2V—0.510型空氣壓縮機設計【含CAD圖紙、說明書、開題報告】

資源目錄里展示的全都有，所見即所得。下載后全都有,請放心下載。原稿可自行編輯修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑問可加】 畢 業(yè) 設 計 學生姓名： 學 院： 機械電子工程學院 專 業(yè)： 過程裝備與控制工程 題 目： 2V-0.5/10型空氣壓縮機設計 指導教師： 評閱教師： 年06月 畢 業(yè) 設 計 說 明 書 中 文 摘 要 壓縮機是非常重要的化工機械，屬于容積式壓縮機，在流體動力過程中應用十分廣泛。本設計為對2V-0.5/10型壓縮機進行最優(yōu)化的計算和設計，在保證結構緊湊，重量輕的前提下，進行熱力學計算，動力學計算，零部件的結構設計?？傮w結構設計主要有結構方案選擇、轉數的確定、氣閥的選擇、輪滑方式的選擇和驅動的確定。熱力學計算主要有確定壓縮機的設計參數，結構形式、行程、各級壓縮比的分配、實際壓縮比、熱力學四大系數及行程和氣缸直徑的確定等。動力學計算的主要任務是確定出飛輪矩和平衡慣性力，其目的是保證主軸轉動平穩(wěn)。零部件的結構設計內容主要為一二級的氣缸、氣缸蓋及連桿、曲拐軸、油環(huán)、氣環(huán)和主要運動零部件的結構示意圖。 關鍵詞 壓縮機 結構設計 熱力學 動力學 零件圖 畢 業(yè) 設 計 說 明 書 外 文 摘 要 Title The Design of 2V-0.5/10-type Air Compressor Abstract The compressor is a very important chemical machinery, a positive displacement compressor is widely used in the process of fluid power. The design for the 2V-0.5/10 type compressor optimization calculation and design, the compact, light weight, thermodynamic calculations, and dynamics calculations, the structural design of components. The overall structural design of the main structure of the program to select, the number of revolutions to determine the choice of the valve, skating Selection and driven. Thermodynamic calculations to determine the design parameters of the compressor, structural form, stroke, compression ratio distribution at all levels, the actual compression ratio, thermodynamics four coefficients and stroke and the cylinder diameter. Dynamics calculations, the main task is to determine the flywheel moment and balance the inertial force, which aims to ensure that spindle rotation smooth. Parts of the structure design mainly for two cylinders, cylinder heads and connecting rod, crank shaft, oil ring, gas ring, and the structure diagram of the main moving parts Key Words Compressor Structural design Kinetics Parts diagram 本 科 畢 業(yè) 設 計 第 I 頁 共 Ⅱ 頁 目 錄 1 緒論 1 1.1 本設計的背景及意義 1 1.2 本設計中的注意事項 2 1.3 本設計的預期工作 2 2 總體結構設計 3 2.1 結構方案選擇 3 2.2 壓縮機轉數的確定 5 2.3 氣閥的選取 5 2.4 壓縮機輪滑方式的選擇 5 2.5 壓縮機的驅動 6 3 熱力學計算 7 3.1 設計參數 7 3.2 結構型式和參數確定 7 3.3 行程的確定 7 3.4 級數選擇、各級名義壓力比分配和實際壓力比 8 3.5 各級排氣溫度 10 3.6 各級氣體的可壓縮性系數 10 3.7 各級熱力學系數 10 3.8 各級氣缸的行程容積 13 3.9 各級氣缸直徑 14 3.10 圓整后各級名義壓力及溫度 15 3.11　計算活塞力 16 3.12 計算軸功率 18 4 壓縮機零部件設計 20 4.1 活塞銷設計 20 4.2 活塞設計 21 4.3 曲軸設計 24 4.4 連桿設計 25 4.5 刮油環(huán)設計 27 4.6 活塞環(huán)設計 28 4.7 氣缸設計 30 5　動力學計算 32 5.1 動力學任務 32 5.2 活塞組件質量計算數據 32 5.3 動力學作用力計算 33 5.4 綜合活塞力計算及列的切向力圖繪制 39 5.5 總切向力疊加及總切向力圖的繪制 43 5.6 飛輪矩確定 48 5.7 飛輪矩設計 48 結 束 語 50 致 謝 51 參 考 文 獻 52 本 科 畢 業(yè) 設 計 第 51 頁 共 52 頁 1 緒論 1.1 本設計的背景及意義 壓縮機是用來提高氣體壓力和輸送氣體的，屬于將原動機的動力能轉變?yōu)闅怏w壓力能的工作機械。要實現壓縮機的連續(xù)運轉需要兩個條件：一是主機完成壓縮任務；二是輔機確保機械的運行安全。 壓縮機的種類多、用途廣，有“通用機械”之稱。目前，除了活塞式壓縮機，其他各類壓縮機機型，比如離心式、雙螺桿式、滾動轉子式和渦旋式等均被有效地開發(fā)和利用，為用戶在機型的選擇上提供了更多的可能性[1]。 根據 2003 年，壓縮機行業(yè)協會單位 67 家企業(yè)的統計結果，壓縮機工業(yè)總產值(不變價)達 48 億元，且在大中型壓縮機中，空氣壓縮機占絕對主導地位。據不完全統計，2005 年國內動力用壓縮機的生產銷售總量已經達到 120 億元左右。圖 1.1 是從 1952年至 2003 年我國壓縮機年產量的變化[2]。 全國壓縮機產量 圖1.1 1952~2003 年全國壓縮機產量變化 隨著經濟的高速發(fā)展，我國的壓縮機設計制造技術也有了長足進步，在某些方面的技術水平也已經達到國際先進水平。我國的壓縮機專業(yè)高等教育學科已設置半個世紀，機械部門的壓縮機研究機構也已面世50 年。尤其在改革開放后，壓縮機行業(yè)得到了快速發(fā)展，現已形成了人才培養(yǎng)、科學研究、產品開發(fā)設計和制造的完善體系。除少數超高壓和特殊氣體壓縮機外，現有產品品種和數量基本滿足國民經濟各部門的需要[3]。 1.2 本設計中的注意事項 壓縮機屬于單元過程機械，并都涵蓋在流體動力過程的涉及范疇內。壓縮機的設計過程是遵循流體力學規(guī)律的過程，這其中要涉及到流體靜力學過程和流體動力學過程[4]。 在壓縮機設計過程中要符合以下基本原則： （1）滿足用戶提出的排氣量，排氣壓力及有關有關使用條件的要求； （2）有足夠長的使用壽命，足夠高的使用可靠性； （3）有較高的運轉經濟性 （4）有良好的動力平衡型 （5）維護檢修方便 （6）盡可能采用新機構，新技術，新材料； （7）制造工藝性良好 （8）機器的尺寸小，重量輕。 顯然上述原則是相互矛盾的[5]。因為，對于壓縮機設計者來說，重要的是根據壓縮機的用途，掌握其主要要求，在保證主要要求的前提下，盡量滿足其他要求。 1.3 本設計的預期工作 本課題的設計任務是在常溫下對空氣進行壓縮，進氣壓力為大氣壓，壓縮后排氣壓力為1.1MPa，排氣量不低于0.5 m3/min。為滿足設計和技術要求，綜合考慮，本設計采用V型兩級壓縮，有油淪滑，冷卻方式為風冷式。 設計內容包括進行總體方案和結構設計，進行熱力學計算、動力學計算、飛輪設計、主要零部件結構設計及必要的強度校核計算、動平衡設計計算等。其中總體結構設計方面主要包括結構方案選擇、氣缸排列形式、運動機構的結構選擇、級數選擇、壓縮機轉數、行程的確定和驅動選擇；熱力學計算方面主要是通過各級排氣壓力、排氣溫度和各級排氣系數的計算來確定各級氣缸形成容積和氣缸直徑及活塞力和軸功率，從而選擇電機型號；零部件結構設計方面主要包括活塞組件的設計、曲軸結構、連桿設計和氣缸的設計；動畫里學計算主要是計算各級平均切向力，然后根據不同方案級數的布置進行疊加計算總平均切向力，選擇最優(yōu)方案，確定飛輪距；飛輪設計主要包括根據及其允許的旋轉不均度、飛輪距的大小和冷卻所需風量，參照工廠圖紙進行尺寸結構設計。 2 總體結構設計 總體設計的基本步驟：（1）選擇結構方案，主要參數，相應的驅動方式和大體確定附屬設備布置。（2）壓縮機的技術經濟性能指標是否先進，可否滿足使用要求根本取決于總體設計階段考慮的是否恰當等。如果考慮不當就會導致先天不足其消除時十分困難。故此，總體設計十分重要，故先要搜集國內同類型或相近的資料，進行研究比較提出合理方案，再進行熱力學計算，動力計算，初步選擇主要零件的尺寸，在分析研究的基礎上選出最符合要求的方案，最后繪出縱橫剖面圖和外形布置圖等盡量清楚明了。 2.1 結構方案選擇 活塞式壓縮機的結構方案由下列因素組成：機器的型式、級數和列數以及各級氣缸在列中的排列和各列間曲柄錯角的排列。 (1)機器的型式。無特殊說明機器的型式均是帶十字頭的對稱平街型壓縮機。 (2)級數的選擇和各級壓力比的分配原則。工業(yè)用的氣體，有時需要較高的壓力，需采取多級壓縮。在選擇壓縮機的級數時，一般應遵循下列原則：使壓縮機消耗的功最小、排氣溫度應在使用條件許可的范圍內、機器重量輕、造價低。要使機器具有較高的熱效率，則級數越多越好(各級壓力比越小越好)。然而級數增多，則阻力損失增加，機器總效率反而降低，結構也更加復雜，造價便大大上升。因此。必須根據壓縮機的容量和工作特點，恰當地選擇所需的級數和各級壓力比。 (3)各級氣缸在列中的排列。在活塞式壓縮機中，一個連桿所對應的氣缸活塞組即為一列[6]。壓縮機按列數的多少分成單列和多列兩類。對稱平衡型結構只能制成多列壓縮機，而且列數通常是偶數。各級氣缸的排列應根據下述原則進行：要求各列往返止點的活塞力相等；盡可能使氣體的內泄漏和外泄漏盡可能?。粦撌沟眉夐g設備和管道得到較有利的布置，以便降低流動阻力損失和減小氣流脈動；要使氣缸、活塞和氣閥的裝拆方便。 2.1.1 氣缸排列形式 壓縮機氣缸的排列多種多樣：臥式、立式、L型、V型、W型、星型和對稱平衡型[7]。 臥式及對稱平衡型壓縮機較多用于大、中型壓縮機；立式僅用于中小型且中型壓縮機主要用于無油淪滑；L型、V型、W型、星型等角度式壓縮機適用于中小型和微型。 L型、V型、W型、星型等角度式壓縮機共同優(yōu)點： 本設計屬于微型壓縮機常規(guī)設計，考慮設計參數和市場現狀選用V型結構。其結構中相鄰氣缸中心線可以選擇90°、75°、60°等，其中以90°平衡最佳，兩級往復質量相等，一階往復慣性力合力為定值，且始終處于曲柄方向，因此可以在曲柄相反方向用裝平衡重的方法來平衡。當兩列不為90°時，用裝平衡重的方法只能平衡掉一階往復慣性力合力的一部分。在這種情況下往復慣性力合力的方向與曲柄方向是不一致的[8]。 故本設計采用氣缸夾角為90°。 2.1.2 運動機構的結構 活塞式壓縮機的運動機構有：無十字頭和有十字頭兩種。無十字頭結構簡單緊湊及其高度較低，相應的機器重量較輕，一般不需要專門的淪滑機構。但是只能做成單作用缸，氣體泄漏量較大，氣缸工作表面所受側向力較大，因而活塞易磨損，另外，氣缸中的淪滑油量也不好控制。其一般只用于立式、V型、W型和扇形結構。當壓縮機功率大于（120~150）kW 時，無十字頭壓縮機重量超過有十字頭，而結構也較復雜。因此，無十字頭壓縮機只在小功率范圍內使用。小型壓縮機注重緊湊便于搬動，多選用無十字頭運動機構。 帶十字頭的特點有：工作表面不承受連桿帶來的側壓力，所以氣缸與活塞間摩擦和磨損較小，從分利用氣缸容積，輪滑油易于控制，可以設置填料函，故氣體泄漏量較小。但是機械結構復雜，高度和重量也增加。特別是工藝流程的壓縮機，要求機械長期運轉，所以多用帶十字頭的壓縮機。我國固定式動力用空壓機，排量在（10~100）m3/min動率在（60~630）kW之間時用帶十字頭結構?；な筒块T工藝流程中使用都是帶十字頭的[9]。 本設計為功率較小的V型空氣壓縮及設計，考慮到以上因素采用無十字頭的運動機構。 2.1.3 級數選擇及各級壓力比分配 工業(yè)用氣體有較高的壓力，多采用多級壓縮，這樣可以降低排氣溫度，提高氣缸容積系數，降低作用在活塞上的活塞力也節(jié)省功率消耗。 選擇級數的一般原則是：節(jié)省功率，機器結構簡單、質量輕成本低及操作維修方便，有時主要是滿足工藝流程上的特殊要求，例如排氣溫度不得超過允許值，某級間壓力符合工藝上對中間抽氣壓力的要求等。對不同的壓縮機，選擇級數的原則各有側重，例如化工上常用的大、中型壓縮機，首先是以省功和運轉可靠為第一要求，同時排氣溫度不應過高，一般級壓力比均取在2~4之間。間歇使用的小型壓縮機，其基本要求則是機器結構簡單緊湊、質量輕及成本低，而功耗卻處于次要地位，所以這種壓縮機可適當提高級的壓力比以減少級數。對于易燃、易爆等特殊氣體及無油潤滑的壓縮機，級數選擇主要是受排氣溫度的限制，再兼顧其他原則[10] 本設計為2V-0.5/10壓縮機，根據市場常用壓縮機形式與宜采用的級數關系，選擇級數為二級。 對于壓縮比的分配，則以省功為主。研究表明，兩級壓縮當其兩級壓縮比相等時可獲得最小指示功，則此壓縮比即為省功的最佳壓力比，但是，實際壓縮存在損失余隙影響有熱交換及回冷不完善等情況，故實際上最佳壓力比分配并不是等壓縮比分配，但各級名義壓縮比的乘積仍等于總壓縮比即： （2.1） 2.1.4 列數的選擇 活塞式壓縮機的一個連桿所對應的氣缸活塞組即為一列。 壓縮機按列數的多少分成單列和多列兩類，其列數的選擇主要取決于排氣量、排氣壓力、機器的型式和級數。立式結構和臥式結構可以制成單列和多列壓縮機；對稱平衡型結構只能制成多列壓縮機，且列數通常是偶數；對置型結構卻制成多列壓縮機。V型結構只能制成多列壓縮機。 各級氣缸的排列應根據下述原則進行：要求各列往返止點的活塞力相等；盡可能使氣體的內泄漏和外泄漏盡可能??；應該使得級間設備和管道得到較有利的布置，以便降低流動阻力損失和減小氣流脈動；要使氣缸、活塞和氣閥的裝拆方便。 本設計采用V型結構，多列壓縮機單重V型結構。 2.2 壓縮機轉數的確定 轉數和行程的選取對機器的尺寸、制造難易和成本有重大影響，并且還直接影響機器的效率、壽命和動力特性。轉數、行程和活塞平均速度的關系式如下： (2.2) 式中: ——活塞平均速度(m/s)； n——壓縮機轉數(r/min)； S——活塞行程(m)。 壓縮機按其轉速可以分為低速、中速和高速三種。雖然單從轉速出發(fā)而不顧及壓縮機的尺寸大小來衡量其高速性是不全面的，因而需要依據一些原則，但由于設計的為微型壓縮機，為是結構緊湊，只能采取較小行程，較高轉數，但活塞平均速度較低，近代壓縮機的轉速通常在以下范圍：微型和小型（1000~3000）r/min；中型（500~1000）r/min；大型（250~500）r/min。 綜合考慮壓縮機轉速取 n=1000 r/min. 2.3 氣閥的選取 氣閥是活塞式壓縮機的重要部件之一，它的工作直接關系到壓縮機運轉的經濟性和可靠性，對氣閥的基本要求如下： (1)使用壽命長(只閥片和彈簧的壽命長)； (2)氣體通過氣閥時能量損失?。? (3)氣閥關閉時具有良好的密封性； (4)閥片起、閉動作及時和迅速，且需完全開啟； (5)氣閥所引起的余隙容積要??； (6) 還要求結構簡單，制造方便，舌簧閥 故綜合考慮壓縮機氣閥選用舌簧閥。 2.4 壓縮機輪滑方式的選擇 機器進行淪滑的主要目的如下：（1）減小摩擦功率，降低壓縮機功率消耗（2）減少潤滑部分磨損，延長零件壽命（3）潤滑劑有冷卻作用可以到走摩擦熱，是零件溫度不過高，防止?jié)櫥课灰罒齻?）做潤滑即使有防止零件生銹的作用。 按氣缸是否用油潤滑，可分為有潤滑和無油潤滑兩種 （1）無油潤滑的特征為由氣缸、缸體、氣缸蓋、連桿、曲軸等組成，采用自潤滑材料制成，不用添加潤滑油排除氣體不含油污，使壓縮機的工作環(huán)境更加廣泛，適用于一切需要高凈化行業(yè)中。 （2）有油潤滑大體又可分為兩種：飛濺式和壓力潤滑。飛濺潤滑多用于小型無十字頭壓縮機中，其特點是氣缸和運動部件的潤滑面都靠裝在連桿上的甩桿油，將油甩起飛濺到潤滑部位，氣缸和運動部件的潤滑劑只能采用一種潤滑油，氣缸內帶油量較大。壓力輪滑多用于大、中型帶十字頭的壓縮機。 因為本壓縮機為微型壓縮機，小成本故采用有油潤滑中的飛濺潤滑。 2.5 壓縮機的驅動 活塞式壓縮機的驅動包括驅動機和傳動裝置。驅動方式與壓縮機的結構方案和主要參數的選擇有著密切的關系，在選擇壓縮機結構方案和主要參數時，應該同時考慮驅動方式的選擇。活塞式壓縮機驅動機可分三類； (1)電動機，比如異步交流電動機或同步交流電動機； (2)活塞式發(fā)動機，比如內燃機或蒸汽機； (3)旋轉式發(fā)動機，比如燃氣輪機或蒸汽輪機。 在活塞式壓縮機中，用很最普遍的是電動機驅動。這里根據活塞式壓縮機的軸功率來選取電動機，傳動裝置為三角帶傳動。 3 熱力學計算 3.1 設計參數 熱力學計算的任務：根據氣體壓力、容積和溫度之間存在的熱力學關系，結合壓縮機的具體特性和使用要求確定壓縮機的結構型式及合理的熱力參數和結構參數。 3.2 結構型式和參數確定 結構型式：V型壓縮機結構和結構示意圖見圖3.1和圖3.2。 圖3.1 V型壓縮機 V型兩級壓縮 圖3.2 V型壓縮機結構示意圖 3.3 行程的確定 轉數、行程和活塞平均速度的關系式如下： （3.1） 式中: Cm——活塞平均速度 m/s； n ——壓縮機轉數 r/min； S——活塞行程m。 活塞式壓縮機設計中，在一定的參數和使用條件下，首先應考慮選擇適宜的活塞平均速度， 一般說來，微型和小型壓縮機，為使結構緊湊，而只能采用較小行程，雖有較高轉數，但活塞平均速度卻較低，只有2m/s左右。個別小型壓縮機由于氣閥結構改進，也可高達6m/s 。 在一定的活塞速度下，活塞行程的選取，與下列因素有關： 1． 氣量的大小 2． 機器的結構型式 3． 氣缸的結構。 在常壓進氣時，一般當轉速低于500r/min時，=0.4～0.7（D1為Ⅰ級氣缸直徑）；轉速高于500r/min時，=0.32～0.45。 現代活塞式壓縮機的行程與活塞力之間，按統計與分析，有下列關系： S=A （3.2） 式中: P——活塞力， N； A——系數，其值在0.065~0.095之間，較小值相應于短行程的機器，較大值相應于長行程的機器。 選擇壓縮機轉數時，通常應遵循慣性力不超過活塞力原則（因為運動部件的強度是按活塞力來計算的）。 一般說來，活塞力較大的機器，轉數相應較低，此外，由于各種結構的壓縮機的動力平衡性不同，所以轉數也會有區(qū)別。 壓縮機與驅動機相連時，應參照驅動機的額定轉數。 近代壓縮機的轉數n通常在下列范圍： 微型和小型： 1000r/min～3000r/min 中型： 500r/min～1000r/min 大型： 250r/min～500r/min 由于選取轉速為1000 r/min可得出壓縮機的活塞平均轉速，根據以上要求，行程確定如下：行程：s=0.065m 3.4 級數選擇、各級名義壓力比分配和實際壓力比 根據已知的進、排氣壓力，初步確定名義壓力比[10]。 (3.3) 式中： ——各級名義壓力比； ——排氣壓力，MPa； ——進氣壓力，MPa。 上述結果是按假設的理想情況得到的。實際壓縮機存在壓力損失、余隙影響、有熱交換及回冷不完善等情況，另外，氣缸直徑圓整也會引起壓力再分配，故實際上各級的壓力比分配并不是等壓力比分配。 在確定各級壓力比的分配時往往還需要考慮其他一些因素，例如第I級常取較小的壓力比，以增大第I級的容積系數，目的是確保進氣量。最末一級也常取較小的壓力比，以防止在氣量調節(jié)時，末級壓力比可能增大到超過一般允許值，造成末級超溫。由于本設計為兩級壓縮，以側重防止第二級超溫為前提?？紤]到風冷效果不如水冷，為降低中冷負擔，將一級壓力比適當調低，通過減小一級排氣溫度來間接降低二級排氣溫度，已達到緩解中冷負擔的目的，故此，一級壓力比應做調整為： =（0.90~0.95） 適當選取計算為=0.95×3.32 =3.154 則：===3.154×0.1=0.3154 = =3.488 調整后，各級名義進、排氣壓力比列于表3.1： 表3.1 名義壓力比 級數 名義進氣壓力 p1（MPa） 名義排氣壓力 p2（MPa） 名義壓力比 ε Ⅰ Ⅱ 0.1 0.3154 0.3154 1.1 3.154 3.488 各級的實際吸氣壓力按下式計算： （3.4） 各級的實際排氣壓力按下式計算： （3.5） 考慮相對壓力損失，查參考文獻相對壓力損失圖。查得各級相對壓力損失數據，計算各級實際吸、排氣壓力和壓力比如下表3.2： 級數 p1(MPa) p2（MPa） δs δd ps(MPa) pd(MPa) ε' Ⅰ級 0.1 0.3154 0.05 0.078 0.095 0.3400 3.58 Ⅱ級 0.3154 1.1 0.038 0.058 0.3034 1.1638 3.84 表3.2 各級實際吸排氣壓力和實際壓力比 3.5 各級排氣溫度 根據下式，計算各級的排氣溫度： (3.6) 式中： ——各級排氣溫度，K； ——各級進氣溫度，K； n ——絕熱壓縮過程指數。 在實際壓縮過程中，對微、小型壓縮機，，各級氣體的等熵指數近似取標準狀態(tài)下的（雙原子），此處根據經驗取值n=0.95和k=1.33。 將計算結果列于下表3.3。 表3.3 各級名義排氣溫度 級數 名義進氣溫度Ts 名義 壓力比 壓縮指數n 名義排氣溫度Td ℃ K ℃ K Ⅰ Ⅱ 20 35 293 308 3.154 3.488 1.33 1.33 1.335 1.359 118.2 145.6 391.2 418.6 3.6 各級氣體的可壓縮性系數 根據空氣的氣體性質，查空氣的出臨界壓力和臨界溫度值，根據已求得的吸、排氣溫度和進、排氣壓力，且已知當壓力不高時，空氣可作為理想氣體處理。壓縮性系數均可取為1。 3.7 各級熱力學系數 3.7.1　 容積系數 容積系數可按下式進行計算： (3.7) 式中： ——容積系數； ——壓力比； ——相對余隙容積； m ——膨脹指數。 值的大小取決于氣閥在氣缸上的布置方式、壓縮的級次和氣閥的結構形式以及同一級次氣缸行程與缸徑之比值等等，一般值在下列范圍內：低壓級=0.07～0.12，中壓級0.09～0.14，高壓級0.11～0.16。 在選擇時，應該考慮到： （1） 在相同的活塞線速度和排氣量情況下，高速短行程壓縮機的相對余隙容積，要比低轉速長行程壓縮機的相對余隙容積大。 （2） 氣閥在氣缸上的布置方式不同，相對余隙容積不同。氣閥布置在氣缸端面上的相對余隙容積較小，氣閥徑向布置在氣缸上的相對余隙容積較大。 （3） 各類型氣閥，在安裝直徑相同時，具有不同的余隙容積。 （4） 一般直徑大的氣缸具有較小的相對余隙容積。 膨脹過程指數m愈小，膨脹所占體積愈大，容積系數愈小。膨脹過程指數的大小除與氣體性質有關外，主要取決于余隙氣體在膨脹過程中與缸壁的熱交換情況。當氣體得到的熱量多時，膨脹過程趨于等溫過程，m較小，就小。若得到的熱量少，則膨脹過程趨于絕熱過程，m趨于k，這時變大。 對于空氣冷卻式壓縮機，因為受冷風溫度的限制，不可能將氣體冷卻到一級進氣溫度，導致回冷不完善。因此，其脹過程指數m值接近于1。另外，m值還隨氣體性質的差異有所不同，膨脹過程指數m可根據進氣壓力由表3.4來確定。 表3.4 不同進氣壓力下的膨脹過程指數m值 進氣壓力（MPa） 等熵指數k k=1.4 0.15 m=1+0.5(k-1) 1.20 0.15～0.4 m=1+0.62(k-1) 1.25 0.4～1 m=1+0.75(k-1) 1.30 1～3 m=1+0.88(k-1) 1.35 ＞3 m=k 1.40 按照表3.4計算各級膨脹過程指數： m1 = 1+0.5（k-1）= 1+0.5(1.4-1) = 1.2 m2= 1+0.62（k-1）= 1+0.62(1.4-1) = 1.248 由于采用舌簧閥，根據以上推薦，選擇一級和二級的相對余隙容積分別為： 于是，各級的容積系數分別為： = = 1-0.034(-1)= 0.996 ==1-0.035(-1)=0.9397 3.7.2 壓力系數 在同一個進氣容積下，氣體壓力愈低，則其中的氣體質量愈少，氣體經過進氣閥需克服氣閥彈簧力、氣閥通道阻力等，故進入氣缸后壓力下降。因而對進氣過程來說，進氣時壓力的下降，等于損失了進氣量，所以可認為壓力系數=表示了由于壓力降低使氣量減小的程度。 按經驗＝0.95～0.98。 因此，取值如下：=0.96 =0.97。 3.7.3 溫度系數 溫度系數表示進入氣缸的氣體由于吸熱體積膨脹而使進氣量減少的程度。的大小取決于氣體吸熱的多少，吸熱愈多愈小。 影響熱交換的因素很多，即有： (1)壓力比； (2)氣體的性質； (3)氣缸的冷卻程度[11]。 值可從參考文獻中查取。并根據經驗推薦范圍=0.95～0.98，選擇溫度系數如下： =0.96 =0.95 3.7.4 泄漏系數 （1）外泄漏 多級壓縮機填料函的泄漏都是外泄漏，而且為了保證一定的排氣量，經第一級開始到發(fā)生填料函泄漏的所在級為止所有氣缸都必須加大，以彌補這種外泄漏的損失，另外氣閥的泄漏對于本級而言屬于外泄漏 （2）內泄漏 多級壓縮機中常有部分氣體由高壓級通過活塞環(huán)泄漏到低壓級或級間導管中（但不是漏到第一級或一級入口），在以后的工作循環(huán)中又從該低壓依次被壓向高壓級，這種在壓縮機內部進行循環(huán)流動的泄露屬于內泄漏。這種內泄漏不影響壓縮機的進氣量和排氣量，但是影響循環(huán)流動所涉及的各個級的進入氣量和排出氣量，并且使級間壓力的分布發(fā)生變化，壓縮機的功耗也有所增加。 影響多級往復活塞式壓縮機各級氣缸泄漏系數的因素有（1）各級相對泄漏點的個數，（2）內、外泄漏的路線，（3）每個泄漏點兩側的壓差。 對于通過活塞環(huán)的泄漏還應考慮是全循環(huán)泄漏還是半循環(huán)泄漏等，然后選取各種相對泄漏值。 因此，可參照以下原則選擇： （1）大直徑氣缸，取大些，小直徑氣缸取小些； （2）有油潤滑壓縮機，取大些，無油潤滑時，取小些； （3）高轉速壓縮機，取大些，低轉速壓縮機取小些； （4）壓力高或高壓級，取小些，相反時可取大些。 參照以上原則，結合經驗取值范圍選擇溫度系數如下： =0.94 =0.93 3.7.5　排氣系數 排氣系數是容積系數、壓力系數、溫度系數和泄漏系數幾個系數的總稱，可根據公式3.11算出： （3.11） 則= 0.996 0.96 0.96 0.94 = 0.863 = 0.9397 0.97 0.94 0.93 = 0.805 3.8 各級氣缸的行程容積 3.8.1 壓縮機的排氣量 在壓縮機排氣端測得的單位時間內排出的氣體容積值，換算到壓縮機吸氣條件下的數值稱為排氣量。排氣量用表示，其單位為m3/min。計算行程容積時涉及到兩大系數。 3.8.2 凝析系數 (1)　凝析的產生 壓縮的氣體中如含有一定量的水蒸汽，這種氣體就為濕氣體。當濕氣體中的水汽分壓大于該溫度下的水汽飽和壓力時，便會有一部分水汽凝結成水然后在液汽分離器中分離析出，即所謂凝析。凝析出的水量正是過飽和的那部分水汽量。這種水汽的凝析常稱為水析 [12]。 (2)　水析的條件 根據前面所述水析的原理，如第I級排出的氣體經冷卻后有水汽冷凝析出，則應存在以下關系式： (3.8) 式中：——I級進氣的相對濕度，它的定義是： ==； (3.9) 式中： 、——I級、Ⅱ級進氣溫度下的飽和水蒸汽壓； ——I級的名義壓力比。 如果計算結果滿足，則表明從I級排出的氣體經冷卻后并無水汽析出。所以上式就是判別氣體中有無析水的判別式。 （3）凝析系數的計算 用公式3.10計算凝析系數： （3.10） 式中： 、——I級及k級的進氣壓力，Pa； 、——I級及k級進氣溫度下的飽和蒸汽壓，Pa； 、——I級及k級進氣的相對濕度。 根據已知條件查出飽和蒸汽壓=2.337，=7.375。 根據空氣焓濕圖得I級相對濕度=0.65 先根據式3.10來判定有無水析出： I級無析水問題： Ⅱ級： 0.65 2.337 0.3154 0.1 = 4.7911< 7.375 Ⅱ級亦無水析出； 因此：= 1。 3.8.3 抽（加）氣系數 抽（加）氣系數通常針對大中型工藝壓縮機而言。小型壓縮機一般無無抽（加）氣問題，所以，取壓縮機的抽（加）氣系數：由于沒有抽（加）氣過程的存在所以： = = 1 3.8.4 行程容積 各級的行程容積，按下式3.12計算： （3.12） 計算、得： = =0.0005974 /次 = =0.000207 /次 3.9 各級氣缸直徑 根據氣缸直徑和行程的關系由下式來計算氣缸直徑： m （3.13） 根據已知的結構參數，各級氣缸直徑為： == = 0.1082 m == = 0.0637 m 按照表3.6進行圓整，經圓整后： = 110 mm = 65 mm 3.10 圓整后各級名義壓力及溫度 3.10.1　 確定圓整后各級的實際行程容積 利用公式3.13，導出公式3.14： = /次 （3.14） 按照上式計算圓整后各級的實際行程容積： == =0.000617 /次 == = 0.000216 /次 3.10.2 各級壓力修正系數 按下式計算： （3.15） 按照上式計算壓力修正系數： 一級吸氣壓力無需修正 二級吸氣壓力修正系數=0.990 3.10.3 修正后各級名義壓力及壓力比 計算結果見表3.5。 表3.5 修正后各級名義壓力及壓力比 級 次 Ⅰ Ⅱ 計算行程容積， 0.0005974 0.000207 實際行程容積， 0.000617 0.000216 修正系數 1 0.990 0.990 名義進氣壓力 0.1 0.3154 0.1 0.31225 名義排氣壓力 0.3154 1.1 0.31225 1.1 修正后的名義壓力比 3.1225 3.5228 表3.6 氣缸直徑[9] 3.10.4 修正后各級排氣溫度 計算結果列于表3.7中。 表3.7 修正后的各級排氣溫度 級次 進氣溫度，K 壓力比ε′ 絕熱指數n 排氣溫度，K Ⅰ Ⅱ 293 308 3.1225 3.5228 1.33 1.33 1.326 1.367 388.5 421.1 3.11　計算活塞力 3.11.1　計算氣缸內進、排氣過程的平均壓力 氣缸實際壓力及壓力比要根據修正后的名義壓力查詢對應的相對壓力損失，相對壓力損失根據資料查詢得： 一級相對壓力損失為 = 5%， = 7.8% ； 二級的相對壓力損失為 = 3.8%， = 5.8% 。 根據相對壓力損失計算實際氣缸內實際壓力及壓力比，列于表3.8。 3.11.2 計算各列活塞力 計算各列活塞所承受的活塞力要根據氣缸內的實際壓力和活塞的工作面積，活塞工作面積根據3.16式計算： 對于小型壓縮機，活塞工作面積為： （3.16） 式中： ——軸側活塞工作面積，； ——蓋側活塞工作面積，； D——氣缸直徑，m。 一級氣缸工作面積： 二級氣缸工作面積： 計算各列活塞力，并將計算結果列于表3.9。 表3.8 實際壓力及壓力比 級 次 修正后名義壓力（MPa） 相對壓力損失（%） 1- 1+ 氣缸內實際氣體壓力 實際壓力比 Ⅰ Ⅱ 0.1 0.31225 0.31225 1.1 5 3.8 7.8 5.8 0.95 0.968 1.078 1.058 0.095 0.30226 0.3366 1.163 3.5432 3.8477 表3.9 各列活塞力 級 次 內止點活塞力（MPa） 外止點活塞力（MPa） 軸側（+） 蓋側（-） 軸側（+） 蓋側（-） Ⅰ Ⅱ 0.1 0.0095 0.00095 0.095 0.0095 0.000903 0.1 0.0095 0.00095 0.3366 0.0095 0.0032 =80 =0.02kN =6330N=-2.25 kN 0.1 0.003317 0.0003317 0.30226 0.003317 0.0010 0.1 0.003317 0.000317 1.163 0.003317 0.0039 =-0.6683 kN =3.6 kN 3.12 計算軸功率 3.12.1 計算各級指示功率及總指示功率 按式3.17： （3.17） 式中： ——指示功率，kW； k——等熵系數； Z——壓縮性系數。 多級壓縮機指示功率為各級指示功率之總和。 = 1.43564 + 1.6106 = 3.04624 kW 3.12.2 壓縮機軸功率 驅動機傳約壓縮機主軸的功率稱為軸功率，軸功率計算為： (3.18) 式中： ——軸功率，kW； ——機械效率，%； 根據已有機器的統計： 小微型不帶十字頭的壓縮機 ＝0.85～0.92 ?。?.90。 kW 3.12.3 所需電機功率 對于中、小型壓縮機，如在驅動機和壓縮機間有傳動裝置(如皮帶、齒輪等)時，驅動機的的輸出功率要考慮附加的傳動損失，則驅動機功率為： （3.19） 式中的為傳動效率，一般對皮帶傳動取=0.96～0.99，三角皮帶傳動取下限；取=0.96 一般驅動機還應留有5%~15％的儲備功率以防止壓縮機運轉時常會因工況的變化、冷卻的惡化等引起功耗增加而造成驅動機負荷超過正常工作的需要，所以驅動機的名義功率應為： （3.20） 計算出驅動機的名義功率后，可據此選取合適的驅動機規(guī)格[13]。 選安全裕度為10%，則： = 3.89 kW 據此選取電機規(guī)格為：Y132M1-6 電機額定功率為：4 kW； 電機轉速為：1000 r/min； 滿載轉速為：960 r/min。 4 壓縮機零部件設計 4.1 活塞銷設計 4.1.1 活塞銷的結構形式及選材 活塞銷要有足夠的強度和剛度為連接了活塞和連桿，承受連桿的重量和連桿作用在活塞銷的力。 綜合考慮選擇20Cr。 4.1.2 活塞銷主要結構尺寸的確定 活塞銷的計算尺寸如圖4.1所示。 (1) 活塞銷的直徑d (4.1) 式中： d—活塞銷直徑，mm； l0—連桿小軸襯套寬度，l0 =(1.1~1.4) d mm [k2]—活塞銷許用比壓，活塞力始終在一個方向時，[k2]≤(120~150)×105 Pa；活塞力的方向有變化時，[k2]≤(150~250)×105 Pa。 因為活塞力有變化，可取[k2]=200×105 Pa，則： 一級活塞銷：，d≥11.79mm，取d=20 mm 二級活塞銷：，d≥14.14mm，取d=20 mm。 (2) 計算彎曲應力 把活塞銷看作兩端自由支撐的梁，與連桿接觸長度l0上承受均布載荷，如圖4.1所示，中間截面Ⅰ—Ⅰ的彎曲應力最大，其值為： (4.2) 式中： —彎曲應力，MPa； Pmax—最大活塞力，N； l—活塞銷座支撐長度中點間的距離，mm； l0—連桿小軸襯套寬度，mm； d0—活塞銷中心孔徑，mm。 一般取d0=(0.6~0.7)d=0.7×20=14 mm，取d0=14 mm。由于一級活塞直徑較大，質量也大，只在一級活塞銷打孔。所選材料20Cr屬于合金鋼，許用彎曲應力：合金鋼[]≤150 MPa。一級活塞銷： MPa，在允許范圍之內，符合要求； 圖4.1 活塞銷結構簡圖及主要尺寸 二級活塞銷： MPa，在允許范圍之內，符合要求。 (3) 連桿部件與活塞銷座的間隙 為使活塞銷受力均勻，連桿部件與活塞銷座之間應留出一定間隙，取間隙為=0.5 mm。 (4) 活塞銷總長L L=2+ 2l′+l0 (4.3) 一級活塞銷：L=2×0.5+2×37+24=99 mm； 二級活塞銷：L=2×0.5+2×14+24=53 mm。 (5) 計算剪切應力 截面Ⅱ—Ⅱ上的剪切應力為： (4.4) 許用剪切應力：合金鋼[]≤100 MPa。 一級活塞銷： MPa，在允許范圍內，符合要求； 二級活塞銷： MPa 4.2 活塞設計 4.2.1 活塞的結構形式及材料選擇 本次活塞式壓縮機中采用的活塞基本結構型式為筒形活塞，通過活塞銷與連桿相連。 一、二級氣缸直徑相差45 mm，選擇一級活塞材料為ZL100，二級活塞材料同樣是HT200。 圖4.2 活塞結構簡圖及主要尺寸 4.2.2 活塞的主要結構尺寸的確定 (1) 不計密封環(huán)和刮油環(huán)高度時的活塞高度H′ (4.5) 式中： Nmax—最大側向力，N，Nmax=λPmax，λ=； Pmax—最大活塞力，N； D—活塞直徑，mm，如圖4.2； [k1]—筒形活塞支撐表面的許用比壓，MPa，[k1]≤(0.15~0.30) MPa， 可取[k1]=0.25 MPa，則 一級活塞： mm， 二級活塞： mm， (2) 活塞的總高度H (4.6) 式中：n，m—活塞環(huán)數和刮油環(huán)數； h，h3—活塞環(huán)軸向高度和刮油環(huán)軸向高度。 一級活塞：H≥20.45+2×3.5+1×4.5=31.95 mm； 二級活塞：H≥55.38+3×2.5+1×4=66.88 mm。 活塞總高度H與活塞直徑D一般關系為： H=(0.65~1.50)D (4.7) 活塞直徑取缸徑即可： 一級活塞：D =110 mm，H=1.1D，取H=120 mm； 二級活塞：D =65 mm，取H=70 mm。 (3) 活塞頂面至第一道活塞環(huán)的距離c c=(1.2~3.0)h (4.8) 一級活塞： 取c=7.5 mm； 二級活塞： 取c=5.5mm。 (4）活塞環(huán)之間的距離c1 c1=(0.8~1.5)h (4.9) 一級活塞：取c1=4.0 mm； 二級活塞：取c1=3.0 mm。 (5) 群座到底邊的高度L L=0.7H (4.10) 一級活塞：取L=84 mm； 二級活塞：取L=49 mm。 (6) 活塞銷中心線到底邊的距離h1 h1=0.6L (4.11) 一級活塞：取h1=50 mm； 二級活塞：取h1=30 mm。 (7) 活塞銷座處的表面壓力q按下式確定 MPa (4.12) 式中：q—表面壓力，MPa； Pmax—最大活塞力，N； d—如圖4.4所示，為活塞銷外徑，mm； l′—活塞銷在一側銷座中的支撐長度，mm，如圖4.3。 表面壓力的許用值：活塞銷在銷座中緊固支撐，鑄鐵活塞[q]≤(30~40 )MPa。 一級活塞：d=20 mm(見活塞銷設計)，取l′=37 mm，則： MPa，在允許范圍之內，符合要求； 二級活塞：d=20 mm(見活塞銷設計)，取l′=