空氣壓縮機設計說明

1、1 引言畢業(yè)設計是學完所有課程后應用四年所學到的課本知識及課外的知識而進行的綜合性、開放性的訓練，是培養(yǎng)學生工程意識和創(chuàng)新能力的重要環(huán)節(jié)，也是考查學生四年學習成果的重要途徑。 此次畢業(yè)設計的主要內容是通過對活塞式壓縮機熱力性能和動力性能的計算，完成壓縮機的校核和選型工作。通過近兩個月的設計過程，對于我掌握過程流體機械選型基本方法、基本步驟和基本原則起到了明顯的效果，達到了預期的訓練目的。同時，通過畢業(yè)設計環(huán)節(jié)，使我的計算機應用能力得到了提高，培養(yǎng)了我的設計能力和解決實際問題的能力。畢業(yè)設計要求學生正確運用和查閱與本課題相關的設計標準、規(guī)范、手冊、圖冊等技術資料，獨立的進行理論計算、結構計算、繪

2、制工程圖樣、編寫設計說明書等。掌握機械設計的基本要求、基本方法、基本步驟，為走向工作崗位打下堅實的基礎。V-0.17/8空氣壓縮機設計的主要任務是了解空氣壓縮機的基本原理與結構類型，著重了解和掌握活塞式空氣壓縮機的基本原理、組成結構、材料、制造加工工藝、冷卻潤滑方式等。1.1 設計參數(shù)題目： V-0.17/8空氣壓縮機設計排氣壓力=0.8MPa吸氣壓力 Ps=0.1MPa排氣量 Q=0.17m3/min轉速 n=2840r/min1.2空氣壓縮機的結構及工作原理空氣壓縮機是氣源裝置中的主體，它是將原動機（通常是電動機）的機械能轉換成氣體壓力能的裝置，是壓縮空氣的氣壓發(fā)生裝置。空氣壓縮機的種類很

3、多，按工作原理可分為容積式壓縮機，速度式壓縮機，容積式壓縮機的工作原理是壓縮氣體的體積，使單位體積內氣體分子的密度增加以提高壓縮空氣的壓力；速度式壓縮機的工作原理是提高氣體分子的運動速度，使氣體分子具有的動能轉化為氣體的壓力能，從而提高壓縮空氣的壓力。本機屬于容積式空氣壓縮機。往復式空氣壓縮機主要有曲軸連桿活塞式、曲柄連桿活塞式和曲柄滑管式三種形式。其主要由活塞、氣缸、曲軸、連桿、吸氣閥片和排氣閥片等組成。連桿小頭主要通過活塞銷與活塞相連，而連桿大頭套在曲軸的曲軸柄部分，曲軸由帶輪帶動旋轉，氣缸頂部安裝有閥板組件?；钊跉飧字兄饕ㄟ^做往復直線運動來完成對空氣的壓縮，而壓縮機每完成一次對空氣的

4、壓縮，需要經(jīng)過壓縮、排氣、膨脹和吸氣四個過程。1排氣閥2 氣缸3 活塞4活塞桿5 滑塊6 連桿7曲柄8 吸氣閥9 閥門彈簧圖 1.1 壓縮機工作原理圖當活塞式壓縮機的曲軸旋轉時，通過連桿的傳動，活塞便做往復運動，由氣缸內壁、氣缸蓋和活塞頂面所構成的工作容積則會發(fā)生周期性變化?；钊綁嚎s機的活塞從氣缸蓋處開始運動時，氣缸內的工作容積逐漸增大，這時，氣體即沿著進氣管，推開進氣閥而進入氣缸，直到工作容積變到最大時為止，進氣閥關閉；活塞式壓縮機的活塞反向運動時，氣缸內工作容積縮小，氣體壓力升高，當氣缸內壓力達到并略高于排氣壓力時，排氣閥打開，氣體排出氣缸，直到活塞運動到極限位置為止，排氣閥關閉。當活塞

5、式壓縮機的活塞再次反向運動時，上述過程重復出現(xiàn)?？傊?，活塞式壓縮機的曲軸旋轉一周，活塞往復一次， 氣缸內相繼實現(xiàn)進氣、 壓縮、排氣的過程，即完成一個工作循環(huán)。圖 1.2 往復式壓縮機的示意圖及工作過程圖 1.2 中的四個過程分別表示了壓縮機工作中的四個過程。到最低位置 (稱活塞的下止點 )時，汽缸吸滿氣體。而活塞轉而向上，這時吸、排汽門都關閉，汽缸容積縮小，氣體被壓縮，一直壓縮到排汽壓力為止。圖中(b) 為排汽過程：當壓力達到一定值 (大于排汽管內壓力 )時，排汽閥開啟，活塞繼續(xù)上移，氣體排出，一直到活塞上移到最高位置 (這位置稱活塞的上止點 )時，排汽結束。圖中 (c)是余隙膨脹過程：為了防

6、止活塞與吸排汽閥碰撞，活塞上移到上止點時，活塞與汽缸頂部之間留有一定間隙，稱余隙。當活塞轉而向下運動時，排汽結束時留在余隙內的高壓氣體阻止吸汽閥開啟，吸氣不能開始。這時余隙內的氣體隨著活塞下移而進行膨脹，一直膨脹到吸氣壓力以下時才結束。圖中之 (d) 是吸氣過程：吸汽閥開啟，隨著活塞往下運動而吸汽，一直進行到活塞下移到活塞下止點為止。1.3活塞式壓縮機特點優(yōu)點： 1 、適用壓力范圍廣， 不論流量大小， 均能達到所需壓力；2 、熱效率高，單位耗電量少；3 、適應性強，即排氣范圍較廣，且不受壓力高低影響，能適應較廣闊的壓力范圍和制冷量要求；4 、可維修性強；5 、對材料要求低，多用普通鋼鐵材料，加

7、工較容易，造價也較低廉；6 、技術上較為成熟，生產(chǎn)使用上積累了豐富的經(jīng)驗； 7 、裝置系統(tǒng)比較簡單；缺點：1 、轉速不高，機器大而重；2 、結構復雜，易損件多，維修量大；3 、排氣不連續(xù)，造成氣流脈動；4 、運轉時有較大的震動。隨著工業(yè)的發(fā)展， 活塞式壓縮機的使用日趨廣泛。主要應用于采礦、 冶金、石油、化工、機械、建筑等部門。2 空氣壓縮機熱力計算2.1熱力計算的目的壓縮機的熱力計算是以熱力學理論為基礎，根據(jù)氣體的壓力、容積和溫度之間存在的一定關系，結合壓縮機具體的工作特性和使用要求進行的。其目的是要求得最有利的熱力參數(shù)（如各級的吸排氣溫度、壓力和所耗功等）和適宜的主要結構尺寸（如活塞行程、氣

8、缸直徑等）。壓縮機熱力計算常用的方法有常規(guī)熱力計算、工作過程的模擬計算和優(yōu)化設計計算等。本次課程設計采用常規(guī)熱力計算方法。常規(guī)熱力計算是采用簡化的熱力學方程，根據(jù)已知壓縮機吸入氣體的熱力參數(shù)（壓力、溫度、相對濕度等）、容積流量、排氣壓力及其他一些條件和使用中的一些要求，確定壓縮級數(shù)、工作容積、轉速、結構尺寸（如氣缸直徑、行程等）、多級壓縮機的級間壓力和溫度、功率和效率等，這種計算即為設計性熱力計算。對壓縮機的熱力過程進行分析計算，這是設計壓縮機時必須進行的。壓縮機結構型式與方案選擇。1. 首先計算總壓力比，選擇級數(shù)，然后根據(jù)排氣量、級數(shù)及壓縮機用途等選擇合理的結構型式及各級氣缸的布置方案；2.

9、 確定各級壓力比分配，初步估算排氣溫度；3. 計算并確定各級的諸系數(shù)如： v、p、T、l、0 和等；4. 計算各級行程容積及缸徑；5. 計算各列最大活塞力、功率及壓縮機效率；6. 確定驅動機功率并選定驅動機。2.2活塞行程與氣缸直徑的確定根據(jù)往復式空氣壓縮機的實際工作情況，可以取活塞的相對余隙容積為：c=3%,膨脹指數(shù) m=1.4, 壓力比=8 則：容積系數(shù)：v=（-1 ）=1-0.03 （-1 ）=0.8975（2-1 ）壓力系數(shù)： p=1-Ps=1-×0.05=94%（ 2-2 ）式中 Ps/P s 是影響壓力系數(shù)的主要因素，Ps/Ps=0.050.30溫度系數(shù)：考慮到排氣壓力較

10、高，進氣壓力損失較大，機器運轉速度高以及氣缸不易冷卻等因素，取 t =0.85泄露系數(shù)：l=0.98容積效率：=0.8975 × 0.94 ×0.85 ×0.98=0.7028（2-3 ）vptl氣缸工作容積：=85.17（ 2-4 ）確定缸徑 D 、行程 S 和工作容積：一般（）=0.40.8, 取 0.7 ，由= D2 S=D3 得（2-5 ）D=5.38cm=53.8mm（2-6 ）選取實際缸徑 D=52mm活塞行程S=0.7D=0.7×52=36.4mm（ 2-7 ）所以壓縮機的實際工作容積=D 2 S= × 52 2 ×36

11、.4=77.26cm32.3壓縮機功率與效率計算2.3.1絕熱壓縮的指示功率=1.309 ×× i × nPs× S × D 2 ××（ 2-8 ）式中 是吸排氣過程中平均相對壓力損失之和：（2-9 ）參考已有資料，取=0.115則=0.2115 ，=988.70W02.3.2 理論絕熱壓縮功率取進氣溫度=25攝氏度，=273+25=298K,排氣溫度t d =170攝氏度，Td =273+170=443K由工程熱力學附錄7 得：進口狀態(tài)下空氣的焓值=300.43,壓縮終了的焓值446.83壓 縮 機 進 口 處 的 比 容

12、 : =0.855（ 2-10 ）輸氣系數(shù)=0.7028實際質量輸氣量= / =0.7028 ×3.66 ×/0.855=3.008×kg/s理論絕熱壓縮功率=440.37w（ 2-11 ）2.4 功率計算指示功率=440.37/988.70=0.45（ 2-12 ）摩擦功率取平均摩擦壓力=0.3=0.3 ×=86.62w（ 2-13 ）理論容積輸氣量=inS/60=3.66×/s（ 2-14 ）軸功率=988.70+86.62=1075.32w（ 2-15 ）機械效率=/=988.70/1075.32=0.919（ 2-16 ）軸效率=0.4

13、5×0.919=0.414(2-17)電效率取電動機的效率=0.85 ，電效率=0.414×0.85=0.352(2-18)電功率=/=440.37/0.352=1251.1w(2-19)由此可選用功率為1500w的單相異步電動機作為它的動力。3. 空氣壓縮機的動力計算3.1曲柄連桿機構的運動關系動力計算是以往復壓縮機的運動機構即曲柄連桿機構為主要研究對象，分析曲柄連桿機構的運動規(guī)律、受力情況以及對壓縮機動力性能的影響。這是壓縮機總體結構設計，各零部件的強度、剛度計算以及壓縮機基礎設計的力學基礎。動力計算的任務是計算壓縮機中的作用力，分析壓縮機的動力平衡性能，確定壓縮機所需

14、的飛輪矩，解決慣性力和慣性力矩的平衡問題。動力計算的任務是計算壓縮機中的作用力，分析壓縮機的動力平衡性能，確定壓縮機所需的飛輪矩，解決慣性力和慣性力矩的平衡問題。(1)壓縮機中主要作用力的求解壓縮機中的主要作用力有氣體連桿機構運動時產(chǎn)生的慣性力和相對運動表面間產(chǎn)生的摩擦力。根據(jù)各力間的相互關系，得出壓縮機中的綜合活塞力，分析綜合活塞力對壓縮機的作用效果；(2)確定飛輪矩通過計算各列的切向力值，作出切向力圖及幅度面積向量圖，求得壓縮機所需的飛輪矩，解決驅動力矩與阻力矩之間的不均衡問題，以保證壓縮機運轉均勻，從而減小電機和電網(wǎng)的電流、電壓波動幅度。(3)動力平衡性能分析往復壓縮機中的慣性力和慣性力

15、矩是外力，它的大小和方向均隨曲柄轉角作周期性的變化，若在機器內部沒有相應的平衡力和平衡力矩與之相平衡，則會導致壓縮機的振動，并且還會傳給基礎。為了確保壓縮機的平穩(wěn)安全運轉，應力求慣性力和慣性力矩在機器內部的完全平衡。3.2活塞的運動壓縮機的曲柄連桿機構在進行動力分析時，往往簡化成如圖 3.1 所示。即主要運動不見簡化為單獨的質點，分別為活塞的往復直線運動及曲柄梢部分的等速圓周運動。圖 3.1 曲柄連桿機構的運動圖圖中 X 軸與氣缸軸線重合， Y 軸與 X 軸垂直。 O 點為曲軸旋轉中心， OA 代表曲軸， AB 代表連桿， A 點代表曲柄梢中心，而C 為活塞外止點時的活塞銷中心位置，D點為活塞

16、內止點時的活塞銷中心位置。活塞的位移從外止點C 算起時為 x, 長度為 L 的連桿與氣缸中心線的夾角為， 曲柄的轉角為。從圖上的幾何關系可以得出：活塞位移的近似公式： X=r （1-）+ （1- cos ）(3-1)在空氣壓縮機中，通常在 1/3.51/6的范圍內，取=1/5有熱力計算可知： S=36.4mm,S=2r,則 r=18.2mm,l=91mmX=18.2(1-)+18.2/16(1-)(3-2)活塞速度的近似公式： =rw()(3-3)W=297.25rad/s(3-4)r=18.2mm=0.0182m,則 =0.0182×297.25(+)(3-5)活塞的加速度a=rw

17、 2 (+)m/(3-6)曲柄梢的加速度=rw 2 m/s 23.3連桿的質量轉化把連桿質量的一部分集中在活塞銷中心B 點為, 集中在曲柄銷中心A 處的為,如圖 3.3 所示圖 3.2連桿簡圖根據(jù)圖 3.3 ，運用大學物理知識得，=+,=得出=,=(3-7)根據(jù)已有連桿的統(tǒng)計結果，=(0.3),=(0.6)活塞、活塞銷等零件只做往復運動，可認為其質量集中在B 點，用表示。曲拐部分做旋轉運動，可認為曲軸、曲柄銷的質量集中在A 點，用表示。綜上，整個運動機構的總往復質量為=+(3-8)總旋轉質量為= +(3-9)3.4計算活塞力壓縮機中的氣體力、往復慣性力和摩擦力三者的代數(shù)和為活塞力.=+(3-1

18、0)3.4.1氣體力取進、排氣壓力的損失分別為0.05,=0.10進氣過程氣體力：=(1-)=0.1 ×× 1-0.05 ××=201.65N排氣過程的氣體力：=1+=0.8 ××1+0.10××=1867.92N3.4.2往復慣性力= rw 2=1334.73N(3-11)式中=0.83Kg在 止點 位 置停車時，=-=1666.27N(3-13)3.4.3摩擦力=15.17N(3-14)4. 空氣壓縮機結構設計V-0.17/8空氣壓縮機的結構是將兩列氣缸相錯60 0 安裝在機體上，機體用螺栓固定在儲氣罐的支撐板

19、上，電機的四個機腳也用螺栓固定在儲氣罐的支撐板上，傳動方式為皮帶傳動，大帶輪帶動曲軸旋轉，進而使曲柄連桿機構做往復直線運動。曲軸的固定由角接觸球軸承、端蓋及擋圈來完成。外部形狀如下圖所示：圖 4.14.1活塞設計活塞是活塞式壓縮機的一個主要零件，它與氣缸配合形成壓縮容積。活塞設計的好壞與壓縮機的性能（如排氣量）有很大關系?；钊c活塞環(huán)、刮油環(huán)、活塞銷等零件組成活塞組件?；钊O計時必須滿足的要求是：（1 ）具有足夠的剛度和強度；（2 ）導熱系數(shù)高?；钊跉飧字袎嚎s氣體時，高溫的氣體將熱量傳給活塞，因此要求活塞的導熱系數(shù)高，盡快的將熱量傳給氣缸體，通過氣缸體向外放熱，這樣可以降低活塞的溫度，提高輸

20、氣系數(shù)。（3 ）耐磨性好，熱膨脹性?。唬? ）工藝性良好，價格低。設計時應使同一系列的壓縮機的活塞大部分尺寸相同，這樣，加工非常方便。材料上講，鑄鐵價格低，熱膨脹系數(shù)小，有良好的耐磨性；采用粉末冶金活塞，可以減少加工量和加工工序，節(jié)約工時，使制造成本降低。（5 ）鑄造性能良好，重量輕。以減少往復慣性力。圖 4.2 連桿式壓縮機使用的活塞活塞行程缸徑比：=0.7(4-1)活塞的平均速度：=3.45m/s(4-2)4.2活塞的幾何尺寸與相互關系在開啟式壓縮機中， 常常采用圖 4.3 的固定方式， 即把活塞銷用壓力機壓銷孔固定，銷孔兩端壓上擋圈。圖 4.3活塞的長度 L 與直徑 D 之比為 0.61

21、.3 ，活塞銷孔中心線距活塞頂部的距離與直徑之比為 0.351?；钊N孔直徑徑之比為 0.320.5d 。與外徑D 之比=0.270.45,活塞與連桿小頭的連接寬度b 與直圖 4.4活塞幾何尺寸的相互關系圖 4.5尺寸 d 、 b 與 D 的關系綜上， D=52mm,=0.8,L=42mm=0.5,=26mm;=0.3,d=16mm;=0.4.b=21mm.(4-3)取活塞側壁的厚度t , =3mm ?；钊敳康暮穸龋?t= 0.4Dmm ， 取 t=4mm(4-4)活塞材料為 ZAlSi12,HBW=50,活塞外表面為加工面?；钊敳康膹姸闰炈悖河捎诨钊敳坎⒎亲杂芍С校魣A盤厚度為，直徑D

22、=52mm ，則直徑截面處的最大彎曲應力為：= 2(4-5)式中為最大氣體壓力差對于圓形活塞，可以取 =0.68 ，D 為活塞直徑；為活塞頂部最薄處的厚度。=1+ -1-=0.785MPa則：(4-6)=0.68 × 2 ×0.785 × =180 ×N/得出：2.2mm ，所以強度符合要求。(4-7)4.3活塞銷設計4.3.1活塞銷的材料由于氣體力和往復慣性力作用在活塞銷上，加上活塞銷直徑一般很小，故活塞銷承受很大的交變彎曲應力和沖擊力?；钊N在交變彎曲應力的作用下，油膜不易形成，因而潤滑條件差，易磨損。為此，應盡可能使用表面硬度高、具有韌性的材料。取

23、活塞銷材料為 20Cr.活塞銷的長度 l 總是小于活塞直徑D 。一般 l=(0.850.95)D=46mm活塞銷的外徑應使連桿小頭孔有合適的比壓K. 連桿小頭孔德寬度b=21mm圖 4.6活塞銷強度驗算簡圖比壓： K=式中=-=1867.92-201.65=1666.27N(4-8)許用比壓 K 150×N/將上述數(shù)據(jù)代入公式得5.29mm取, =12mm4.3.2活塞銷的強度計算把活塞銷作為簡支梁對待，驗算其彎曲應力和剪切應力。連桿小頭的作用力為均布載荷，銷座的支反力假設為集中力，只考慮氣體力的影響，于是作用于活塞銷上的最大彎矩為：=-(4-9)式中為兩銷座中心的距離，=l-,取為

24、 20mm最大彎曲應力：=-=× 0.020-×=88.64×N/(4-10)對于碳素鋼，600-1200×N/(4-11)活塞銷橫截面的剪切應力：=58.96 ×N/(4-12)對于碳素鋼， 500 ×N/(4-13)綜上，強度符合要求。4.4連桿4.4 1 連桿基本尺寸在曲柄連桿機構中， 曲軸的旋轉運動就是通過連桿使活塞在汽缸中作往復直線運動的。根據(jù)連桿大頭的結構，可分為整體式和剖分式，整體式連桿（圖4.7 ）用于行程短的曲軸或采取偏心軸的結構。整體式連桿的加工精度容易保證，由于加工時可以同時加工大小頭孔，又省去了連桿螺栓、螺母、

25、墊片等零件，不但加工簡單，而且裝配也很方便，制造成本低。在這里采用整體式連桿。連桿在工作中主要承受氣體壓力和慣性力所產(chǎn)生的交變載荷，因此，對連桿的結構要求是：具有足夠的強度和剛度；具有較高的加工精度和表面粗糙度；在保證連桿強度和剛度的條件下，應盡量減少連桿的質量；減小連桿大小頭孔中心距，可使壓縮機總體尺寸和重量下降；連桿大小頭孔耐磨性良好；連桿易于加工和測量，成本低等。圖 4.7整體式連桿由前面動力計算得，連桿長度l=91mm（1 ）桿身中間截面尺寸當量直徑=1.652.45 ×=8.2 ×m(4-14)（2 ）桿身中間截面當量面積=52.8(4-15)（3 ）桿身中間截面

26、尺寸高度：=9.5mm(4-16)寬度 ：=0.6 =5.7mm(4-17)圖 4.8連桿中間截面簡圖圖 4.9連桿簡圖（4 ）連桿小頭軸向內徑：因連桿小頭軸孔與活塞銷外徑配合，故取d=18mm（5 ） 連桿小頭軸承寬度：=1.2d=21.6mm（6 ） 連桿大頭軸向內徑：連桿大頭與曲柄銷配合，故取D=39mm（7 ）連桿中間長度：L-4.4.2桿體的穩(wěn)定性計算連桿的桿身必須具有足夠的剛度和強度，為此，多數(shù)連桿的桿身的橫截面是矩形或工字形。曲柄銷旋轉時，連桿大頭作擺動，由于離心力的作用，對桿身產(chǎn)生彎矩，因此從小頭到大頭的截面組件增大。桿身截面處所受的壓應力為：=315.58N/(4-18)在連

27、桿擺動平面內，連桿兩端可以看成是鉸接支承，這時，桿體中間截面在這方面的縱彎曲應力為：= c(4-19)式中 c=,取 c=6.0 ×,=814.5(4-20)在垂直于連桿擺動平面的平面內，連桿兩端可以看成是固定支承，桿體中間截面在這方向上縱彎曲應力為=c,=407.25N/(4-21)連桿桿體所受壓縮和縱彎曲應力的總應力：=+,=+(4-22)許用應力 8001200 N/, , 強度符合要求4.4.3桿體的強度驗算連桿小頭處于最小桿體截面積按最大壓差工況下的壓縮應力考慮。其壓縮力為：=315.58N/(4-23)故強度符合要求。4.5曲軸曲軸是活塞式空氣壓縮機的主要部件之一（圖4.

28、10 ），傳遞著壓縮機的全部功率。其主要作用是將電動機的旋轉運動通過連桿改變?yōu)榛钊耐鶑椭本€運動。曲軸在運動時，承受拉、壓、剪切、彎曲和扭轉的交變復合負載，要求具有足夠的強度和剛度以及主軸頸與曲柄銷的耐磨性。曲軸一般采用優(yōu)質碳素鋼鍛造，這里采用45 號鋼。圖 4.10曲柄機構示意圖4.5.1曲軸的計算曲柄銷直徑：=（0.70.8 ）D ，取=39mm(4-24)主軸頸直徑：=（1.01.1） ，取=40mm(4-25)4.5.2曲軸的強度校核曲柄銷上的彎矩為=66.65N ·m(4-26)曲柄部分的彎矩為=16.66N ·m(4-27)主軸頸部分的彎矩為=12.50N &#

29、183; m(4-28)曲軸的平均扭矩為=26.94N ·m(4-29)合成彎矩=0.35+0.65=96.379N ·m(4-30)對于曲柄銷部位的合成彎曲應力：=16.56MPa 80 MPa(4-31)4.6機體和氣缸4.6.1機體機體是活塞式空氣壓縮機非常重要的部件，機體支承著曲軸、連桿機構和氣缸等零部件，并使這些零件互相保持著合適的位置與間隙。機體的作用有：承受壓縮機中的作用力；此外，機體還可以將曲柄連桿機構的重量，電動機的重量，在有些場合還可以將缸體、活塞、級間的重量還給基礎。（ 2）給傳動機構提供定位和導向基礎；如曲軸支承在機體的主軸承上，十字頭以機身滑道為導

30、向。（ 3）作氣缸和某些輔助部件的承座。如某些潤滑系統(tǒng)、冷卻系統(tǒng)等就安裝在機體上。對機體的要求有： 機體除承受曲軸、連桿機構和氣缸等零件的重量外，還承受著大小和方向不斷變化的氣體力和慣性力。因此，在設計機體時，應合理的構型，盡量使應力均勻分布，使機體具有足夠的強度和剛度，保證各運動零部件的正確位置和間隙。在具有足夠的強度和剛度的條件下，應盡量減小機體的重量和尺寸。良好的鑄造工藝性和加工工藝性。機體一般采用優(yōu)質灰鑄鐵，機體的鑄件應盡量造型簡單，起模簡單，便于清砂。4.6 2氣缸圖 4.11 氣缸氣缸是往復式壓縮機中直接進行氣體壓縮的部分。它與活塞、氣閥等共同組成氣體的工作腔。對氣缸的要求是：應具

31、有足夠的強度和剛度，工作表面具有良好的耐磨性；應盡可能減小氣缸內的余隙容積；結合部分的連接和密封要可靠；具有良好的鑄造工藝性，拆裝方便。氣缸的壁厚度：t=+=+2=2.7mm(4-32)式中 D 為汽缸直徑，為最大排氣壓力，為材料的許用應力，對于鑄鐵，為30 MPa, 為鑄造誤差造成增加的厚度。4.7氣閥閥分進、排氣閥兩種，均為單向閥，由彈簧、閥片、閥座及升程限制器組成。通過彈力和氣體壓力的作用實現(xiàn)自動開啟。閥片是活塞式壓縮機的關鍵零件之一，它控制著壓縮機吸氣和排氣，影響到壓縮和膨脹過程?；钊騼戎裹c移動時，余隙容積中的高壓氣體膨脹，使氣缸內的壓力降低。當氣缸內外的壓力差大于閥片的彈簧力時，閥

32、片打開，氣體被吸入氣缸。在活塞接近內止點之前，進氣閥片一直是開啟的；在活塞接近內止點時，由于活塞移動速度下降，閥片前后的壓力差減小， 閥片在彈簧力的作用下關閉， 吸氣過程結束。 活塞到達內止點后，開始向外止點移動，此時，吸氣閥片和排氣閥片都是關閉的，汽缸容積縮小，氣體被壓縮，因而氣體壓力提高。當活塞接近外止點時， 氣缸內氣體的壓力與排氣閥片外的壓力差大于排氣閥片本身的彈簧力時，排氣閥片打開，這就是排氣過程。當活塞到達外止點時，排氣過程結束。活塞從外止點向內止點移動時，膨脹過程開始，氣體在氣缸內膨脹時，吸氣閥片和排氣閥片都是關閉的。氣閥受閥片兩側氣體壓力差控制而自行啟閉的自動閥，它主要由閥座、閥

33、片、氣閥彈簧和升程限制器四個主要零件組成。氣閥工作是否正常，直接關系到壓縮機的性能。因此，氣閥設計的基本要求是：氣體流過氣閥的阻力要小； 氣閥形成的余隙容積要小； 氣閥及時啟閉，并且應有良好的密封性，關閉后不允許泄露； 氣閥的壽命要長；氣閥的使用壽命不但與閥片的材料、工藝過程有關，而且與升程、轉速等有關，閥片的壽命最好與壓縮機的壽命相同。 結構簡單，制造方便，易于維修，通用化程度高。對閥片的材料的要求： 高疲勞強度。閥片的斷裂主要是疲勞破壞。因此閥片必須具有高的沖擊、彎曲疲勞強度以及低的疲勞缺口敏感度。閥片表面是疲勞裂紋核心容易產(chǎn)生的地方，在工作狀態(tài)下，表面處應力最大，因此應提高閥片表面強度。

34、對閥片進行離子氮化處理，是提高閥片表面硬度和沖擊韌性的有效措施。 非金屬夾雜物含量和帶狀組織級別要低，閥片中的非金屬夾雜物主要是氧化物和硫化物。選擇閥片材料考慮的因素：閥片所受應力及材料綜合性能、使用溫度、耐腐蝕性、材料質量、價格等。故選用馬氏體不銹鋼3Cr13.4.8帶輪的設計4.8.1設計參數(shù)功率：=1.5kw轉速：=2840r/min=980r/min傳動比： i=3.04.8.2帶輪的計算 確定計算功率,由表 8-7 得，=1.1=1.5 × 1.1=1.65kw(4-33)由、n , 選擇 Z 型確定帶輪的基準直徑和驗算帶速 V由表 8-6 和 8-8. ，取小帶輪的基準直

35、徑=112mm帶速 V=16.6m/s,帶速符合(4-34)大帶輪的基準直徑=i ×=3 × 112=336mm(4-35)確定 V 帶的中心距 a 和基準長度由式 0.7 +2 +得=400mm(4-36)2+ +=1570.09mm(4-37)由表 8-2 選=1400mm實際中心距 a= +=315mm(4-38)驗算小帶輪上的包角=180 °-=135.8 ° 90 °(4-39)計算帶的根數(shù)Z由=112mm和=2840r/min,由表 8-4a 得=0.82kw由表 8-4b 得=0.04kw ,由表 8-5 得=0.882由表 8-

36、2 得=1.14=+××=0.865kw(4-40)Z=1.90取根數(shù)為 2 根。大帶輪的結構設計采用橢圓輪輻式=355mm ,1.8 ×d=1.8 ×36=64.8mm取=8.5mm,=8mm,e=12mm,f=8mm,=2.5mm,=6mmB= Z-1 e+2f= 2-1 × 12+16=28mmL=B=28mm, C= B=7mm,S=C=7mm= -2 =355-12=343mm=290=290=21mm=0.2=0.2 × 21=4.2mm=0.4 =8.4mm=0.8=0.8 × 8.4=6.72mm=0.8 &

37、#215; 21=16.8mm=0.2=0.2 × 16.8=3.36mm4.9曲軸的結構設計曲軸是往復式壓縮機的主要部件之一，傳遞著壓縮機的全部功率。其主要作用是將電動機的旋轉運動通過連桿改變?yōu)榛钊耐鶑椭本€運動。曲軸在運動時，承受拉、壓、剪切、彎曲和扭轉的交變復合負載，工作條件惡劣，要求具有足夠的強度和剛度以及主軸頸與曲軸銷的耐磨性。故曲軸一般采用40 、45 或 50 號優(yōu)質碳素鋼鍛造。在本設計中采用 45 號鋼。4.9.1初步確定軸的最小直徑=125=14.4mm(4-41)顯然，最小直徑是安裝大帶輪的，取d=28mm,因為是圓錐體形的，所以選=36mm.圖 4.12 曲軸簡

38、圖帶輪的寬度 B=28mm,帶輪左端用擋圈定位， 查設計手冊得擋圈直徑D=50mm,為了保證擋圈完全壓在帶輪上，所以=26mm.4.9.2擬定軸上零件的裝配方案取=30mm, 選 0 組游隙 7026C 角接觸球軸承， 其尺寸為 d × D ×B=30 ×62 ×16, 故=16mm端蓋： e=1.2d=1.2×6=7.2mm,蓋寬 =e+m=20mm=62+2.5 ×6=77mm,=+2.5 ×6=92mm=-3 ×6=59mm ,=62-10=52mm取=30mm角接觸球軸承用擋圈定位，取=34mm. -段是用

39、來安裝連桿大頭的，直徑等于曲柄銷直徑。4.10空氣壓縮機的儲氣罐空氣壓縮機是一種用來壓縮空氣、 提高氣體壓力或輸送氣體的機械, 簡稱為空壓機 ,被廣泛應用于冶金、電子電力、醫(yī)藥、包裝、化工、食品、采礦、紡織、交通等眾多領域。在空壓機系統(tǒng)內 , 空氣通過濾清器被吸入空壓機, 在空壓機中經(jīng)過壓縮 , 使其達到規(guī)定壓力后進入儲氣罐 , 然后由排氣管路送往使用地點。儲氣罐裝在空壓機和壓縮空氣管網(wǎng)之間, 其作用是緩和由于排氣不均勻和不連續(xù)而引起的壓力波，儲備一定數(shù)量的壓縮空氣, 維持供需氣量之間的平衡 , 以及去除壓縮空氣中的油水和雜質, 凈化壓縮空氣。近年來 , 空壓機儲氣罐事故時有發(fā)生, 甚至于包括

40、重大事故 , 給正常的生產(chǎn)生活以及人身安全帶來重大的損失和威脅。 作為壓力容器 , 儲氣罐的結構和規(guī)格是根據(jù)其技術參數(shù)和使用條件,參照鋼制壓力容器 ( GB150- 1998) 5和其它相關標準 6- 7設計。操作壓力越大 , 則設計壓力越大 , 需要的殼體材料強度和厚度就越大 ; 操作溫度越高 , 則鋼板在設計條件下的許用應力越小 , 需要的壁厚越大 ; 另外儲氣罐殼體焊縫的焊接接頭系數(shù) , 開孔和接管 , 以及腐蝕裕量的大小也同樣對容器壁厚有著直接的影響。在儲氣罐制造過程中 , 若選材不當或者鋼板材料質量差 , 存在諸如鋼板壁厚不均勻 , 機械性能 (如抗拉強度 )不達標 , 或者由于焊接

41、原因 , 焊接接頭存在氣孔、夾渣、裂紋、未焊透等嚴重制造缺陷,造成焊縫質量不合格。在儲氣罐的使用過程中, 也有可能產(chǎn)生材質劣化、壁厚減薄、嚴重腐蝕或裂紋等缺陷。這種制造或者使用中產(chǎn)生的缺陷會嚴重削弱殼體材料的強度, 即使儲氣罐仍在原額定壓力下工作, 仍然可能因其強度不夠發(fā)生爆炸。因此必須嚴格按要求設計空壓機儲氣罐。儲氣罐容積 V=（0.10.14 ）Q=（ 0.10.14 ）× 0.17=0.0204(4-42)綜上，選取儲氣罐內徑D=300mm,=75mm,L=25mm,=6mm5 電動機的選擇根據(jù)前面的熱力計算得，電動機的轉速=2840r/min,功率=1.5kw.根據(jù)轉速和功率，選擇Y90S-2三相異步電動機。Y 系列三相異步電動機是按照國際電工委員會（IEC ）標準設計的，具有國際互換性的特點。其中， Y 系列電動機為一般用途全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，具有防止灰塵、鐵屑或其他雜物侵入電動機內部之特點，B 級絕緣。適用于無特殊