往复活塞式压缩机设计

1、全套设计1引言空气压缩机是指压缩介质为空气的压缩机，主要作用是为生活、生产提供源源不断 地、具有一定压力的压缩空气。作为一种工业装备，压缩机广泛应用于石油、化工、天 然气管线、冶炼、制冷和矿山通风等诸多重要部门；作为燃气涡轮发动机的基本组成元 件，在航空、水、陆交通运输和发电等领域随处可见；作为增压器，已成为当代燃机不 可缺少的组成部件。在诸如大型化肥、大型乙烯等工艺装置中，它所需投资可观，耗能 比重大，其性能的高低直接影响装置经济效益，安全运行与整个装置的可靠性紧密相关， 因而成为备受关注的心脏设备。压缩机按工作原理可分为容积式和动力式两大类；按压缩级数分类，可分为单级压 缩机、两级压缩机和

2、多级压缩机；按功率大小分类，可分为微小型压缩机、中型压缩机 和大型压缩机。按压缩机的结构形式可分为立式、卧式和角度式。而且角度式又可分为 L型、V型、W型、扇形和星型等。不同形式的压缩机具有其鲜明的特点，根据其工作原 理的不同决定了其不同的适用围2。空气压缩机的选择主要依据气动系统的工作压力和流量。起源的工作压力应比气动系统中的最高工作压力高20流右，因为要考虑供气管道的沿程损失和局部损失。如果 系统中某些地方的工作压力要求较低，可以采用减压阀来供气。空气压缩机的额定排气 压力分别为低压(0.7MPa1.0MPa、中压(1.0MPa10MpR 高压(10MPa100Mpa和 超高压(100MP

3、s上),可根据实际需求来选择。常见使用压力一般为 0.71.25MPa网空气压缩机应用围极为广泛，且由资料显示国需求量呈上升趋势，是中小型工业用 压缩机一个庞大的族群。中、小型微型工业用往复活塞式压缩机有着相同的传动部件基 础上变换压缩级数和气缸直径，迅速派生出多品种变形产品的便利条件。不仅其容积流 量、排气压力变化多端，通过适当调整部分零部件材质还可以压缩多种气体，大为扩展 服务领域4 o活塞式压缩机与其他类型的压缩机相比，特点是(1)压力围最广。活塞式压缩机从低压到超高压都适用，目前工业上使用的最高 工作压力达350MPa实验室中使用的压力则更高。(2)效率高。由于工作原理不同，活塞式压缩

4、机比离心式压缩机的效率高很多。 而回转式压缩机由于高速气流阻力损失和气体泄漏等原，效率亦较低。(3)适应性强。活塞式压缩机的排气量可在较广泛的围进行选择；特则是在较小 排气量的情况下，要做成速度型，往往很困难，甚至是不可能的。止匕外，气体的重度对 压缩机性能的影响也不如速度型那样显著，所以同一规格的压缩机，将其用于不同介质 时，较易改造57 0根据机械部JB1407-85微型往复活塞式空气压缩机基本参数规定，额定排气压力分为 0.25MP& 0.4MP3 0.7MPa 1.0MP3 1.25MPa和 1.4MPa几个档次，并规定了相 应的单级、双级压缩所对应的公称容积流量（公称排气量）。但目前

5、1.0MPa 1.25MPa和1.4MPa的压缩机产品相对较少，无法满足用户对不同压力空气气源的需要。因此， 本课题设计一种排气压力为1.2MPa,排气量为0.6m3/min的微型压缩机，旨在我国现有 的小型压缩机产品品种的基础上，开发相关的压缩系列产品，以填补两级空气压缩机产 品的空白，符合压缩机制造行业拓展新产品的开发意向。本课题的设计任务是在常温下对空气进行压缩，进气压力为大气压，压缩后排气压 力为1.2MPa,排气量不低于0.6m3/min。为满足设计及技术要求，综合考虑，本设计采 用W型二级压缩，油润滑，冷却方式为风冷式。设计容包括总体结构设计、热力学计算、主要零部件结构设计、动力学

6、计算和飞轮 设计五个方面。其中总体机构设计方面主要包括结构方案选择、气缸排列形式、运动机 构的结构选择、级数选择、压缩机转数、行程的确定和驱动选择；主要零部件结构设计 主要包括活塞组件的设计、曲轴结构、连杆部件的设计和气缸设计；动力学计算主要是 计算各级平均切向力，然后根据不同方案级数的布置，进行叠加计算总平均切向力，选 择最优方案，确定飞轮距；飞轮设计主要是通过根据机器允许的旋转不均匀度、飞轮距 的大小和冷却所需风量，参照工厂图纸进行尺寸结构设计 812 o2总体结构方案设计设计往复活塞式压缩机时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

7、的使用寿命，足够高的使用可靠性；（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）制造工艺性良好；（8）机器的尺寸小、重量轻。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。选择压缩机的结构方案，应根据压缩机的用途、运转条件、排气量和排气压力、制 造厂生产的可能性、驱动方式以及占地面积等条件，从选择机器的型式和级数入手，制 订出合适的方案。总体设计的任务：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装 备的布置。气缸排列的型式压缩机气缸

8、有多种排列型式，按气缸轴线布置的相互关系分为：卧式、立式、 L型、 V型、W型、星型和对称平衡型。卧式、对称平衡型压缩机动力平衡性能较好， 运转较平稳，宜用于大、中型压缩机； 立式压缩机现仅用于中、小型和微型，使机器高度均处于人体高度便于操作的围，且中 型压缩机主要用于无油润滑结构；L型、V型、W型、星型等角度式压缩机则适用于中、 小型和微型。L型、V型、W型、星型等角度式压缩机共同的优点是（1）各列的一阶惯性力的合力可用装在曲轴上的平衡重达到大部分或完全平衡。因此，机器可取较高的转数。（2）气缸彼此错开一定角度，有利于气阀的安全与布置。因而使气阀的流通面积 有可能增加。中间冷却器和级间管道可

9、以直接装在机器上，结构紧凑。（3）角度式压缩机可以将若干列的连杆连接在同一曲拐上，曲轴的拐数可减少， 机器的轴向长度可缩短，因此主轴颈能采用滚动轴承。本设计属于微型中压压缩机常规设计，综合考虑其设计参数（压缩介质、排气量及排气压力）及市场现状，采用W型结构。运动机构的结构活塞式压缩机的运动机构有：无十字头与带十字头两种。无十字头运动机构的特点是：结构简单、紧凑，机器高度较低，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作成单作用的，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 ），气体的泄漏量 也较大，气缸工作表面所受的侧向力也较大，因而活

10、塞易磨损，另外，气缸中的润滑油 量也难于控制。无十字头的压缩机一般只适于作成立式、V型、W型和扇形的结构。当压缩机的功率大于（120150） kWM,无十字头的压缩机的重量要超过有十字头的压缩 机，而且结构也较复杂。因此，无十字头压缩机只在小功率围采用。在小型移动装置中 用的压缩机，要求轻便紧凑以便于搬动，多选用无十字头的运动机构。带十字头运动机构的特点是：由于带有十字头，气缸工作表面不承受连杆传来的侧 压力，所以，气缸与活塞间的摩擦和磨损较小，充分利用了气缸容积，润滑油易于控制； 可以设置填料密封，所以，气体地 泄漏量较小，特别是对于易燃、易爆、有毒的气体， 只能采用此种结构。当然，带十字头

11、的压缩机增多了十字头、活塞杆及填料等部件，使 机器的结构复杂，高度和重量也相应增加。一般固定式的压缩机功率都较大，特别是工 艺流程中用的压缩机，要求机器长期连续运转，所以多用带十字头的压缩机。我国固定 式动力用空压机，排气量在（10100） m3/min、功率在（60630） kW之间的都是带十 字头结构。化工、石油等部门工艺流程中使用的压缩机都带有十字头。本设计为功率较小的 W型空气压缩机设计，考虑到以上因素，故采用无十字头的运 动机构。级数选择及各级压力比的分配工业用的气体，有时需要较高的压力，此时需采取多级压缩。多级压缩有下列优点： （1）降低排气温度；（2）节省功率消耗；（3）提高气缸

12、容积系数；（4）降低作用在活 塞上的最大活塞力。在选择压缩机的级数时，一般一般应遵循下列原则：使压缩机消耗的功最小、排气 温度应在使用条件许可的围、机器重量轻、造价低。要使机器具有较高的热效率，则级 数越多越好（各级压力比越小越好）。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，造价便大大上升。因此，必须根据压缩机的容量和工作特点， 恰当地选择所需的级数和各级压力比。本设计为W-0.6/12型压缩机，根据市场常用压缩机型式，选择级数为二级。列数选择在活塞式压缩机中，一个连杆所对应的气缸活塞组即为一列。压缩机按列数的多少 分成单列和多列两类。压缩机列数的选择，主要决定于排气

13、量、排气压力、机器的型式和级数。立式结构 可以制成单列和多列压缩机；卧式结构可以制成单列和双列压缩机；对称平衡型结构只 能制成多列压缩机，而且列数必须是偶数；对置型结构只能制成多列压缩机。W型结构只能制成多列压缩机，即单重 W型和双重W型，其他型式类似。各级气缸的排列应根据下述原则进行：（1）要求各列往返止点的活塞力相等。这时, 曲柄连杆机构利用充分，重量较轻，惯性力较小，机械效率较高。由于往返行程的功也大致相等，因而飞轮较轻。(2)通过布置气缸排列，达到使气体的泄漏和外泄漏尽可能 小的目的。本设计采用W型结构，如前所述，只能制成多列压缩机，采用单重 W理结构。5压缩机转速和行程的确定转速和行

14、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、寿命和动力性能。如果压缩机与驱动机直接连接，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速。转速、行程和活塞平均速度的关系式如下CmnS30(2-1)式中：Cm活塞平均速度，m/s；n 压缩机转数，r/min ；S 一活塞行程，ni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

15、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。移动式压缩机为尽量减少机器重量和外形尺寸，所以取活塞速度为(45) m/s,而本设计就属于此类。由于微型和小型压缩机，为使结构紧凑，而只能采用较小行程， 所有较高转数，但活塞平均速度却较低，只有 2m/s左右。本设计采用2m/so在一定的活塞速度下，活塞行程的选取，与下列因素有关：排气量的大小；机器的 结构型式；气缸的结构。现代活塞式压缩机的行程与活塞力之间，按统计与分析，有下列关系：S a/P(2-2)式中：P活塞力，t;A一系数，其值在0.0650.095之间，较小值相应于短行程的机器，较大值相 应于长行程的

16、机器。现代活塞式压缩机使用的气阀，都是随着气缸气体压力的变化而自行开、闭的自动 阀。气阀是活塞式压缩机的关键部件之一，气阀的优劣直接影响压缩机的性能。自 70 年代以来，国外微型空气压缩机开始普遍采用舌簧阀，以代替盘状阀或环状阀。在 70 年代末期开始，我国对这项技术进行了研究和推广。舌簧阀具有排气系数高、比功率低、 寿命长、噪声小、制造工艺简单等优点。但舌簧阀相对盘状阀或环状阀寿命低，选择转速时要综合考虑。选择压缩机转速时应注意到惯性力的影响，惯性力的大小与转速成平方关系；通常应遵循惯性力不超过活塞力的原则（因为运动部件的强度是按活塞力来计算的）。另外转数过高对阀片、活塞环、填料的使用寿命也

17、会产生不利影响。一般说来，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部件的尺 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。止匕外， 由于各种机构的压缩机的动力平衡性不同，所以转数也会有所区别。另外，压缩机与驱 动机直联时，应顾到驱动机的额定转数。综合考虑本设计中的上述因素，取压缩机的行程为 s=0.065m转速为n=800r/min , 而气阀则选用舌簧阀。压缩机润滑方式的选择压缩机中，在零件相互滑动的部位，如活塞环与气缸、填料与活塞杆、主轴承、连杆大头瓦以及连杆小头衬套等处，要注入润滑剂进行润滑，以达如下目的：（1）减小摩擦功率，降低压缩机功率消耗；（2

18、）减少滑动部位的磨损，延长零件寿命；（3）润滑剂 有冷却作用，可导走摩擦热，使零件工作温度不过高.从而保证沿动部位必要的运转问 隙，防止滑动部位咬死或烧伤，（4）用油作润滑剂时，尚有防止零件生锈的作用。设计和选择润滑系统的基本要：（1）要有可靠的供油装置。要保证有适量的润滑油 输送至各运动部位；（2）系统中要有便了检查供油情况的部位和仪表；（3）要有使润滑 油净化的过滤装置；（4）供油管路的布置要紧凑、整齐，便于拆装和清洗，同一管路中 管件的选择要力求划一。按气缸是否用油润滑，压缩机的润滑方式可区分为油润滑和无油润滑两种。全无油 润滑压缩机其实是指所有运动摩擦副均不采用液体润滑剂润滑，排出的压

19、缩气体是洁净无油的一种动力机械。其特征是由气缸缸体、气缸盖、活塞、连杆、曲轴、曲轴箱等组 成；铝合金或铸铁缸体采用表面处理工艺提高了表面硬度；连杆的两端采用轴承结构提 高了整机的使用寿命。采用自润滑材料制成，不需添加润滑油，排出的气体不含油污， 不污染作业环境和工作介质，使压缩机的工作围更加广泛，适用一切需要高净化气源行 业使用。根据压缩机的结构特点，所采用的有油润滑方式大体可分为两种：飞溅润滑和压力润滑。飞溅润滑多用于小型无十字头压缩机中。具特点是气缸与运动部件的摩擦面均靠 装在连杆上的甩油杆，将油甩起飞溅到个润滑部位进行润滑，气缸和运动部件的润滑剂 只能采用同一种润滑油，气缸带油量较大。压

20、力润滑多用于大、中型带十字头的压缩机 中。这种润滑分为两个独立系统，即气缸和填料部位是用供油压力较高的注油器供油润 滑，而其它运动部件的润滑则是靠油泵连续供油。鉴于前述容，由于本设计是微小型的压缩机，考虑使用材料的成本，制造的工艺复 杂程度等因素，本设计采用有油润滑方式，并结合两种有油润滑方式各自的特点，具体采用飞溅润滑方式。压缩机驱动的选择活塞式压缩机的驱动包括驱动机和传动装置。驱动方式与压缩机的结构方案和主要参数的选择有着密切的关系，在选择压缩机结构方案和主要参数时，应该同时考虑驱动方式的选择。活塞式压缩机驱动机可分三类(1)电动机异步交流电动机或同步交流电动机；(2)活塞式发动机一一燃机

21、或蒸汽机；(3)旋转式发动机一一燃气轮机或蒸汽轮机。在活塞式压缩机中，用得最普遍的是电动机驱动。以市场现有同类产品为对照，本设计选择电动机作为驱动机，传动装置为皮带传动综上所述：本设计结构型式为 W型，属角度式压缩机。此类压缩机结构紧凑，每个 曲柄销上装有两根以上的连杆，曲轴结构简单、轴向长度较短，并可采用滚动轴承，主 要适用于中、小型及微型压缩机。 W型合理的列间夹角为60 ,在此前提下，若能保证 各列往复运动质量相等，有利于惯性力的平衡。压缩机结构方案示意图如图2.1所示，结构方案采用两级置中式结构。电动机转速 取n=800r/min。作用方式选用单作用式，无十字头。根据参数要求，取行程s

22、=65mm图2.1压缩机结构方案示意图3热力学计算初步确定各级排气压力和排气温度初步确定各级压力多级压缩过程中，常取各级压力比相等，这样各级消耗的功相等，而压缩机的总耗 功也最小。各级压力比按下式确定。zn(3-1)式中：i任意级的压力比；t一总压力比；z一级数。总压力比：t =1.3/0.1=13各级压力比：i .13 3.61在实际压力比的分配中，为保证末级排气温度不致过高，可将末级(第二级)的压力比取小些。即取 2=3.25则第一级的压力比1=13/3.25=4各级名义进、排气压力及压力比已经调整后列表如下表3-1 各级名义进、排气压力及压力比级数pi(mpp2( MpaI0.10.44

23、n0.4133.253.1.2初步确定各级排气温度各级排气温度按下式计算n 1Td Ts iV(3-2)式中：Td 一级的排气温度，K;Ts 一级的吸气温度，K;n 一压缩过程指数。在实际压缩机中，压缩过程指数可按以下经验数据选取。对于大、中型压缩机：n k对于微、小型空气压缩机：n (0.90.98)k空气绝热指数 k=1.4,则 n (0.90.98)k (1.26 1.372),取 n=1.30各级名义排气温度计算结果列表如下。表3-2各级排气温度级数T1比指数nn 1()nT2KCKI2029341.301.377130403n403133.251.301.3131384113.2确定

24、各级的进、排气系数3.2.1 计算容积系数v容积系数是由于气缸存在余隙容积，使气缸工作容积的部分容积被膨胀气体占据，而对气缸容积利用率产生的影响。1v 1( m 1)(3-3)式中：v容积系数；一相对余隙容积；压比0各级膨胀过程指数m按下表计算。表3-3 不同压力下的 m值进气压力(105Pa)任意k值时k=1.40 时1.5m 1 0.5(k 1)1.21.54m 1 0.62(k 1)1.254-10m 1 0.75(k 1)1.310-30m 1 0.88(k 1)1.3530m k1.40m1 1 0.5 k 11 0.5 1.4 11.2m2 1 0.62 k 11 0.62 1.4

25、 11.25根据不同的气阀结构，选用各级的相对余隙容积值。采用环 状气阀 时，一般 值在 下列围 选取：低压级 0.070.12 ,中压级0.09 0.14,高压级 0.110.16。采用舌簧阀的微小型压缩机，0.030.04。影响的主要因素为(1)在相同的活塞线速度和排气量情况下，高转速短行程的相对余隙容积，要比 低转速长行程的相对余隙容积大得多。(2)气阀在气缸上的布置方式不同，相对余隙容积也不同。气阀布置在气缸端面上的相对余隙容积较小，气阀径向布置或倾向布置在气缸的相对余隙容积较大(3)各类型气阀，在安装直径相同时，具有不同的余隙容积。环状阀比舌簧阀的 相对余隙容积大。(4) 一般直径大

26、的气缸具有较小的余隙容积。(5)多级压缩机中，高压级的相对余隙容积要比低压级的相对余隙容积大。根据本设计的技术要求，选用舌簧阀结构，由上述经验选取各级相对余隙容积：i 0.03 ,2 0.035。由此，各级v计算如下11vi 1 i( 1所 1) 1 0.0 3412 1) 0.9348 二1v2 12( 2m2 1) 1 0.035(3.25 1) 0.9451确定压力系数由于进气阻力和阀腔中的压力脉动，使吸气终了时气缸的压力低于名义进气压力， 从而产生的对气缸利用率的影响。影响压力系数 p的主要因素一个是吸气阀处于关闭状态时的弹簧力，另一个是进 气管道中的压力波动。在多级压缩机中，级数愈高

27、，压缩系数p应愈大。对于进气压力等于或接近大气压力的第一级，进气阻力影响相对较大，可在p 0.95 0.98围选取, 第二级进气阻力相对于气体压力要小的多，可在p 0.981.0围选取。故在本设计当中，选取：p1 0.95, p2 0.97 o确定温度系数温度系数T的大小取决于进气过程中加给气体的热量，其值与气体冷却及该级的 压力比有关，一般T 0.92 0.98。如果气缸冷却良好，进气过程中加入气体的热量少， 则t取较高值；而压力比高，即气缸的各处平均温度高，传热温差大，造成实际气缸 容积利用率低，T取较低值。影响T的因素包括(1)压力比大者，T取小值。(2)冷却效果好时，T取大值，水冷却比

28、风冷却的T大。(3)高转速比低转速的压缩机，T大。(4)气阀阻力小时，t取大值。(5)大、中型压缩机 T取大值，微、小型压缩机 T取小值。考虑到本设计为油润滑结构，且为风冷。故选取：T1 0.96, T2 0.94。3.2.4 确定泄漏系数泄漏系数表示气阀、活塞环、填料以及管道、附属设备等因密封不严而产生的气体 泄漏对气缸容积利用率的影响。泄漏系数的取值于气缸的排列方式、气缸与活塞杆的直径、曲轴转速、气体压力的高低以及气体的性质有关。对于一般有油润滑压缩机，i 0.900.98 ；无油润滑压缩机，l 0.85 0.95。影响i的因素包括(1)大直径气缸，取大些，小直径气缸取小些。(2)有油润滑

29、压缩机，i取大些，无油润滑时，i取小些。(3)高转速压缩机，取大些，低转速压缩机取小些。(4)压力高，级数多，i取小些相反可取大些。本设计为油润滑，故选取：ii 0.98, i2 0.95。3.2.5 确定各级排气系数d按下式计算d v p T i(3-4 )表3-4 各级排气系数Inv0.93480.9451p0.950.97T0.960.94i0.980.95dv p T i0.83550.81873.3确定各级气缸的行程容积凝析系数8的确定当压缩机进口含有水蒸气(或其它蒸汽)，气体经过压缩，蒸汽的分压将会提高， 当压缩机的蒸汽分压超过冷却器气体出口温度下的饱和蒸汽压时，气体中的蒸汽将冷凝

30、而析出水分。水分的析出会影响第一级以后各级的吸气量。计算时，如不考虑水分的析 出，将会使得实际压力同计算结果不相同。进口气体的相对湿度以市的空气相对湿度为准，查文献5附表56国各地空气计算参数，以、天津等地的空气平均相对湿度为参照，取 i 0.6。有、无水析出的判别式(3-5)(3-6)(3-7)Psi1 Pb1 k Pbi则无水析出，G 1ps1Psi1 Pb1 / Pbi则有水析出，G 1ps1若本级前有水析出，则本级吸入的为饱和气体，凝析系数可按下式计算Ps11 Pb1Psij iPsi PbiPs1式中：Pb1, Pbi 一分别为一级和i级在进口温度下的饱和蒸汽压，MPa；Ps1, P

31、si一分别为一级和i级的名义吸气压力，MPai 一分别为一级和i级进口气体的相对湿度。查文献5表 3-5 得：Pb1 0.002337MPa Pb2 0.007375MPa已得：Ps1 0.1 MPa , Ps2 0.4MPa第一级从大气中吸气，无析水问题，故 a 1。第二级析水系数为0.40.6 0.002337 0.005609 Pb20.1二级进气水蒸气分压小于二级进气温度下的水蒸气饱和蒸汽压，故二级无水析出 (j 21。抽气系数oi的确定有抽气oi 1 ,无抽气oi 1。本设计中间无抽、加气，故 。1。21压缩机行程容积的确定压缩机第I级的气缸行程容积按下式计算Vh1式中：Vd 压缩机

32、的排气量，mi/min ；Vdd1d1 一压缩机第一级的排气系数。多级压缩机其余各级的气缸行程容积按下式计算V h262 o2d2Ps1Ts2Ps2Ts1(3-8)(3-9)式中：Ps1, Ps2 一分别为一级和二级的名义吸气压力，MPaTs1,Ts2 一分别为一级和二级的名义进气温度，K ;d2 一压缩机第二级的排气系数；6 2 一压缩机第二级的凝析系数;02一压缩机第二级的抽气系数。按给定排气量围，取Vd 0.6m/min。则060.7181n3/min0.8355压缩机第二级的行程容积:2 o2ps1Ts2V h2d2ps2Ts11 1 0.1 313 0.63/ .0.1957 m/m

33、in0.8187 0.4 2933.3.4确定气缸直径计算出各级气缸的行程容积后，可按一下各式计算气缸直径。对于单作用气缸D . 4Vhi(3-10)对于双作用气缸snzD M ?snz 2式中：Vhi i级气缸的行程容积，m3/min ；s 一活塞行程，m；n 压缩机转速，r/min ；z 一同级气缸数；d 一活塞杆直径，m,本设计采用单作用气缸，连杆直接与活塞相连，无十字头和活塞杆 故气缸直径为(3-11)一级气缸:二级气缸4 1957 1043.14 65 10 3 8004 7181 1043.14 65 103 8000.09379m 94mm 20.06924m 69mm按国家标准

34、圆整后：Di95mm , D2 70mm。3.4修正各级名义压力和温度在各级气缸直径计算出后，要按国家标准进行圆整。圆整后，各级的压力和温度会 发生变化，需要进行修正。确定圆整后各级的实际行程容积 Vhi圆整后的行程容积用下式计算。级次In计算行程容积3Vh，m0.71810.1957实际行程容积.3Vh , m0.73720.21修正系数3 k+11.0051.005P1i0.4名义进气压力P1ii P1i0.10.402P2i0.4P2表3-5修正后各级名义压力及压力比名义排气压力P2ii 1 P2i0.4021.3Vh13.1443.143.4.2式中:2V川一Di snz4(3-12)

35、23.0.0950.065 800 2 0.7372 m/min23.0.070.065 800 0.2 m/min4计算各级压力修正系数i及i 1Vh1 Vhi(3-13)Vh1 Vh(i 1)Vh1 Vh(i(3-14)i)i、 i 1 一同级吸、排气的修正系数。因此，修正系数为VhlVh11Vh1 Vh13.4.3Vh1 Vh20.7372 0.1597- 1.005Vh1 Vh20.71810.2修正后各级名义压力及压力比P1ii P1i(3-15)式中:PnP2iP2i i 1 P2i圆整前的i级名义吸、(3-16)P1P1iP2i1P1圆整后的i级名义吸、51 1.0 1.0 10

36、 Pa排气压力，105Pa；排气压力，105Pa。2 P2 0.9023 3.09 2.788 105Pa修正后的名义压力比4.023.234修正后各级排气温度表3-6修正后各级排气温度进气温度T1, K压力比压缩过程指数n排气温度T2 , K2934.021.31.379404n3133.2341.31.31141035计算活塞力3.5.1计算气缸进排气过程的平均压力由文献5查得：S1=6% S2 =4% d1 =9% d2 =7%表3-7 气缸进、排气过程的平均压力级修正后名义压力(MPa相对压力损 失(衿1- B s1+ B d气缸实际压力实际压 力比数P1P2B sB dPsPi(1s

37、)PdPi(1d)PdPsI0.10.402690.941.090.0940.43824.662n0.4021.3470.961.070.38591.3913.6053.5.2计算活塞力列的活塞力是各列气缸中作用在活塞工作面积R上的气体压力的代数和pPi R(3-17)最大活塞力(气体力)发生在、外止点处，规定：使连杆受拉为正，使连杆受拉为负。 轴侧PzPdi FziPsiFgi(3-18)盖侧PgPsiFgiPdiFzi(3-19)式中：Psi, Pdi 一分别为同列缸各级的实际吸、排气压力，Pa；Fgi , F 一分别为同列缸各级对应级的轴侧、盖侧活塞工作面积，吊。轴侧活塞工作面积为FzD

38、2(3-20)盖侧活塞工作面积为FgD24(3-21)则Fz1Fg1D123.140.09520.007085 m244D223.140.0720.003847 m244Fz2 Fg2表3-8各列活塞力级次止点活塞力P(106N)轴侧(+)盖侧(-)PdFzPdFzPsFgpsFgI0.43820.0070850.0031050.0940.0070850.000666PziPd FzPsFg0.002439n1.3910.0038470.0053510.38590.0038470.001485Pz2PdFz PsFg0.003866级次外止点活塞力 P(106N)轴侧(+)盖侧(-)PsFzp

39、sFzPdFgPdFgI0.0940.0070850.0006660.43820.0070850.003105Pg1PsFzPdFg-0.002439n0.38590.0038470.0014851.3910.0038470.005351Pg2PsFz PdFg -0.003866一级最大活塞力为2439N,二级最大活塞力为3866M3.6 计算轴功率，选择电机3.6.1计算各级指示功率及总指示功率压缩机在单位时间消耗于实际循环中的功称为指示功率。对于理想气体，各级的指示功率按下式计算nj 1njZsj Zdj2Zsj(3-22)对于实际气体，各级的指示功率按下式计算:kN./口。s)Mk 1

40、P2(1d) - 1 k z, Z2pi(is) 而 3r(3-23)式中：Pi, P2 一分别为级的名义吸、排气压力，Pa； 2Zi, Z2一分别为同列缸各级对应级的轴侧、盖侧活塞工作面积，m。本设计中工质为看做为理想气体，故用式(3-22)计算1 40 402 1 09 空 14N1 0.094 106 0.94 0.9348 0.7372 ()1.4 1 =2747W1 1.4 10.1 0.9460N11460.402 1061.4 1 0,41.391 1.07、百0.96 0.9451 0.2 ()1.40.402 0.961.4=2803W60压缩机的总指示功率为Ni = N1

41、N2 2747 2803 5550 W压缩机轴功率Nz指示功率是压缩机活塞作用于气体的功率，属功率。驱动机传给压缩机主轴的功率 为轴功率，它除了提供部功率以外还要克服摩擦副之间的机械摩擦功率，通常摩擦损失 耗功都用机械效率 m表示，故轴功率为NzNim(3-24)根据已有机器的统计，带十字头的大、中型压缩机：m 0.90 - 0.95小型不带十字头的压缩机：m 0.85 0.92局压循环压缩机：m 0.80 0.85无油润滑压缩机的机械效率还要低些。另外如果主轴同时要驱动油泵或风扇等，则 m要取下限。根据以上经验，取 m 0.9,则55500.96167W电机输入功率Nc对于中、小型压缩机，若

42、用皮带、齿轮等传动时，还要考虑传动损失，则驱动机的 效率为NcNz(3-25)式中：c传动效率般皮带传动0.96 0.99 ;齿轮传动0.97 0.99 。一般驱动功率还应留有(515) %勺功率储备，故驱动机的功率应为N，Nc (1.051.15)(3-26)c本设计选用皮带传动，c 0.98,按10%勺裕度计算。故Nc 1.10 色 1.10 167 7.066 kWc0.96c所以选用Y系列Y132M-4,其功率为7.5 kW,满载转速为1440r/min ,主轴颈小为38mm4主要零部件设计往复活塞式压缩机的主机包括传递动力并将电动机的回转运动转化为活塞的往复 直线运动的曲柄一一连杆机

43、构以及来实现压缩工作循环的气缸、活塞以及密封等组件。 下面将分别对各组件进行设计。活塞组件设计活塞组件与气缸构成了压缩容积。活塞组件必须有良好的密封性，此外还要求(1)有足够的强度和刚度。(2)活塞与活塞杆(或活塞销)的连接和定位要可靠。(3)重量轻。两列以上的压缩机中.应根据惯性力平衡的要求配置各列活塞的重 量。(4)制造工艺性好。对本设计来说，活塞组件的设计包括活塞环的设计、刮油环的设计、活塞的设计和 活塞销的设计。它们在气缸中作往复运动，与气缸一起构成了行程容积。活塞环设计活塞环是密封气缸镜面和活塞间的缝隙用的零件。另外，它还起布油和导热的作用对活塞坏的基本要密封可靠和耐磨损。它是易损件

44、，在设计中尽量用标谁件和通用件， 以利生产管理。在活塞式压缩机中，活塞环是关键的零件之一，它设计质量的好坏直接 影响到压缩机的排气量、功率、密封性及可靠性，从而影响到压缩机的使用成本。活塞 环的材料及结构尺寸的选择对其寿命起至关重要的作用。活塞环的材料如果没有特殊要求，活塞环一般用铸铁或合金铸铁制造。不同活塞环直径直选用的 灰铸铁牌号见表4-1。对于小直径活塞环或高转速压缩机用的活塞环，可选用合金铸铁 制造。表4-1灰铸铁活塞直径与铸铁牌号关系活塞环直径，mmD 200200 D 300D 300灰铸铁牌号HT300 或 HT250HT200或 HT250HT200本设计采用的活塞环材料为灰铸

45、铁，牌号为HT25Q4.1.1.2 活塞环的结构设计常用的活塞环的结构有4种：直切口式、斜切口式、搭接口式、组合式(1)直切口式。该结构加工简单，但压缩机气体泄漏量大，因此一般很少采用。(2)斜切口式。该结构压缩机气体泄漏量及加工难易程度介于直切口式与搭接口 式之间，使用最为广泛。大部分进口压缩机及国产压缩机的活塞环均采用该结构。(3)搭接口式。该结构压缩机气体泄漏量很少，加工最复杂，一般用于压力较大 的场合。本设计米用直切口式。活塞环环数的确定活塞环的数目按下列经验公式估算：Z(4-1 )5式中：p活塞环两边的最大压差，10Pa。活塞环的数目按上述公式进行计算后，根据压缩机的转速的行程进行圆

46、整。乙J 0.4382 0.0941.855,取乙=2。Z2 /PT J 1.391 0.38593.17,取 Z2 =3。主要尺寸的确定(1)径向厚度t径向厚度t 一般取t= (1/221/36 ) Do D为活塞环外径(mm,且大直径活塞环的t 取小值，小直径活塞环的t取大值，最后应取标准值。t11/22 1/36 D11/22 1/36 95 (2.5 4.32)mm 取 t1=4mmt2 1/22 1/36 D21/22 1/36 70 (1.843.18) mm 取 t2 =3mm(2)轴向厚度h轴向厚度h一般取h= (0.41.4 ) 10较小值用于大直径活塞环，较大值用于小直径

47、活塞环和压差较大的活塞环，最后应取标准值。h (0.4 1.4)t1 (0.4 -1.4) 4 (1.6 5.6) mm 取 =3mmh2 (0.4 1.4)t2 (0.4 1.4) 3 (1.2 4.2) mm 取 h2 =3mm(3)开口热间隙开口热间隙按下式计算 TOC o 1-5 h z a D(t2 t1)(4-2)式中：D 活塞环外径，mmt2 活塞工作时的温度，通常取排气温度，C；L一在检验尺寸 时活塞环本身的温度，通常取室温20 C；a一活塞环材料的线膨胀系数(1/C),铸铁a 1.1 105/C。_5_ _ 一一一1 a D1& t)1.1 103.14 95 (131 20

48、) 0.36 mm 取 1=0.6mma D2(t2 tj 1.1 103.14 70 (137 20) 0.36 mnp 取 2=0.5mm(4)自由开口宽度A查文献资料1得：A1=11.8mmA=7.5mm根据已知的条件D =95mm D2=70mm选用文献1中的标准活塞环图4.1 活塞环的结构简图4.1.2 刮油环设计在单作用的气缸中，为了防止曲轴的润滑油窜入气缸，要采用刮油环。刮油环的工 作面有锋利的边缘，以便把气缸上的润滑油刮下，刮下的油顺着活塞上的导油孔导出。为把润滑油引出，在环中间加工出圆弧形槽。在设计中，刮油环尽量选用标准件和 通用件，以利于生产管理。根据一、二级活塞直径查文献

49、 1表4-36选择刮油环的型号 和尺寸见图4.2、图4.3。图4.2一级活塞环的结构简图4讨建时叫5p指新 58油孔均布2453 前*0 7图4.3 二级油环的结构简图4.1.3 活塞的设计对于小型、微型无十字头的压缩机，活塞销与连杆直接相连。当压缩机工作时，侧 向力将活塞压向气缸表面，这样侧向力主要由活塞群部承受。此时为防止活塞的外表面 造成气缸的损伤，通常销座附近的群部略向下凹。活塞式压缩机中采用的活塞基本结构型式有：简形、盘形、级差式、组合式、柱塞 等。(1)筒形活塞：用于小型无十字头压缩机，通过活塞销与连杆连结。(2)盘形活塞：用于低压中压气缸中。为了减轻重量，一般铸成空心的。两个端

50、面用加强筋互相连结，以增加刚性。(3)级差式活塞：用在串联两个以上压缩级的级差式气缸中。(4)隔距环组合型活塞：高压级中，活塞环径向厚度与它的直径D的比值，比一般情况取得大些，以提高活塞环弹力和它对气缸表面的比压。(5)柱塞：活塞直径很小时，采用活塞环密封在制造上有困难。因此采用不带活 塞环的柱塞结构。本设计采用筒型活塞。活塞材质的选取根据参考文献1表4-20 ,选择本设计一级气缸的材质为HT200二级气缸的材质为 HT20Q4.1.3.2 活塞结构尺寸的确定不计密封环和刮油环高度时的活塞高度H N maxD k1(4-3)式中：Nmax最大侧向力NmaxRax；为连杆径长比，Pnax为最大活

51、塞力;D活塞直径，m；k1一筒形活塞支撑面的许用比压，kJ 0.15 MPa 0.30MPa。取kJ 0.2MPa,=1/4.5不计密封环和刮油环高度时的一级活塞高度61N 2439 10H 1a 45 0.0285 m=28.5mmD1 k10.095 0.2不计密封环和刮油环高度时的二级活塞高度N 2maxH 2D2 k1613866 10 64.50.070 0.20.0614 m=61.4mm活塞的总高度H nh mh3(4-4)式中：n, m-活塞环数；h, h3活塞环的轴向高度,mm股取h3= (1-2) ho根据刮油环的设计知:h3=4.5mm一级活塞高度：H1 H1仙儿 m1h

52、328.53 4.536 mm二级活塞高度：H2 H2 n2h2 m2h3 61.4活塞总高度一般与活塞直径D的关系为4.571.9 mmH (0.65 1.5)D(4-5)一级活塞高度围：Hi(0.65 1.5) Di(0.65 1.5)9561.75 142.5 mm二级活塞高度围：H2 (0.65 1.5)D2 (0.65 1.5)7045.5 105 mm综上所述：取一级活塞高度H=72mm取二级活塞高度 活塞顶面至第一道活塞环的距离为c (1.2-3)hH2=72mm(4-6)一级活塞顶面至第一道活塞环的距离C1(1.23)几(1.23) 3 3.6 - 9 mm二级活塞顶面至第一道

53、活塞环的距离c2(1.23)h2(1.2 - 3) 3 3.6 - 9 mm取 Ci=6mm C2=6mm活塞环之间的距离为一级活塞活塞环之间的距离 二级活塞活塞环之间的距离取5 3mm , c2 3mm。裙座到底边的距离约为一级活塞裙座到底边的距离 二级活塞裙座到底边的距离 活塞销中心线到底边距离约为一级活塞活塞销中心线到底边距离二级活塞活塞销中心线到底边距离c (0.8 -1.5)h,_ _. 一一C1(0.8 1.5)%_ _ 一一c2 (0.8 1.5)h2L 0.75HL10.75H1 0.75 72L2 0.75H2 0.75 72(h 0.6L , h10.6L1 0.6,h 2

54、 0.6 L2 0.6(4-7(0.8 1.5) 3 (2.4 4.5) mm(0.8 1.5) 3 (2.4 4.5) mm(4-854 mm54 mm(4-954 32.4 mm 取为 32 mm54 32.4 mm 取为 32 mm活塞销孔径均为20 mm4.1.4 活塞销的设计活塞销的材料活塞销连接了活塞和连杆，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。综合考虑选择20Cr。活塞销的主要结构尺寸活塞销的尺寸，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6所示。dlo 坛(4-1

55、0)%式中：PmaL最大活塞力，N；d 活塞销直径，ml 0 一连杆铜套长度，按l 0 (1.11.4) d的围选取；k2活塞销许用比压，活塞力始终在一个方向时，k2 120M05Pa150M05Pa；活塞力的方向有变化时，k2 150 M05Pa250M05Pa。因为活塞力有变化，取k2200 105Pa。则一级活塞销20.02439仃1.1 1.4 d , d 0.0105m 10.5mm 取 d 20mm200二级活塞销：2 0.03866,1.1 1.4 d , d 0.0133m 13.3mm 取 d 20mm200活塞销座处的表面压力按下式确定(4-11)35 Mpa40MPa铸铝

56、活塞q 20pmax2dl式中：d如图6所示，为活塞销外径，mm TOC o 1-5 h z l一活塞销在一侧销座中的支撑长度，mm表面压力的许用值q活塞销在销座中为紧固支撑，铸铁活塞qMPa25MP a一级活塞：d 10mm取l 20mm则2439_在允许围。10mm 则q 24393.05 MPa,2 20 20二级活塞：d 16mm取l38662 20 109.67 MPa,在允许围。图4.5活塞销计算示意图与连杆接触长度I o上承受均布(4-12)图4.6 活塞销座计算尺寸 进行弯曲验算时，把活塞销看作两端自由支撑的梁， 载荷，中间截面 的弯曲应力最大，其值为Pmax ,0 dB 0.

57、42 d4 do式中：Pmai最大活塞力，N；I 一活塞销座支撑长度中点间的距离，mmI。一连杆轴承的宽度，mmd015o MPado 活塞销中心孔径，mm 一月取do=(O.60.7)许用弯曲应力：碳素钢b 90 MPa；合金钢b一级活塞连杆小头的宽度I o 24mm活塞销中心孔径选择do 8mm连杆铜套与活塞销座之间应留出一定间隙，取间隙为i 8mm 2=3mm则活塞销总长为L 2 2I Io(4-13)一级活塞销：Li 2 8 2 2o 24=8omm二级活塞销：L2 2 3 2 15 24 6o mm一级活塞销24390.48020204 Z42204 8454.75 MPa二级活塞销

58、38660.46020202 204 8462MPa活塞销的材料为20Cr,是合金钢，一、二级活塞销的b在允许围截面H -H上的剪切应力为(4-14)2 Pmax222d d0许用剪切应力：碳素钢50 MPa；合金钢100 MPa活塞销的材料为20Cr,为合金钢，100 MPa2 2439一级活塞销：24 2 4.62MPa 100 MPa,在允许围;202 82二级活塞销:2 386622202 827.33MPa 100 MPa,在允许围。4.2 气缸的设计基本结构型式及选材气缸是活塞式压缩机中组成压缩容积的主要部分。根据压缩机所要达到的压力、排 气量、压缩机的结构方案、压缩气体的种类、制

59、造气缸的材料以及制造厂的习惯等条件, 气缸的的结构可以有各种各样的形式。设计气缸的要点是(1)应具有足够的强度和刚度。工作表面具有良好的耐磨性。(2)要有良好的冷却；在有油润滑的气缸中，工作表面应有良好的润滑状态。(3)尽可能减小气缸的余隙容积和气体阻力。(4)结合部分的连接和密封要可靠。(5)要有良好的制造工艺性和装拆方便。(6)气缸直径和阀座安装孔等尺寸应符合“三化”要求。为了保证工作的可靠性，压缩机列中的所有气缸都要有较高的同心性。为此气缸上 一般都设有定位凸肩。定位凸肩导向面应与气缸工作表面同心，而且结合平面要与中心 线垂直。由于活塞和活塞环在气缸工作表面上滑行，使气缸工作表面受到摩损

60、，而且当活塞 在止点位置时，速度等于零，靠压缩容积一侧的第一道活塞环的比压很大，有可能咬在 工作面上，所以此处的磨损最大。因此应恰当的选择活塞环和气缸工作面之间硬度和配合。本次设计在气缸工作表面加上细微的珠光体组织，硬度达HB170以上，使活塞环的硬度比气缸工作表面的硬度高（10-20） HB。当工作表面的Ra的上限值为12.5时磨损 最小，但用普通的加工方法很难达到这样的光洁度。因此本次设计无十字头的压缩机表 面的Ra的上限值为6.3即可。气阀在气缸上的布置方式对气缸的结构有很大影响。本次设计气阀关键是通道截面要大、余隙容积要小、安装和修理要方便。因此本次设计选用舌簧阀，为了简化气缸的 结构