化工机械毕业设计课件

1、四川理工学院毕业设计（论文）第1章 绪论压缩机是用来提高气体压力和输送气体的机械。它的种类很多，用途极广故有“通用机械”的称呼。随着科学技术的发展得压缩机在国民经济建设的许多部门中成为必不对少的关键设备之一。1.1压缩机的应用压缩机的具体应用主要有以下几方面:1.1.1化工及石油化工工艺化工生产中经常需将气体压力提高，以利于化学反应。例如化肥生产中氨的合成要求把氢、氮合成气加压到15Mpa或24MPa以至32Mpa以上；尿素生产中需将二氧化碳加压到15Mpa;石油裂解加压要求把氢气加压到15Mpa或32Mpa;高压聚乙烯的聚合反应要求把乙烯气加压到250Mpa甚至更高，这些场合都使用往复活塞式

2、及离心式压缩祝。1.1.2动力工程用矿山、机械及国防工业常用压缩空气作为风动机械的动力气源，要求空气压力为0.61.5Mpa，气动控制仪表及自动化装置需要压力为0.6Mpa的空气源。海上油田注气用压缩空气压力高达70Mpa。1.1.3制冷工程和气体分离用冰箱、冷库和空调器等制冷装置中却不可缺少压缩机，压缩机在这里的作用是提高气态制冷工质的压力来提高其冷凝温度以便构成制冷循环。现用制冷工质有氨及氟里昂等，普通制冷压缩机的压力一般为0.81.4Mpa。将空气分离成氧和氮的空分装置中有空气压缩机及氨气压结机。按空分流程的不同，所需的压力有0.50.6Mpa、1.52.5Mpa及1522Mpa等多种，

3、所以压缩机密满足工艺上对压力的要求。1.1.4气体输送 为克服气体在流动过程中的阻力损耗需用压缩机或鼓风机给气体补充能量。远程输送煤气的压缩机压力可达3Mpa。气体充瓶需用压缩机，一般氧气瓶压力为15Mpa，二氧化碳瓶为56Mpa。循环压缩机也是为了弥补气体在设备及管路中循环流动导致压力降低而设立的增压机械。1.2压缩机的分类1.2.1容积式压缩机容积式压缩机的工作原理是依靠气缸工作容积周期性的变化来压缩气体，使气体压力提高。按其运动特点的不同，又可分为往复式压缩机和回转式压缩机典型的往复式压缩机是活塞式压缩机，它是依靠气缸内作往复运动的活塞来压缩气体的，气缸上设有进气阀和排气阀，用来控制气体

4、的进入或排出，根据实际需要，往复活塞式压缩机可以做成逐级压缩的形式，即为多级压缩。工业上应用的多级压缩机级数可达67级，级数越多，排气压力越高。回转式压缩机内无往复运动件，它是依靠机内转于回转时产生容积变化而压缩气体的。按照结构型式的不同，可分为滑片式和螺杆式两种。1.2.2速度式压缩机 速度式压缩机分为两种：一种的工作原理是靠机内作高速旋转的叶轮，使吸入的气流能量头提高，并通过扩压元件把气体的动能头转换成所需的压力能量头这种压缩机根据气流方向的不同，又分为离心式和轴流式压缩机。另一种的工作原理是高压的亚音速引射气体通过拉伐尔喷嘴后，以超音速进入压缩机的吸入室，进行绝热膨胀，并产生压力降，使吸

5、入室的压力低于被引射气体的压力，气体被吸入并同引射气体温合成为混合气。在混合段，相互混合的两种气体进行速度等化和升压，在喉部段和扩压段，混合气的速度等化已经完成，并达到所要求的压力。这种压缩机为喷射式，它应用于轻工业等部门低值热源热量回收上1.3活塞式压缩机的特点由于各类压缩机的工作原理不同，它们的工作特点、性能和所适用的范围也不同，其中活塞式压缩机有以下特点。（1）适用压力范围较广，其排气压力从低压到超高压均可，在压力较高的场合下显示出其他类型压缩机不可比拟的优越性。目前工业生产中，其排气压力已经达到350Mpa实验室中可达到1000Mpa的水平。（2）适应性较强 此种压缩机诽气量范围较广，

6、可适应所要求的任意流量，排气压力波动时，排气量比较稳定。在小气量下工作也能保持较高的效率，而且排气压力对排气量的影响较小，气体的密度对压缩机的性能影响也不大，因此，往复活塞式压缩机的通用性非常好。（3）热效率较高 此种压缩帆压缩气体过程属于封闭系统，压缩效率较高，大型缩机绝热效率可达80%以上。（4）由于绝大多数活塞式压缩机用油润滑气缸，所以气体带油污。气体质量要求较高时，气体的净化任务繁重。（5）由于存在往复运动惯性力，转速不能过高。排气量较大的压缩机，外形尺寸和基础都较大。（6）排气不连续，气体压力有波动，容易造成气流脉动和管路振动，损坏管路系统。（7）易损件多，维修量较大。1.4气体压缩

7、机的技术现状及发展趋势常用的气体压缩机有离心式气体压缩机和往复式气体压缩机。多年来，我国压缩机制造业在引进国外技术，消化吸收和自主开发基础上，攻克不少难关，取得重大突破。例如，催化裂化装置用的主风机和富气压缩机、加氢装置用的循环氢压缩机、新氢压缩机，乙烯三大压缩机，化肥四大压缩机组等已大量在石化生产中应用。其中，水平剖分式离心压缩机和轴流式压缩机制造技术已接近或达到国际同类产品先进水平，往复式活塞压缩机达到国际同类产品水平。离心式压缩机的国际发展方向是压缩机容量不断增大、新型气体密封、磁力轴承和无润滑联轴器相继出现；高压和小流量压缩机产品不断涌现；三元流动理论研究进一步深入，不仅应用到叶轮设计

8、，还发展到叶片扩压器静止元件设计中，机组效率得到提高；采用噪音防护技术，改善操作环境等。往复式活塞压缩机发展方向为大容量、高压力、结构紧凑、能耗少、噪声低、效率高、可塑性好、排气净化能力强；普遍采用撬装无基础，全罩低噪音设计，大大节约了安装、基础和调试费用；不断开发变工况条件下运行的新型气阀，使气阀寿命大大提高；在产品设计上，应用压缩机热力学、动力学计算软件和压缩机工作过程模拟软件等，提高计算准确度，通过综合模拟模型预测压缩机在实际工况下的性能参数，以提高新产品开发的成功率，压缩机机电一体化得到强化。采用计算机自动控制，自动显示各项运行参数，实现优化节能运行状态，优化联机运行，运行参数异常显示

9、，报警与保护；产品设计重视工业设计和环境保护，压缩机外型美观更加符合环保要求等。69第2章 总体设计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，及有关使用条件的要求。2、有足够长的使用寿命（应理解为压缩机需要大修时间间隔的长短），足够高的使用可靠性（应理解为压缩机被迫停车的次数）。3、有较高的运转经济性。4、有良好的动力平衡性。5、维护检修方便。6、尽可能采用新结构、新技术、新材料。7、制造工艺良好。8、机器的尺寸小，重量轻。但是，上述原则往往是彼此矛盾的。例如尺寸小、重量轻与运转经济性有矛盾。若从较高的经济性考虑，要求机器取用较多的级数，而级数增多，则机器结构比较

10、复杂，尺寸增大，重量增加。同样，提高机器的转数，虽能减小机器的尺寸和重量，但转数增加，压缩机效率下降，零件易磨损，影响使用寿命。因此，对于压缩机设计者来说，重要的是根据压缩机的用途，掌握其主要要求，在保证主要要求的前提下，尽量满足其他的要求。总体设计的任务是：选择结构方案、主要参数、相应的驱动方式，以及大体确定附属设备的布置。压缩机的技术经济指标是否先进，能不能很好的满足使用要求，很大程度上决定于总体设计阶段的考虑是否周到和适当。如果总体设计不当，就会给压缩机带来“先天不足”的缺陷，要消除它的后患，就比较困难。因此，总体设计是设计压缩机最重要的环节。为了是总体设计能达到既符合多快好省的方针，又

11、符合用户的特定要求，在总体设计时应广泛搜集国内外同类型或相近机器的资料，进行充分的分析比较，提出几个方案，通过热力计算，动力计算，初步确定主要零件的主要尺寸，在分析研究的基础上，选出最符合要求的总体方案。2.1结构方案的选择活塞式压缩机的结构方案由下列因素组成：1 ）机器的型式；2 ）级数和列数；3 ）各级气缸在列中的排列和各列间曲柄错角的排列。2.1.1结构型式的选择 由于本设计的题目是：3m2/min V型空气压缩机设计及振动分析，所以本设计的压缩机的型式是V型空气压缩机。V型压缩机同一曲拐两列的气缸中心线夹角可以做成90°、75°、60°等；90°

12、时平衡性最佳，但为了结构紧凑起见，做成60°的居多，也可以做成双重V型。2.1.2运动机构的结构及选择活塞式压缩机的运动机构有：无十字头与带十字头两张。无十字头运动机构的特点是：结构简单、紧凑，机器高度低，相应的机器重量较轻，一般不需要专门的润滑机构。但是无十字头的压缩机只能做成单作用的，所以，气缸容积的利用不充分（因为活塞与气缸之间，只在活塞的一侧形成工作腔），气体的泄露量也较大，气缸工作表面所受的侧向力也较大，因而活塞易磨损，另外，气缸中的润滑油也难于控制。无十字头的压缩机一般只适于做成立式、V型、W型和扇形的结构，所以本设计压缩机选择无十字头的运动机构。2.1.3级数选择和各级

13、压力比的分配选择压缩机的级数是一个比较复杂的问题，设计时，通常总是从分析工作条件相通或相近的现有机器入手，来确定新机器所需的级数，下表为工业上常用的各种气体压缩机的级数。表2-1 工业上常用的各种气体压缩机的级数工业上常用的各种气体压缩机的级数压缩气体气体范围（m³/min）压力范围（Mpa）用途级数吸气排气空气3以下大气压0.6充气、喷漆、食品、纺织、自控10.80.821.13至100大气压0.8动力20.90.21至3大气压3.1自控、船用、电站3至44.16.188.1石油钻井40.6至115.1船用、水压机配套335.143至20大气压20至22高压空气分离装置4至520至

14、40大气压3至5中压空气分离装置3至440至100大气压2.5至3低压空气分离装置3根据本设计所给的参数：选择2级压缩。级数确定后，再按等压比的规律，求得各级的压力比。 t=zt （2-1） 式中 t压缩机的总压力比。但实际上，由于下列原因，根据等压比求出的各级压力比，往往需要进行必要的调整：1、在大型压缩机中，有时为了提高级气缸的容积系数，以便减小机器尺寸和重量，有意使级的压力比1取得较低，可按下式选取：1=（0.90.95）zt （2-2）2、为了确保各级排气温度比较均匀，级的吸气温度往往比较低，所以有意把级的压力比1提高一些。3、如果压缩机可能要超过规定的排气压力值下工作，或者所用的调节

15、方式（如余隙容积调节和部分行程调节）要引起末级压力比上升而造成末级气缸温度过高，末级压力比z值取得比较低，可按下式选取： 1=（0.90.75）zt （2-3）4、在高压或超高压情况下，为了使各级的功大致相等，以便通过曲柄错角的排列获得较均匀的切向力图，有意使后面级的压力比取得较小。5、为了使压缩机的活塞力比较均匀以便获得较高的机械效率，各气缸相对余隙容积不一致以及气缸尺寸的圆整等原因，也往往要使实际的各级压力比的分配与等压比分配的规律有偏差。6、工艺流程中对操作压力按段有特殊要求，这时压缩机各级压力比需按段求取，各级压力比相等的条件往往不能维持。根据所有条件：吸气压力：0.1MPa（绝），排

16、气压力：0.7MPa.所以，t=0.70.1 =7取 1=zt=0.9×72.5所以 Ps1=0.1MPa Pd1= Ps11=0.25MPaPs2=0.25MPa Pd2=0.7MPa所以， 2=0.72.5×0.1 =2.82.2压缩机转数和行程的确定转数和行程的选取对机器的尺寸，重量，制造难易和成本有重大影响，并且还直接影响机器的效率、寿命和动力特性。如果压缩机与驱动直接连接，则也影响驱动机的经济性和成本。近代设计活塞式压缩机的总趋势是提高转数。转数、行程和活塞平均速度的关系式如下：Cm=ns30 （2-4）式中 Cm活塞平均速度（m/s） n压缩机转数（r/min）

17、 s活塞行程（m）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，因为：1、活塞平均速度的高低，对运动机件中的摩擦和磨损有直接的影响。对气缸内的工作过程也有影响。2、活塞速度过高，气阀在气缸上难以得到足够的安装面积，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。严重地影响压缩机运转的经济性和使用的可靠性。一般来说，对于工艺流程中使用的大、中型压缩机，活塞速度可取45m/s；对于大批量生产动力用固定式空气压缩机，为获得较高的效率，可取34m/s；移动式压缩机为尽量减小机器重量和外形尺寸，所以取45m/s；微型和小型压缩机，为使结构紧凑，而只能采用较

18、小行程，虽有较高转数，但活塞平均速度却较低，只有2m/s左右。个别小型压缩机由于气阀结构改进（如采用直流阀），也有高达6m/s的。在一定的活塞速度下，活塞行程的选取，与下列因素有关：1、排气量的大小。排气量大者行程应取长些，反之则应短些。2、机器的结构形式。考虑到压缩机的使用维护条件，对于立式、V型、W型、扇型等结构，活塞行程不宜取得太长。3、气缸的结构。主要应考虑级缸径与行程要保持一定比例，如果行程太小，则进、排气接管在气缸上的布置将发生困难（特别是径向布置气阀的情况）。在常压进气时，一般当转数低于500r/min时，s/D1 =0.40.7(D1为级气缸直径)；转数高于500r/min时，

19、s/D1 =0.320.45。一般来说，活塞力较大的机器，转数相应地较低，因为活塞力较大则运动不见的尺寸和重量也相应的增加，惯性力增长的程度往往显著地超过活塞力增长的程度，此外，由于各种结构的压缩机的动力平衡性不同，所以转数也会有所区别。近代压缩机的转数n通常在下列范围： 微型和小型： 10003000(r/min) 中型： 5001000(r/min) 大型： 250500(r/min)由于本设计的压缩机属于微型压缩机，查相关资料，可取n=970r/min， Cm=3.56m/s。所以s=30Cmn =110(mm) 第3章 热力计算压缩机的热力计算，是根据气体的压力、容积和温度之间存在一定

20、的关系，结合压缩机的具体特性和使用要求而进行的；其目的是要求得最有利的热力参数和是以的主要结构尺寸。新设计的压缩机必须进行热力计算。对已有的压缩机，由于流程的改变、压缩介质改变、加大排气量等原因，要判断压缩机食肉能适应新的使用条件而进行的核算，称为复算性计算。热力计算主要是根据使用部门提出的参数和要求来进行的。3.1确定气缸直径3.1.1初步确定各级名义压力根据前面的计算，已得出各级名义压力及压力比，其值如下：表3-1 各级名义压力级次一级二级吸入压力/MPa0.10.25排气压力/MPa0.250.7压力比2.52.83.1.2确定各级容积效率确定各级容积系数。取各级相对余隙容积和膨胀指数如

21、下： 1=0.10 2=0.12n1=1.20 n2=1.25由：=1-(1/n-1) （3-1）得: v1=0.885 v2=0.8461. 选取压力系数p1=0.95 p2=0.982. 选取温度系数T1=0.95 T2=0.943. 选取泄露系数l1=0.96 l2=0.944. 确定容积效率由：v=vptl （3-2）得： v1=0.767 v2=0.7323.1.3确定析水系数第一级无水析出，故1=1.0因进入第二级前气体压力为0.25MPa，设冷却后的气体温度为30摄氏度，而各级进口温度下的饱和蒸汽压Psa由文献查得：Psa1=2337pa，Psa2=4245pa。所以Psa11&

22、gt; Psa2，有水析出，第二级的析水系数是：2=Ps1-Psa1Ps2-Psa21 （3-3）=0.99 3.1.4确定各级行程容积 Vs1=qvnv1 =3970×0.767=0.00403m （3-4） Vs2=qvnps1ps2T2T12v2 （3-5）=3970×1055×105×303293×0.990.732 =0.001863.1.5确定各级气缸直径，行程和实际行程容积已知转速n=970r/min，Vm=3.56m/s，前面已经求得s=110m，取活塞杆直径25mm。得：D1=4Vs1s=4×0.004033.14&

23、#215;0.11 =0.216m （3-6）得：Ap1=2D12 （3-7） =0.0732根据汽缸直径，圆整D1=220mm，实际行程容积为Vs1=0.00418m³，活塞有效面积为Ap1'=2D12 =0.0760同理，D2=4Vs2s=4×0.001863.14×0.11 =0.142m得：Ap2=2D22 =0.0317圆整D2=145mm，实际行程容积Vs2=0.00182m³，活塞有效面积为Ap2'等于0.033。考虑到圆整值与计算值之间有差值，这里采用维持压力比不变，调整相对余隙容积的方法，利用下式计算容积系数：v'

24、;=vApAp' （3-8）计算出新的容积系数v1=0.852 v2=0.813再通过下式计算新的相对余隙=（1-v）/（1/n1） （3-9）结果为：1=0.13 2=0.153.2计算活塞力3.2.1计算实际吸排气压力取各级进、排气相对压力损失为：s1=0.05 d1=0.082s2=0.037 d2=0.063气缸内实际进排气通过下式计算： Ps'=PS(1-s) Pd'=Pd(1+d) （3-10）计算后结果列表如下：表3-2 各级进、排气压力和实际压力比3.2.2活塞力的计算首先计算盖侧和轴侧活塞工作面积，由于是单作用，所以只计算盖侧工作面积盖侧： Ac=4D

25、2 （3-11）求得：Ac1=0.0380 Ac2=0.0165再根据一下公式计算计算止点气体力：内止点： Fw= -Ps Ac （3-12）外止点： Fc=Pd Ac （3-13）表3-3 止点气体力列次内止点外止点-3.61KN-10.3KN-3.97KN-12.3KN3.3确定各级排气温度空气在本设计压力下可以看作是理想气体。所以绝热指数k=1.4。空气可以近似的看作是由双原子气体组成的，故：mk=1.4。取：Ts1=293K，Ts2=303K。排气温度由式：Td=Ts(m-1)/m （3-14）得：Td1=380.7K,Td2=406.6K3.4计算轴功率并选配电机各级指示功率按下式计

26、算Nij=160n(1-sj) vjPsjVsjmjmj-1j(1+0j)(m-1)/m-1 （3-15）式中：sj、0j任意j级进气相对压力损失和总的相对压力损失；Psj任意j级进气压力，Pa；Vsj任意j级行程容积，m3；n转速，r/min； Nij任意j级的指示功率，W； j名义压力比；mj压缩过程指数。得：Ni1=160×970×1-0.05×0.853×0.095×106×0.00418×1.41.41×2.847×1+0.1321.4-11.4-1得： Ni1=7.23KW同理可得： Ni2=

27、7.85KW总的指示功为 Ni=j=1j=6Nij （3-16） =7.23+7.85=15.08KW取机械效率m=0.90，所以轴功率为Nz=Nim （3-17） =16.76KW取电机功率余度10%，则电机功率取18.62KW。所以电动机选用异步电动机；功率Ne=18.62kw，转速n=970r/min；功率储备= (Ne-Nz)/Ne×100%=10% （3-18）一般压缩机用电动机功率贮备在5%15%之间即可，所以选用的电动机满足设计要求。第4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型式压缩机惯性力、惯性力矩的平衡情况，并根据平衡情

28、况，初步设计压缩机所需的基础。4.1绘制惯性力图应用图解法绘制惯性力图，为了确定惯性力，可以将曲柄连杆机构的未平衡质量分成两部分：做往复运动部分的质量，包括活塞，十字头部件和连杆部件的小部分质量；做旋转运动部分的质量，包括连杆做旋转部分的质量和曲柄销中心的不平衡质量。本压缩机的行程为110mm，取其往复件的质量为ms1=20kg，ms2=18kg,取连杆长径比=0.25，曲柄销旋转半径r=s2=55mm，连杆长度L=r =220mm,主轴转数为970r/min,曲柄旋转角速度w=n30=101.6rad/s，机械效率m=90%，轴功率为16.5KW.级最大往复惯性力为：Imax=ms1rw2(

29、1+) （4-1）=20×0.055×101.52×(1+0.25) =14.2KN 级最小往复惯性力为：Imin= ms1rw2(1) （4-2） =20×0.055×101.52×(10.25) =8.5KN级最大往复惯性力为：Imax=ms2rw2(1+)=18×0.055×101.52×(1+0.25) =12.8KN级最小往复惯性力为：Imin= ms2rw2(1) =18×0.055×101.52×(10.25) =7.65KN取惯性力比例尺为0.2KN/mm，行

30、程比例尺为1mm/mm,绘制、级惯性力图。其步骤如下： 1、取活塞的行程为横坐标，由活塞的外止点A和内止点B分别作垂线AC和BD，使AC=Imax，BD=Imin。2、在C点和D点之间连一条直线CD，再由CD与AB之交点E向下作一垂线，在垂线上截取EF，使EF=-3msrw2。3、连CF与FD，将CF及FD分成数目相同的等分段，并给分段点按同一顺序标上符号1、2、3、4，将CF和FD上同号点连成直线11，22，33，44，最后作切于以上各直线的包括线CD，即表示不同活塞位置时的往复惯性力值。作出惯性力图如下：图4-1 一级往复惯性力图图4-2 二级往复惯性力图4.2计算各列摩擦力4.2.1往复

31、摩擦力根据公式：Rs=(0.60.7)Nm×602sn （4-3）其中:Nm=Ni1-1 （4-4）所以：Rs=0.65×7.23×(10.9-1)×602×0.11×970 =0.147KN Rs=0.65×7.85×(10.9-1)×602×0.11×970 =0.160KN4.2.2旋转摩擦力根据公式:Rs=(0.40.3)Nm×60sn （4-5）所以：Rr= 0.35×7.23×(10.9-1)×603.14×0.11

32、5;970 =0.050KNRr=0.35×7.85×(10.9-1)×603.14×0.11×970 =0.055KN4.3绘制气缸工作容积的示功图在热力计算中，已经确定了实际吸、排气压力ps、pd，其值的大小如下表：表4-1 各级进、排气压力和实际压力比所以作用在活塞上实际最大气体力Pd和最小气体力Ps可根据如下公式计算：Pd=pdF （4-6） Ps=psF （4-7）式中： ps、pd实际吸、排气压力，Mpa F气体压力作用的活塞面积，。作图法作各级气缸示功图时，为了使作图精确，一般取纵坐标的长度为横坐标长度的1/2左右。一律以活塞行程

33、S为横坐标，以活塞上所受的气体力P为纵坐标，纵坐标力的比例尺取mp=0.2KN/mm,横坐标行程长度比例尺取ms=1mm/mm,根据以上数据，按勃劳厄法作、级设计示功图.具体步骤如下：1、作P，s直角坐标轴。2、按比例尺mp定出最大及最小气体力线PdPd与PsPs。3、在横坐标上按行程长度比例尺ms取so=sh及s1=so+sh，分别向上做垂线，与PdPd与PsPs相交得D、A。A、D即为压缩过程线和膨胀过程线的起始点其中：sh以ms为比例尺的活塞行程，cm So以ms为比例尺的气缸余隙容积折合长度，cm 相对余隙容积。4、自原点O引二射线OG与OH，OG与横坐标的夹角为，OH与纵坐标的夹角为

34、。与值按下式确定(tan+1)m=tan+1 （4-8）式中：m表示所作过程曲线的多变指数。表4-2 不同m时tan与tan值5、作压缩过程线，自点A引垂线交横坐标于点a，自点a向左下方作一与横坐标成45°角的直线交OG于点b，再自点A向左作水平线交OH于点C。自点C向右上方作一与纵坐标成45°角的线交纵坐标于点d。分别自b和d作垂直线和水平线的交点1，点一即为压缩过程线上的一个点，再从点1开始，一次类推，可得其余各点。将这些点连成光滑的曲线，即为压缩过程线。6. 自D点开始作膨胀过程线，其步骤与压缩过程线作法相似。作出的示功图如下：图4-3 一级示功图图4-4 二级示功图

35、4.4绘制各列综合活塞力图活塞力图是活塞在往返行程中活塞力随行程变化规律的曲线，所以横坐标的长度为行程的两倍，即2s。为了绘图方便起见，纵坐标上力的比例尺和横坐标上行程长度比例尺和惯性力图，设计示功图的比例尺相同。图的左边行程表示活塞向曲轴方向运动的行程（称轴行程），右边表示活塞向离开曲柄方向运动的行程（称离轴行程或盖行程）。其步骤如下：1、在设计示功图和活塞力图的横坐标上按十等分画出垂线。2、将设计示功图曲线在等分线上所对应的纵坐标值，精确的移置到活塞力图的相应位置的垂线上。3、设计示功图展开后即为气体力曲线，按其正负值，分别标绘在横坐标的上方和下方。4、将惯性力曲线和往复摩擦力曲线，考虑其

36、正负值后也标在活塞力图上。5、在每一垂线上，将各力叠加起来连成光滑的曲线，即得到该列的综合活塞力图。绘制的综合活塞力图如下图4-5 一级综合活塞力图图4-6 二级综合活塞力图4.5绘制切向力图如下图所示，传到曲柄销上的连杆力Pt其值随而变化，为了便于计算，可分解成切向力T和法向力Z，可以证明，切向力T对曲轴旋转中心所形成的力矩Tr就是连杆力Pt对曲轴旋转中心所形成的力矩Pth，即Pth=Tr=Mk'。由于曲柄销旋转半径r是定值，因此只要研究曲柄旋转一周中切向力T的变化规律，就可以反映出曲柄一转中阻力矩Mk'的变化规律，进而也就可以分析出压缩机驱动力矩之间的平衡性。 图4-7 切

37、向力和法向力图由图可知，切向力T为： T=Ptsin+=Psin(+)cos,KN （4-9）式中sin(+)cos值可以由下表查得。表4-3 sin(+)/cos值前面我们已经规定使连杆受拉伸的力为正。现在规定切向力T所形成的转矩Tr与曲轴旋转方向相反时的阻力矩为正。这样，同一方向的活塞力在不同的转角时，将产生不同的切向力方向。详见下表：表4-4 一级气缸活塞力及切向力计算表曲柄转角°惯性力I往复摩擦力Rs气体力（KN）综合活塞力Psin(+)/cos切向力T014.165593750.147-0.1027914.20980375001013.822219760.147-0.093

38、125313.876094460.21643.0027868412012.819295720.147-0.0720859812.894209740.42265.4490930353011.230482730.147-0.0516107311.325871990.60916.898588631409.1725052650.147-0.036387759.2831175130.76757.124792692506.7915522680.147-0.02614456.9124077660.89146.161720282604.2485448780.147-0.03614.3594448780.976

39、84.258305756701.7055374880.147-0.03611.8164374881.0221.85639911280-0.693547470.147-0.0361-0.582647471.0288-0.59942771790-2.833118750.147-0.0361-2.722218751-2.72221875100-4.629316040.147-0.0361-4.5184160380.9407-4.250473966110-6.045875410.147-0.0361-5.9349754130.857-5.086273929120-7.082796880.147-0.0

40、361-6.9718968750.7551-5.26447933130-7.776344350.147-0.0361-7.6654443450.6406-4.910483647140-8.188846440.147-0.0361-8.0779464350.518-4.184376253150-8.397363980.147-0.0361-8.2864639750.3908-3.238350121160-8.477824550.147-0.0361-8.3669245480.2613-2.186277384170-8.49708976-0.147-0.0361-8.6801897550.1308

41、-18.49935625-0.147-0.0361-8.6824562500190-8.49708976-0.147-0.03635649-8.680446243-0.13081.135402369200-8.47782455-0.147-0.00371474-8.628539284-0.26132.254637315210-8.39736398-0.147-0.00385262-8.548216594-0.39083.340643045220-8.18884644-0.147-0.00406027-8.339906708-0.5184.320071675230-7.

42、77634435-0.147-0.00454092-7.927885268-0.64065.078603303240-7.08279688-0.147-0.00476004-7.234556912-0.75515.462813924250-6.04587541-0.147-0.00531672-6.198192134-0.8575.311850658260-4.62931604-0.147-0.00608321-4.782399251-0.94074.498802975270-2.83311875-0.147-0.00715076-2.987269506-12.987269506280-0.6

43、9354747-0.147-0.00866185-0.849209323-1.02880.8736665512901.705537488-0.147-0.010847911.547689581-1.022-1.5817387523004.248544878-0.147-0.014079194.087465691-0.9768-3.9926364873106.791552268-0.147-0.102796.541762268-0.8914-5.8313268853209.172505265-0.147-0.102798.922715265-0.7675-6.84818396633011.230

44、48273-0.147-0.1027910.98069273-0.6091-6.68833993934012.81929572-0.147-0.1027912.56950572-0.4226-5.31187311735012.80229701-0.147-0.1027912.55250701-0.2164-2.71636251636014.16559375-0.147-0.1027913.9158037500根据以上求取的切向力值，按一定的比例尺标绘在T坐标图上，连成光滑的曲线即为切向力曲线。切向力图纵坐标的比例尺应根据最大切向力和最小切向力值来确定合适的比例尺mT(KN/cm)=2KN/cm

45、,而横坐标是曲柄转角转360°时，所相当的展开距离（即周长s）。换算成长度比例尺为:ml=slcm/cm其中s为行程cm，l为切向力图上横坐标实际长度cm。图4-8 一级切向力图二级缸综合活塞力和切向力值如下表：·表4-5 二级气缸综合活塞力及切向力计算表曲柄转角°惯性力往复摩擦力Rs气体力KN综合活塞力Psin(+)/cos切向力T012.749030.16-0.1227812.78625788001012.440.16-0.1112312.488765190.21642.7025692011.537370.16-0.086111.611263760.42264

46、.906923010.107430.16-0.0616510.205788520.60916.216346408.2552550.16-0.043468.3717917480.76756.42535506.1123970.16-0.031236.2411689990.89145.563378603.823690.16-0.039733.943958390.97683.852459701.5349840.16-0.039731.6552517391.0221.69166780-0.624190.16-0.03973-0.503924721.0288-0.5184490-2.549810.16-0

47、.03973-2.429538881-2.42954100-4.166380.16-0.03973-4.046116430.9407-3.80618110-5.441290.16-0.03973-5.321019870.857-4.56011120-6.374520.16-0.03973-6.254249190.7551-4.72258130-6.998710.16-0.03973-6.878441910.6406-4.40633140-7.369960.16-0.03973-7.249693790.518-3.75534150-7.557630.16-0.03973-7.437359580.3908-2.90652160-7.630040.16-0.03973-7.509774090.2613-1.9623170-7.647380.16-0.03973-7.527112780.1308-0.98455180-7.64942-0.16-0.03973-7.8491526300190-7.64738-0.16-0.04001-7.84739507-0.13081.026439200-7.63004-0.16-0.04088-7.83092683-0.26132.046221210-7