毕业设计（论文）-活塞式压缩机设计.doc

本 科 毕 业 设 计 第 33 页 共 34 页1 引言活塞式压缩机设计是专业课程设计的主要方向之一。活塞式压缩机的主要特点有：压力范围广，效率高，适应性强。然主要缺点有：外形尺寸和重量较大，需要较大的基础，气流有脉动性和易损零件较多。综合考虑我们的设计题目主要以排气量小于1m3/min的微型或小型角度式空气压缩机为主。用于提供压缩空气的角度式空气压缩机包括V型、W型、S型等结构型式，主要分为单级和两级压缩两大类；润滑方式分：有油润滑、无油润滑；冷却方式主要为风冷；气阀型式主要为舌簧阀。单级和多级压缩各有优点，有油和无油各有特点，风冷是小型空气压缩机常见的冷却方式，与水冷相比也各有优点。目前，小型空气压缩机气阀常用舌簧阀，主要是余隙小，气缸利用率高。空气压缩机的设计原则：（1）满足用户提出的关于排气量、排气压力以及有关使用条件的要求；（2）有足够的使用寿命及使用可靠性；（3）运转的经济性；（4）动力平衡性良好；（5）维护及检修方便；（6）尽可能使用新结构、新技术及新材料；（7）制造工艺性良好；（8）机器轻巧。以上原则往往彼此之间相矛盾，应根据压缩机的用途，在保证主要要求下，尽量满足其他要求1。活塞式压缩机的发展趋势是：（1） 高压、高速、大容量。在某些化工部门，提高压力可以提高合成效率，因而压缩机的压力在逐渐提高。高转数、短行程的结构应用降低了机器占地面积和金属消耗量。（2） 提高效率以及延长使用期限。（3） 按产品系列化、通用化、标准化进行生产，以便于产量、质量的提高，且适用于产品变型。目前市场上通用的排气压力系列有0.4MPa、0.7 MPa、1.0 MPa、1.25 MPa、2.5MPa五档，而两级的以1.0 MPa、1.25 MPa两档为主。2 总体结构方案设计 总体方案设计是整个设计的关键，方案的选择一定要有充分的选择依据。在理解的基础上，准确表达设计方案的目的。明了该种结构方案的热力学目的和特点，动力学目的和特点，结构优化设计的目的以及其它需要完善和实现的目标。21 设计参数压缩介质：空气空气相对湿度：以石家庄地区为准吸气压力：大气压排气压力：0.7MPa排气量：0.9m3/min活塞行程：S=65mm一级进气温度：（1045）22 设计要求 选取适宜的级数、冷却方式等，确保排气量0.9m3/min。压缩机主机设计转速范围（8001500）r/min。压缩机的结构紧凑，便于移动。23 总体结构示意图 图2-1 W型单级压缩示意图 24 方案设计 由题目可知压缩机型式为W型型式，特点是连杆与活塞直接连接，无十字头和活塞杆，结构紧凑。级数选择为一级，单机压缩结构简单，结构上主要考虑惯性力平衡问题。采用单作用气缸。压缩机转速为1000r/min，相对微小型压缩机，气阀型式一般选择舌簧阀。考虑到成本和结构简单等问题，冷却方式选择风冷，驱动方式选择电机驱动。 各列气缸布置按照总体结构示意图。3 热力学计算压缩机的热力计算，是根据气体压力、容积和温度之间存在的热力学关系，结合压缩机的具体特性和使用要求而进行的，其目的是确定压缩机的结构型式、合理的热力参数（各级的吸排气温度、压力、功耗等）和合理的结构参数（活塞行程、曲轴转速和气缸直径等），为动力学计算和零部件结构设计提供依据。31 初步确定名义压力和温度3.1.1 初步确定压力压缩机的排气压力为0.8MPa，压力比为8。考虑到压缩机的结构、重量以及运输方便，单级压缩既可以满足压力比，又有结构简单，重量轻和便于携带等优势。因而压缩机采用单级压缩，进气压力为0.1MPa，排气压力为0.8MPa，压力比为8。3.1.2 初步确定排气温度对于微小型压缩机，各级气体的等熵指数近似取标准状态下的k=1.4。排气温度按下式计算 （3-1）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。 对于微小型空气压缩机：n=(0.90.98)k将吸气温度ts=20即Ts=293K，=8，n=0.95k，k=1.4带入（3-1）式，结果得Td=491K，则td=218。32 计算排气系数3.2.1 计算容积系数 （3-2） 按下表计算各级膨胀过程指数m。表3-1 不同压力下的m值1进气压力105MPa任意k值时k=1.40时1.5m=1+0.5（k-1）1.21.54m=1+0.5（k-1）1.25410m=1+0.5（k-1）1.31030m=1+0.5（k-1）1.3530m=k1.4相对于微小型压缩机，一般采用舌簧阀，=0.030.04。将=0.03，=8，m=1.2带入式（3-2）中，得到v=0.86。3.2.2 确定压力系数一般多级压缩级数越高，压力系数越大。压力系数的取值范围：0.950.98。综合各种参数按经验取值，p=0.96。3.2.3 确定温度系数选取温度系数的原则：（1）压力比大时，温度系数应小一些；（2）温度系数随冷却效果增加而增大，水冷比风冷的温度系数大；（3）转速高时，温度系数应取大值；（4）气阀阻力小时，温度系数应取大值；（5）大中型压缩机比小型压缩机温度系数要大。压力系数的取值范围：0.940.98。综合各种参数按经验取值，T=0.95。3.2.4 确定泄漏系数选取泄漏系数的原则：（1）气缸直径越大，泄漏系数越大；（2）无油润滑时，泄漏系数取小些，有油润滑时，泄漏系数取大些；（3）转速大时，泄漏系数取大值；（4）压力高，级数多时，泄漏系数取小些。泄漏系数的取值范围：0.900.98。综合各种参数按经验取值，l=0.95。3.2.5 定排气系数 （3-3）将上述的各种参数带入式（3-3）中，解得d=0.745。33 确定气缸行程容积和气缸直径3.3.1 气缸行程容积的确定压缩机级行程容积的计算公式： （3-4）式中：压缩机的排气量，m3/min； d压缩机的排气系数。 将代入式（3-4）中，解得=1.21m3/min。3.3.2 确定气缸直径确定气缸的行程容积后，对于单作用气缸，气缸直径的计算公式： （3-5）式中：级的气缸行程容积，m3/min； s活塞行程，m； n压缩机转速，r/min； z同级气缸数。将=1.21m3/min，s=0.065m，n=1000r/min，z=3代入式（3-5）中，解得D=0.089m。34 修正名义压力和温度 在气缸直径计算出后，依据国家标准进行圆整。气缸圆整后，压力和温度会发生变化，需要进行修正。圆整后的气缸直径D=90mm。3.4.1 确定圆整后的实际行程容积相对于单作用气缸： （3-6）将D=0.09m代入式（3-6）中，解得=1.24m3/min。3.4.2 计算圆整后的名义吸、排气压力 相对于单级压缩来说，压力修正系数=1，则吸气压力p1=0.1MPa，p2=0.8MPa。3.4.3 圆整后的实际吸、排气压力实际吸、排气压力按下式计算 （3-7） （3-8）式中：s，d分别为吸气和排气相对压力损失，可查图得到。由图中得到s=4.7%，d=6.3%。修正相对压力损失公式如下： （3-9）式中：Cm活塞的平均速度，m/s； 、所用气体的密度，kg/m3。将s=4.7%，d=6.3%代入式（3-9）中，解得s=1.79%，d=2.39%。即将修正的相对压力损失代入式（3-7）与（3-8）中，得到实际吸气压力ps=0.098MPa，实际排气压力pd=0.819MPa。35 计算活塞力单级单作用气缸最大活塞力（气体力）发生在外止点处。规定：使连杆受拉为正，使连杆受压为负。活塞力（气体力）的计算公式如下：轴侧： （3-10）盖侧： （3-11）式中：ps，pd分别为同列气缸的实际吸气和排气压力，Pa； Fz，Fg分别为同列气缸内的轴侧和盖侧活塞工作面积，m2。 轴侧工作面积计算公式： （3-12） 盖侧工作面积计算公式： （3-13）将ps=0.098MPa，pd=0.819MPa，Fz=5.410-3m2，Fg=6.3610-3m2代入式（3-10）（3-11）中，解得Pz=3799N，Pg=4679N。36 计算轴功率，选择电动机3.6.1 计算指示功率对于理想气体，指示功率将按下式计算： （3-14）式中：p1、p2分别为名义吸排气压力，MPa。 将已知数据代入式（3-14）中，解得N=5.08kW。3.6.2 轴功率指示功率是压缩机活塞作用于气体的功率，属于内功率。驱动机传给压缩机主轴的功率称为轴功率，它除了提供内部功率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m表示，因而轴功率计算公式： （3-15）对于小型不带十字头压缩机来说，m=0.850.92。将N=5.08kW，m=0.87代入式（3-15）中，解得Nz=5.84kW。3.6.3 电机输入功率 微小型压缩机选择皮带传动时，还需要考虑到传动损失，则驱动机的功率公式： （3-16）式中：c为传动效率，一般皮带传动c=0.960.99。将Nz=5.84kW，c=0.98代入式（3-16）中，解得Nc=5.96kW。一般驱动功率还应留有（5%15%）的功率储备，因而驱动机的功率公式： （3-16）将Nc=5.96kW，按留有功率储备10%代入式（3-16）中，解得Nc=6.56kW。 参照机械设计手册2，应选择电机型号为Y132S2-2。电机额定功率：7.5kW。电机转速：2900r/min。37 压缩机的比功率 压缩机的比功率是指单位排气量所消耗的轴功率。它是衡量空气压缩机先进性的重要指标。比功率的计算公式： （3-17）将Nz=5.84kW代入式（3-17）中，解得Nr=6.49。4 结构设计41 活塞环设计4.1.1 活塞环的结构形式及材料选择活塞环的切口形式有直切口、斜切口和搭接口三种，为了工艺简便，采用直切口。如图4-1所示。活塞环的材料通常采用铸铁或专用钢3。对于小直径活塞环，可选用合金铸铁制造。因此，参考工厂经验，活塞环的材料可选择VTi合金铸铁。图4-1 活塞环4.1.2 活塞环数的确定活塞环的环数可按以下式计算： （4-1）式中：z活塞环的环数； 活塞两边最大压差，MPa。将p1=0.1MPa，p2=0.8MPa代入式（4-1）中，解得z=2.6。取z=2。4.1.3 主要尺寸的确定（1）径向厚度 （4-2）式中：t活塞环径向厚度，mm；D气缸直径，mm。图4-2 活塞环结构示意图将D=90mm代入式（4-2）中，解得t=（2.54.1）mm，取t=3.6mm。（2）轴向高度 （4-3）式中：h活塞环的轴向高度，mm。其中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较大的级中的活塞环。轴向高度对密封性的影响不大，为减小摩擦面，不宜取得太大。但轴向高度增加，活塞环的弹力也增加，易于克服其端面和活塞环槽面的摩擦，故密封压差较大时，增加高度是有益的。将t=3.6mm代入式（4-3）中，解得h=（1.44.9）mm，取h=3mm。（3） 活塞环开口热间隙 公式如下： （4-4）式中：活塞环材料的线性膨胀系数（1/）。铸铁=1.110-5/；D活塞环外径，mm；t1检验尺寸时活塞环本身的温度，通常取室温20；t2活塞环工作时的温度，通常取排气温度，。将所得数据代入式（4-4）中，解得=0.6mm，选择=0.20.4mm。（4） 自由状态下，活塞环开口宽度 公式如下： （4-5）式中：pk活塞环的比压，即在环本身的弹力作用下，使环紧贴气缸壁时，对缸壁的单位面积的压力，MPa；设计压力可在下列范围内选取：D150，pk=（0.0380.1）MPa；150D50，pk=（0.10.14）MPa； E弹性模量，MPa。将所得数据代入式（4-5）中，解得A=12.3mm，选择A=1113mm。42 刮油环设计刮油环的材料通常选择VTi合金铸铁。刮油环的轴向厚度比活塞环略大些，其上铣有径向回油孔，刮油环的轴向厚度h3=4.5mm。43 活塞销计算4.3.1 活塞销的结构形式及材料选择活塞销如图4-3所示，外形是一个等截面圆柱体，中间一般为与外圆同轴线的空心圆柱体4。活塞销连接活塞和连杆，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。材料多以20Cr为主。4.3.2 活塞销主要结构尺寸的确定 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4-4所示。图4-3 活塞销（1）活塞销的直径 （4-6）式中：d活塞销直径，mm；Pmax最大活塞力，N；l0连杆小轴衬套宽度，mm；如图4-4所示； k2活塞销许用比压，活塞力始终在一个方向时，k2(1215)106 Pa；活塞力的方向有变化时，k2(1525)106 Pa。图4-4 活塞销结构简图及主要尺寸l因为本设计中活塞力始终在一个方向，但变化较大，取k2=150105 Pa，则d=14.5mm。参照市场实际尺寸，取d=20 mm；（2）活塞销的中心孔径 活塞销中心孔径一般取d0=(0.60.7)d=(0.60.7)20=1214 mm。本设计取d0=12 mm。（3）连杆部件与活塞销座的间隙连杆部件与活塞销座之间应留出一定间隙，使活塞销受力均匀，取间隙为=0.5 mm。（4）活塞销总长l=2+ 2l+l0 （4-7）式中：l活塞销与一侧活塞销孔的配合长度孔，按图4-10所示。 将已知尺寸代入式（4-7）中，解得活塞销总长l=80mm。44 活塞设计4.4.1 活塞的结构形式及材料选择活塞式压缩机的活塞基本结构型式有：筒形、盘形、级差式、组合式、柱塞等。对于微小型无十字头压缩机，气缸直径在150mm以下时，多数采用筒形活塞，如图4-5和图4-6所示。目前，国内外用做活塞的材料，除铝合金外，还有铸铁、钢、陶瓷及复合材料等。其中，铝合金应用的最多，铸铁次之，其它则较少5。图4-5 筒形活塞图4-6 活塞结构简图及主要尺寸4.4.2 活塞的主要结构尺寸的确定（1）不计密封环和刮油环高度时的活塞高度 （4-8）式中：Nmax最大侧向力，N，Nmax=Pmax，=； Pmax最大活塞力，N； D活塞直径，mm；k1筒形活塞支撑表面的许用比压，MPa，k1(0.150.30) MPa，高转速压缩机为降低运动质量计取较大值；低转速压缩机为减小摩擦取较小值。根据热力学设计数据，不计密封环和刮油环高度时各级的活塞高度H=57.9mm。（2）活塞的总高度 （4-9）式中：n，m活塞环数和刮油环数； h，h3活塞环轴向高度和刮油环轴向高度，mm。因而活塞高度：H57.9+23+14.5=68.4mm。活塞总高度H与活塞直径D一般关系为：H=(0.651.50)D （4-10）取H=70mm。（3）活塞顶面至第一道活塞环的距离c=(1.23.0)h （4-11）将h=3mm代入式（4-11）中，解得c=（3.69）mm，取c=5mm。（4）活塞环之间的距离c1=(0.81.5)h （4-12）将h=3mm代入式（4-12）中，解得c1=（2.44.5）mm，取c1=3mm。（5）裙座到底边的高度L=0.7H （4-13）将H=70mm代入式（4-13）中，解得L=48mm。（6）活塞销中心线到底边的距离h1=0.6L （4-14）将L=48mm代入式（4-14）中，解得h1=29mm，取h1=32mm。（7）活塞销座处的表面压力按下式确定 （4-15）式中：q表面压力，MPa；Pmax最大活塞力，N； d如图4-10所示，为活塞销外径，mm； l活塞销在一侧销座中的支撑长度，mm，如图4-10所示。表面压力的许用值：活塞销在销座中为紧固支撑，铸铝活塞q（135140） MPa。活塞销直径d=20 mm，取l=27.5 mm，则q=4.74MPa，在允许范围之内，符合要求。图4-10 活塞销座结构简图及主要尺寸45 曲轴设计4.5.1 曲轴的结构形式及选材曲轴是压缩机最主要运动件之一，其合理性、加工优劣和尺寸参数的精确对压缩机工作性能有巨大影响6。压缩机曲轴有两种基本型式，即曲柄轴和曲拐轴7。采用曲拐轴的压缩机，可以实现角式、立式等先进结构型式，使压缩机的结构紧凑，重量轻，而且在气缸列数设置方面几乎不受限制，便于满足要求。因而用曲拐轴的居多8。然而设计中选择曲柄轴。Z jiang9使用C+编程对曲轴设计的进行了进一步的开发。压缩机上用得较多，制造经验较成熟的，是中碳钢锻造曲轴。但近年来由于铸造技术的发展，多采用球墨铸铁铸造曲轴，这样不仅可以节省原材料，还可以大量减少加工工时，并且有条件把曲轴的形状设计得更合理。本设计选择曲轴的材料为45钢。4.5.2 曲柄销直径 （4-16）式中：P最大活塞力合力，N。 将最大活塞力P=4679N代入式（4-16）中，解得D=（31.4738.31）mm。参考工厂图纸，选择曲柄销直径D=38mm。4.5.3 主轴颈直径 主轴颈直径公式： （4-17）式中：D曲柄销直径，mm。 将D=38mm代入式（4-17）中，解得D1=（3842）mm，参考工厂图纸取D1=40mm。为了便于安装，选择远离曲柄的轴颈直径D2=35mm。4.5.4 轴颈长度轴颈长度要与轴承宽度相适应。参考工厂图纸，取主轴颈长度为18mm，另一轴颈长度为21mm。4.5.5 曲柄厚度 （4-18）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S较大时，例如S/D0.3，曲柄厚度t可酌情减小（1020）%。那么，将D=38mm代入式（4-18）中，解得t=（22.826.6）mm，参考工厂图纸，可取t=25 mm。4.5.6 曲柄宽度 （4-19） 将D=38mm代入式（4-19）中，解得h=（45.660.8）mm，参考工厂图纸，取h=45mm。4.5.7 曲柄半径根据所选取的活塞行程65 mm的一半来确定曲柄半径，则曲柄半径r=32.5mm。图4-12 曲轴主要尺寸46 连杆设计 连杆是连接压缩机活塞与曲轴的一个重要组件，是主要运动受力部件之一，在工作时受到由活塞和连杆本身运动产生的惯性力、连杆螺栓的预紧力和气体力的作用，机械负荷重，工作条件恶劣。因此，在连杆设计中，要保证连杆具有足够的结构刚度和疲劳强度，并最大限度地减缓应力集中10。4.6.1 连杆的结构形式及选材连杆包括杆体、大头、小头三部分。杆体截面有圆形、环形、矩形、工字形等。通常选择工字形截面，这样的杆体在同样强度时，具有最小的运动质量，但其毛坯必须用模锻或铸造，适用于高速及大批量生产的压缩机。在连杆的大头小头处分别设置大小轴瓦，以方便装配调整，降低连杆的磨损。传统上，多数连杆带有衬套（易损件），维修时只需更换大小头衬套，以降低维修费用。选择与曲轴相同材料设计连杆，主要结构参数如图4-13所示。图4-13 连杆部件结构简图及主要尺寸l4.6.2 连杆长度的确定连杆长度l，即连杆大小头孔中心距，由曲柄半径r与连杆长度l的比值决定。越大，越容易使连杆在运动时与滑道壁相碰；值越小，压缩机外形变大。所以值必须取得适当。对不同类型的压缩机，值取：立式或角度式压缩机：。 曲柄半径r=32.5mm，则l=（130146）mm，取l=140mm。4.6.3 连杆大头瓦尺寸的确定目前大多数压缩机考虑到制造、维修的便利，选择轴瓦的材料为ChSnSb11-6，取大头瓦内径为曲柄销直径近似，取D=39 mm，参考工厂图纸，厚度S=2.5 mm，宽度b=18 mm。4.6.4 连杆小头衬套尺寸的确定小头轴瓦近年广泛采用衬套结构，衬套的厚度S及宽度b(即l0)取： （4-20） （4-21）式中：d十字头销或活塞销直径，mm。小头衬套材料多采用ZQSn10-1。取小头衬套内径d为活塞销直径20 mm，则S=0.0820=1.6 mm，取S=2 mm；b=1.020=20 mm，取b=18 mm，即l0=18 mm。4.6.5 连杆的宽度在工艺上考虑连杆大小头宽度取相等。对于连杆宽度取B=0.9b mm，式中b为轴瓦的宽度，mm；对于大头定位时，为大头瓦宽度；对于小头定位时，则为小头衬套宽度。大头宽度B1=0.918=16.2 mm，可取与大头轴瓦宽度相同的尺寸，则取B1=18 mm；小头宽度B2=0.918=16.2 mm，可取与小头衬套宽度相同的尺寸，则取B2=18 mm。4.6.6 连杆大小头的孔径大头孔径取大头瓦外径为44 mm，小头孔径取小头衬套外径为24 mm。4.6.7 连杆杆体结构尺寸的确定（1）杆体中间截面的尺寸 （4-22）式中：dm杆体中间截面面积的当量直径，mm； P列的最大活塞力，N。当P2104 N，杆体为工字形截面，式（4-22）中系数取21.422.0；由于是非圆形截面的杆体，从式（4-22）求得dm后，必须再计算成当量面积： （4-23）图4-14 工字形截面尺寸以当量面积Fm为杆体的中间截面面积，再求得工字形的尺寸。工字形截面的尺寸，如图4-14所示： （4-24）Bm=(0.650.75)H （4-25）杆体的中间截面，即为H与H的平均值处截面。因而dm=（11.2916.76）mm，取dm=15mm。Fm=177mm2。可解的Hm=21.02mm，取Hm=20mm。Bm=13mm，参照工厂图纸取Bm=5mm。（2）杆体截面变化尺寸 杆体截面沿长度通常是直线变化的，并根据受力情况愈接近大头的截面尺寸愈大。工字形的截面宽度Bm是不变的，其高度变化一般取：在l=(1.11.2)d1处：H=0.8Hm （4-26）在l=(1.11.2)D1处：H=1.2 Hm （4-27）则l=1.124=24.4mm时，取l=20mm；H=0.820=16mm，取H=20mm。则l=1.144=48.4mm时，取l=40mm；H=1.220=24mm，取H=24mm。5 动力学计算动力学计算的主要任务是设计气缸的排列方式，选择电机转向和计算飞轮矩。在零部件设计中，尽可能的把各列的往复运动质量设计成相等。对W型压缩机，各列往复运动质量相等（即ms=ms=ms），气缸中心线夹角为60（即=60）时，阶往复惯性力的变化规律是一个圆，可以用平衡重完全平衡掉。51 列的往复惯性力计算5.1.1 活塞组件（包括活塞、活塞环、活塞销等）质量活塞组件作直线往复运动，可按直线运动系统上任何质点的运动状态都一样的原则，简单地把活塞组件的质量当作集中在活塞销上，其总质量以mp表示。根据设计选用的活塞无活塞杆和十字头，所以活塞组件的质量mp包括活塞的质量、活塞环的质量、刮油环的质量和活塞销的质量。表5-1 活塞组件的质量 单位kg活塞环（HT）0.022活塞（ZL）0.4刮油环（HT）0.018活塞销（20Cr）0.125连杆（组件）0.42连杆长度l=140mm，夹角为60。作往复运动的总质量为：mp=0.4+0.022+0.018+0.125=0.586kg。5.1.2 计算连杆质量连杆在一平面内作往复摆动。把连杆质量分解成两部分：一部分（小头部分）随活塞组件作往复运动；一部分（大头部分）随曲柄销作回转运动。连杆质心位置无实测数据，工程上根据统计数据可取（30%40%）作往复运动，（60%70%）作回转运动，即：连杆往复运动质量：ml=（0.30.4）ml （5-1）连杆回转运动质量：ml=（0.60.7）ml （5-2）根据连杆的结构、设计尺寸和选材的密度，得到连杆质量为0.42kg，选取连杆往复运动质量为连杆质量的0.4倍，连杆回转运动质量为连杆质量的0.6倍来取值，既可以解得连杆往复运动质量ml=（0.30.4）ml=0.40.42=0.168kg，连杆回转运动质量ml=（0.60.7）ml=0.60.42=0.252kg。 5.1.3 列的往复运动总质量列的往复运动总质量公式：ms=mp+ml （5-3）则列的往复运动总质量为：ms=mp+ml=0.586+0.168=0.754kg。 5.1.4 计算列的往复惯性力压缩机中各运动零部件不等速运动或作旋转运动时，会产生惯性力，包括往复惯性力和旋转惯性力。从牛顿第二定律知惯性力等于质量与加速度的乘积，且惯性力的方向恒与加速度方向相反，所以由往复运动质量所产生的往复惯性力为： （5-4）式中：曲柄的选择角速度，其值为n/30，rad/s； 曲柄转角，； 曲柄半径与连杆长度之比。曲柄半径r=0.0325m，曲柄旋转角速度=n/30=104.7rad/s，=1/4.3，代入式（5-4）计算出曲柄转角从（0360）一转的变化值，得：I=0.7540.0325104.72(cos+0.25cos2)=286.6(cos+0.25cos2)（N）将计算结果列于表5-2中。表5-2 列的往复惯性力力单位：N（）cos+cos2I（）（）cos+cos2I（）01.2500358.25360100-0.4086-117.10260101.2197349.57350110-0.5335-152.90250201.1312324.20340120-0.6250-179.13240300.9910284.02330130-0.6862-196.66230400.8095232.00320140-0.7226-207.10220500.5994171.79310150-0.7410-212.37210600.3750107.48300160-0.7482-214.43200700.150543.13290170-0.7499-214.9219080-0.0613-17.57280180-0.7500-214.9518090-0.2500-71.6527052 摩擦力计算 压缩机中存在着往复运动摩擦力和旋转运动摩擦力。5.2.1 往复摩擦力往复摩擦力可看做活塞环与气缸壁等所有往复运动摩擦力的合力。严格来说，因为气缸内气体压力的变化及运动构件的变化，往复摩擦力并非一定值，然而因绝对值较小，为便于计算，可近似作为定值处理。统计数据表明，一般往复摩擦力所消耗的功率占总的机械摩擦功率Nm的（6070）%，即： （5-5）式中：Nm总摩擦功率，kW。往复摩擦力Rs的方向始终与活塞的运动方向相反，因此，按照使连杆受拉为正的规定，在整个向轴向行程中（=0180），Rs始终为正值，而在向盖侧行程中（=180360），Rs始终为负值。根据热力学计算可知，压缩机的机械效率m=0.87，指示功率N=5084.27W，压缩机行程为s=0.065m，n=1000r/min，代入式（5-5）中，解得Rs=0.228kN。5.2.2 旋转摩擦力 旋转摩擦力包括：曲柄销与连杆大头瓦，活塞销与连杆小头瓦以及主轴和主轴承的摩擦力。旋转摩擦力消耗的功率约占总摩擦功率的（3040）%，计算公式为： （5-6）旋转摩擦力是旋转运动产生的被折算成作用于曲柄销上阻止曲轴旋转的摩擦力。要在绘制切向力图时，将其考虑进去。旋转摩擦力方向规定：与压缩机转向相反的为正值，相同的为负值。根据热力学计算可知，压缩机的机械效率m=0.87，指示功率N=5084.27W，压缩机行程为s=0.065m，n=1000r/min，代入式（5-6）中，解得Rr=0.078kN。53 气体力计算 气体力是气体作用在活塞上的力，又称活塞力。它是活塞端两侧各相应气体压力和活塞作用面积乘积的差值。 （5-4）式中：p瞬时气体压力，105Pa； F活塞作用面积，m2。规定：使连杆受拉为正，使连杆受压为负。一般盖侧气体力为负，轴侧气体力为正。为了将气体力和惯性力、摩擦力的瞬时值相加求其代数和，所以必须将气体力做成P-的形式。气体力的计算和气体力曲线的做法有图解法和解析法两种，主要使用一种比较简明的解析法。图5-1 压缩机循环指示图上图5-1为简化后的实际压缩循环图，又称设计示功图。它的横坐标是以活塞位移x表示的。（图中S0=S称当量行程。此时的为相对余隙容积）。活塞的位移x（从外止点开始）为： （5-5）已知曲柄半径r=0.0325m，活塞的位移压缩过程1-2中的气体压力根据过程方程应为： （5-6）式中：s活塞行程，mm； s0当量行程，s0=s，mm； p压缩过程中任意位置时的气体压力；MPa； k压缩过程指数，压缩过程指数，按空气绝热指数计算，k=1.4。盖侧气缸的气体压缩过程从内止点(=180)算起，一直算到ppd为止。排气过程2-3：排气过程压力不变，是等于pd的等压线，p=pd。膨胀过程3-4，则气体压力为： （5-7）式中：s0当量行程，s0=s，mm； p膨胀过程中任意位置时的气体压力，MPa； k膨胀过程指数，按空气绝热指数计算，k=1.4。盖侧气缸的气体膨胀过程从外止点(=0)算起，一直算到pps为止。进气过程4-1：吸气过程压力不变，是等于ps的等压线，p=ps。计算时，以曲柄转角为自变量，从=0开始，每隔10求出相应的x，将x代入式（5-6）、（5-7）中，分别求出压缩过程及膨胀过程的一系列压力p值。气体力P=pF随即求得，计算过程及结果用表格形式列出，见表5-3。以上为盖侧气体力的计算。轴侧气缸的p-图，相对于曲柄转角的活塞位移公式为： （5-8）显然，从式（5-8）可看出，当=0时，活塞在内止点；=180时，活塞在外止点，所以膨胀过程应从内止点（=180）开始计算，压缩过程则从外止点（=0）开始。轴侧气缸气体力的计算：活塞的轴侧与大气相通，所以轴侧气体力为一常数，即：P1=p0F1=0.11060.0054=0.54kN。54 列的综合活塞力将上述列的往复摩擦力、往复惯性力和气体力按实际正负进行叠加，求得列的综合活塞力，并列表。当压缩机正常运转时，其气体力、往复惯性力及往复摩擦力同时存在，且都沿气缸中心线方向，这些力的代数和称为压缩机列的综合活塞力。综合活塞力图是气体力曲线、往复惯性力曲线、往复摩擦力曲线，按转角展开叠加而成的作用力曲线。 （5-9）上式的各种力都是曲柄转角的函数，因而综合活塞力，也随曲柄转角而变化。进行叠加的各力的单位一致，力的正负值按照使连杆受拉为正、受压为负处理，各种力的叠加为在相同转角下的瞬时力的代数和11。55 列的切向力计算连杆力作用于曲柄销上的力可分解为：切向力、法向力，并且规定与曲轴旋转方向相反的切向力为正值。由压缩机的受力分析知，列的切向力可按公式计算： （5-10）列的切向力还应加上列的旋转摩擦力Rr。 列的综合活塞力和切向力计算结果见表5-4。 表5-3 盖侧气体力计算压力单位：105Pa曲柄转角（）活塞位移x（mm）膨胀过程p进气过程p=ps压缩过程p排气过程p=pd盖侧气体力（kN）008-5.09100.625.62-3.57202.442.77-1.76305.371.39-0.88409.291-0.645014.021-0.646019.331-0.647025.021-0.648030.861-0.649036.631-0.6410042.631-0.6411047.251-0.6412051.831-0.6413055.801-0.6414059.091-0.6415061.671-0.6416063.251-0.6417064.631-0.6418065.001-0.6419064.631.01-0.6420063.251.03-0.6621061.671.07-0.6822059.091.14-0.7223055.801.23-0.7824051.831.36-0.8625047.251.54-0.9826042.631.79-1.1427036.632.16-1.3728030.862.70-1.7229025.023.55-2.2630019.334.93-3.14曲柄转角（）活塞位移x（mm）膨胀过程p进气过程p=ps压缩过程p排气过程p=pd盖侧气体力（kN）31014.027.34-4.673209.298-5.093305.378-5.093402.448-5.093500.628-5.0936008-5.09表5-4 列的综合活塞力和切向力力单位：kN轴向转角（）惯性力I往复摩擦力Rs气体力轴侧（+） 盖侧（-）综合活塞力切向力T00.3580.2280.54-5.09-4.5040.0000100.3490.2280.54-3.57-2.9930.216-0.65200.3240.2280.54-1.76-1.2080.423-0.51300.2840.2280.54-0.88-0.3680.609-0.22400.2320.2280.54-0.64-0.180.768-0.14500.1720.2280.54-0.64-0.240.891-0.21600.1070.2280.54-0.64-0.3050.977-0.30700.0430.2280.54-0.64-0.3691.022-0.3880-0.0180.2280.54-0.64-0.431.029-0.4490-0.0720.2280.54-