空气压缩机设计docWord文档格式.docx
《空气压缩机设计docWord文档格式.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《空气压缩机设计docWord文档格式.docx（31页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
这时余隙内的气体随着活塞下移而进行膨胀，一直膨胀到吸气圧力以下时才结束。
图中之〔d〕是吸气过程：
吸汽阀开启，随着活塞往下运动而吸汽,一直进行到活塞下移到活塞下止点为止。
1.3活塞式压缩机特点
优点：
1、适用压力范围广，不管流量大小，均能到达所需压力；
2、热效率高,单位耗电量少；
3、适应性强，即排气范围较广，且不受压力上下影响，能适应较广阔的压力范围和制冷量要求：
4、可维修性强；
5、对材料要求低，多用普通钢铁材料，加工较容易，造价也较低廉；
6、技术上较为成熟，生产使用上积累了丰富的经验；
7、装置系统比拟简单；
缺点：
1、转速不高，机器大而重；
2、结构复杂，易损件多，维修量大；
3、排气不连续，造成气流脉动；
4、运转时有较大的震动。
随着工业的开展，活塞式压缩机的使用日趋广泛。
主要应用于采矿、冶金、石油、化工、机械、建筑等部门。
2空气压缩机热力计算
2.1热力计算的目的
压缩机的热力计算是以热力学理论为根底，根据气体的压力、容积和温度之间存在的一定关系，结合压缩机具体的工作特性和使用要求进行的。
其U的是要求得最有利的热力参数〔如各级的吸排气温度、压力和所耗功等〕和适宜的主要结构尺寸〔如活塞行程、气缸直径等〕。
压缩机热力讣算常用的方法有常规热力讣算、工作过程的模拟计算和优化设汁计•算等。
本次课程设讣釆用常规热力讣算方法。
常规热力计算是采用简化的热力学方程，根据压缩机吸入气体的热力参数〔压力、温度、相对湿度等〕、容积流量、排气压力及其他一些条件和使用中的一些要求，确定压缩级数、工作容积、转速、结构尺寸〔如
气缸直径、行程等）、多级压缩机的级间压力和温度、功率和效率等，这种计算即为设计性热力计算。
对压缩机的热力过程进行分析讣算，这是设计压缩机时必须进行的。
压缩机结构型式与方案选择。
1•首先计算总压力比，选择级数，然后根据排气量、级数及压缩机用途等选择合理的结构型式及各级气缸的布置方案；
2.确定各级压力比分配，初步估算排气温度；
3.计算并确定各级的诸系数如：
入v、入p、XT.XI.no和等；
4.计算各级行程容积及缸径；
5.计算各列最大活塞力、功率及压缩机效率；
6.确定驱动机功率并选定驱动机。
2.2活塞行程与气缸直径确实定
根据往复式空气压缩机的实际匸作情况，可以取活塞的相对余隙容积为：
C二3%,膨
胀指数m二1.4,压力比£
奇=器8那么：
（2-1）
压力系数:
Xp二1
△PS二1
i40・03
0.8975
xo.05=94%
（2-2）
容积系数：
x=1-C（淙-1）=1-0.03（8±
-1）=0.8975
式中ZiPs/巳是影响压力系数的主要因素，APs/Ps=O.05-0.30
温度系数：
考虑到排气压力较高，进气压力损失较大，机器运转速度高以及气缸不易冷却等因素,取20.85
泄露系数：
入1二0.98
容积效率:
x=AvXpXtX:
=o.8975XO.94X0.85X0.98=0.7028（2-3）
气缸工作容积:
y曲:
nnA2840X0.7028
（2-4）
确定缸径D、行程S和工作容积:
（2-5）
一般％）二0.4〜0・&
取0.7,山Vs=D炉耳方得
（2-6）
二5・38cm二33・8mm
选取实际缸径D二52mm
活塞行程S二0.7D二0.7X52二36.4mm（2-7）
所以圧缩机的实际工作容积Vs=yD:
S=f-X52:
X36.4=77.26cm3
2.3压缩机功率与效率计算
2.3.1绝热压缩的指示功率
P.=l.309X10"
2X-vApXiXnPsXSXD=X^-X+1|w（2-8）
式中8。
是吸排气过程中平均相对压力损失之和：
△F：
50==^+-^（2-9）
5d
参考已有资料，取二三=0.10,兰心0.115
P5Pd
那么8o=O.2115,Pt二988.70W
2.3.2理论绝热压缩功率
取进气温度二ts二25摄氏度，Ts二273+25二298K,排气温度td二170摄氏度，
Td二273+170二443K
由W工程热力学鼻附录7得：
进口状态下空气的焰值加二300.43k//kgf压缩终了的
焙值鶴二446.8曲輛
压缩机进口处的比容：
v二亍总二0.855m7^（2-10）
输气系数X=0.7028
实际质量输气量Qa=Xl^/V=o.7028X3.66X10-3/0.855=3.008X10_3kg/s
理论绝热压缩功率二440.37w
（2-11）
2.4功率计算
（2-12）
指示功率％二警440.37/988.70=0.45
pt
摩擦功率取平均摩擦压力P枕二0.3二0・3XH）5巳
_inVhpX2840X3.66X10s
'
3600—3600
X0.3Xios=86.62w
（2-13）
理论容积输气量^=7in£
）2s/60=3-66X10~3m3/s（2-14）
轴功率Pz=pt+p税二988.70+86.62=1075.32w（2-15）
机械效率rjm=Pt/Pz=988.70/1075.32=0.919（2-16）
轴效率^z=rjtrjm=0.45X0.919=0.414（2-17）
电效率取电动机的效率耳翻二0.85,
电效率心利界嗣二0.414X0.85=0.352（2-18）
电功率巴二P加二440.37/0.352=1251.lw（2-19）
山此可选用功率为1500w的单相异步电动机作为它的动力。
3.空气压缩机的动力计算
3.1曲柄连杆机构的运动关系
动力计算是以往复压缩机的运动机构即曲柄连杆机构为主要研究对象，分析曲柄连杆机构的运动规律、受力惜况以及对压缩机动力性能的影响。
这是压缩机总体结构设计，各零部件的强度、刚度计算以及压缩机根底设计的力学根底。
动力讣算的任务是计算圧缩机中的作用力，分析压缩机的动力平衡性能，确定压缩机所需的飞轮矩，解决惯性力和惯性力矩的平衡问题。
动力汁算的任务是汁算压缩机中的作用力，分析压缩机的动力平衡性能，确定压缩机所需的飞轮矩，解决惯性力和惯性力矩的平衡问题。
（1）压缩机中主要作用力的求解
压缩机中的主要作用力有气体连杆机构运动时产生的惯性力和相对运动外表间产生的摩擦力。
根据各力间的相互关系，得出压缩机中的综合活塞力，分析综合活塞力对
圧缩机的作用效果：
（2）确定飞轮矩
通过计算各列的切向力值，作出切向力图及幅度面积向量图，求得压缩机所需的飞轮矩，解决驱动力矩与阻力矩之间的不均衡问题，以保证压缩机运转均匀，从而减小电机和电网的电流、电圧波动幅度。
（3）动力平衡性能分析
往复压缩机中的惯性力和惯性力矩是外力，它的大小和方向均随曲柄转角作周期性的变化，假设在机器内部没有相应的平衡力和平衡力矩与之相平衡，那么会导致压缩机的振动，并且还会传给根底。
为了确保压缩机的平稳平安运转，应力求惯性力和惯性力矩在机器内部的完全平衡。
3.2活塞的运动
圧缩机的曲柄连杆机构在进行动力分析时，往往简化成如图3.1所示。
即主要运动不见简化为单独的质点，分别为活塞的往复直线运动及曲柄梢局部的等速圆周运动。
图3.1曲柄连杆机构的运动图
图中X轴与气缸轴线重合，Y轴与X轴垂直。
0点为曲轴旋转中心，0A代表曲轴,AB代表连杆，A点代表曲柄梢中心，而C为活塞外止点时的活塞销中心位置，D点为活塞内止点时的活塞销中心位置。
活塞的位移从外止点C算起时为X,长度为L的连杆与气缸中心线的夹角为B,曲柄的转角为Q。
从图上的儿何关系可以得出：
活塞位移的近似公式：
X二r（1-cosa）£
入（1-cosa）（3-1）
4
在空气压缩机中，入通常在1/3.5M/6的范围内，取X二1/5
有热力计算可知：
S=36.4mm,S二2「那么r=18.2mm,1=91mm
活塞速度的近似公式：
v=rw（sinaA-^sin2a）
（3-3）
兰j.兰津o二297.25rad/s
（3-4）
r=18.2mm=0.0182m,那么v二0・0182X297.25（sin咋sin2a）
（3-5）
活塞的加速度a=rw:
（cosa+Xcos2a）m/s2
（3-6）
曲柄梢的加速度ay=rw:
m/s2
3.3连杆的质量转化
把连杆质量的一局部集中在活塞销中心B点为皿力集中在曲柄销中心A处的为
皿⑵如图3・3所示
图3.2连杆简图
根据图3.3,运用大学物理知识得,
二®
2匚得出皿口二牛叫二牛S
（3-7）
根据已有连杆的统计结果,二（0.3〜0・4）g,mJ2=（0.6^0.7）mz
活塞、活塞销等零件只做往复运动，可认为其质量集中在B点，用加〞表示。
曲拐局部做旋转运动，可认为曲轴、曲柄销的质量集中在A点，用皿上表示。
综上，整个运动机构的总往复质量^ms=mp-rnill（3-8）
总旋转质量为mr=mk+ml2（3-9）
-8-
3.4计算活塞力
压缩机中的气体力笃、往复惯性力耳和摩擦力陰卩三者的代数和为活塞力笃.
笃％+耳+%〔3-10〕
3.4.1气体力
取进、排气压力的损失分别为乞0.05,6二0.10
2
进气过程气体力：
电二4〔1-心〕列二0.1X1O6X〔1-0.05〕xjxr0.052J-=201.65N
排气过程的气体力：
喀二Pq〔1+耳〕即二0.8X106X〔1+0.10〕XJX
<
0.052丿tl867.92N
3.4.2往复惯性力
（3-11）
/^max=m^rw:
Cl+入）=1334.73N
Frcik
匸0・83Kg
"
867占2-20九65丿
0-0182x297.252x?
1+-）
（3-13）
在止点位置停车时，rpm^max=笃厂环二1666.27N
3.4.3摩擦力
2Sn
2XO.O364X284O
=15.17N
（3-14）
4.空气压缩机结构设计
V-0.17/8空气压缩机的结构是将两列气缸相错60°
安装在机体上，机体用螺栓固定在储气罐的支撑板上，电机的四个机脚也用螺栓固定在储气罐的支撑板上，传动方式为皮带传动，大带轮带动曲轴旋转，进而使曲柄连杆机构做往复直线运动。
曲轴的固定由角接触球轴承.端盖及挡圈来完成。
外部形状如下列图所示：
图4.1
4.1活塞设计
活塞是活塞式压缩机的一个主要零件，它与气缸配合形成压缩容积。
活塞设计的好坏与圧缩机的性能〔如排气量〕有很大关系。
活塞与活塞环、刮油环、活塞销等零件组成活塞组件。
活塞设计时必须满足的要求是：
〔1〕具有足够的刚度和强度；
〔2〕导热系数高。
活塞在气缸中压缩气体时，高温的气体将热量传给活塞，因此要求活塞的导热系数高，尽快的将热量传给气缸体，通过气缸体向外放热，这样可以降低活塞的温度，提高输气系数。
〔3〕耐磨性好，热膨胀性小；
〔4〕工艺性良好，价格低。
设计时应使同一系列的压缩机的活塞大局部尺寸相同，这样，加工非常方便。
材料上讲，铸铁价格低，热膨胀系数小，有良好的耐磨性；
采用粉末冶金活塞，可以减少加工量和加工工序，节约工时，使制造本钱降低。
〔5〕铸造性能良好，重量轻。
以减少往复惯性力。
图4.2连杆式圧缩机使用的活塞
-10-
活塞的平均速度:
C壬洱
p3030
X2840=3.45m/s
（4-2）
4.2活塞的几何尺寸与相互关系
在开启式压缩机中，常常采用图4.3的固定方式，即把活塞销用压力机压销孔固定，销孔两端压上挡圈。
活塞的长度L与直径D之比为0.6-1.3,活塞销孔中心线距活塞顶部的距离与直
径之比甘为0.35-lo
活塞销孔直径d与外径D之比｝0.27-0.45,活塞与连杆小头的连接宽度b与直径
之比为0.32〜0.5。
-11-
综上，D二52呱卜0・8丄二42mm
苗0・5,d26mm;
?
0・3,d二16mm;
0・4.b二21mm・（4-3）
取活塞侧壁的厚度t二3mm。
活塞顶部的片度:
t=（0.4~0・5）D
取t=4mm
（4-4）
活塞材料为ZA1S112,HBW二50,活塞外外表为加工面。
活塞顶部的强度验算：
由于活塞顶部并非自曲支承，假设圆盘厚度为各，直径D二52mm,那么直径截面处的最大弯曲
应力为：
（4-5）
式中Pgm*为最大气体压力差
（4-6）
对于圆形活塞，可以取□二0.68,D为活塞直径；
§
为活塞顶部最薄处的厚度。
£
班^二巳〔1+比〕一4〔1一心〕二°
・785MPa那么:
〔Jb=Q.68X〔竺二〕叹0・785乂106冬［巾］二180乂10讪加2得出:
S^2.2mm,所以强度符合要求。
（4-7）
4.3活塞销设计
活塞销的材料
Ill于气体力和往复惯性力作用在活塞销上，加上活塞销直径一般很小，故活塞销承受很大的交变弯曲应力和冲击力。
活塞销在交变弯曲应力的作用下，油膜不易形成，因而润滑条件差，易磨损。
为此，应尽可能使用外表硬度高、具有韧性的材料。
取活塞销材料为20Cr.
活塞销的长度1总是小于活塞直径Do一般1=（0.85-0.95）DM6mm
活塞销的外径心应使连杆小头孔有适宜的比压K.连杆小头孔德宽度b二21mm
比压：
K今护
0.^0
式中与択"
二笃厂弓严1867.92-201.65二1666.27N（4-8）
许用比压[K]W（150-200）X105N/m2
将上述数据代入公式得^^5.29mm
d2=（0.3~0.7）d2=12mm
4.3.2活塞销的强度计算
把活塞销作为简支梁对待，验算其弯曲应力和剪切应力。
连杆小头的作用力为均布载荷，销座的支反力假设为集中力，只考虑气体力的影响，于是作用于活塞销上的最大弯矩为：
（4-9）
式中•为两销座中心的距离，匚二1-L取为20mm
最大弯曲应力：
d二
0.019
0-01S4-0.0124
■=8&
64X105N/m2
（4-10）
（4-11）
_2X1666.27
3.14X<
0.018=-0.0122）
=5&
96X105N/m
（4-12）
对于碳素钢,［巾］W（600-1200）X10sN/m2
活塞销横截面的剪切应力:
（473）
对于碳素钢，［t］^500X105N/th2
综上，强度符合要求。
4.4连杆
4.4.1连杆根本尺寸
在曲柄连杆机构中，曲轴的旋转运动就是通过连杆使活塞在汽缸中作往复直线运动的。
根据连杆大头的结构，可分为整体式和剖分式，整体式连杆〔图4.7〕用于行程短的曲轴或采取偏心轴的结构。
整体式连杆的加工精度容易保证，山于加工时可以同时加工大小头孔，乂省去了连杆螺栓、螺母、垫片等零件，不但加工简单，而且装配也很方便，制造本钱低。
在这里釆用整体式连杆。
连杆在丄作中主要承受气体圧力和惯性力所产生的交变载荷，因此，对连杆的结构要求是：
具有足够的强度和刚度；
具有较高的加工精度和外表粗糙度；
在保证连杆强度和刚度的条件下，应尽量减少连杆的质量；
减小连杆大小头孔中心距，可使压缩机总体
本钱低等。
由前面动力计算得,连杆长度1二91mm
〔1〕杆身中间截面尺寸当量直径
dm=〔1.65~2.45〕2XW3m
〔2〕杆身中间截面当量面积
\7
5
IX
a
箴旦2二出竺二52.8mm2
m44
〔3〕杆身中间截面尺寸
高度：
Hm1.7^=71.7X52.8=9.5mm
宽度：
B/O.6H/5.7mm
I
X
Q
1
、\\\\\\\\WiW\x\\
—-
图4・9连杆简图
图4.8连杆中间截而简图
（4）连杆小头轴向内径：
因连杆小头轴孔与活塞销外径配合，故取d二必二18mm
（5）连杆小头轴承宽度：
虽二1.2d二21.6mm
（6）连杆大头轴向内径：
连杆大头与曲柄销配合，故取D二39mm
（7）连杆中间长度：
SWL器
4.4.2杆体的稳定性计算
连杆的杆身必须具有足够的刚度和强度，为此，多数连杆的杆身的横截面是矩形或工字形。
曲柄销旋转时，连杆大头作摆动，由于离心力的作用，对杆身产生弯矩，因此从小头到大头的截面组件增大。
杆身截面处所受的压应力为：
叮签气:
;
器严15.M汙（4-18）
在连杆摆动平面内，连杆两端可以看成是钱接支承，这时，杆体中间截面在这方面
的纵弯曲应力dby为：
（4-19）
式中取C二6.0X10~4,
（4-20）
“笔皿二814.5m-m4
在垂直于连杆摆动平面的平面内，连杆两端可以看成是固定支承，杆体中间截面在这方向上纵弯曲应力为❻次
Qbx=PSmaxC益，Jym旦护M07.25N/mm4（4-21）
连杆杆体所受压缩和纵弯曲应力的总应力：
乙二耳+。
血，空二耳+。
妙（4-22）
许用应力[o]W（800^1200）N/m2,
耳<
[o],cry<
[o]强度符合要求4.4.3杆体的强度验算
连杆小头处于最小杆体截面积按最大压差工况下的圧缩应力考虑。
其压缩力为：
o
（4-23）
二驴竺=315.58N/7722
故强度符合要求。
4.5曲轴
曲轴是活塞式空气圧缩机的主要部件之一〔图4.10〕,传递着压缩机的全部功率。
其主要作用是将电动机的旋转运动通过连杆改变为活塞的往复直线运动。
曲轴在运动时，承受拉、压、剪切、弯曲和扭转的交变复合负载，要求具有足够的强度和刚度以及
主轴颈与曲柄销的耐磨性。
曲轴一般釆用优质碳素钢锻造，这里釆用45号钢。
4.5.1曲轴的计算
曲柄销直径:
二（0.7-0.8）D,取D2=39mm
（4-24）
主轴颈直径:
二（1.0-1.1）取Di二40mm
（4-25）
4.5.2曲轴的强度校核
曲柄销上的弯矩为年丄些尹兰二66.65N-m
（4-26）
（4-27）
曲柄局部的弯矩为M2乎〔学+亍二16.66N・m
主轴颈局部的弯矩为晒牛12.50N・m
（4-28）
曲轴的平均扭矩为Mq二竺■二26.94N・m
（4-29）
合成弯矩Mr二0.35M’+0.65（M/+二96.379Nm
（4-30）
对于曲柄销部位的合成弯曲应力：
毎二逬亍16.56MPa<
（80-100）MPa
332
（4-31）
4.6机体和气缸
4.6.1机体
机体是活塞式空气压缩机非常重要的部件，机体支承着曲轴、连杆机构和气缸等零部件，并使这些零件互相保持着适宜的位置与间隙。
机体的作用有：
⑴承受压缩机中的作用力；
此外，机体还可以将曲柄连杆机构的重量，电动机的重量,在有些场合还可以将缸体、活塞、级间的重量还给根底。
〔2〕给传动机构提供定位和导向根底：
如曲轴支承在机体的主轴承
升级会员 