2832MPa合成氨用氮氢气循环压缩机设计（全套含CAD图纸）
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南京林业大学毕业设计 题目：活塞式压缩机设计 学 院： 专 业： 学 号： 姓 名： 指导老师： 职 称： 二零一二年 五月 前 言压缩机是一种压缩气体提高气体压力或者输送气体的机器。在国民经济中应用非常广泛，在化肥生产工业中，是主要设备之一，特别是氮肥厂更是决定氮肥厂的经济效益和社会效益的关键设备之一，它的利用效率的高低直接决定着工厂的生产效率。县级氮肥厂的压缩机基本是循环压缩机，然而生产能力各不相同,由生产厂家定型生产的产品氮氢循环压缩机在具体氮肥厂家却不能与其他生产设备相匹配,这样势必造成许多压缩机不能在额定参数下运行,能耗增加，效率低下,缺乏市场竞争力，许多厂家长期处在亏损状态。本课题就是对此具体生产情况进行研究，根据厂家工厂里的实际生产排气量和生产压力等条件，对压缩机进行热力分析和动力分析。计算出合理的功率需求，选择合适的电动机，分析连杆曲轴机构的运动规律、受力情况以及对压缩机的动力性能的影响进行压缩机的总体结构设计和零部件的设计将效率低的原压缩机进行改造设计成系统效率高的压缩机，以实现节约能源、降低成本，和提高产品的市场竞争力的目标。 目录前 言目录1摘要3Abstract4第一章 概述51.1国内外概述51.2研究的目的和意义51.3研究内容51.4理论基础51.4.1热力计算51.4.2动力学基础6第二章 热力分析92.1 已知数据92.2 热力计算92.2.1 方案图92.2.2 热力计算92.3电机的选取152.3.1功率的计算152.3.2电机选择16第三章 动力分析173.1重要参数173.2 活塞的往复运动分析173.2.1综合活塞力173.2.2切向力计算303.3压缩机转矩的不均衡与飞轮矩32第4章 气缸部件设计344.1气缸的设计344.1.1气缸主要尺寸的确定344.2气缸其他部件的设计354.2.1气缸套的设计354.2.2 气阀的设计354.2.3 填料的设计394.2.4活塞环设计40第5章 基础部分设计425.1机体的设计425.1.1 机体的主要尺寸的确定425.1.2机体结构设计435.2 曲轴结构的设计455.3连杆设计475.4 十字头的设计48结束语50致 谢51参考文献52附 录54摘要县级氮肥厂的生产能力各不相同,由生产厂家定型生产的氮氢循环压缩机在具体氮肥厂家中却不能与其他生产设备相匹配,造成许多压缩机不能在额定参数下运行,效率低下,能耗增加，市场竞争力低下，许多厂家长期处在亏损状态。根据目前这一状况，由厂家的实际生产条件，对压缩机进行热力分析和动力分析。计算出合理的功率需求，选择合适的电动机，分析连杆曲轴机构的运动规律、受力情况以及对压缩机的动力性能的影响进行压缩机的总体结构设计和零部件的设计将效率低的原压缩机进行改造设计成系统效率高的压缩机。通过改造，来实现节约能源、降低成本，和提高产品的市场竞争力的目的。关键词 热力计算 动力分析Abstract The production capacity at the county level variance each are not identical, the manufacturer to finalize the design of hydrogen production nitrogen cycle in specific compressor variance with other home but could not match the production equipment, caused many compressor cant rated parameters in the operation, the efficiency is low, the increased energy consumption, low power market, many manufacturers in state long-term losses. Now according to the situation, the actual production condition by manufacturers of thermal analysis and the compressor dynamic analysis. Calculate reasonable power needs, choose the right motor, analysis of the crankshaft connecting rod-the motion law of the institution, the force of the dynamic properties of compressor and the influence of the general structure of the compressor design and parts design the low efficiency will be the retrofit design of the compressor into the efficiency of the system of high compressor. Through transforming, to realize the energy saving, reduce the cost and improve the purpose of the market competitiveness of products. keywords thermodynamic calculation dynamical analysis第一章 概述1.1国内外概述活塞式压缩机主要用于制冷和气体分离，合成氨也可以使空气被压缩后作为动力驱动。国内具有代表性的企业有沈阳远大，无锡压缩机，北京京城环保，北京金凯威，山东生建蚌埠安瑞科等。国外比较有名的有美国的TRANE，日本日立公司。随着臭氧层被破坏，随着制冷剂的变化，开发出了R134a，R404A，R407C和等HFCs类制冷压缩机，以及R600a和R290等HCsS压缩机。1.2研究的目的和意义小型氮肥厂的生产能力各不相同,由生产厂家定型生产的产品氮氢循环压缩机在具体氮肥厂家却不能与其他生产设备相匹配,造成许多压缩机不能在额定参数下运行,效率低下,能耗增加，市场竞争力低下，许多厂家长期处在亏损状态。通过改造，来实现节约能源、降低成本，和提高产品的市场竞争力的目的，实现经济效益、社会效益。1.3研究内容设计一种氮氢气循环压缩机，排气量为1.2m3/min，进、排气压力分别为28MPa和32MPa。完成的图纸包括总装配图、气缸部件图、活塞组件、活塞杆、填料密封等部件，理论计算包括热力计算、动力计算、活塞杆强度计算。1.4理论基础1.4.1热力计算（1）理想气体的状态方程 Pv=mRT （11）式中 p理想气体的绝对压力，MpaV理想气体的体积， /kg m气体的质量， kg R气体常数， kJ/kg K (2)工作循环 a 工作原理 活塞从外止点吸气，气缸容积增大，气缸压力降低，这时进气压力高于汽缸压力，推开吸气阀，气体被吸入气缸内，知道外止点为止。吸气阀关闭，停止吸气。接着活塞向另一个方向运动，气缸容积减小气体被压缩，气压大于排气阀的压力，气阀被顶开，气体被排出到排气管道，直到活塞运动到外止点为止。然后重复上述过程。一个工作循环就是活塞在气缸内往复运动一次。（3）排气量 a 实际排气量 在压缩机排气端测得的单位时间气体容积值，换算到名义气体状态下的数值，成为实际排量，用/min表示。理想排气量 不考虑气体在压缩过程中的泄露，温度，压阻，也不考虑汽缸容积余隙的存在。理论计算的排气量称为理想排气量。用表示对于双作用缸则=（）SnZ （12）式中 D气缸直径 ； d活塞直径 ； S活塞行程 m n曲轴转速 m/s Z同级汽缸数目1.4.2动力学基础分析曲柄连杆机构在不同位置时各种作用力大小及其变化规律，从而进一步确定压缩机所需要的飞轮距，平衡重等，为主要零部件的设计计算提供数据。（1）综合活塞力 将作用方向都沿捉气缸中心线的三种力：惯性力、气体力和摩擦力合成称综合活塞力。对三种力进行分析。a 惯性力分析，惯性力分为往复惯性力和旋转惯性力。往复运动惯性力是作直线运动的部件在运动中产生的惯性力，用表示。=j （13）式中 作往复运动部件的总质量，Kg； 作往复运动部件的总重，N g重力加速度 m/ ； j直线运动的加速度， m/；而 （14）式中 包括十字头，活塞杆，活塞组件的总重量，Kg； 连杆小头转化质量。b气体力，就是活两侧气体压力与两侧响应的活塞面积乘积的代数和。气体计算公式为： (15)式中 气体压力作用的活塞有效面积，； 作用在上的某一瞬间的气体绝对压力，MPa。气体力的正负规定为使活塞杆受到拉力时为正，受到压的力为负。活塞的位移。旋转摩擦力 旋转摩擦力包括：曲柄销与连杆大头瓦，十字头销与连杆小头瓦以及主轴与主轴承的摩擦力。旋转摩擦力消耗的功率约占总摩擦力功率的30%40%，旋转摩擦力的计算式为：、 （16）c 摩擦力计算，压缩机存在往复运动的摩擦力和旋转运动的摩擦力。往复摩擦力可看作是活塞环与气缸壁、活塞杆、填料函、十字头滑板与滑道等所有往复运动摩擦力的总和。由于气体压力和运动构件的速度变化，往复摩擦力并非定值，但因其绝对值相差不大，为便与计算可以当定值处理。统计数值表明，一般往复摩擦力所消耗的功率占总的机械摩擦功率的60%70%，即： （17）式中： = 其中指示功率;压缩机机械效率。则：当压缩机正常运转时，其气体力、往复惯性力及往复摩擦力都同时存在，都是沿着气缸中心线方向，这些力的代数和就称为压缩机列的综合活塞力PP=P+I+ 为综合活塞力计算式。第二章 热力分析2.1 已知数据进气压力：28MPa；排气压力：32MPa；排气量：1.2m3/min，进气温度：25 (298k)；活塞行程：0.2m；转速：n=428.5r/min；压缩气体介质：氮氢气。2.2 热力计算2.2.1 方案图根据设计条件并结合有关、结构的设计原则，选定该压缩机的结构为单级双作用无尾杆双列立式压缩机。方案如图21 方案图 212.2.2 热力计算（1）按题给条件计算压缩机压力比 = （21） = =1.143 MPaPd压缩机名义排气压力 MPa；Ps压缩机名义进气压力 MPa。 （2）计算排气温度按式子216，由于是高压应按实际气体计算a 绝热指数K在高压条件下K值与绝热指数K相近，这时可以用绝热指数K代替K。查表21得 K=1.404b 排气温度TT=T （22） =2981.143=302 k（3） 确定排气系数a 容积系数按式子（224 ） =1a(1) （23）a相对余隙容积；m多变膨胀指数。相对余隙容积 a,参照的计算与分析取a=0.12，多变膨胀指数m按照表22选取：（吸气压力3MPa,m=K=1.404）则：=1a(1) =10.12(1.1431)=0.991压缩机在吸气时，由于吸气管道及气阀的阻力损失，缸内的平均吸气压力Ps一般总是低于吸气管道中的名义压力P1，其差值为Ps。若把这时吸入缸内的气体体积量折算到P1下的体积时，其值就要减少。这种因阻力损失而引起气量的损失称为节流效应的体积损失，一般用压力系数表示。高压时压力损失将变小，压力损失一般取0.981。所以 取 =1c 温度系数一般是小型低转数取小值、相对余隙大时取小值、氮氢气压缩时取小值。查温度系数与压力比的关系图2-15，取=0.98d 泄露系数 选取时应考虑下列原则：缸径小时相对密封面大些，取小值。无油润滑时取小值。压力高时容易泄露取小值。分子量小时如氢气等易泄露气体应取小值。根据以上原则取=0.91e 抽气系数本设计无抽气，=1。f 吸水系数由于高压不考虑吸水系数，=1综合以上因素，就可以确定排气系数= （24）=0.99110.980.91=0.884（4） 确定气缸形成容积= （25） = =1.357 m/min（5）确定气缸直径D按照式子（245） D= （26）Z同列气缸数目，本设计为 2；d活塞杆直径 取45 mm。则D= =0.078 =78 mm（6）圆整后的名义压力、实际压力及温度a 确定圆整后的实际行程=（2）SnZ （27）代入数据得 =（2）0.2428.52=1.365 m/minb 修正系数和修正后的名义压力及名义压力比此压缩机为单级压缩则 =1则名义压力以及名义压力比不变。c 实际压力和实际压力比考虑到缸内压力损失，计算缸内压力几实际压力比时据图（218）查取压力损失由于图是按照接近空气密度和速度为3.5m/s时的实验数据得出，在计算时速度和密度都要再修正。实际排气压力 = Pd（1+） 实际吸气压力 = Ps（1+）鉴于本活塞压缩机的速度C C= = =2.857 m/s压缩气体密度接近空气可以按照空气计算。故图中的查出的按=（）=0.667来修正计算结果（2-1）级次修正后的名义压力比MPa相对压力损失1-1-实际压力MPa实际压力比PsPdPsPd128320.010.00670.0240.0160.9931.01627.81332.5121.169（7） 根据实际压力计算时间排气温度TT=T =2981. 111.169=312 k排气温度不超过433k,故本机器不需要进行冷却措施。（8） 计算活塞力见表（2-2）活塞力计算（2-2）内止点活塞力 （MPa）轴侧（+）盖侧（-） 32.5120.003186103.592327.8130.004776132.8355=-29.24 kN外止点活塞力 （MPa）轴侧（+）盖侧（-） 27.8130.00318688.622532.5120.004776155.2735=-66.65 kN活塞面积：= （28） = =0.003186 = （29） = =0.004776 运动机构利用系数 =则=28.8%值越接近1，说明个列机构强度得到充分利用。从表中看出本机构最大活塞力为66.651 kN，约6.66吨，故选定的活塞杆直径是合适的。2.3电机的选取2.3.1功率的计算（1）气缸圆整后的新的容积系数和新的余隙系数计算新的容积系数计算： = （210） = =0.986 新的余隙系数计算： = （211）=0.119（2） 计算压缩机指示功率、轴功率指示功率N的计算=0.0167（） (212)N=0.016727.8130.9861.365()=101.121 kW 压缩机轴功率= =108.733 kW 机械效率，立式有十字头的压缩机一般机械效率取0.900.95，本机器取0.932.3.2电机选择1) 电机功率计算因压缩机转速428.5r/min,故应该考虑变速问题，取传动效率为=0.97，则= =112.095 kW 为安全起见取10%的储备功率则 =（1+10%） =112.0951.1 =123.305 kW （2） 则按此值选择电机电机型号 JS1288功率 155 kW转速 735 r/min电压 380 V第三章 动力分析3.1重要参数活塞杆直径 d=0.045m；活塞行程 s=0.2m；曲柄半径 r=0.1m；连杆长度 L=0.4m (=)；主轴转速 n=428.5r/min (= 1/s)；机械效率 =0.93； 轴功率 =108.733 kw；运动零部件的重量十字头质量 32kg ；连杆质量 25kg；活塞组件质量 15kg；3.2 活塞的往复运动分析3.2.1综合活塞力 将作用方向都沿捉气缸中心线的三种力：惯性力、气体力和摩擦力合成称综合活塞力。对三种力进行分析1) 惯性力分析惯性力分为往复惯性力和旋转惯性力。a 往复惯性力 往复运动惯性力是作直线运动的部件在运动中产生的惯性力，用表示。 =j （31） 式中 作往复运动部件的总质量，Kg； 作往复运动部件的总重，N；g重力加速度 m/；j直线运动的加速度，m/；而 （32）式中 包括十字头、活塞杆和活塞组件的总质量 ，Kg； 图2-1曲柄连杆机构示意图 连杆小头转化质量。根据实 践，连杆的总质量的（30%40%）集中在连杆小头作为参与往复运动的质量，即：=（0.30.4），而连杆的总质量的（70%60%）集中在曲柄销上能作旋转运动。作直线运动的加速度j,必须从曲柄连杆机构运动分析中求得，入图2-1所示。图中A点是活塞向盖行程的极限位置，称为内止点。B点是活塞向轴行程的极限位置，称为外止点。两止点之间的位置AB等于曲柄半径的二倍，即AB=2r称为活塞行程。曲柄转角d是从外止点开始算起。当在任一曲柄转角a及对应的连杆摆角时，活塞位移x为X=AO-CO=AO-(CE+EO)=l+r_(rcosa+lcos) （3-3）式中 l连杆长度，即连杆大、小头中间距离；连杆摆角。因不便确定，故常以易于测定的a来确定。由图2-1可知ED=lsin=rsina即 sin= ，而 cos=上式按二项式展开后，略去高阶，得cos1 （34）式中 =曲柄半径与连杆长度之比，常取，本设计取。将式子（24）代入（23）整理得位移公式 X=r(1-cosa)+(1-cos2a) （35）将位移x对时间进行二次导数，即可得出活塞的加速度j为C=J=r(cosa+cos2a)式中 曲柄旋转角速度 1/s;当知道了和j之后即可求得惯性力：=j=r(cosa+cos2a) =32.3+15+250.3 =54.8 kg 其中 连杆小头的质量=0.325=7.5 kg ；曲柄旋转半径r=0.1 m；旋转角速度=44.85 1/s每5度取(cosa+cos2a)的值，根据表（31）可以求的值，计算结果见表（31）值 表（31）Ms kg r m 惯性力 kN 01.2500 49713.778751.2423 49713.6938101.2197 49713.4447151.1824 49713.0336201.1312 49712.4692251.0670 49711.7615300.9910 49710.9238350.9046 4979.9714400.8094 4978.922450.7071 4977.7943500.5993 4976.6061550.4880 4975.3792600.3749 4974.1325650.2619 4972.8869700.1505 4971.659750.0423 4970.466380-0.0612 497-0.674685-0.1590 497-1.752790-0.2500 497-2.755795-0.3333 497-3.674100-0.4085 497-4.5029105-0.4753 497-5.2392110-0.5335 497-5.8808115-0.5833 497-6.4297120-0.6250 497-6.8894125-0.6590 497-7.2641130-0.6862 497-7.564135-0.7071 497-7.7943140-0.7226 497-7.9652145-0.7336 497-8.0865150-0.7410 497-8.168155-0.7456 497-8.2187160-0.7481 497-8.2463165-0.7494 497-8.2606170-0.7498 497-8.265175-0.7499 497-8.2661180-0.7500 497-8.2672185-0.7499 497-8.2661190-0.7498 497-8.265195-0.7494 497-8.2606200-0.7481 497-8.2463205-0.7456 497-8.2187210-0.7410 497-8.168215-0.7336 497-8.0865220-0.7226 497-7.9652225-0.7071 497-7.7943230-0.6862 497-7.564235-0.6590 497-7.2641240-0.6250 497-6.8894245-0.5833 497-6.4297250-0.5335 497-5.8808255-0.4753 497-5.2392260-0.4085 497-4.5029265-0.3333 497-3.674270-0.2500 497-2.7557275-0.1590 497-1.7527280-0.0612 497-0.67462850.0423 4970.46632900.1505 4971.6592950.2619 4972.88693000.3749 4974.13253050.4880 4975.37923100.5993 4976.60613150.7071 4977.79433200.8094 4978.9223250.9046 4979.97143300.9910 49710.92383351.0670 49711.76153401.1312 49712.46923451.1824 49713.03363501.2197 49713.44473551.2423 49713.69383601.2500 49713.7787b 气体力 就是或两侧气体压力与两侧响应的活塞面积乘积之代数和。气体计算公式为： （36）式中 气体压力作用的活塞有效面积，；作用在上的某一瞬间的气体绝对压力， MPa。气体力的正、负规定为使活塞杆受到拉的力时为正，受到压的力时为负。活塞位移根据公式（31）求活塞的位移 =r(1-cosa)+ 盖侧压缩气体压力根据过程方程应为：= （37）式中 压缩过程中任意某位置时的气体压力；m压缩过程当量多变指数。压缩过程从a=180算起，直到为止，压缩过程完毕。排气过程是等压线，=。膨胀过程 也取为当量多变指数，设为m，则气体压力： （38）盖侧气缸的气体膨胀过程从外止点，（a=0）算起，直到为止。进气过程是的等压线，=。盖侧气体力计算数据见表（3-2）轴侧气体力计算数据见表（3-3）按照同样的方法进行轴侧气体压力计算，只是其相对于曲柄转角a的活塞位移计算式应为：根据上式，当a=时，活塞在内止点；当 a=时，活塞在外止点，所以膨胀过程应从内止点（a=）开始计算，压缩过程则从外止点（a=）开始。盖侧气体力计算数据 （32）活塞位移膨胀过程进气过程压缩过程排气过程气体力MMpaMpaMpaMpa盖侧 KN00032.2646-154.093850.00480.000531.3726-149.833910100.99710.99710.001928.9664-138.3417150.04250.004328-133.7263200.0750.007528-133.7263250.11610.011628-133.7263300.16530.016528-133.7263350.22220.022228-133.7263400.28590.028628-133.7263450.35590.035628-133.7263500.43130.043128-133.7263550.51120.051128-133.7263600.59490.059528-133.7263650.68140.068128-133.7263700.76990.07728-133.7263750.85960.08628-133.7263800.94950.09528-133.7263851.03890.103928-133.7263901.1270.112728-133.7263951.21320.121328-133.72631001.29680.129728-133.72631051.37720.137728-133.72631101.4540.145428-133.72631151.52660.152728-133.72631201.59490.159528-133.72631251.65840.165828-133.72631301.71680.171728-133.72631351.77010.17728-133.72631401.8180.181828-133.72631451.86050.186128-133.72631501.89740.189728-133.72631551.92870.192928-133.72631601.95430.195428-133.72631651.97430.197428-133.72631701.98860.198928-133.72631751.99710.199728-133.726318020.228-133.72631851.99710.199728.051-133.971901.98860.198928.2015-134.68861951.97430.197428.4578-135.91252001.95430.195428.8229-137.65652051.92870.192929.3022-139.94552101.89740.189729.907-142.8342151.86050.186130.6479-146.37282201.8180.181831.5411-150.63852251.77010.17732-152.83012301.71680.171732-152.83012351.65840.165832-152.83012401.59490.159532-152.83012451.52660.152732-152.83012501.4540.145432-152.83012551.37720.137732-152.83012601.29680.129732-152.83012651.21320.121332-152.83012701.1270.112732-152.83012751.03890.103932-152.83012800.94950.09532-152.83012850.85960.08632-152.83012900.76990.07732-152.83012950.68140.068132-152.83013000.59490.0595 32-152.83013050.51120.051132-152.83013100.43130.043132-152.83013150.35590.035632-152.83013200.28590.028632-152.83013250.22220.022232-152.83013300.16530.016532-152.83013350.11610.011632-152.83013400.0750.007532-152.83013450.04250.004332-152.83013500.0190.001932-152.83013550.00480.000532-152.83013600032-152.8301 轴侧气体力计算数据（33）活塞位移膨胀过程进气过程压缩过程排气过程气体力MPaMPaMPaMPaMPa轴侧 kN020.22898.558351.99520.199528.084598.8559101.9810.198128.337299.7452151.95750.195828.764101.2474201.9250.192529.3726103.3898251.88390.188430.1745106.2124301.83470.183531.1849109.769351.77780.177832112.6381401.71410.171432112.6381451.64410.164432112.6381501.56780.156832112.6381551.48880.148932112.6381601.40510.140532112.6381651.31860.131932112.6381701.23010.12332112.6381751.14010.11432112.6381801.05050.105132112.6381850.96110.096132112.6381900.8730.087332112.6381950.78680.078732112.63811000.70320.070332112.63811050.62280.062332112.63811100.5460.054632112.63811150.47340.047332112.63811200.40510.040532112.63811250.34160.034232112.63811300.28320.028332112.63811350.22990.02332112.63811400.1820.018232112.63811450.13950.01432112.63811500.10260.010332112.63811550.07130.007132112.63811600.04570.004632112.63811650.02570.002632112.63811700.01140.001132112.63811750.00290.000332112.63811800032112.63811850.00290.000331.4605110.7391900.01140.001129.9655105.47671950.02570.00262898.55832000.04570.00462898.55832050.07130.00712898.55832100.10260.01032898.55832150.13950.0142898.55832200.1820.01822898.55832250.22990.0232898.55832300.28320.02832898.55832350.34160.03422898.55832400.40510.04052898.55832450.47340.04732898.55832500.5460.05462898.55832550.62280.06232898.55832600.70320.07032898.55832650.78680.07872898.55832700.8730.08732898.55832750.96110.09612898.55832801.05050.10512898.55832851.14010.1142898.55832901.23010.1232898.55832951.31860.13192898.55833001.40510.14052898.55833051.48880.14892898.55833101.56780.15682898.55833151.64410.16442898.55833201.71410.17142898.55833251.77780.17782898.55833301.83470.18352898.55833351.88390.18842898.55833401.9250.19252898.55833451.95750.19582898.55833501.9810.19812898.55833551.99520.19952898.558336020.22898.55833) 摩擦力计算 压缩机存在往复运动的摩擦力和旋转运动的摩擦力。a 往复摩擦力可看作是活塞环与气缸壁、活塞杆、填料函、十字头滑板与滑道等所有往复运动摩擦力的总和。由于气体压力和运动构件的速度变化，往复摩擦力并非定值，但因其绝对值相差不大，为便与计算可以当定值处理。统计数值表明，一般往复摩擦力所消耗的功率占总的机械摩擦功率的60%70%，即 （312）式中 =其中 指示功率；压缩机机械效率。则=1.865 kNb 旋转摩擦力旋转摩擦力包括：曲柄销与连杆大头瓦，十字头销与连杆小头瓦以及主轴与主轴承的摩擦力。旋转摩擦力消耗的功率约占总摩擦力功率的30%40%，旋转摩擦力的计算式为： （313）=0.799 KN当压缩机正常运转时，其气体力、往复惯性力及往复摩擦力都同时存在，都是沿着气缸中心线方向，这些力的代数和就称为压缩机列的综合活塞力PP=P+I+ kN (314)上式都是曲柄转角的函数，所以P随着a的变化而变化。见表（3-4）综合活塞力（34）往复惯性力盖侧气体力轴侧气体力摩擦力综合活塞力KNKNKNKNKN013.7787-154.093898.55831.865-39.8917513.6938-149.833998.85591.865-35.41911013.4447-138.341799.74521.865-23.28681513.0336-133.7263101.24741.865-17.58032012.4692-133.7263103.38981.865-16.00242511.7615-133.7263106.21241.865-13.88743010.9238-133.7263109.7691.865-11.1686359.9714-133.7263112.63811.865-9.2519408.922-133.7263112.63811.865-10.3012457.7943-133.7263112.63811.865-11.4289506.6061-133.7263112.63811.865-12.6172555.3792-133.7263112.63811.865-13.844604.1325-133.7263112.63811.865-15.0907652.8869-133.7263112.63811.865-16.3363701.659-133.7263112.63811.865-17.5643750.4663-133.7263112.63811.865-18.75780-0.6746-133.7263112.63811.865-19.897885-1.7527-133.7263112.63811.865-20.975990-2.7557-133.7263112.63811.865-21.97995-3.674-133.7263112.63811.865-22.8972100-4.5029-133.7263112.63811.865-23.7261105-5.2392-133.7263112.63811.865-24.4625110-5.8808-133.7263112.63811.865-25.104115-6.4297-133.7263112.63811.865-25.6529120-6.8894-133.7263112.63811.865-26.1126125-7.2641-133.7263112.63811.865-26.4874130-7.564-133.7263112.63811.865-26.7872135-7.7943-133.7263112.63811.865-27.0176140-7.9652-133.7263112.63811.865-27.1884145-8.0865-133.7263112.63811.865-27.3097150-8.168-133.7263112.63811.865-27.3913155-8.2187-133.7263112.63811.865-27.442160-8.2463-133.7263112.63811.865-27.4695165-8.2606-133.7263112.63811.865-27.4839170-8.265-133.7263112.63811.865-27.4883175-8.2661-133.7263112.63811.865-27.4894180-8.2672-133.7263112.63811.865-27.4905185-8.2661-133.97110.739-1.865-33.3622190-8.265-134.6886105.4767-1.865-39.3419195-8.2606-135.912598.5583-1.865-47.4798200-8.2463-137.656598.5583-1.865-49.2095205-8.2187-139.945598.5583-1.865-51.4709210-8.168-142.83498.5583-1.865-54.3087215-8.0865-146.372898.5583-1.865-57.7659220-7.9652-150.638598.5583-1.865-61.9104225-7.7943-152.830198.5583-1.865-63.9311230-7.564-152.830198.5583-1.865-63.7007235-7.2641-152.830198.5583-1.865-63.4009240-6.8894-152.830198.5583-1.865-63.0261245-6.4297-152.830198.5583-1.865-62.5665250-5.8808-152.830198.5583-1.865-62.0175255-5.2392-152.830198.5583-1.865-61.376260-4.5029-152.830198.5583-1.865-60.6396265-3.674-152.830198.5583-1.865-59.8107270-2.7557-152.830198.5583-1.865-58.8925275-1.7527-152.830198.5583-1.865-57.8894280-0.6746-152.830198.5583-1.865-56.81142850.4663-152.830198.5583-1.865-55.67052901.659-152.830198.5583-1.865-54.47782952.8869-152.830198.5583-1.865-53.24983004.1325-152.830198.5583-1.865-52.00423055.3792-152.830198.5583-1.865-50.75753106.6061-152.830198.5583-1.865-49.53073157.7943-152.830198.5583-1.865-48.34243208.922-152.830198.5583-1.865-47.21483259.9714-152.830198.5583-1.865-46.165433010.9238-152.830198.5583-1.865-45.21333511.7615-152.830198.5583-1.865-44.375234012.4692-152.830198.5583-1.865-43.667634513.0336-152.830198.5583-1.865-43.103235013.4447-152.830198.5583-1.865-42.69235513.6938-152.830198.5583-1.865-42.442936013.7787-152.830198.5583-1.865-42.358根据以上计算数据画综合活塞力图;图22 综合活塞力曲线图 3.2.2切向力计算1) 受力计算 活塞两面受到气体力，综合活塞力P通过活塞杆作用到十字头小阿，在十字头销分解为两个分力：一个分力传递给连杆，沿连杆中心线方向，称为连杆力；另一分力通过十字头滑板垂直作用在滑道上称为侧向力N，这两种力的计算如下： （315）N= （316）连杆力作用到曲柄销上，由氛围两个力，一个垂直于曲柄销方向的切向力，另一个是沿着曲柄方向的法向力Z。设连杆力和切向力之间的夹角为，则切向力为TT=Ccon= （317） 将cos=带入上式得切向力 （318）根据公式（318）计算切向力数据见表（35） 切向力（35）切向力 kN切向力 kN000.000018000.000050.1088-3.9206185-0.06542.1039100.2164-5.8475190-0.13084.7994150.3214-5.8923195-0.19619.1672200.4226-7.1185200-0.261312.6486250.5189-7.7064205-0.326316.5019300.6091-7.4880210-0.390820.8246350.6922-6.8510215-0.454825.7359400.7675-8.4016220-0.51831.3570450.834-10.0701225-0.580136.7120500.8914-11.8224230-0.640640.3932550.9391-13.6071235-0.699143.8723600.9768-15.3712240-0.755147.1036651.004-17.0498245-0.80850.0321701.022-18.6104250-0.85752.5958751.0303-19.9904255-0.901554.7485801.0228-21.0118260-0.940756.4365851.0185-22.0214265-0.973757.6092901-22.6245270-158.2470950.9737-22.9235275-1.018558.30291000.9407-22.9264280-1.022857.44641050.9015-22.6348285-1.030356.69221100.857-22.0673290-1.02255.01661150.808-21.2492295-1.00452.81471200.7551-20.2051300-0.976850.16721250.6991-18.9686305-0.939147.06021300.6406-17.5734310-0.891443.57621350.5801-16.0474315-0.83439.77921400.518-14.4180320-0.767535.74191450.4548-12.7140325-0.692231.50881500.3908-10.9568330-0.609127.14601550.3263-9.1649335-0.518922.69141600.2613-7.3465340-0.422618.18111650.1961-5.5162345-0.321413.64591700.1308-3.6799350-0.21649.09891750.0654-1.8400355-0.10884.547618000.000036000.0000 2) 根据切向力数据表作切向力图图32 切向力图3.3压缩机转矩的不均衡与飞轮矩1) 平均切向力根据公式 （318）求得+0.799=23.5608+0.799 =24.3598 kN 则从轴上计算的平均切向力= （319）=24.24392) 计算切向力计算精确度： =100%=0.475%3%所作切向力图的年个精度达到要求。3) 飞轮矩的计算按式子（3138） M (320)式中 L= = 3895.781000 =6795.97 Nm传动方式为皮带传动则查表3-5得 =则M = =473 kg即飞轮矩为473 kg。第4章 气缸部件设计4.1气缸的设计4.1.1气缸主要尺寸的确定1) 壁厚的计算:= （41）气缸工作压力 31.512MPa；气缸内直径 98mm；a壁厚附加项，取值6mm;气缸材料的许用拉伸应力，材料为35锻钢，为320MPa,安全系数n取3则：= (42) = =106.7 MPa 则壁厚： = =20.93 mm取21 mm2) 气缸其余部分的厚度：连接法兰的厚度：=（0.750.8）=15.7516.8 mm取16 mm3) 气缸的材料：锻钢35；4) 技术要求：气缸镜面光洁度不低于78，气缸表面硬度HB190241，镜面加工精度：取2级，装配完进行气压试验，试验压力为工作压力的1.5倍，时间5分钟，不允许有泄露。在粗加工和热处理后进行无损探伤试验。4.2气缸其他部件的设计4.2.1气缸套的设计1）气缸套厚度 一般中、小直径取810毫米，本设计取10mm.。2）为了简化气缸套的加工，除定位肩以外，其余部分圆表面不加工成梯形，而只把靠近定位凸肩的一般气缸长度按照过盈配合加工过盈值取0.0015 mm,远的按照间隙配合加工间隙值取0.00025 mm.3）气缸套自由伸长端与凸边之间留2mm的温度间隙，并有挡板或凸肩防止气缸套断裂而落如气缸中。 4）气缸套的材料选择和气缸一样的材料即35#锻钢。5）气缸套的技术要求 气缸套镜面光洁度不低于78，气缸套表面硬度HB190241，镜面加工精度 取2级。4.2.2 气阀的设计1）气阀组成 现在活塞式压缩机使用的气阀，都是随着气缸内气体洋他里的饿变化而自行开、闭的自动阀。自动阀由阀座、运动密封元件（阀片和阀心）、弹簧、升程限制器等零件组成如图4-1。 图411阀座；2阀片；3弹簧；4升程限制器2）气阀的结构形式 采用环状阀。设计如下（41）：计算项目符号单位计算公式及选择标准轴侧排气阀备注计算值选取值压缩机数据压缩机转数活塞行程吸气压力排气压力活塞有效面积活塞平均速度同时作用的气阀nsPsPdFCmZr/min米MPaMPam/s（热力计算）（热力计算）（热力计算）（热力计算）（热力计算）（热力计算）按设计图纸41332.51238162.871气阀主要尺寸的选择选择阀缝隙通道气体的流速Cvm/s表4-615需要的阀缝隙面积=607.46607.46阀片开启高度hMm图4-801.4取2阀座通道宽度bMm13.34.715阀座密封口宽度Mm表4-111.75阀片宽度BMmB=b+B=5+21.75=8.5取7.5升程限制器通道宽度Mm56取5计算项目符号单位计算公式及选择标准轴侧排气阀备注计算值选取值气阀主要尺寸的选择阀座相临通道平均直径差mm=2(B+)=2（7.5+5）=2525阀座通道环数i选取2阀座最内圈通道平均直径mm=759.325=11.68气阀主要尺寸的选择阀座通道各环平均直径 mm=j=2.3=11.8+(2-1) =36.8=11.8+(3-1) =61.8阀座通道面积=b(+.+)=1733.281733.28阀缝隙通道面积=2h(+)=23.142(11.8+36.8+61.8)=1386.621386.62阀缝隙通道气流速度m/s=3.94计算项目符号单位计算公式及选择标准轴 侧 排 气 阀备注计算值选取值气阀主要尺寸的选择阀座通道气流速度m/s=3.16阀座安装尺寸mm=+B+2=61.8+7.5+22.3=79.379.3阀座最大直径mm=+2=79.3+24=87.387.3阀座厚度HmmH=(0.120.2)H=10.4717.4617阀座安装凸缘高度mm=(0.350.5)H=5.958.57连接 螺栓mm表4-5M161.5阀片厚度mm=0.832材料选择阀片材料30CrMnSiA=320底座材料35# =320螺栓材料35#螺母材料弹簧的设计弹簧的结构柱形弹簧一排弹簧顶一环阀片弹簧个数内:5 外:3弹簧材料50CrVA 4.2.3 填料的设计1）密封圈 如图为填料密封圈结构示意图。a 采用塑料聚四氟乙烯为密封圈,填料不注油,靠活塞杆表面渗入的少量油和气体中带进的少量油雾润滑；b平面密封圈盒数查表4-26 取5盒；c定位销尺寸,查表4-28得圆柱销直径 1.610 mm；图42 高压循环压缩机填料塑料密封圈1塑料密封圈；2金属箍套；3镯形弹簧；4圆柱销2) 单向刮油圈图43单向刮油圈3) 填料的加工要求 密封圈的两端面要平行,不平行度在100mm不大于0.02mm, 密封圈和刮油圈的内孔椭圆度和锥度应不大于内径公差之半，密封圈的边缘应倒棱、去毛刺，但刮油圈的刮油齿不得倒棱，密封圈在密封盒里的轴向间隙为0.0.5mm,盒的深度按照级加工。4.2.4活塞环设计1) 活塞环结构和主要元件的尺寸如图：图44高压压缩机气缸密封用活塞结构及主要元件的尺寸2) 活塞环的技术要求 材料为 HT30-54；铸铁的金相组织应是细片状的珠光体，并且有均匀分布的细片状、中等片状、旋涡形及直线形的石墨。允许有哦细小且均匀分布的断续网状磷化物共晶体夹杂物。过冷的共晶体石墨夹杂物及分散的晶粒状铁素体在磨片内，分别不得超过总面积的12%；不允许有游离的渗碳体存在，三元磷共晶应当作为生产过程中的控制成分；环的表面要求铸铁活塞环表面不允许有裂痕、气孔、夹杂物、疏松等铸造缺陷。环的两端面和外圆柱面上不允许有划痕。环的表面光洁度为7；外径按照公差加工，高度按照df公差制造。第5章 基础部分设计5.1机体的设计5.1.1 机体的主要尺寸的确定1) 主轴承座孔尺寸的确定 根据轴承的外径设计其尺寸为 320 mm；2) 滑道尺寸的确定 :主要是根据十字头的尺寸来确定，对于大的压缩机,还应该考虑避免连杆在运动时与滑道相撞.滑道直径按照十字头滑履直径来确定.滑道宽度B比十字头滑履宽度略小、上下滑道为圆弧表面,一般取中心角=7590,滑道长度=十字头滑履长度+行程-(510)毫米；则 取滑道长度=240+200+10=450 mm；3）主轴承螺栓直径的确定：根据统计一般按照主轴承直径 d选取，,用薄壁瓦时取大值,则取 mm；4）相邻列距L：相邻列距由曲轴决定结构决定，一般希望取得小一点好，可使两曲柄销间力矩减小，外形尺寸紧凑。L=（11.4）D，L=278389.2 mm ,取L=335 mm；5）机体的壁厚机身、机座、曲轴箱的壁厚S参照表51选取。材料活 塞 力 kN小于1010 353580大于80铸铁610101515352535机身、机座的壁厚S取20mm；6）中体的壁厚 带有滑道的中体取取 则 mm；7）中体和机身连接处的法兰厚度取，同时符合h1.2，为连接螺栓直径。则 取h=1.5=1.527=40.5 取h=40 mm；5.1.2机体结构设计1) 机体加强筋的设置：主轴承支撑部分：如图51图51轴承板壁筋的布置结构2) 侧壁部分与底层部分：采取下图形式：图52侧壁与底层部分筋的设置3) 连接螺栓的布置：基础螺栓的布置及基础底边的高度：基础螺栓的布置，根据机身受力的情况都布置在轴承中心线上如图53 图5-3 底边基础螺栓与底边高度的尺寸 ( mm)底边高度可取=（25）， 式中为基础螺栓直径；则 =（25） =64150 mm取 =100 mm；基础螺栓的长度可以取L=（1520）则L=（1520） =510680 mm取 L=550 mm其他尺寸见图纸。4) 机体的基本技术要求：a对材料的要求 机体材料通常用灰铸铁铸造，一般选用HT20-40等材料；b 对毛坯件的要求 铸件的质量应符合JB297-62的规定；c 在铸件承受主要作用力的不加工部分，主要是主轴承凹窝部分，主要加强筋部分，与中体及气缸连接的端平面及法兰部分，以及两侧开有窗孔的横截面上，不允许有裂纹等影响强度的缺陷存在。铸件的重要加工面包括住轴承座孔、十字头滑道工作表面，经最后加工后，允许有少数单个、分散、清净的气孔存在，但不得用焊补和其他方法修补，以防工作时脱下；d 焊接件的焊逢质量须符合化工通用机械专业标准TH23-61的规定。机械零件焊接后必须进行煤油渗透试验；e对机械加工的要求 各轴承孔、定位孔、滑道的加工精度，椭圆度和锥形度不大于直径公差范围。轴承孔的精度取2级精度，十字头滑道一般为2级精度。各轴承孔的中心线必须在同一直线上，其不同轴度：100毫米长度不大于0.1毫米。5) 渗透试验机体由于储存机油必须进行渗透试验。5.2 曲轴结构的设计1) 设计原则a 曲轴的轴颈要有适当的尺寸，使配合的轴承能有胜任的负荷能力。b 曲轴要有足够的强度，以承受交变扭转的联合作用。c 曲轴要有足够的刚度。轴颈偏转角不应该超过许用值，以保证轴承轴承可靠地工作。2) 曲轴结构尺寸的确定基于以上几项要求，对于曲拐轴主要尺寸初步确定如下： a 曲柄销直径： (51)式中 P最大活塞力 = =137 mmb 主轴颈直径： 根据式子 （11.1）137=137150.7 mm取150 mm。图55 曲柄的主要尺寸c 轴颈长度：轴颈长度与轴承宽度相适应，在非定位轴颈处，轴颈直圆柱部分的长度要比轴承宽度适当大依稀饿，使轴颈与轴承沿轴线方向有相互窜动的余地，以事业下偏差和曲轴热膨胀的影响。曲柄的厚度：t=(0.70.6)80%D=70 mm；曲柄宽度：h=(1.21.6)D=100 mm。锻造曲柄以取小的曲柄宽度为宜以减少机加工量。3) 曲轴基本技术要求：a压缩机曲轴的材料为45优质碳素钢锻造。b毛坯应进行正火处理，以改善材料组织，提高材料机械性能，消除内应力。c毛坯热处理后，作低倍检查、金相检查、化学成分分析和机械性能试验，粗加工后进行超声波探伤，精加工后进行磁力探伤。锻件不得有裂纹、气孔、夹层、疏松等缺陷。锻件的化学成分应符合GB69965的规定，锻件的机械性能应符合ZB2062的规定。d主轴颈、曲柄销的椭圆度一圆锥度不大于2级精度孔公差之半。各主轴颈中心洗那的不同轴度不大于0.02毫米。5.3连杆设计1) 连杆的定位 连杆的定位为了防止连杆在运动时左右摆动，以及考虑曲轴的热膨胀引起的轴向移动对连杆的影响，连杆必须加以定位，采取小头定位即在小头衬套端面与十字头体的配合端面采用0.200.50毫米的配合间隙；而在大头端面与曲柄销的配合端面。取3毫米间隙。2) 连杆长度L的确定连杆长度L，即连杆大头孔中心距，由曲柄半径R与连杆长度的比值决定。取=，则L=0.4 m=400 mm3) 连杆大头瓦尺寸的确定 为了便于维修把大头瓦尺寸设计成和主轴瓦一样，则根据主轴瓦的尺寸，选取大头瓦直径 D=137 mm，4)连杆小头衬套尺寸的确定连杆小头轴瓦内径按十字头销决定，根据取 d=70 mm 公差为 +0.030 mm小头轴瓦近年广泛采用衬套结构，衬套的厚度S和宽度b选取：S=（0.060.08）=4.85 mm, 取 S=5 mm b=(11.4)d=7098 mm取 b=80 mm 公差为 0.023 mm小头衬套与十字头的间隙=（0.00070.0012）d取 =0.0490.098 mm5)连杆的宽度B取 B=0.9b=0.980=72 mm 图56连杆小头的尺寸6) 技术要求a 对材质要求 连杆的材料为JB298-62规定的QT42-10b热处理采用正火处理c 机械加工要求5.4 十字头的设计十字头是连接作摇摆运动的连杆与往复运动的活塞杆的部件,它具有导向1) 十字头的结构形式十字头的结构形式选择为闭式结构。2) 十字头滑履的直径D、长度L和宽度的B的确定D=240mm 3) 十字头体尺寸的确定a 十字头销孔座壁厚S：S=3.466.8=23.5 取28 mmmb 十字头体壁厚：=（0.80.85）S=22.423.8 mm 取22毫米c截面A-A的面积：=（1.82.0）F=（1.82.0）1590=28623180 mmd截面B-B的面积：=（2.51.67）P=1711.356=17001136 mm4) 十字头销的尺寸：十字头销的尺寸如下图57图57 十字头销的结构与尺寸5) 十字头销的技术要求材料选择GB69965规定的30钢，零件粗加工后进行超声波探伤,精加工后进行磁粉探伤。零件须进行渗碳淬火,渗碳层厚加工后不少于1mm,热处理后表面硬度HRC57-67，1:10锥度部分必须同十字头体保证良好的接触,其接触面不少于70%。零件加工完后倒锐角，10的油孔与5油孔倒圆。结束语经过一个学期紧张而又充实的学习与研究,得到的认识是多方面的,首先是对我国目前氮氢压缩机所处的水平，以及对过程工业的发展和在国民经济中的地位有了较深的认识，其次学到了很多知识,在过程装备与控制领域里又补充了热力学和动力学等基础学科知识，再次是在学习和研究的过程中，加强了自己的团队合作意识，自己不是全能要有勤学好问的精神，也要有独立钻研的能力。最后就是
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