空氣壓縮機設計.doc

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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 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/min 1.2 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。活塞在氣缸中主要通過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壓縮，需要經過壓縮、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。活塞式壓縮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。當活塞式壓縮機的活塞再次反向運動時，上述過程重復出現。總之，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，加工較容易，造價也較低廉； 6 、技術上較為成熟，生產使用上積累了豐富的經驗； 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（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，根據已知壓縮機吸入氣體的熱力參數（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、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，然后根據排氣量、級數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.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如：λv、λp、λT、λl、μ0和μφ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m=1.4,壓力比ε==8 則： 容積系數：λv=（-1）=1-0.03（-1）=0.8975 （2-1） 壓力系數：λp =1-△Ps=1-0.05=94% （2-2） 式中△Ps/Ps是影響壓力系數的主要因素，△Ps/Ps=0.050.30 溫度系數：考慮到排氣壓力較高，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λt=0.85 泄露系數：λl=0.98 容積效率：λ=λvλpλtλl=0.89750.940.850.98=0.7028 （2-3） 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=D2S=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=0.752=36.4mm （2-7） 所以壓縮機的實際工作容積=D2S=52236.4=77.26cm3 2.3 壓縮機功率與效率計算 2.3.1 絕熱壓縮的指示功率 =1.309in PsSD2ｗ （2-8） 式中δ０是吸排氣過程中平均相對壓力損失之和： δ０＝＋ （2-9） 參考已有資料，取=0.115 則δ0=0.2115，=988.70W 2.3.2理論絕熱壓縮功率 取進氣溫度==25攝氏度，=273+25=298K,排氣溫度td=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:ν===0.855 （2-10） 輸氣系數 λ=0.7028 實際質量輸氣量 =λ/ν=0.70283.66/0.855=3.008kg/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 ==0.450.919=0.414 (2-17) 電效率 取電動機的效率=0.85， 電效率 ==0.4140.85=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生的慣性力和相對運動表面間產生的摩擦力。根據各力間的相互關系，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β，曲柄的轉角為α。從圖上的幾何關系可以得出： 活塞位移的近似公式：X=r（1-）+λ（1-cosα） (3-1) 在空氣壓縮機中，λ通常在1/3.51/6的范圍內，取λ=1/5 有熱力計算可知：S=36.4mm,S=2r,則r=18.2mm,l=91mm X=18.2(1-)+18.2/16(1-) (3-2) 活塞速度的近似公式：ν=rw() (3-3) W===297.25rad/s (3-4) r=18.2mm=0.0182m, 則 ν=0.0182297.25(+) (3-5) 活塞的加速度 a=rw2(+λ)m/ (3-6) 曲柄梢的加速度 =rw2m/s2 3.3 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 根據圖3.3，運用大學物理知識得， =+, = 得出=, = (3-7) 根據已有連桿的統(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和為活塞力. =++ (3-10) 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﹚=1867.92N 3.4.2 往復慣性力 =rw2=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600安裝在機體上，機體用螺栓固定在儲氣罐的支撐板上，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4.1 4.1 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?；钊O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。活塞設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，提高輸氣系數。 （3）耐磨性好，熱膨脹性小； （4）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： ψ===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0.61.3，活塞銷孔中心線距活塞頂部的距離與直徑之比為0.351。 活塞銷孔直徑d與外徑D之比=0.270.45,活塞與連桿小頭的連接寬度b與直徑之比為0.320.5。 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。 活塞頂部的厚度：t=﹙0.4﹚Dmm， 取t=4mm (4-4) 活塞材料為ZAlSi12,HBW=50,活塞外表面為加工面。 活塞頂部的強度驗算： 由于活塞頂部并非自由支承，若圓盤厚度為δ，直徑D=52mm，則直徑截面處的最大彎曲應力為： =μ﹙﹚2 (4-5) 式中為最大氣體壓力差 對于圓形活塞，可以取μ=0.68，D為活塞直徑；δ為活塞頂部最薄處的厚度。 =﹙1+﹚-﹙1-﹚=0.785MPa 則： (4-6) =0.68﹙﹚20.785≤[]=180N/ 得出： δ≥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。活塞銷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/ 將上述數據代入公式得 ≥5.29mm 取 ,=12mm 4.3.2 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20mm 最大彎曲應力： =﹙-﹚=﹙0.020-﹚=88.64N/ (4-10) 對于碳素鋼， [] ≤﹙600-1200﹚N/ (4-11) 活塞銷橫截面的剪切應力： τ===58.96N/ (4-12) 對于碳素鋼，[τ] ≤500N/ (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、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﹚=8.2m (4-14) （2）桿身中間截面當量面積 ===52.8 (4-15) （3）桿身中間截面尺寸 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[σ] ≤﹙8001200﹚N/, ﹤[σ],﹤[σ] 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：σ==315.58N/ (4-23) σ﹤[σ] 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4.10），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===66.65Nm (4-26) 曲柄部分的彎矩為 =﹙﹚=16.66Nm (4-27) 主軸頸部分的彎矩為==12.50Nm (4-28) 曲軸的平均扭矩為==26.94Nm (4-29) 合成彎矩=0.35+0.65=96.379Nm (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： ⑴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： ⑴ 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。 ⑵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=+α=+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30MPa, α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?；钊竭_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?；钊麖耐庵裹c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： 1 氣體流過氣閥的阻力要??； 2 氣閥形成的余隙容積要?。? 3 氣閥及時啟閉，并且應有良好的密封性，關閉后不允許泄露； 4 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。 5 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： 1 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。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。 2 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 功率：=1.5kw 轉速：=2840r/min =980r/min 傳動比：i=3.0 4.8.2 帶輪的計算 ⒈ 確定計算功率 ,由表8-7得，=1.1 ==1.51.1=1.65kw (4-33) ⒉由 、n ,選擇Z型 ⒊確定帶輪的基準直徑和驗算帶速V 由表8-6和8-8.，取小帶輪的基準直徑=112mm 帶速V===16.6m/s, 帶速符合 (4-34) 大帶輪的基準直徑 =i=3112=336mm (4-35) ⒋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) ⒌驗算小帶輪上的包角 =180-﹙-﹚=135.8﹥90 (4-39) ⒍計算帶的根數Z 由=112mm和=2840r/min,由表8-4a得=0.82kw 由表8-4b得Δ=0.04kw ,由表8-5得=0.882 由表8-2得=1.14 =﹙+Δ﹚=0.865kw (4-40) Z==1.90 取根數為2根。 ⒎大帶輪的結構設計 采用橢圓輪輻式 =355mm ,1.8d=1.836=64.8mm 取=8.5mm,=8mm,e=12mm,f=8mm,=2.5mm, δ=6mm B=﹙Z-1﹚e+2f=﹙2-1﹚12+16=28mm L=B=28mm, C’=B=7mm,S=C’=7mm =-2δ=355-12=343mm =290=290=21mm =0.2=0.221=4.2mm =0.4=8.4mm =0.8=0.88.4=6.72mm =0.821=16.8mm =0.2=0.216.8=3.36mm 4.9 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dDB=306216,故=16mm 端蓋：e=1.2d=1.26=7.2mm,蓋寬=e+m=20mm =62+2.56=77mm,=+2.56=92mm =-36=59mm , =62-10=52mm 取=30mm 角接觸球軸承用擋圈定位，取=34mm. Ⅵ-Ⅶ段是用來安裝連桿大頭的，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, 甚至于包括重大事故, 給正常的生產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)格是根據其技術參數和使用條件, 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, 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,=6mm 5．電動機的選擇 根據前面的熱力計算得，電動機的轉速 =2840r/min,功率=1.5kw. 根據轉速和功率，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。適用于無特殊要求的機械上，如機床、泵、風機、運輸機、攪拌機、農業(yè)機械等。 型號：Y90S-2 額定功率：=1.5kw 額定電壓：V=220V 電源頻率：f=50HZ 額定電流：I=6.82A 效率：μ=85% 6．壓縮機的振動與防振 壓縮機運轉時產生的振動消耗能量，會加劇零件的磨損，振動力傳到機殼外，使機殼振動，增大噪音，特別是壓縮機在啟動和停機時，由于轉速在瞬時發(fā)生急劇的變化，不但使噪音增大，還容易引起連接管道的疲勞破損。因此，應重視解決壓縮機的振動問題，并提出有效地措施。此外，氣流脈動也是引起壓縮機振動的原因之一。壓縮機的減振方法常常從以下幾個方面考慮。 1．排氣管的減振 壓縮機的排氣管一端與機體焊接在一起，另一端與排振動，氣消聲器連接。為了減小由于氣流脈動引起的排氣管應使排氣管的固有振動頻率遠離氣柱的固有振動頻率，因此排氣管的長度需通過計算確定。為了減小排氣管的剛度，常常使它具有較復雜的形狀，如盤成彎曲的蛇狀。有的壓縮機還在排氣管上套有一個細而長的彈簧，用來吸收排氣管的振動。 2．防過振動裝置 壓縮機啟動和停止時，以及運輸中，會產生較大的振動，即過振。壓縮機是否一定要設防振裝置以及防過振是否有效，應通過實驗決定。將壓縮機固定在振動試壓機上，進行垂直及水平兩個方向的振動，經過規(guī)定時間的振動之后，檢查壓縮機是否損壞。此實驗稱為過振試驗或運輸試驗。 7．壓縮機的潤滑、冷卻和噪聲處理 7.1 壓縮機的潤滑 7.1.1 潤滑的作用 ⒈ 把潤滑油輸送到各零件表面，并使零件的表面形成油膜，減小零件的磨損，提高壓縮機的使用壽命，減小由于摩擦阻力產生的摩擦功率和摩擦產生的熱量。 ⒉ 潤滑油在氣缸和活塞表面形成的油膜不但起到潤滑的作用，而且起到密封氣體的作用，以減小高壓氣體的泄露。 3． 冷卻的作用。壓縮機在各零件表面流過時，零件上的熱量傳給潤滑油，潤滑油將零件上的熱量帶走，且向機體噴灑，最后由機體將內部的熱量傳遞給外部的空氣。 空氣壓縮機為無油潤滑，但在高速運行下，轉動副之間、活塞與氣缸內表面之間必須有潤滑，潤滑與壓縮機運轉性能和使用壽命有密切關系，應根據使用的要求特性選擇合適的潤滑劑。油脂潤滑其作用有：①、潤滑摩擦面，使摩擦面完全被油脂分隔開來，從而降低摩擦功、摩擦熱和磨損；②、在密封部位充滿油，起密封作用。壓縮機的潤滑方式有兩種：飛濺潤滑和壓力潤滑。飛濺潤滑是利用曲柄的旋轉運動拍擊油面，使油飛濺到各個運動零件的摩擦面上，飛濺潤滑不需要專門的潤滑機構。壓力潤滑是采用專門的潤滑機構，以一定的壓力將潤滑油強制送到各個運動機構的摩擦表面。在V-0.17/8空氣壓縮機中可以采用飛濺潤滑。 7.2壓縮機的冷卻 7.2.1壓縮機過熱的危害 壓縮機過熱時，對壓縮機一般有以下危害： ⒈ 潤滑油粘度下降，運動零件的表面不能形成完全的油膜，特別是連桿小頭部位，負荷較大，在正常情況下潤滑條件就較惡劣。壓縮機過熱時，連桿小頭產生不正常的磨損，甚至發(fā)生燒壞。 2． 電動機燒毀。對于B級絕緣，壓縮機在130的溫度范圍內長期運轉，由于化學反應加快，絕緣材料性能變差，電動機易被燒毀。 7.2.2 壓縮機冷卻的方法 空氣壓縮機在運行時，由于熱力過程的不可逆損失和機械摩擦所產生的熱量使壓縮機的溫度升高。為了防止壓縮機過熱，以保證其工作的可靠性和耐久性，提高其熱力性能和動力性能，必須進行壓縮機冷卻。 1． 汽缸蓋的冷卻 汽缸蓋的表面鑄有一定數量的肋片以改善汽缸蓋的散熱效果。 2． 降低吸氣過熱度 3． 潤滑油的冷卻 4． 電動機的冷卻 在轉子上安裝一個葉輪，或者在轉子上直接鑄出葉片。轉子轉動時，在葉片的作用下，電動機可以得到較好的冷卻。 5． 采取外部用風扇冷卻的措施。 7.3 壓縮機的噪聲 7.3.1 壓縮機的噪聲源 國家標準對壓縮機的噪聲限制有明確規(guī)定。噪聲大于國標規(guī)定值的壓縮機，視為不合格產品。因此應對壓縮機的噪聲源進行分析，以便采取各種方法降低壓縮機的噪聲。壓縮機的噪聲一般來源于以下幾個方面： 1． 機械性噪聲。壓縮機的機械性噪聲主要是由不平衡的往復慣性力和旋轉慣性力造成的，它使排氣管加大振動而產生噪聲，它還使曲柄連桿機構的摩擦聲和沖擊聲加大。當曲柄連桿機構的間隙過大時，這種噪聲會更顯著。壓縮機的零件表面粗糙度差，尺寸精度和形位公差不好時，噪聲也會更顯著。此外，閥片開啟和關閉時產生的沖擊聲，氣閥的自激振動也產生噪聲。 2． 氣流噪聲。氣流噪聲是指氣流通過各零件產生的噪聲。如通過吸氣管、消聲器、閥、氣缸、排氣管以及釘子與轉子之間的氣流產生的噪聲。由于氣流存在著壓力脈動，所以它可能加大這些部位的振動，特別是排氣管的振動。 3． 壓縮機零部件的共振聲。零部件的共振聲主要發(fā)生在殼體、排氣管、消聲器之間。 4. 潤滑油的噴射聲和油泡聲。 5． 殼體內高壓氣體的泄露聲。 6． 電動機發(fā)出的電磁聲。 7.3.2 降低噪聲的方法 1． 防止壓縮機殼體共振及減少透過聲 （1）增加殼體板材的厚度； （2）機殼形狀的改進，如采取橢圓形或球形機殼； （3）吸、排氣管與機殼連接的部位剛性要好； （4）避免排氣管與機殼共振。 2． 防止排氣管共振 （1）改變管長、管徑和管子的形狀； （2）在管上套一個細彈簧，減少管的振動； （3）不要使管子的低頻共振頻率接近電源頻率。 3． 防止零件共振 （1）減少曲柄連桿機構的不平衡力； （2）不使振源的振動頻率與零件的共振頻率接近或相同，可通過改變材質、形狀的方法獲得。 （3）改變各運動零件的配合間隙，提高零件的加工精度。 4． 采用消聲效果明顯的消聲器。 8．活塞式空氣壓縮機的保養(yǎng)與維修 往復活塞式壓縮機是廣泛用于壓縮氣體、輸送氣體的機器,在礦山,冶金,機械制造,石油化學工藝流程,都離不開活塞式壓縮機。壓縮機性能及運轉情況的好壞,直接影響著工廠的生產和經濟效果。若使用與維修不善,或采取對防患不利的危險操作,不但會降低壓縮機的使用壽命,最終還將引起事故,使工廠生產蒙受巨大的損失。因此對壓縮機的使用保養(yǎng)和維修是否合理和完善,是確保壓縮機正常運轉的重要措施。 為保證壓縮機處于良好的運轉狀態(tài)，延長機器的使用壽命，必須進行維護保養(yǎng) ，通過維護與保養(yǎng)，能全面掌握機器的狀況，可以及時發(fā)現問題，排除故障，改善機器的工作條件。即使出現故障，也便于判斷和采取措施。 8.1壓縮機使用的注意事項 （1）為使壓縮機能正常、連續(xù)運轉, 延長其使用壽命, 應實行定期維護檢修制度。壓縮機故障的出現, 會給使用單位一部或全部生產帶來很大影響, 因此對壓縮機的日常檢修工作是不可少的, 切不可忽視之。 （2）壓縮機要求耐磨、耐熱、耐腐蝕、韌性強的易損件比較多, 有些使用單位以自己的材料仿制出來滿足急需, 多數不能耐久, 也成為事故的原因。例如氣缸墊片過厚時, 使氣缸的余隙容積增大, 造成排氣量不足，過薄時又可能成為撞擊氣缸蓋的原因。氣閥材質不好,破損時破片掉入氣缸內, 可成為活塞與氣缸燒研和劃傷氣缸鏡面的主要因素。所以最好使用制造廠的零部件, 應適當儲備制造廠所推薦的備品、備件, 使用以后要及時補充, 因此用戶保管一批備品、備件是十分必要的。 （3）壓縮機出現某種異常現象時, 看起來似乎仍在運行著, 但多數情況, 已經有了事故的預兆, 能早期發(fā)現異常的前兆是防止事故發(fā)生的重要素。要想早期發(fā)現異常, 就需掌握平時正常運轉的情況。每當日常檢查、定期檢修時都應詳細記錄, 這種資料除對檢查故障不可缺少以外, 有助于日常檢修及早期發(fā)現異常現象。 （4）驅動用原動機檢修不好, 往往也是引起事故的因素, 特別是交流電動機, 多在環(huán)境低劣的環(huán)境運轉, 安全保護不當處使用, 應很好的擦拭和檢修。 8.2 壓縮機的定期檢修 1．日常檢修 壓縮機在正常運轉時, 即使是不需要監(jiān)控的壓縮機, 每天至少要做一、二次檢查。如前所述, 這是早期發(fā)現異?，F象的重要工作之一。此外, 應根據需要還應做定期巡回檢查。 2．定期檢修及大修 壓縮機定期檢修, 是為使壓縮機能正常運轉, 延長其使用壽命。壓縮機的檢維工作應是按計劃、有步驟地進行。一般按檢修的要求和工作量的不同, 可分為小修、中修、大修三種情況。 ① 小修：不定期, 主要是檢查性的維修。例如, 排除運行中發(fā)現的不正?，F象及小事故。（閥片的破裂, 彈簧折斷, 緊固件松動等等） 。 ② 中修： 一般運轉30006000小時后進行一次。主要是檢修易損的零件 ﹙如吸、排氣閥、填料、活塞環(huán)等﹚ , 并校驗壓力表, 安全閥及其它閥門的密封性。 ③大修： 一般運轉1200026000小時后進行一次。主要是全面拆卸, 檢查所有零部件, 并對照原來記錄的數據, 重新找中、找平, 徹底清洗積垢的零件 如氣缸水套, 冷卻器等! , 冷卻器還需做強度及氣密性檢查, 并作防腐處理, 對壓縮機基礎還要進行沉降觀測, 并檢查有無裂紋等不正?，F象。 3． 潤滑油的合理使用 適當選擇壓縮機油, 是合理使用好壓縮機油的前提。潤滑油的選擇, 主要根據壓縮機的類型、操作條件、壓縮介質、氣體的純度來決定。 (1) 壓縮機油的選擇 活塞式壓縮機根據工作條件而選用不同的潤滑油, 對氣缸及填料進行潤滑。由于氣缸中的溫度較高, 在有些情況下是不能采用礦物油的, 所以對油的性能必須有一定的要求。 對壓縮機氣缸的潤滑油來說, 應考慮以下幾個方面的情況： ① 應使壓縮機潤滑油在高溫情況下具有足夠的粘度, 以便保持一定的油膜強度, 對各密封間隙才能保持一定的密封能力。 ②要有良好的化學穩(wěn)定性。對于壓縮機在高溫下能與潤滑油起激烈反應的氣體尤為重要, 否則將易出現積炭, 不僅容易破壞潤滑油性能, 而且還可能引起爆炸事故。 ③ 潤滑油應具有一定的閃點, 通常要求比排出溫度高20 50℃ 即可, 過分要求高閃點的油是沒有意義的。 ④ 氣缸用潤滑油, 不應與水形成乳化物, 因為乳化物的出現將影響油的潤滑性能。 （2）氣缸、填料的耗油量調節(jié) 氣缸、填料處的注入油量必須適當。如果不足將引起激烈的摩擦, 甚至將氣缸表面和活塞桿表面燒傷或拉毛, 將活塞環(huán)和填料燒壞。潤滑油量過多, 由于高溫、高壓空氣中的氧將會氧化潤滑油, 容易產生積炭, 導致火災和爆炸事故。所以壓縮機氣缸、填料的潤滑油量應嚴格加以控制。氣缸與填料的總耗油量應為各部分耗油量之和。 （3）對于壓縮機的保養(yǎng), 要注意定期更換潤猾油, 定期清洗濾油器。嚴寒季節(jié)停車時間較長, 各加工面應涂防銹油, 并做定期盤車,使各相接觸部件改變位置, 以免潤滑油脂干硬或發(fā)生銹蝕。 結 論 致 謝 參 考 文 獻 ［1］成大先主編.機械設計手冊（單行本）軸及其連接.北京：化學工業(yè)出版社，2004.1 ［2］成大先主編.機械設計手冊第一卷第四版.北京：化學工業(yè)出版社，2002.1 ［3］鄭文緯、吳克堅主編.機械原理(第七版).北京：高等教育出版社，1997.7 ［4］劉鴻文主編.材料力學（Ⅰ）第4版.北京：高等教育出版社