆机构分类 6. 按活塞在气缸内作用情况分类 (1) (2) (3) 7. 按压缩机级数分类 (1) (2) (3) 8. 太原科技大学毕业设计 3 (1) (2) (3) 9.按冷却方式分类 10. 按机器工作地点分类 1.3 活塞式压缩机的技术参数 1. 排气量 往复式压缩机的排气量，通常是指单位时间内压缩机最后一级排出的气体，换算到第一级进口状态的压力和温度时的气体容积值，排气量常用的单位为 m3/min 或 m3/h。 压缩机的额定排气量（压缩机铭牌上标注的排气量），是指特定的进口状态时的排气 2. 排气压力 往复式压缩机的排气压力通常是指最终排出压缩机的气体压力，排气压力应在压缩机末级排气接管处测量，常用单位为 MPa 一台压缩机的排气压力并非固定，压缩 机铭牌上标注的排气压力是指额定排气压力，实际上，压缩机可在额定排气压力以下的任意压力下工作，并且只要强度和排气温度等允许，也可超过额定排气压力工作。 3. 转速 往复式压缩机曲轴的转速，常用 r/min表示，它是表示往复式压缩机的主要结构参数。 4. 活塞力 活塞力为曲轴处于任意的转角时，气体力和往复惯性力的合力，它作用于活塞杆或活塞销上。 5.活塞行程 往复式压缩机在运转中，活塞从一端止点到另一端止点所走的距离，称为一个行程，常用单位为 m（米）。 6. 功率 太原科技大学毕业设计 4 往复式压缩机消耗的功，一部分直接用于压缩气体， 称为指示功，另一部分用于克服机械摩擦，称为摩擦功，主轴需要的总功为两者之和，称为轴功。单位时间内消耗的功称为功率，常用单位为瓦（ W）或千瓦（ kW）。压缩机的轴功率为指示功率和摩擦功率之和。 1.4 活塞式压缩机的结构特点和主要部件 1.机体 机体的基本结构型式 根据压缩机不同的结构型式，机体可分为卧式机体、对置机体、立式机体、角度式机体。 (1)立式压缩机采用立式机体，一般由三部分组成。在曲轴以下的部分称为机座 (无十字头的立式压缩机的机座习惯称曲轴箱 )。机座上有主轴承座孔，在机座以上，中体以下的部 分称为机身，位于机身与气缸间的部分，称为中体。对于中、小型的立式机体，为了简化结构，常把机身与中体铸在一起。对于微型无十字头的立式压缩机，机体常铸成一体。中体、机身、机座铸成一体的机体统称为曲轴箱。 (2)卧式压缩机采用卧式机体，由机身与中体组成，常铸成整体的。 (3)对称平衡与对置式压缩机采用对置机体。机体一般由机身和中体组成，中体配置在曲轴的两侧，用螺栓与机身连接在一起。机身可做成多列的，如两列、四列、六列等。 机身为上端开口的匣式结构，具有较高的刚性。机身下部的容积可以贮存润滑油，存油量的多少 ，按照润滑系统设计的要求而定。如果要求箱体容积能贮存全部润滑油，则机身下部的容积必须按能贮存 5 8min油泵油量进行设计。另外应该考虑传动机构不应触及最高油面。主轴承安置在与气缸中心线平行的板壁上，板壁上布置有筋条，机身顶部装有呼吸孔或呼吸器，使机身内部与大气相通，降低油温和机身内部压力，不使油从联接面处挤出来。 太原科技大学毕业设计 5 图 1-2 立式机身 (4)角式压缩机采用 L 型、 V 型、 W 型、扇型等机体。 V 型、 W 型与扇型压缩机，传动机构多为无十字头结构，机体也多采用曲轴箱型式。 L 型压缩机，传动机构多为有十字头结构。机体的 主轴承都采用滚动轴承。 2.曲轴 往复式压缩机曲轴有两类：一种是曲柄轴（开式曲轴），一种是曲拐轴（闭式曲轴）。曲柄轴大多用于旧式单列或双列卧式压缩机，这种结构现在已很少使用。曲拐轴的结构如图 3所示。现在大多数压缩机都采用这种结构。 拐轴的组成： (1)主轴颈 主轴颈装在主轴承中，它是曲轴支承在机体轴承座上的支点，每个曲轴至少有两个主轴颈。对于曲拐的曲轴，为了减少由于曲轴自重而产生的变形，常在当中再加上一个或多个主轴颈。这种结构使曲轴长度增加。 (2)曲柄销 曲柄销装在连杆 大头轴承中，由它带动连杆大头旋转，为曲轴和连杆的连接部分。因此，又把它称为连杆轴颈。 (3)曲柄 也叫做曲臂，它是连接曲柄销与主轴颈或连接两个相邻曲柄销的部分。 (4)轴身 曲轴除曲柄、曲柄销、主轴颈这三部分之外，其余部分称轴身。它主要用来装配曲轴上其他零件、部件如齿轮油泵等（一般装在轴端，轴端设计成 1： 10的锥度或设计成圆柱形，或带有法兰等）。 太原科技大学毕业设计 6 图 1-3 曲拐轴 1主轴颈； 2曲柄（曲臂）； 3曲拐颈（曲柄销）； 4通油孔； 5过渡圆角； 6键槽； 7轴端 曲轴可以做成整体的 ，也可以作成半组合和组合式的。现在，大多数压缩机均采用整体式曲轴。 近年来，大多数压缩机的曲轴常常被作成空心结构，这种空心结构的曲轴非但不影响曲轴的强度，反而能提高其抗疫劳强度，降低有害的惯性力，减轻其无用的重量。实践证明，空心曲轴比实心曲轴抗疲劳强度约提高 50%。 3.连杆及连杆螺栓 (1)连杆的基本结构型式 连杆是将作用在活塞上的推力传递给曲轴，又将曲轴的旋转运动转换为活塞的往复运动的机件。 图 1-4 连杆 太原科技大学毕业设计 7 1小头； 2杆体； 3大头； 4连杆螺栓； 5大头盖； 6连杆螺母 连杆 包括杆体、大头、小头三部分，如图 4所示。杆体截面有圆形、环形、矩形、工字形等。圆形截面的杆体，机械加工最方便，但在同样强度时，具有较大的运动质量，适用于低速、大型以及小批生产的压缩机。工字形截面的杆体在同样强度时，具有较小的运动质量，但其毛坯必须模锻或铸造，适用于高速及大批量生产的压缩机。 (2) 连杆螺栓 连杆螺栓是连杆上非常重要的零件。影响连杆螺栓强度的重要因素有结构、尺寸、材料以及工艺过程。 通常连杆螺栓的断裂是由于应力集中的部位上材料的疲劳而造成的。 4.十字头及十字头销 (1)十字头的基本结构型式 十字头是连接作摇摆运动的连杆与作往复运动的活塞杆的机件，具有导向作用。十字头按连接连杆的型式分为开式和闭式两种。 十字头与活塞杆连接形式又分为螺纹连接、联接器连接、法兰连接和楔连接四种。 (2)十字头销 十字头销有圆锥形、圆柱形以及一端为圆柱形而另一端为圆锥形 三种型式。十字头销一般固定在十字头上。 圆锥形销用于活塞力大于 5.5 104N 的压缩机上，锥度取 1/10-1/20。锥度大，装拆方便，但过大的锥度将使十字头销孔座增大，以致削弱十字头体的强度。锥面上 的键主要是防止销上径向油孔的移位而起定位作用，其次也可防止十字头销在孔座内的转动。借助于螺钉可使锥面贴紧。 近年来，在活塞力小于 5.5 104N 的压缩机中，大都采用了圆柱形浮动十字头销。浮动销可以在连杆小头孔与十字头销孔座内自由转动，从而减少了磨损，并可用弹簧卡圈扣在孔座的凹槽内进行轴向定位。它具有重量轻、制造方便的优点。 5. 轴承 压缩机常用的轴承有滚动轴承和滑动轴承两大类。滚动轴承使用、维护方便，机械效率较高，结构虽然复杂，但由专业厂制造，价格并不很贵，而且通用化、标准化程度很高。滑动 轴承的结构简单紧凑，制造方便，精度高，振动小，安装方便。一般中、小型压缩机适宜采用滚动轴承，大型压缩机及多支承的压缩机普遍用滑动轴承。 (1)滚动轴承 滚动轴承在各种机器中应用很普遍，压缩机用的滚动轴承只是其中的几种，在此不做介绍。 (2)滑动轴承 滑动轴承的轴瓦大都制成可分的。立式压缩机主轴轴承的轴瓦一般分 太原科技大学毕业设计 8 为两半；卧式压缩机主轴承的轴瓦常分为四瓣；对称平衡型压缩机中，曲轴轴承在水平方向所受的载荷不大，与立式压缩机一样，轴瓦由水平剖分的两部分组成。连杆大头轴瓦都采用两半的。 滑动轴承按壁 厚的不同，可分为厚壁瓦和薄壁瓦。当壁厚 t 与轴瓦内径 d 之比， t/d 0.05 时为薄壁瓦，其合金层厚度 t1一般为 0.3 1.Omm；当 t/d 0.05 时为厚壁瓦，合金层 t1=0.01d+(1 2)mm。厚壁瓦一般都带有垫片，轴承磨损后可以进行调整；薄壁瓦一般都不带垫片，轴承磨损后不能调整。但薄壁瓦贴合面积大，导热性能好，承载能力大，因此目前趋向于使用薄壁瓦轴承。 6. 气缸 1)计时，除了考虑强度、刚度与制造外，还应注意以下几个问题： 气 缸的密封性、气缸内壁面（又称气缸镜面）耐磨性以及气缸、填料的润滑性能要好； 通流面积要大，弯道要少，以减少流动损失； 余隙容积要小，以提高容积系数； 冷却要好，以散逸压缩气体时产生的热量； 进排气阀的阀腔应被冷却介质分别包围，以提高温度系数； 应避免温 2)方式分，有单作用、双作用及级差式气缸；按气缸的排气压力分，有低压、中压、高压、 图 1-5 风冷式气缸 图 1-6 双层壁气缸 (1) 0.8MPa，排气量小于 1m3/min 的气缸为低压微型气缸，多为风冷式移动式空气压缩机采用。排气压力小于 0.8MPa，排气量小于 10m3/min 太原科技大学毕业设计 9 微型风冷式气缸结构如图 1-5所示。为强化散热，它在缸体与缸盖上设有散热片，气缸上部温度高，散热片应长一些。散热片在一圈内宜分成三、四段，各缺口错开排列，缺口气流的扰动可以强化散热。设计时还应注意防止排气道对进气道的加热，以免影响温度系数。为了增强冷却，还可 大多数低压小型压缩机都采用水冷双层壁气缸，如图 1-6 (2) (3) 10 100MPa 的气缸为高压气缸，它们可用稀土合金球墨铸铁、铸钢或锻钢制造，工作压力大于 100MPa 的气缸为超高压气缸，设计时主要应考虑强度与安全，气缸壁采用多层组合7.活塞与活塞杆 活塞的作用是与气缸一起构成压缩容积。对活塞的要求是在保证强度、刚度及连接和定位可靠的条件下，选密封性好，摩擦小，重量轻的活 1) (1)部，一般设置有 2 3 道活塞环及 1 2 道刮油环。筒形活塞靠飞溅润滑将油溅至气缸镜面上，活塞上行时，刮油环起着布油的作用，下行时刮油环将多余的油刮下，经回油孔流回曲轴箱中。活塞上下运动时，活塞环一般会相对于环槽作往复运动，依靠这种运动可以将气缸镜面上的油由下向上布满整个缸壁，起着润滑作用。当刮油环失效时，大量润滑油进入活塞上部，导致气体带油过多，气缸、气阀积碳严重。刮油失效的原因除了刮油环失效外，还有气缸磨损失圆，气缸轴 线与曲轴不垂直等因素。 (2) (3)用柱塞式活塞，带环槽的柱塞，它靠柱塞与气缸的微小间隙及柱面上的环槽形成曲折密封。另一种柱塞仅为一光滑圆柱体，气体之密封靠填料实现。柱塞工作表面应精磨，圆柱度要求很严。 2) 太原科技大学毕业设计 10 动的作用。 活塞杆与填料的接触部分要求密封性好，故尺寸精度要求高。接触部 分还要求耐 8. 活塞环与填料函是气缸的密封组件，都属于滑动密封元件，对它们的要求是，既要泄漏少，摩擦小，又要耐磨、可靠。 (1) 活塞环是一个开口的圆环，用金属材料如铸铁，或用自润滑材料如聚四氟乙烯制成。 活塞环的切口形式有三种。直切口制造简单，但泄漏大，搭切口则相反，所以一般采用斜切口。为减少泄漏，安装时应将各切口错开，并使左右切口相邻，检修时要注意调整9. 填料密封 (1)平面填料函 平面填料函是填料函中最简单的一种结构，如图 8 49所示为一低压三瓣密封圈，用于压力差在 1MPa以下的气缸密封。这种结构的密封圈为单向斜口，它对活塞杆的比压是不均匀的，锐角的一方比压较大，所以其内圆磨损主要发生在锐角的一方。密封圈磨损后，相邻两瓣接口处出现缝隙，无法阻挡气体泄漏。每一组密封圈由两个密封环组成，每个环外圆箍有弹簧，两个环有销钉定位。 当气体压力在 10 MPa 以下的中压密封时，填料函采用三、六瓣密封圈；填料函的每组密封圈由两个开口环组成，开口环外圆周上有一个镯形弹簧，使开口环箍紧在活塞杆上。位于高压侧的开口环由三瓣组成，它在轴的方向上挡住由六瓣环组成的第二环的径向间隙。第二环的内三瓣 （包括活塞杆）的径向间隙被外三瓣挡住，各环的径向间隙可以补偿密封圈的磨损。 (2)锥面填料函 当压缩机气体压力很高时，会使平面填料很快的磨损，这是因为平面填料在活塞杆上单位面积的压力过大而造成的。如果在高、中压压缩机中采用锥面填料函，就可以解决这一问题，这种填料函按密封压力差的不同，而选用不同的锥角和锥形填料元件组数，因而有不同的径向分力。 锥面填料函跟平面填料函一样，也是靠气体压力来实现自紧密封的， 10. 气阀组件 太原科技大学毕业设计 11 气阀的作用是控制气缸中的气体及时吸入与排出，它对压缩机的排气量、功耗及使用寿命影响 往复式压缩机的气阀是自动阀，它的开启与关闭是依靠阀片两边的压力差（即气 (1)阻力要小，这不但要求结构上使气阀完全开启时的阻力最小，而且要求气阀能及时启闭，以避免过大的启闭阻力，设计好的气阀其阻力损失只占总功耗的 4% 9%，差的气阀则可占到 20%。 (2)使用寿命要长，一般要求不低于 4000h。 (3) (4) (5)结构简单 第二章 总体设计 2.1结构形式选 择与分析 压缩机的方案选择是指根据容积流量、吸排气压力、压缩介质、具体使用条件等要求，选定压缩机的结构形式、冷却方式、作用方式、 (单作用、双作用或极差式 )，有无十字、级数、列数，级在列中的配置 (即排列次序 )、各种曲柄错角、气缸中心线火角、驱动机类型及传动方式等。压缩机结构形式的选择要考虑诸多因素，例如工艺流程、现场条件、制造力一式的系列构成、生产条件和加工设备状况、外协状况等。针对某以具体的压缩机，其结构形式的优劣只能说是相对的。 1.结构形式分析 (1)立式压缩机 立式旅缩机的组要优点是 :主机直立 ，占地面积小 :活塞重量不支撑在汽缸上，没有因此产生的汽缸和填料部分的摩擦和磨损；汽缸润滑油沿圆周分布均匀，因而润滑油条件好，省润滑油；活塞与气缸运行时的同心度易于保持，因而适合做成无油及迷宫压缩机；机身、中体等零部件不承受自重导致的弯曲应力，因而壁厚可减薄，机体简单轻便；往复惯性力垂直作用于基础，相比于平方向作用于基础，易被基础承受。 太原科技大学毕业设计 12 (2)卧式压缩机 工艺流程用的卧式压缩机多采用对动式结构，超高压则采用对置式结构。所有汽缸位于曲轴同侧的一般卧式结构在一艺流程中很少采用。卧式压缩机的主要优点是 :整机的高度低 ，视野观察方便，易接近性好，操作管理和维修方便；每列可串联较多的汽缸，从而简化主轴结构；附属设备和管路可方便地置于厂房底层，从而使上层厂房变得简洁，方便主机巡检；附属设备可方便地置于压缩机上方，从而节省整个机组系统的占地面积而便于成撬，方便用户使用。 (3)角度式压缩机 角度式压缩机的主要优点是 :结构紧凑，机组的体积小，占地面积少；每个曲拐上装有两根以上的连杆，使曲轴结构简单，长度较短，并可能采用滚动轴承而提高机械效率；各列汽缸彼此相距较远，气阀有允裕的安装空间，可增加气阀通流面积而减小流动损失；汽缸间的夹 角空间可安装中冷器等附件设备使整机结构紧凑，并缩短气体管路而减小流动损失时，连杆的安装困难，星型结构的润滑问题较难解决。因此，角度式压缩机主要用于中小型压缩机。 2.有无十字头问题 无十字头压缩机的特点式结构简单紧凑，但只能是单作用或级差式，与相同排量的有十宇头压缩机相比，汽缸直径大且靠活塞环密封气体，因而泄漏周长及泄漏量大。无十宇头压缩机的筒形活塞承受侧向力，故活塞与汽缸间的摩擦和磨损加大，机械效率也较低。除非机身传动部分也不采用润滑油，否则无十字头压缩机不能实现气体的无油压缩。故此，无十字头压缩机多用于 小功率场合，尤其是要求轻便的移动式。 3.列数和级在列中的配置 为了获得较好的动力平衡力，除微小型压缩机外，各种形式压反缩机的列数均以等于或多于两列为宜。但是列数过多将导致压缩机结构复杂，列数需视机型系列化的情况、气量大小、压力高低等来决定。级和列没有明确的关系，多级或单级压缩机都可以是多列，也可以是单列，但级和列会相互影响，级在列中的配置应注意以下问题 : (1)活塞力的均衡性 即各列活塞力要均衡，有十字头时一希望往返行程中的活塞力也能均衡，这样曲轴、连杆的强度利用比较充分。 (2)密封性 使相邻的压力 差较小，减少活塞环出的泄漏 ；在填料侧配置较低的压力级，以利于填料密封。 太原科技大学毕业设计 13 (3)曲轴错角的合理排列 尽量使各列惯性力和惯性力矩相互抵消，以获得较好的动力平衡性 :力求总切向力曲线均匀，使所需飞轮矩小；争取使各级间气体管道中的气体脉动相互削弱，减小管道振动。 (4)制造和装配方便。 4. 设计活塞式压缩机应符合以下基本原则 (1)满足用户提出的排气量、排气压力以及有关使用条件的要求； (2)有足够长的是用寿命 (应理解为压缩机需一要大修时间的间隔长短 )，足够高的使用可靠性 (应理解为压缩机被迫停车的次数 )； (3)有较好的运转经济性； (4)良好的动力平衡性； (5)护检修方便； (6)能采用新结构、新技术、新材料； (7)制造工艺性良好； (8)机器的尺寸小、质量轻； 在选择胀缩机级数时要使机器消耗的功最小、排气温度应在条件许可的范围内。机器质量轻、造价低，要使机器具有较高的热效率，则级数越多越好，然而级数增多，则阻力损失增加，机器总效率反而降低，结构也更加复杂，造价更大大上升。 在无油润滑压机中密封元件采用润滑材料，有些自润滑材料的最适宜的工作温度也有限制，例如聚四氟乙烯的工作温度，不能超过 170（压力越高则温 度应控制的越低 )。在确定级数和各级压力比时应考虑这一点。 因此必须根据压缩机的额容量和工作特点，恰当的选择级数和压力比。综合各因素考虑，选择二级压缩。 2.2 结构参数选择及影响 1 活塞行程与一级缸径比 活塞行程与一级缸径比 =S/Dl，是压缩机的一个重要结构参数，其值对压缩机的影响主要体现在以下几个方面： (1)表征了压缩机外向和尺寸间的关系； (2)影响气阀在汽缸上的安装面积； 太原科技大学毕业设计 14 (3)影响相对余隙和重量； (4)影响压缩机的工作过程。 现代压缩机的值约处于 0.3-0.6，个别高转速机器值小至 0.26。 2.活塞平均速度 活塞速度是随曲轴转角变化的，故常用活塞平均速度 vm=ns/30来表征活塞运动的快慢。活塞平均速度是联系机器结构尺寸和转速的重要参数，对压缩机的性能有很大影响。主要体现在以下方面 : (1)对压缩机耐久性的影响； (2)对气阀的影响。 3. 转速 压缩机的转速不仅决定了压缩机的几何尺寸、重量、制造难易、机器的成本，而且还影响摩擦力、磨损、工作过程及动力特征，还会影响驱动机的经济性及成本。 2.3 压缩机的驱动机选择 活塞式扭缩机的驱动包括驱动机和传动装置，本设计中拟采用电动机驱动这 是综合考虑使用部门的动力装置，压缩机的功率和转速、工作条件来选定电动机的型式。 2.4 压缩机的转速和行程的确定 转速和行程的选取对机器的寸、质量、制造难易和成本有重大影响，并且还直接影响机器效率、寿命和动力特性。活塞式压缩机设计中在一定的参数和使用条件下，首先应考虑选择适宜的活塞平均速度。因此 : (1)活塞平均速度的高低，对运动机件巾的摩擦和磨损具有直接的影响，对气缸内的工作过程也很有影响。 (2)活塞速度过高气阀在气缸上难以得到足够的安装地基，所以气阀管道中的阻力损失很大，功率的消耗及排气温度将会过 高，严重的影响压缩机运转的经济性和使用的可靠性。 微型和小型 .缩机为使结构紧凑而只能采用较小行程，虽然较高转速，但活塞平均速度却较低。在一定的活塞速度下，活塞行程的选取与下列因素有关 : 太原科技大学毕业设计 15 (1)排气量的大小 :排气量大者行程应取得长些，反而则应短些。 (2)机器的结构型式 :考虑到压缩机的使用和维护条件，对于立式、 V 型、 W型、扇型等结构，活塞行程不宜取得太长。 2.5 设计要求及参数 已知：排气量 Vd=21.5m/min 排气压力 Pd=11.5kg/ (绝压 ) 吸气压力 Ps = 1.2kg/ 吸气温度 Ts1=60 Ts2=70 吸气相对湿度 =1 相对余隙容积 a1=0.1 a2=0.11 活塞行程 S=180mm 压缩机转速 n=490r/min 第三章 热力计算 根据设计任务的要求进行压缩机的热力计算，一般已知容积流量与排气压力要确定压缩机级数、各级热力参数、各级工作容积大小、所需轴功率及相应的效率等；也可对己有机器进行复算性计算，根据已有的结构参数求取各热力参数与功耗。计算方法是常规热力计算。 正常性热力 计算是指已知压缩机吸入气体的热力参数 (压力、温度、相对湿度等 )、容积流量、排气压力及其他一些条件 (使用中的一些要求 )，确定压缩级数、工作容积、转速、结构尺寸 (如往复压缩机的气缸直径、行程等 )、功率和效率等。 已知条件： 1.压缩气体：石油气 石油气的主要成分及体积百分含量 石油气成分 CH4 C2H6 C3H8 C4H10 N2 CO2 体积 %（ ri) 0.8512 0.0535 0.0556 0.0187 0.0159 0.0051 2.吸气条件 吸气温 度：1st=60C 2st=70C 太原科技大学毕业设计 16 吸气压力： 1p =1.2 2/cmkg 排气压力： 2p =11.5 2/cmkg 相对温度： =1 排气量： _dV=21.5 min/3m 3.结构简图 4.结构参数 活塞行程 S=180mm 压缩机转速 n=490r.p.m 5.相对余隙容积： 1a =0.1 2a =0.11 绝热指数： k 6. 连杆大小头中心距离： L=450mm 3.1初步确定各级名义压力 查 文献 1得总压力比 t= 2p / 1p =11.5/1.2=9.59 按照等压比分配原则，有（ 1-2）第一 .二级压力比 1 =2 =t= 58.9 =3.10 但为了提高 I级气缸的容积系数，以便减小机器的尺寸和重量， I级的压力比 1 取得较低。按（ 1-3）式 1 =（ 0.9-0.95）t 取 0.95 得 1 =0.95x3.10=2.95 各级名义吸、排气压力及压力比经调整后，列表如下 太原科技大学毕业设计 17 表 3-1 各级名义吸、排气压力及压力比 级次 名义吸气压力1p 名义排气压力 2p 压力比 = 2p / 1p I 1.2 3.54 2.95 3.54 11.5 3.25 3.2计算各级排气温度 确定绝热指数 k 查 文献 1表 2-1 得： 1rk =1.308 2rk =1.193 3rk=1.133 4rk =1.094 2Nk=1.40 2COk=1.30 由式 2-35得混合气体的绝热指数 k 130.1095.0140.1959.01094.10187.01133.10556.01193.10535.01308.18512.01111ni iik rk2.762+0.277+0.418+0.199+0.0397+0.017=3.713 所以 k=1.26 查 文献 2式 2-23计算各级名义排气温度kkPPTT 11212 )( 列表 表 3-2各级名义排气温度 级次 名义吸气温度1T 名义吸气比 绝热指数 k kk1 名义排气温度 2T C K C K 60 333 2.95 1.26 1.250 143.3 416.3 70 343 3.25 1.26 1.275 163.3 437.3 3.3 各级可压缩性系数 考虑实际气体的影响时，各级可压缩性系数 太原科技大学毕业设计 18 表 3-3各级可压缩性系数 级数 名义压力2/cmkg 名义温度 K 临界值 对比压力 对比温度 可压缩性系数 1p 2p 1T 2T cp kTc, 1rp 2rp 1rT 2rT 1 2 1.2 3.54 333 416.3 45.5 210.54 0.02637 0.0778 1.5816 1.9773 0.997 0.996 3.54 11.5 343 437.3 45.5 210.54 0.0778 0.2527 1.629 2.077 0.995 1 查 文献 2图 2-28 通用化可压缩性系数 图 查 文献 1表 2-1 2-2 得各组分的临界压力和临界温度，按式 2-16和式 2-17算 出混合气体的假临界温度和假临界压力，结果如下表： 表 3-4各组分的临界压力和临界温度 气体成分 ri kTc, ciTr cp cipr CH4 0.8512 190.5 162.15 45.8 38.98 C2H6 0.0535 305.27 16.33 48.19 2.58 C3H8 0.0556 369.81 20.56 42.01 2.34 C4H10 0.0187 425 7.95 37.47 0.70 N2 0.0159 125.7 2.00 33.49 0.53 CO2 0.0051 304.1 1.55 72.9 0.37 石油气的假临界温度： cT = icirT 162.15+16.33+20.56+7.95+2.00+1.55=210.54K 假临界压力： 2/5.4537.053.070.034.258.298.38 cmkgrpp icic 3.4确定各级的吸排气系数 太原科技大学毕业设计 19 1.容积系数v 按 文献 2表 2-1查的各级膨胀过程指数 m为 13.1)126.1(x5.01)1k5.01 （m )126.1(x62.01)1k62.01 （m1.161 各级容积系数v=按式 2-39、 2-93进行计算： v=1-1a 1)( 11221 mpp=1+0.1x( 195.2x996.0 997.0 13.11 )=0.808 22 1 av 1)( 11221 mpp=0.808 2.选取确定压力系数p 查 文献 1得 1p=0.96 2p=0.97 3.选取确定温度系数 T 取 1T =0.94 2T =0.96 4.抽气系数0 根据设计条件和工艺过程可知021 o=1 5.凝析系数 第级无水析出 故1=1 由文献 3附录查的各级对应温度下的饱和蒸汽压sap 1st=60C kpapsa 92.191 2st=70C kpapsa 16.312 由文献 2若：121. pppsa=1x19.92x2.95=58.76kpa31.16kpa 故有水析出。 析出系数根据文献 1式 2-46.sa iisisissas pp pp pp x1111 故： 13.3192.346 92.346x6.117 92.196.1172 =0.91 6 泄漏系数l 由文献 2式 2-67， xlx v1 1 气阀不严密和关闭延迟 av0.01 0.04 太原科技大学毕业设计 20 双作用活塞环 bv=0.003 0.015 对于填料函的泄漏 cv=（ 0.0005 0.001） x 表 3-5各级各部位相对泄漏指及各泄漏系数 泄漏系数 各级各部位相对泄漏指及各泄漏系数 气阀 0.02 0.02 活塞环 0.003 0.003 填料 0.0005 0.00 0.001 总的相对泄漏 v 0.0245 0.024 泄漏系数l 0.976 0.977 3.5确定各级气缸行程容积 文献 2式 2-70 hV=n1hV=dLTpV v0 = 5.21x976.0x94.0x839.0x96.0 1x1=29.10 min/3m 式 2-94， 太原科技大学毕业设计 21 111111_p0 .n TTppVVVdLTvhh =0 . 9 9 70 . 9 9 5x333343x3 . 5 41 . 2x 2 1 . 5 x6 x 0 . 9 7 7x 0 . 8 0 8 x 0 . 997.091.0x1 =9.27 min/3m 3.6确定活塞杆直径 3.6.1初步确定各级等温功率isN及最大轴功率 N 由文献 1式 2-58得 s dssds ppVpN 2ln634.1 _ ds =1.634x3.54x21.5xln11.5/3.54 x (0.995+1)/2x0.995=45.58kw 同理可得： sN=1.634x3.54x21.5xln11.5/3.54 x (0.995+1)/2x0.995=146.9kw 可知 级等温功率较大，所以轴功率也较大，按式 2-73 求得该列轴功率为 ssNN 式中 sN 为等温功率 查文献 1表 2-9，石油气压缩机等温效率 0.640.68 取 s =0.66 故 N=146.9/0.66=222.58KW 3.6.2确定活塞杆直径 根据最大 轴功率值查文献 1表 2-10 初步选取活塞杆直径 d=70mm 3.7确定各级气缸的直径 由文献 2 2-73（ a）式 2nz2 2h dSVD =2072.01x490x18.0x14.31.29x2 =0.460mm 太原科技大学毕业设计 22 圆整取 D1=460mm 2nz2 21111dSVD h =2072.01x490x18.0x14.327.9x2 =0.2634mm 圆整取 D =270mm 3.8圆整后各级名义压力及温度 1.确定圆整后各级实际行程容积 _*hV _1*hV = n)4d4x2(22 zSD =(2x )4/07.04/46.0 22 x1x0.18x490=28.98 min/3m hV2 =490x18.0x1x)4 07.04 27.0x2()4d4x2( 2222 z S nD =9.76 min/3m 2.求各级压力修正系数x和1x 由文献 2中公式 2-74 求x得 1*_*_hIhIhIhIIVVVV 946.076.9 27.910.29 98.28V _*h_ hhhII VVV 按式 2-74a求1x 1V946.076.921.910.2998.28V*)1(_)1(_ _ _*_1*)1(_)1(_*_1hhhIhIhhhIhIVVVVVV 3.修正后各级名义压力及压力比 太原科技大学毕业设计 23 表 3-6修正后各级名义压力及压力比 级次 计算行程容积 _hxV min)/( 3m 29.1 9.27 实际行程容积 _*hxV min)/( 3m 28.98 9.76 修正系数 x 1 0.946 1x 0.946 1 名义吸气压力 xp1 )/( 2cmkg 1.2 3.54 xp1* x xp1 )/( 2cmkg 1.2 3.35 名义排气压 力 xp2 )/( 2cmkg 3.54 11.5 xp2* = 1x xp2 )/( 2cmkg 3.35 11.5 修正后的名义压力比xxpp12* 2.79 3.43 4.修正后各级的排气温度 表 3-7修正后各级的排气温度 级数 压力比 * 2.79 3.34 吸气温度 1T （ K) 333 343 kk 1 0.2063 0.2063 太原科技大学毕业设计 24 kk1* 1.2357 1.2895 排气温度 )(2 KT 411.49 442.30 3.9计算活塞力 1.计算气缸内实际气体吸排气压力 表 3-8气缸内实际气体吸排气压力 级 次 修正后名义压力 )/( 2cmkg 相对压力损失 （ %） s1 d1 气缸内实际压力 )/( 2cmkg 气缸内实际压力比 1*p 2*p s d sp dp 1.2 3.35 6.5 11.2 0.935 1.112 1.122 3.725 3.320 3.35 11.5 5.1 8.0 0.949 1.080 3.179 12.42 3.907 上表中 )1(1*ss pp ， )1(*2 dd pp s，d 吸排气相对压力损失（平均值） 查文献 2图 2-17 2.计算各列的活塞力 表 3-9各列的活塞力 级 次 内止点活塞力 )(kgpzx 轴侧（ +） 盖侧（ -） )/( 2cmkgpd )( 2cmFz )(kgFp zd )/( 2cmkgps )( 2cmFg )(kgFp gs 3.725 1623.4 6047 1.122 1661.9 1865 gszdz FpFpp =4182 12.420 534.1 6634 3.179 572.6 1820 太原科技大学毕业设计 25 gszdz FpFpp =4814 级 次 外止点活塞力 )(kgpgx 轴侧（ +） 盖侧（ -） )/( 2cmkgps )( 2cmFz )(kgFp zs )/( 2cmkgpd )( 2cmFg )(kgFp gd 1.122 1623.4 1821 3.725 1661.9 6191 gdzsg FpFpp =-4370 3.179 534.1 1698 12.420 572.6 7112 gdzsg FpFpp =-5414 表中轴侧缸活塞力为正值，盖侧缸活塞力为负值。 各级轴侧活塞工作面积为：4422 dDF xzx 各级盖侧活塞工作面积为：42xgxDF 从以上活塞力计算结果，表明初选活塞杆直径（ d=70mm)是合适的。 查文献 1表 2-10 3.10计算轴功率，选取电机 1.计算各级的指示功率 文献 12-95计算，级指示功率。 11_1 21)(634.11 sdkkTTvhsi TTkkVpN =1.634x1.122x28.98x0.839x997.0x2 996.0997.0x1320.3(126.1 26.1 26.1126.1 =60.66kw 太原科技大学毕业设计 26 1_ 21)(634.11 sdkkTTvhsi TTkkVpN =1.634x3.179x9.76x0.808x2 x 0 . 9 9 5 10 . 9 9 5x1)907.3(x126.1 26.1 26.1126.1 =64.63kw 2.整个机器总指示功率 iii NNN =60.66+64.63=125.29kw 3.轴功率 zN 对于大，中型带十字头 的压缩机m=0.90 0.95，取机械效率m=0.93，则 93.0 29.125 miz NN =134.72kw 4.所需电机功率gN 所需电机功率按轴功率 1.1倍计算为 gN=1.1x134.72=148.2kw 按此值选择电机。查电动机选型及应用选取 Y 系列中型高压三相异步电动机，型号为 Y450-12。功率 220kW，转速 490r/min,效率 91.4%，功率因素 0.73。 第四章 动力计算 动力计算的目的在于计算压缩机中的作用力，确定压缩机所需要的飞轮矩以及各种形式压缩机的惯性力。惯性力矩的平衡情况初步设计压缩机所需的基础。 压缩机中作用力的分析，是进行压缩机零件强度 和刚度计算的依据，也是判断这些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力，曲柄连杆机构运动时产生的惯性力和摩擦力。 太原科技大学毕业设计 27 4.1 活塞位移与曲柄转角的关系计算 曲柄转角与活塞位移的关系由公式 )2c o s1(4)c o s1( rX 计算而得。 式中 r是曲柄销旋转半径 是连杆长径比， lr 一般活塞式压缩机中， 取值多在 1/3.51/6.0 之间。 值愈大，压缩机外形愈小，但作用在十字头滑板上的压力则愈大。另外要考虑， 值愈大，愈容易使连杆在运动时与滑道壁相碰； 值取小了 ，就会使压缩机的外形增大。因此 值需要取得适当。对于不同类型压缩机， 值取： 立式或角度式压缩机： 5.4141 对置式或对称平衡式压缩机： 5.515.41 卧式压缩机： 6151 现在取41， 又 r=S/2=180/2=90mm 故活塞位移的计算结果见下表： 表 4-1活塞位移 转角 0 10 20 30 40 50 60 70 80 0.25 0.25 0.25 0.25 0.25 0.25 0.25 0.25 0.25 1-cos +/4(1-cos2 ) 0.0000 0.0189 0.0749 0.1652 0.2856 0.4305 0.5937 0.7683 0.9475 太原科技大学毕业设计 28 位移 X（ m） 0.0000 0.0017 0.0067 0.0149 0.0257 0.0387 0.0534 0.0691 0.0853 转角 360 350 340 330 320 310 300 290 280 转角 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 0.25 0.25 0.25 0.25 0.25 0.25 0.25 0.25 0.25 0.25 1-cos +/4(1-cos2 ) 1.1250 1.2948 1.4524 1.5937 1.7161 1.8176 1.8972 1.9543 1.9885 2.0000 位移 X（ m） 0.1012 0.1165 0.1307 0.1434 0.1544 0.1636 0.1707 0.1759 0.1790 0.1800 转角 270 260 250 240 230 220 210 200 190 180 4.2 计算各级气体 力 4.2.1 计算 I级汽缸气体力 （ 1） I级汽缸指示图： 太原科技大学毕业设计 29 图 4-1盖侧 图 4-2轴侧 确定膨胀过程 4、 4点的特殊角 由公式 膨胀过程 )(00 dki PXS SP 计算而得。 式中 iP是 i点处气体压力 S0是余隙容积折合长度， S0=S =180 0.1=18mm=0.018m X是 i点处活塞位移 dP是 I级气缸气体实际排气压力 K是过程指数 对盖侧 4点有 )(0404 dk Psx sP 所以 4X0014)( SSpP kd = 018.0018.0)122.1 725.3( 26.1 1 =0.02865 mm 又由位移公式 X=r(1-cos )+4(1-cos2 ) 解得： cos 4 =0.7385， 太原科技大学毕业设计 30 从而 4 =42.40 对于轴侧 4点 4 =222.40 确定压缩过程 2、 2点的特殊角 压缩过程 )(00 ski Psx ssP 式中 sP是气缸实际吸气压力 S是活塞行程 对于 2点有 )(0202 sk PSx SSP 所以 2X =001d)( sssPP kS ）（ = 018.0-018.018.0725.3 122.1 26.1 1 ）（）（ =0.0584mm 又由位移公式 X=r(1-cos )+4(1-cos2 ) 得 cos 2 =0.4507 从而 2 =296.79 对于轴侧 2点， 2 =116.79 （ 2） 气体力计算 气体力计算公式： 盖侧 1 cig APF 1cA是盖侧活塞的工作面积 轴侧 1 wig APF 1wA是轴侧活塞的工作面积 计算1cA、1wA 1cA=4D2I =4 46.014.32 =0.166 2m 1wA=4D2I -4d2 =4 46.014.32 -4 07.014.32 =0.162 2m 故膨胀及吸气过程 I级气缸气体力计算结果见下表： 太原科技大学毕业设计 31 表 4-2膨胀及吸气过程 I级气缸气体力 转角 位移 X（ m） )( 0 0 dki PXS SP （ MPa） 盖侧气体力 轴侧气体力 Fg（ KN） Fg（ kN） 0 0.0000 0.3652 0 -60.63 180 59.17 10 0.0017 0.3260 10 -54.12 190 52.81 20 0.0067 0.2451 20 -40.69 200 39.71 30 0.0149 0.1708 30 -28.35 210 27.68 40 0.0257 0.1194 40 -19.82 220 19.34 42.40 0.02865 0.1100 42.40 -18.26 222.42 17.82 50 0.0387 0.1100 50 -18.26 230 17.82 60 0.0543 0.1100 60 -18.26 240 17.82 70 0.0691 0.1100 70 -18.26 250 17.82 80 0.0853 0.1100 80 -18.26 260 17.82 90 0.1012 0.1100 90 -18.26 270 17.82 100 0.1165 0.1100 100 -18.26 280 17.82 110 0.1307 0.1100 110 -18.26 290 17.82 120 0.1434 0.1100 120 -18.26 300 17.82 130 0.1544 0.1100 130 -18.26 310 17.82 140 0.1636 0.1100 140 -18.26 320 17.82 150 0.1707 0.1100 150 -18.26 330 17.82 160 0.1759 0.1100 160 -18.26 340 17.82 170 0.1790 0.1100 170 -18.26 350 17.82 180 0.1800 0.1100 180 -18.26 360 17.82 压缩及排气过程 I级气缸气体力计算结果见下表： 表 4-3压缩及排气过程 I级气缸气体力 转角 位移 X（ m） ski Pxs ssP )( 0 0盖侧气体力 轴侧气体力 太原科技大学毕业设计 32 （ MPa） Fg (KN) Fg (KN) 180 0.1800 0.1100 180 -18.26 0 17.82 190 0.1790 0.1107 190 -18.37 10 18.29 200 0.1759 0.1129 200 -18.75 20 18.66 210 0.1707 0.1169 210 -19.40 30 19.31 220 0.1636 0.1226 220 -20.36 40 20.27 230 0.1544 0.1309 230 -21.70 50 21.59 240 0.1434 0.1424 240 -24.58 60 23.52 250 0.1307 0.1577 250 -26.19 70 26.07 260 0.1165 0.1790 260 -29.62 80 29.58 270 0.1012 0.2085 270 -34.62 90 34.46 280 0.0853 0.2497 280 -41.45 100 41.26 290 0.0691 0.3096 290 -51.39 110 51.16 296.79 0.0584 0.3652 296.79 -60.63 116.79 59.17 300 0.0534 0.3652 300 -60.63 120 59.17 310 0.0387 0.3652 310 -60.63 130 59.17 320 0.0257 0.3652 320 -60.63 140 59.17 330 0.0149 0.3652 330 -60.63 150 59.17 340 0.0067 0.3652 340 -60.63 160 59.17 350 0.0017 0.3652 350 -60.63 170 59.17 360 0.0000 0.3652 360 -60.63 180 59.17 4.2.2 计算级气缸气体力 （ 1） 级气缸指示图 太原科技大学毕业设计 33 图 4-3 盖侧 图 4-4轴侧 按照计算 I级气缸特殊点的角度的计算方法计算级气缸的特殊点的角度得， 膨胀过程： 盖侧 4）（ =49.89， 2）（ =303.64 轴侧 4）（ =229.89， 2）（ =123.64 （ 2） 级气缸气体力计算 气体力计算公式 盖侧 2 cig APF 2cA 是盖侧活塞的工作面积 轴侧 2 wig APF 2wA是轴侧活塞的工作面积 计算 2cA ，2wA的值 2cA = 4D2 =40.2714.32 =0.0572 2m 2wA=4d4D22 =4 0 .0 714.3-4 0 .2 714.322 =0.0534 2m 计算气缸气体力 太原科技大学毕业设计 34 级气缸在膨胀及吸气过程中气体力计算结果见下表： 表 4-4级气缸在膨胀及吸气过程中气体力 转角 位移 X（ m） )( 0 0 dki PXS SP （ MPa） 盖侧气体力 轴侧气体力 Fg（ KN） Fg（ KN） 0 0.0000 1.217 0 -69.61 180 64.99 10 0.0017 1.098 10 -62.81 190 58.63 20 0.0067 0.8434 20 -48.24 200 45.04 30 0.0149 0.5325 30 -30.46 210 28.44 40 0.0257 0.4268 40 -24.41 220 22.79 49.89 0.0386 0.3117 49.89 -17.83 229.89 16.64 50 0.0387 0.3117 50 -17.83 230 16.64 60 0.0534 0.3117 60 -17.83 240 16.64 70 0.0691 0.3117 70 -17.83 250 16.64 80 0.0853 0.3117 80 -17.83 260 16.64 90 0.1012 0.3117 90 -17.83 270 16.64 100 0.1165 0.3117 100 -17.83 280 16.64 110 0.1307 0.3117 110 -17.83 290 16.64 120 0.1434 0.3117 120 -17.83 300 16.64 130 0.1544 0.3117 130 -17.83 310 16.64 140 0.1636 0.3117 140 -17.83 320 16.64 150 0.1707 0.3117 150 -17.83 330 16.64 160 0.1759 0.3117 160 -17.83 340 16.64 170 0.1790 0.3117 170 -17.83 350 16.64 180 0.1800 0.3117 180 -17.83 360 16.64 级气缸在压缩及排气过程中气体力计算结果见下表： 表 4-5级气缸在压缩及排气过程中气体力 太原科技大学毕业设计 35 转角 位移 X（ m） )( 0 0 ski Pxs ssP （ MPa） 盖侧气体力 轴侧气体力 Fg（ kN） Fg(kN) 180 0.1800 0.3117 180 -17.83 0 16.64 190 0.1790 0.3135 190 -17.93 10 16.74 200 0.1759 0.3197 200 -18.33 20 17.07 210 0.1707 0.3308 210 -19.40 30 17.66 220 0.1636 0.3470 220 -19.89 40 18.53 230 0.1544 0.3703 230 -21.17 50 19.77 240 0.1434 0.4020 240 -23.03 60 21.47 250 0.1307 0.4452 250 -25.48 70 23.77 260 0.1165 0.5044 260 -28.81 80 26.93 270 0.1012 0.5860 270 -33.52 90 31.29 280 0.0853 0.6999 280 -39.69 100 37.37 290 0.0691 0.8643 290 -49.39 110 46.15 300 0.0534 1.1041 300 -63.15 120 58.95 303.64 0.0480 1.217 303.64 -69.61 123.64 64.99 310 0.0387 1.217 310 -69.61 130 64.99 320 0.0257 1.217 320 -69.61 140 64.99 330 0.0149 1.217 330 -69.61 150 64.99 340 0.0067 1.217 340 -69.61 160 64.99 350 0.0017 1.217 350 -69.61 170 64.99 360 0.0000 1.217 360 -69.61 180 64.99 4.3 计算各级往复惯性力 太原科技大学毕业设计 36 往复惯性力分为一届往复惯性力和二阶往复惯性力。往复惯性力由公式 )2c o s( c o s2 rwmIsIs 计算而得。 式中 sm是往复运动部分的总质量 w 是曲柄旋转角速度 已知压缩机上各级部分零部件的质量见下表： 表 4-6压缩机上各级部分零部件的质量 级 质量（ kg） 名称 连杆组 十字头 活塞 活塞杆 I 8.6 21 28 15 8.6 21 28 16 故 I级气缸往复运动部分的质量： 连杆十字头活塞杆活塞 ）（ mmmmm Is 4.03.0 =28+15+21+0.3 8.6 =66.58 kg 级气缸往复运动部分的质量： 连杆十字头活塞杆活塞 ）（ mmmmm 4.03.0s =28+16+21+0.3 8.6 =67.58 kg 又 w =30n=3049014.3 =51.29 r/s 从而根据函数 )2cos(cos 的计算数值，可得 I，级往复惯性力的计算结果，其结果见下表： 太原科技大学毕业设计 37 表 4-7I、级往复惯性力 2coscos I级 级 Is Is 0 1.2500 19.70 20.000 360 10 1.2197 19.23 19.510 350 20 1.1312 17.83 18.100 340 30 0.9910 15.62 15.860 330 40 0.8094 12.76 12.950 320 50 0.5993 9.447 9.589 310 60 0.3749 5.910 5.998 300 70 0.1505 2.372 2.408 290 80 -0.0612 -0.965 -0.979 280 90 -0.2500 -3.954 -4.013 270 100 -0.4085 -6.439 -6.536 260 110 -0.5335 -8.410 -8.536 250 120 -0.6250 -9.852 -10.000 240 130 -0.6862 -10.817 -10.979 230 140 -0.7226 -11.391 -11.562 220 150 -0.7410 -11.681 -11.856 210 160 -0.7481 -11.793 -11.970 200 170 -0.7498 -11.814 -11.997 190 180 -0.7500 -11.823 -12.000 180 太原科技大学毕业设计 38 4.4 计算各级活塞摩擦力 计算各级活塞往复摩擦力 各级往复摩擦力可按公式： snNR mis 2)11(60)7.06.0( 计算得出。 式中 iN是指示功率， m是机械效率，由热力计算可知 m=0.93 n,s分别是活塞转速和活塞行 所以， I，级的往复摩擦力有 ： snNR miIsI 2)11(606.0 = 49018.02 1-93.0166.60606.0 ）（=0.932 kN 49018.02)193.0 1(63.64606.02)11(606.0 snNR mis0.993 kN 计算各级旋转摩擦力 旋转摩擦力可按公式： s n)11(60)4.03.0(d mirNf 计算得出。 所以， 49018.014.3)193.0 1(29.125603.0rf 0.612kN 太原科技大学毕业设计 39 4.5 计算各级总活塞力和切向力 综合活塞力计算公式： IRPPs 切向力的计算公式： cos )sin( PT 根据以上两式及之前计算所得数据计算得出 I，级的切向力。（见下表） 表 4-8I 级切向力表 P （ kN） sR(kN) I (kN) P(kN) cos/)sin( T(kN) 盖侧 轴侧 0 -60.63 17.82 0.932 19.70 -22.178 0.0000 0.000 10 -54.12 18.29 0.932 19.23 -15.668 0.2164 -3.391 20 -40.69 18.66 0.932 17.83 -3.268 0.4226 -1.381 30 -28.35 19.31 0.932 15.62 7.512 0.6091 4.576 40 -19.82 20.27 0.932 12.62 14.002 0.7675 10.747 50 -18.26 21.59 0.932 9.447 13.709 0.8914 12.220 60 -18.26 23.52 0.932 5.910 12.102 0.9768 11.821 70 -18.26 26.07 0.932 2.372 11.114 1.0220 11.359 80 -18.26 29.58 0.932 -0.965 11.287 1.0288 11.612 90 -18.26 34.46 0.932 -3.954 13.178 1.0000 13.178 100 -18.26 41.26 0.932 -6.439 17.493 0.9407 16.456 110 -18.26 51.16 0.932 -8.410 25.422 0.8570 21.787 120 -18.26 59.17 0.932 -9.852 31.99 0.7551 24.156 130 -18.26 59.17 0.932 -10.817 31.025 0.6406 19.875 太原科技大学毕业设计 40 140 -18.26 59.17 0.932 -11.391 30.451 0.5180 15.774 150 -18.26 59.17 0.932 -11.681 30.161 0.3908 11.787 160 -18.26 59.17 0.932 -11.793 30.049 0.2612 7.849 170 -18.26 59.17 0.932 -11.814 30.028 0.1308 3.928 180 -18.26 59.17 0.932 -11.823 30.019 0.0000 0.000 190 -18.37 52.81 0.932 -11.814 23.558 -0.1308 -3.081 200 -18.75 39.71 0.932 -11.793 10.099 -0.2612 -2.638 210 -19.40 27.68 0.932 -11.681 -2.469 -0.3908 0.965 220 -20.36 19.34 0.932 -11.391 -11.479 -0.5180 5.946 230 -21.70 17.82 0.932 -10.817 -13.765 -0.6406 8.818 240 -24.58 17.82 0.932 -9.852 -15.68 -0.7551 11.840 250 -26.19 17.82 0.932 -8.410 -15.848 -0.8570 13.582 260 -29.62 17.82 0.932 -6.439 -17.307 -0.9407 16.281 270 -34.62 17.82 0.932 -3.954 -19.822 -1.0000 19.822 280 -41.45 17.82 0.932 -0.965 -23.663 -1.0288 24.344 290 -51.39 17.82 0.932 2.327 -30.311 -1.0220 30.978 300 -60.63 17.82 0.932 5.910 -35.968 -0.9768 35.134 310 -60.63 17.82 0.932 9.447 -32.431 -0.8914 28.909 320 -60.63 17.82 0.932 12.76 -29.118 -0.7675 22.348 330 -60.63 17.82 0.932 15.62 -26.258 -0.6091 15.994 340 -60.63 17.82 0.932 17.83 -24.048 -0.4226 10.163 350 -60.63 17.82 0.932 19.23 -22.648 -0.2164 4.901 360 -60.63 17.82 0.932 19.70 -22.178 -0.0000 0.000 太原科技大学毕业设计 41 表 4-9级切向力表 P (kN) SR (kN) I (kN) P (kN) cos )sin( T (kN) 盖侧 轴侧 0 -69.61 16.64 0.993 20.00 -31.977 0.0000 0 10 -62.81 16.74 0.993 19.51 -25.567 0.2164 -5.533 20 -48.24 17.07 0.993 18.10 -12.077 0.4226 -5.104 30 -30.46 17.66 0.993 15.86 4.053 0.6091 2.469 40 -24.41 18.53 0.993 12.95 8.063 0.7675 6.188 50 -17.83 19.77 0.993 9.589 12.522 0.8914 11.162 60 -17.83 21.47 0.993 5.998 10.631 0.9768 10.384 70 -17.83 23.77 0.993 2.408 9.341 1.0220 9.547 80 -17.83 26.93 0.993 -0.979 9.114 1.0288 9.376 90 -17.83 31.29 0.993 -4.013 10.44 1.0000 10.440 100 -17.83 37.37 0.993 -6.536 13.997 0.9407 13.167 110 -17.83 46.15 0.993 -8.536 20.777 0.8570 17.806 120 -17.83 58.95 0.993 -10.00 32.113 0.7551 24.249 130 -17.83 64.99 0.993 -10.979 37.174 0.6406 23.814 140 -17.83 64.99 0.993 -11.562 36.591 0.5180 18.954 150 -17.83 64.99 0.993 -11.856 36.297 0.3908 14.185 160 -17.83 64.99 0.993 -11.970 36.183 0.2612 9.451 170 -17.83 64.99 0.993 -11.997 36.156 0.1308 4.729 180 -17.83 64.99 0.993 -12.000 36.153 0.0000 0.000 190 -17.93 58.63 0.993 -11.997 29.696 -0.1308 -3.884 200 -18.33 45.04 0.993 -11.970 15.733 -0.2612 -4.109 210 -19.40 28.44 0.993 -11.856 -1.823 -0.3908 0.712 太原科技大学毕业设计 42 220 -19.89 22.79 0.993 -11.562 -7.669 -0.5180 3.973 230 -21.17 16.64 0.993 -10.979 -14.516 -0.6406 9.299 240 -23.03 16.64 0.993 -10.000 -15.397 -0.7551 11.626 250 -25.48 16.64 0.993 -8.536 -16.383 -0.8570 14.040 260 -28.81 16.64 0.993 -6.536 -17.713 -0.9407 16.663 270 -33.52 16.64 0.993 -4.013 -19.9 -1.0000 19.900 280 -39.69 16.64 0.993 -0.797 -22.854 -1.0288 23.512 290 -49.39 16.64 0.993 2.408 -29.349 -1.0220 29.995 300 -63.15 16.64 0.993 5.998 -39.519 -0.9768 38.602 310 -69.61 16.64 0.993 9.589 -42.388 -0.8914 37.785 320 -69.61 16.64 0.993 12.95 -39.027 -0.7675 29.953 330 -69.61 16.64 0.993 15.86 -36.117 -0.6091 21.999 340 -69.61 16.64 0.993 18.10 -33.877 -0.4226 14.316 350 -69.61 16.64 0.993 19.51 -32.467 -0.2164 7.026 360 -69.61 16.64 0.993 20.00 -31.977 -0.0000 0.000 4.6 计算总切向力并作总切向力曲线图 总切向力计算公式： rI fTTT 总 因为压缩级 I，级的夹角 =0，故两级切向力的相位差是 0， 总切向力计算数值如下： 太原科技大学毕业设计 43 表 4-10 总切向力 I IT T rf 总T 0 0.000 0 0 0.612 0.612 10 -3.391 10 -5.533 0.612 -8.312 20 -1