毕业设计（论文）-往复活塞式空气压缩机结构设计

摘要断地往复运动来压缩和输送空气，可以将自由状态的空气通过压缩过程转化为具有更高压力和密度的压缩空气从而达到使用需求。本项研究的核心任务是开发一款新型往复活塞式空气压缩机，旨在弥补现有中小型压缩机在结构性能和压缩效率方面与市场需求之间的差距。活塞式压缩机因其在空气压缩领域的普遍应用而备受青睐，该设备通过活塞气体压力。装与维护操作。济性、环保性和高效性的目的。关键词：活塞式压缩机；结构；设计；强度校核ABSTRACTthedevelopmentofmoderntechnologyandeconomics,compressorshavebecomecrucialpowerequipment.Theirabilitytocompressandtransportgasesbyincreasingtheirpressuremakesthemwidelyusedinindustriessuchpetrochemicals,pharmaceuticals,textiles,foodprocessing,andrefrigeration.Amongthem,reciprocatingpistonaircompressorscompressandtransportairthroughthecontinuousreciprocatingmotionofapistonwithinaconvertingairintocompressedairwithhigherpressureanddensitytomeetusagerequirements.Thisgraduationprojectfocusesondesigningareciprocatingpistonairaimingtoaddressthegapbetweenthestructuralperformanceaccuracyandcompressionofsmallandmedium-sizedaircompressorsandmarketdemands.Pistoncompressorsarewidelyusedinaircompressors,leveragingthepiston'smotionwithinacylindertocompressgases.Thecrankshaft,rotatinginacircularmotion,drivestheconnectingrodtoenablethepiston'sreciprocatingmotionwithinthetherebyincreasingthegaspressure.Basedonspecificprocessconditions,thisthesisconducteddetailedthermodynamiccalculationsforthepistonincludingdeterminingthecylinderaccuratelycalculatingthepistonforce,verifyingthedisplacement,estimatingthecompressor'srequiredandselectingappropriatedriverThecrankshaft,whichspinsinacircularpath,actuatestheconnectingrod,facilitatingthepiston'sback-and-forthmovementinsidetheThisactionresultsintheelevationofgaspressure.standardizedinstallationandmaintenanceprocedureswereimplementedthecompressorbasedonestablishedrequirementsandprocesses.Onthepremiseofensuringthecompressor'ssafeandstableoperation,effortsweremadetooptimizethedesigntoachieveeconomic,environmentallyandgoals.Keywords:Pistoncompressor;structure;design;strengthverification目录12引言.............................................................................................................................1概述.............................................................................................................................22222.1压缩机的应用.....................................................................................................2.2国内外研究进展.................................................................................................2.3压缩机的分类.....................................................................................................3.4压缩机的工作原理.............................................................................................434压缩机总体设计.........................................................................................................63333.1设计的参数与原则及方案选择.........................................................................6.2气缸排列形式的选择.........................................................................................7.3运动机构选择与压力比分配.............................................................................8.4转速和行程的确定.............................................................................................8空气压缩机的力学计算...........................................................................................1044444.1确定各级容积效率...........................................................................................10.2确定析水系数与行程容积................................................................................3气缸直径、排气温度和活塞力的确定...........................................................12.4计算轴的功率...................................................................................................13.5动力学计算.......................................................................................................1356核心零部件的结构设计和强度校核.......................................................................155555.1气缸...................................................................................................................15.2活塞...................................................................................................................16.3曲轴...................................................................................................................18.4连杆...................................................................................................................24结论...........................................................................................................................27参考文献.........................................................................................................................281引言进行冶炼的先进技术。这一技术的最初形态相当朴素，是用兽皮制成的皮老虎，——风箱多工业应用中扮演着关键角色。1834年，一位名叫潘根的医生在医学领域取得了突破性的成就，他发明了世界上第一台活为当时的制冷介质，为后续制冷技术的进步打下了稳固的基石。到了1877梅娄又为我们带来了另一项伟大的发明——风钻。风钻利用压缩空气作为传递力扮演了不可或缺的角色，极大地推动了人类社会的发展和进步[1]。从本世纪四十年代末至七十年代，随着全球生产规模的急剧扩张以及科学技陆运输、能源制造等关键行业的应用日益广泛，扮演着无法替代的角色[2]。然而，[3]方面，相较于市场的高标准与严要求，尚存在一定的差距。12概述2.1压缩机的应用类气动设备提供了稳定而高效的高压气体动力[4]业[5-7]。2.2国内外研究进展益上显示出明显的优势，为全球市场提供了更广泛的选择[8-9]。元前1500年左右，中国古代的木制风箱（详见图2-1）代表了往复式活塞压缩机展潜力的巨大空间。步入工业革命的浪潮后，18世纪末的英国成功研制出首台工业应用的往复活塞空气压缩机，这一里程碑式的成就标志着压缩技术正式踏入实2-2展示的结构所示[10]。图2-1木风箱图2-2往复活塞式空气压缩机220世纪30复活塞式压缩机的种类，拓宽了其应用范围。进入50年代，国内外科研团队对活了设备的运行效率与操作便捷性。展现其应用价值与发展潜力，制冷压缩机领域的技术进步也显著体现在其种类的效的开发与广泛应用[12]。压缩机性能在可靠性与耐久性上的持续增强，对设备结构的紧凑化和轻量化设计压缩机省略了传统旋转元件和复杂的转换机制，原本用于将电机的旋转运动转变长，并且能够轻松达到高转速，表现出色[13-14]。业现代化进程提供强大动力[15-17]。2.3压缩机的分类分为小型、中型及大型。进一步包括V型、L型与W型等不同配置，具体可见图2-3，每种设计都具有其独到之处，它们的工作原理赋予了各自在特定应用场合的适宜性。3V型压缩机L型压缩机W型压缩机图2-3角度式压缩机缩机通过周期性地减小工作腔的容积来实现气体压缩，这一类别可以根据机械部件的运动特点和工作腔的几何形状进一步划分为往复式和旋转式。在旋转式压缩运动，包括吸气、压缩和排气三个阶段，具体过程可参考图2-4。图2-4往复活塞式空气压缩机的结构运动简图2.4压缩机的工作原理随着电动马达推动压缩机的主轴叶片旋转，叶片的周期性作用力将气体推向所需的压力水平。4得主轴的旋转运动转换为活塞的往复运动，密封系统的作用是隔绝冷却区与外界以实现两者之间的热交换。体动态，可以参考图2-5以获得更深入的理解。极限点或吸气行程的终点。导致了吸入空气的压缩过程，活塞的持续向左移动加剧了气缸内空气的压缩程度，前逸出。图2-5活塞式空气压缩机的工作原理图53压缩机总体设计3.1设计的参数与原则及方案选择3.1.1设计参数明确空气压缩机的参数界限对于确保其结构设计的有效性至关重要，相关参数的具体数值范围可参考表3-1。表3-1空气压缩机的参数参数名称额定功率参数大小1kw排气量1.6m/min0.6m3/min空气公称容积流量压缩介质进气压力大气压1.2MPa＜180℃公称排气压力排气温度3.1.2设计原则设计活塞压缩机应符合以下基本原则：.定的操作环境。12345678.该设备应具备延长的耐用性和卓越的运行稳定性.有较高的运转经济性。.有良好的动力平衡性。.维护检修方便。.尽可能采用新结构、新技术、新材料。.制造工艺性良好。.机器的尺寸小、重量轻3.1.3结构方案的选择级联和排列方式；气缸在每一列中的配置以及各列中曲轴相对角度的设置；这些要素共同构成的视图被称作结构布局图，也就是通常所指的机械的纵向和横向剖视图。6机型号和配置等级开始，以便制定出适宜的结构方案。计。3.2气缸排列形式的选择缩机等多种类型，详细分类信息可参考表3-2。表3-2气缸排列的类型类型立式优点缺点结构紧凑便于安装磨损均匀延长寿命润滑良好提升效率振动小降低噪音噪音低提供安静环境维护方便降低成本抗基础不均匀沉陷能力强功率较小限制使用场景成本高增加购买使用负担安装维修不便增加难度操作维护不易不适用大容量场合卧式结构简单维护方便平衡差导致振动大转速低限制气体处理能力对基础要求高运行可靠管道布置灵活应用广泛结构笨重不便于移动安装大型压缩机制造复杂增加成本和时间角度式动力平衡性好结构紧凑大型时高度大安装维护不便适用范围受限曲轴结构简单适应性强7180度）的角度，基于这些中心线的具体布局，压缩机可以被细分为W型、V型、L型和W型空气压缩机因其独特的W形气缸布势。与直线型压缩机相比，W型压缩机的往复惯性力得到了更优的平衡，有效降本项目选择了W型压缩机。3.3运动机构选择与压力比分配3.3.1运动机构的结构及选择的磨损问题较为突出，气缸内润滑油的量也难以精确管理。3.3.2级数选择和各级压力比的分配的压力比，涉及到多方面的权衡，具有一定的复杂性。小机器的体积和考虑到级数过高对设备的要求也大大提高，取Z级，根据1=ε2=5.32,但为使第一级由较高的容积系数，第一级的压力比取稍低值，各级名义压力及压力。3.4转速和行程的确定转速，行程和活塞平均速度的关系如式3-1：ns(3-1)C=m303ns1500×40×10C=m=≈1.307m/s3030式中Cm——活塞平均速度（米/秒）；n——压缩机转数（转/分）；8S——活塞行程（米）。s设定在40毫米。n类型和设计要求：微型和小型：中型：1000-3000（转/分）500-1000（转/分）250-500（转/分)大型：选择了1500r/minn匹配。94空气压缩机的力学计算的结构参数，比如活塞的行程长度和气缸的直径，以下是一些必要的说明：1.压力—明，本文档中提到的所有压力数值均基于绝对压力标准。.温度—在进行热力分析时，我们使用的是绝对温标，该温标以开尔文（K）为单位。开尔文温标与摄氏温标之间的转换关系可以表述如下：T=t+.比容——单位重量气体所占容积。23对于理想气体而言，其在不同温度和压力条件下的质量可以通过特定的公式来计算，该公式在文献中通常被标记为式4-1：pM(4-1)T4.1确定各级容积效率（1）确定各级容积系数初始步骤是确定各压缩阶段的相对余隙体积比机的相对余隙体积比率往往分布在一个预定义的数值范围内：压力<20公斤/厘米2；α=0.12~0.25；压力>20~321公斤/厘米2；α=0.26~0.45微型压缩机的相对余隙容积：排气量在0.2米3/α=0.088~0.10排气量在0.3米3/α=0.035~0.05由于P=12MPa=0.12~0.25qV=0.6m3,则=0.035~0.05各级相对余隙容积α=0.07α=0.13，膨胀指数m，在处理双原子气体时，大型12和中型压缩机的第一级气缸在常压下进气，其m值的选择依据压缩机的转速区间来确定：压缩机转数：n<200(转/分，m=1.2~1.30n>200(转/分，m=1.25~1.35n>500(转/分，m=1.42容积系数：101m11λ=1-α(ε1-1)=1-0.07×(5.30-1)=0.760-1)=0.5891.125v1111λ=1-α(ε1-1)=1-0.13×(5.34m21.187v22（2）选取压力系数p=0.95-0.98p=0.95-1.0。根据各级的吸入压力选择压力系数如下：λp1=0.95λp2=0.984.2确定析水系数与行程容积4.2.1析水系数析水系数的确定见表4-1。表4-1为析水系数数值数值系数第一级无水分析λ1=1.0出第二级λϕ2=(Ps2-ϕ2Psa2)ε1/(Ps2-ϕ2Psa2)干气系数φ1=0.8φ2=1.0φ3=1.0取定一级进气温度20Co，二级进气温度o.2.2各级行程容积确定4压缩机各级的气缸行程容积如式4-：V/λ(4-2)(4-3)tm式中Vm——压缩机的排气量（米³/分）；——压缩机的排气系数；λλλλv1p1多级压缩机其余各级的气缸行程容积如式4-：Vμ/λ/p/Tmti1sisidis1si式中ps1，psi——li级的公称吸气压力；，——l级和i级的公称吸气温度；λi——i级的排气系数。则一级的行程容积：V=Q/η=0.47/0.645=0.72m/mini1v1二级的行程容积：（1-0.87×0.04325）×1×10⁵×（40+273.15）×0.47/（0.53×0.533×10⁶×20+273.15）=0.165m/min（4.3气缸直径、排气温度和活塞力的确定4.3.1气缸直径对于单用气缸，其气缸直径计算如式4-4：4V/πSni(4-4)√i1式中：——气缸的行程容积（m³/min）S——活塞行程（m）n——压缩机的转速（r/min）i——同级气缸数d——活塞杆直径（m）1/2一级气缸直径：D×4/(0.04×3.14×1500))=0.124m1i11/2二级气缸直径：D×4/(0.04×3.14×1500))=0.059m2i24.3.2排气温度往复活塞式空气压缩机的温度计算如下：Ts1=293.15KTs2=313.15KTs3=303.15KTε(m-1)/mds则一级排气温度：Td1=293.15×0.490.11=342.3KTd2=313.15×7.830.157=432.6K二级排气温度：4.3.3活塞力往复活塞式空气压缩机的活塞力计算值见表4-2。表4-2为活塞力计算数值级次轴侧：气体力活塞力盖侧：气体力活塞力F=106w=3.14/PF=106c=3.14/4PWwcw4xD2d2)w1=0.01-0.09477x(D2-d2)12-1200.912359.2c1=0.012-0.4265-5449.5772w2=0.003.28768c2=0.0030.3927681477.73124.4计算轴的功率对于1-4级压缩机指示功率用式4-5计算k-1k(4-5)kpdN=1.634pVλ(()-1)ittsk-1ps式中：ps——公称吸气压力(kg/cm3)t——气缸的行程容积(m3/min)P，p——气缸的实际排气压力和吸气压力((kg/cm3)dsk——理想气体的绝热指数01.11)可得N(1.634λVP0×5×18)(ε'1vh1s=(1.634×0.7665×0.76×5×0.1×10)×(4.5380.11-1)=0.86KW同理2=2.87KW总指示功率N+N=0.86+2.87=3.373KWI11传动效率m=0.7NI所以轴效率z==5.32KWηm4.5动力学计算4.5.1压缩机中的作用力在处理双原子气体时，大型和中型压缩机的第一级气缸在常压下进气，其m值的选择依据压缩机的转速区间来确定。率，还可能导致局部过热、磨损加剧甚至零件失效。4.5.2曲柄连杆机构的运动关系和惯性力布局和动态特性进行计算。如图5-1所示，该图展示了曲柄连杆机构的几何配置。13图4-1曲柄连杆机构的几何关系简图λ活塞位移x和曲柄转角：x=（（1-cosα）+（1-cos2α））4往复惯性力：ω2r(cosα+λcos2α)=mω2rcosα+mω2rλcos2α=I2pppp1热力计算数据：一级活塞直径吸气压力ps1=0.094MPa，排气压力pd1=0.4265MPa，m=1.125。二级活塞直径D22=105mm吸气压力ps2=0.392MPa，排气压力pd2=3.28MPa，m=1.187。145核心零部件的结构设计和强度校核5.1气缸如图5-1所示。气缸的设计多样性受到多种因素的影响，包括压缩机的工作压力、惯等，共同决定了气缸的多种可能结构。图5-1气缸模型设计气缸的要点是：1.优异的耐磨损性能。2.缸内，其工作表面必须保持出色的润滑性能。3.机的效率和性能。456.结合部分的连接和密封要可靠。.要有良好的制造工艺性和装拆方便。.通用化的原则，满足三化标准。5.1.1结构形式的确定50kgf/cm²，未超过200kgf/cm²的阈值，因此选用了适用于水冷式的单层壁气缸，1构成。15气缸的吸气效率。5.1.2气缸主要尺寸的计算气缸布置在气缸盖上，气缸形状较简单且用高强度铸铁，取[σp]=300kg/cm2壁厚的附加项，其值按0.5~0.8cm选择，则a=8mm。[σp]=250~400kg/cm20.426×132×300取δ=10mm，δ=+0.8=0.809cm2[σp]5.2活塞其模型如图5-2动，活塞的裙部则在气缸内起到引导活塞运动和承受侧向力的作用。图5-2活塞模型此，铝合金活塞在机械强度和耐磨性能方面仍然不如铸铁活塞。如：123.有足够的强度和刚度；.活塞与活塞销的连结和定位要可靠；.整每列活塞的重量分布；164.制造工艺性好。.2.1活塞环5和优异的耐磨特性。活塞环个数如式5-1：Z=√(5-1)Z——活塞环个数ΔP——需要密封的压力差表5-1中详细展示了密封压力差如何随活塞环的数量而变化。表5-1密封压力差与活塞环数关系密封压力差活塞环个数密封压力差ΔP/MPa活塞环个数ΔP/MPaZZ～0.52～33～53.0～12.012.0～24.05～1012～200.5～3.0由ΔP=1/2(P1-P2)可知各级活塞的活塞环个数一级ΔP=1/2(P1-P2)=1/2(3.28-0.42)=1.43取二级ΔP=1/2(P1-P2)=1/2(3.28-0.1)=1.635取5.2.2活塞基本尺寸一级活塞环部尺寸：活塞直径：D=130mm活塞环的颈向厚度：1111t=(~~)×130=5.90~3.61mm22362236取t=4mm；活塞环的轴向高度：h=(0.4~1.4)t=(0.4~1.4)×4=1.6~5.6mm取h=4mm；活塞顶面至第一道活塞环的距离：C=(1.2~3)h=(1.2~3)×4=4.8~12mm取C=8mm；活塞环之间的距离：C1=(0.8~1.5)h=(0.8~1.5)×4=3.2~6mm17取C₁=5mm；环部高度为H1=Z(h+C1)+zh3+h4+C=4×（4+5）+4×0+0+8=44mm二级活塞环部尺寸：活塞直径：活塞环的颈向厚度：1111t=(~~22362236取t=4mm；活塞环的轴向高度：h=(0.4~1.4)t=(0.4~1.4)×4=1.6~5.6mm取h=4mm；刮油环的轴向高度：h3=(1~2)h=(1~2)×4=4~8mm取h3=6mm；活塞顶面至第一道活塞环的距离：C=(1.2~3)h=(1.2~3)×4=4.8~12mm取C=8mm；活塞环之间的距离：C1=(0.8~1.5)h=(0.8~1.5)×4=3.2~6mmC1=5mm；5.3曲轴5.3.1曲轴结构的选择但使用曲拐式的压缩机能够实现更紧凑的设计和更轻的重量。曲拐式压缩机在气因此，本设计选择了曲拐式曲轴，其模型如图5-3所示。图5-3曲轴模型185.3.2曲轴结构设计与尺寸确定曲轴活塞行程(S)与气缸直径S/D比值应在适当范围内以保持压缩机正常工作。曲轴设计大致有以下基本原则：12.曲轴颈的尺寸必须精心设计，确保所选用的轴承能够承受预期的负载；.复合影响；3.持在规定的安全限值内，保障电机的顺畅运作。尺寸进行了初步设计：11.483曲柄销直径：D=(4.6~5.6)p=(4.6~5.6)×√=4.977~6.05cm；√9.8p我们选择了直径D为55mm主轴颈直径：1=(1~1.1)D=(1~1.1)×55=55~60.5mm取D₁=55mm曲柄厚度：t=(0.7~0.6)D=(0.7~0.6)×55=38.5~33mm取t=35mm曲柄宽度：h=(1.2~1.6)D=(1.2~1.6)×55=66~88mm取h=70mm曲柄销距主轴颈中心线的距离S'=50mmS=D1/2-(S'-D/2)=55/2-(50-55/2)=5S/D=5/55=0.09>0，因此符合标准。5.3.3曲轴材料材料选用球墨铸铁。195.3.4曲轴的强度校核为了简化计算过程，我们对曲轴所受的力进行了适当的假设和简化：.形支承梁；123.连杆力集中作用在曲柄销中点处；.忽略回转惯性力与曲轴自重。的中心点受到相应的集中力作用，而平衡重产生的离心力则作用在平衡块的中心5所示图5-4连续梁受力情况由材料力学可知在i支撑处左端梁转角φ右端梁转角φR分别为：LiiLR20MMZi0i-10i-116EIφi=--3EI6EI20RL20MMZi×Li0i+10φi=-+3EI6EI16EI由变形协调条件φiL=φR，iLR20RL20MMZMMZi×Li0i-10i-116EIi0i+10--=-+3EI6EI3EI6EI16EILR又因为M=-M，所以iiLLL8M+32M+8Mi-1ii+1ii-10设第一支承和最后一个支承处的弯矩为零，即M=0。15所提到的方程包含了i-1i和i+1可以计算出各支承点处的内弯矩。LL32M+8M23210LLL32M+8M+8M=3(Z324320LL32M+8M43430通过将L0和Zi代入方程组，基于工作循环，我们可以计算出不同工况下每个支5-5中展示的模型来确定每个支座的反作用力。图5-5支座受力模型可得支反力表达式：L0(Z)-Mii+1iri2F=yiL0L0T⋅-Mii2i+1F=xiL0Z——作用在曲柄销上的径向力；T——作用在曲柄销上的切向力；Pr21力；应力计算的任务是求出曲轴上曲柄销圆角处的名义应力幅στ和名义应力的αα平均值στmm的横截面应力。具体的计算模型详见图5-6。图5-6应力计算模型曲轴材料：QT900-2]≥900MPa[σ]=0.35σ，b-1b对称循环扭转疲劳极限]=0.25σ。-1b（1）弯曲应力：Fv3max=8600.9NM3‘4=93.32N∙m支反力Fy4min=-3635.74NM4‘3=-32.38N∙m柄臂中央处弯矩。弯矩最大值为：Mymax=Fy3max=8600.9N×0.026-93.32=130N∙m13‘4弯矩最小值为：Mymin=Fy4min=−3635.74N×0.026-32.38=−62.15N∙m14‘3曲柄臂抗弯截面模量为：11223W=×bh=×125×26=14083mmy66圆角名义弯曲应力为：Mmax130.3σnmax===9.25MpaW14083Mmin-62.15σnmin===-4MpaW1408322最后得到，圆角弯曲应力幅和平均应力为：σa=(σnmax-σnmin)/2=(9.25+4)/2=6.83Mpaσm=(σnmax+σnmin)/2=(9.25-4)/2=2.625Mpa（2）扭转应力：扭矩M3max=39.71N∙m，M3min=-39.17N∙m，对应的曲轴垂直平面内支反力F，对应的曲轴垂直平面内支反力F。3‘33‘2计算圆角承受的扭矩：Mxmax=M3max-F3‘3×r=39.71-()×0.04023=87.28N∙mMxmin=M3min-F3‘2×r=-39.71-×0.04023=-18.58N∙m曲柄销抗扭截面系数为：11x=×πd3=×π×683=61738mm31616圆角名义切应力为：Mxmax87.28τmax===1.41Mpa=-0.3Mpax61.7Mxmin-18.58τmin==x61.7最后得：τmaxmin1.41+0.3τa===0.855Mpa=0.55Mpa22τmaxmin1.41-0.3τ==m22计算结果远远小于许用值，校核合格。235.4连杆5.4.1连杆结构设计连杆的主要作用是将活塞承受的力传递到曲轴，通过机械转换将曲轴的旋转5-7设计。图5-7连杆模型对于工字形截面的连杆，它们在保持相同强度的同时能够实现最小的运动质设计中的最大活塞力为1.14吨，因此选择了圆形截面的连杆。加紧凑的机器设计。5.4.2连杆尺寸计算连杆长度LR与连杆长度L的比值R/Lλλ的外形愈大；所以选取要适当。λ=1/5~1/6取λ=1/6s=40mm，曲柄半径R=S/2=40/2=20mmL=R/λ=20/(1/6)=120mmB=25mm。5.4.3连杆杆身强度校核保力的传递更加平稳。24在非对称循环载荷作用下，该结构受到往复运动质量在计算断面上方产生的了确定疲劳强度的安全系数，首要任务是计算出计算断面的最大拉应力和压应力。最大拉伸应力：由最大拉伸力引起的拉伸应力如式5-2：(5-2)σ1=Pjmax⁄mFm为杆杆身的断面面积A为活塞投影面积，取m=(0.005~0.015)A2m=0.009×=85mm4则最大拉伸应力为：σ1=10519.68185=124Mpa杆身的压缩与纵向弯曲应力：点位置，我们可以计算出最大的压缩力：Pc=Pgmax-Pj=7001.933-(-10519.681)=17521.614Nl=190mml'=l-352-47.82=148.6mm合成应力如式5-3：(5-3)l2σxf)Pcmmx其中对于常用钢材c=0.0003~0.004取c=0.002，x为断面对垂直于摆动平面的轴线的惯性矩计算如下：31148.5-352I=(BH-(B-t)h（32×30.083(32-4.374)33))=49155.902mm4x1212将式6-3改为式6-4：Pcm(5-4)σx=k1其中k1为连杆系数：l2190249155.902k1m=1+0.002×x×85=1.1225则摆动平