高壓直聯便攜式壓縮機【畢業(yè)設計】

1、<p>　　本科畢業(yè)設計(論文)</p><p><b>　　（二零 屆）</b></p><p>　　高壓直聯便攜式壓縮機</p><p>　　所在學院 </p><p>　　專業(yè)班級 機械設計制造及自動化 </p><

2、;p>　　學生姓名 學號 </p><p>　　指導教師 職稱 </p><p>　　完成日期 年 月 </p><p><b>　　摘 要</b></p><p>　　本文從壓縮機行

3、業(yè)的發(fā)展現狀起，對壓縮機設計在國內外的發(fā)展水平以及發(fā)展要求進行分析。根據活塞式壓縮機設計的基本理論，結合設計要求，對其進行設計計算等工作。往復活塞式壓縮機熱力學計算是壓縮機設計計算中最基本的，并且也是最重要的一項工作，這是因為活塞式壓縮機熱力計算結果的精確程度可以體現出壓縮機的設計水平，這也一直是壓縮機設計的一個重要課題。根據設計要求等，經過熱力計算得到壓縮機的相關參數如級數、列數、氣缸尺寸、機型大小、軸功率。</p>&

4、lt;p>　　本次研究分析了高壓直聯便攜式壓縮機的設計需求、結構型式、級數選擇、壓比分配和驅動方式，進行了基于等壓比的熱力學設計計算與動力學分析。本次課題設計采用二級壓縮，實現排氣壓力在3.0MPa時的排氣量到達80L/min的技術要求。完成了設計中的熱力學計算和結構的校核計算，并且繪制了高、低壓活塞缸、各式接頭、高壓缸、電機軸和裝配圖等零部件二維三維圖。</p><p>　　提高活塞式壓縮機設計計算精度，

5、高壓直聯機如能研究成功，對提高我國的壓縮機技術具有重要意義，并且也會帶來更大的經濟效益。</p><p>　　關鍵字：壓縮機，熱力計算，零件圖 </p><p>　　Design Of Portable And A Directly Driven High Pressure Compressor</p><p><b>　　Abstract</b&g

6、t;</p><p>　　In this paper, the development status of the compressor industry, the design of the compressor level of development at home and abroad and the development of requirements for analysis. Then, acco

7、rding to the basic piston compressor design theory, design, calculation of its design work. Reciprocating piston compressor heat, power calculation is the basic design and calculation of the compressor, and is the most i

8、mportant work, because the piston compressor thermodynamic calculation, power calcula</p><p>　　The dissertation studied the design demand,framedwork,choosing series,prorate pressure and drive mode.Based on t

9、he same prorate,the calculations of thermodynamics and dynamics were did and the DHPAC was designed.</p><p>　　Piston compressor designed to improve accuracy, high straight-line if successful research, to imp

10、rove our compressor technology is important, and will bring greater economic benefits.</p><p>　　Keywords: compressor，heat calculation，parts</p><p><b>　　目錄</b></p><p><

11、;b>　　摘 要II</b></p><p>　　AbstractIII</p><p><b>　　符號說明V</b></p><p><b>　　第一章 緒論1</b></p><p><b>　　1.1研究背景1</b></p>

12、<p><b>　　1.2研究現狀2</b></p><p><b>　　1.3研究意義4</b></p><p>　　第二章 熱力學計算6</p><p>　　2.1高、低壓剛的行程和氣缸直徑6</p><p>　　2.1.1混合氣體的絕熱指數K：6</p>&

13、lt;p>　　2.1.2膨脹過程指數m：8</p><p>　　2.1.3計算各級排氣溫8</p><p>　　2.1.4計算各級排氣系數λ8</p><p>　　2.1.5計算各級行程容積與缸徑等參數11</p><p>　　2.2指示功率和軸功率12</p><p>　　第三章 零部件設計與校核1

14、4</p><p>　　3.1活塞的位移14</p><p>　　3.2曲柄的受力分析15</p><p>　　3.3軸受力分析15</p><p>　　3.4強度條件16</p><p><b>　　第四章 結論18</b></p><p><b>　

15、　參考文獻19</b></p><p>　　致謝錯誤!未定義書簽。</p><p><b>　　附錄21</b></p><p><b>　　符號說明</b></p><p>　　符號 意義

16、 單位量綱</p><p>　　P0s 吸氣壓力 Mpa</p><p>　　P0d 排氣壓力 Mpa</p><

17、p><b>　　壓力比</b></p><p><b>　　氣體的絕熱指數</b></p><p><b>　　氣體的定壓比熱</b></p><p><b>　　氣體的定容比熱</b></p><p><b>　　膨脹過程指數</b

18、></p><p>　　排氣溫度 </p><p>　　吸氣溫度 </p><p><b>　　溫度系數</b></p><p><b>　　壓力系數</b></p><p>&

19、lt;b>　　氣密系數</b></p><p><b>　　排氣系數</b></p><p>　　缸行程容積 dm</p><p>　　氣缸直徑 mm</p><p>　　指示功率

20、 W</p><p>　　軸功率 Kw</p><p>　　壓縮機的指示功率 Kw</p><p>　　壓縮機的機械效率 </p><p>　　驅動及功率 Kw</p>

21、<p><b>　　為傳動效率</b></p><p>　　軸的計算應力 Mpa</p><p><b>　　第一章 緒論</b></p><p>　　壓縮機是輸送氣體和提高氣體壓力的一種從動的流體通用機械。它的種類很多，用途極為廣泛。壓縮機歸屬通用設備類，廣泛應用于鋼鐵

22、、電力、冶金、造船、紡織、電子、化工、石油、礦山、輕工業(yè)、機械制造、造紙印刷、交通設施、食品醫(yī)藥、鑄造噴涂、海運碼頭、軍工科技、汽車工業(yè)、航空航天、基礎設施等領域[1]。</p><p>　　壓縮機種類很多按工作原理可分為容積式壓縮機和速度式壓縮機[2]。按照壓縮機級數分為：單級、兩級和多級壓縮機。按結構型式的不同分類：容積型、速度型兩種。容積型又細分為：回轉式(包括螺桿式、滑片式及轉子式)、往復式(包括活塞式和

23、隔膜式)。速度型細分為：離心式、軸流式、噴射式以及旋渦式壓縮機。容積型壓縮機依靠在氣缸內作往復運動的活塞或回轉運動的轉子，使容積縮小而提高氣體壓力；速度式壓縮機依靠氣體在高速旋轉葉輪的作用下得到巨大的動能，而后在擴壓器中將氣體的動能轉化為壓力能，根據氣體在機內流動方向的不同分為離心式和軸流式。</p><p>　　隨著國民經濟的飛躍發(fā)展，壓縮機在工業(yè)上應用極為廣泛。壓縮機因其用途廣泛而被稱為“通用機械”[3]。壓

24、縮機主要應用于石油、化工、醫(yī)藥、食品、建筑、制藥、機械、運輸等工業(yè)領域內，有著十分重要的作用，是許多工業(yè)部門工藝流程中的心臟設備[4]，因此壓縮機和泵、風機以及電動一起，被認為是衡量一個國家機械工業(yè)發(fā)展狀況和水平的標志之一。壓縮機作為通用機械其中之一，為了能更好的適應用戶的需要和市場激烈的競爭，研究和開發(fā)一直廣泛而深入地進行，這些研究的狀況和其研究成果，都會通過許多刊物、國際性會議、專利與新產品使其得到充分的體現。</p>

25、<p><b>　　1.1研究背景</b></p><p>　　壓縮機是一種壓縮各種氣體提高氣體壓力或是輸出氣體的機器 [5], 活塞式壓縮機以其壓力范圍廣、效率高、適應性強等特點[6]被廣泛應用于工業(yè)生產中。壓縮機是空調、冰箱等的關鍵部件，還常常用于為氣動工具提供動力源[7-8]。各種壓縮機都是屬于動力機械，其能夠將氣體體積壓縮小，提高壓力，具有一定的動能，可以將其作為機械動力

26、或是其他用途。</p><p>　　從20世紀80年代中期至今，國外的壓縮機行業(yè)在技術和生產方面都有所發(fā)展。在各類壓縮機的性能及可靠性都已經基本解決的高水準基礎上，研究仍然圍繞如何提高產品使用壽命和性能其兩大方面進行工作[9]。研究利用計算機模擬上，大多數科學家對其進行設計開發(fā)，大大的提高了工作效率。美國IRIS公司引進多維空間解析，將性能分析和部件設計綜合在一起，為壓縮機設計優(yōu)化提供了一個極為有效的途徑[10]

27、。</p><p>　　1640年德國成功研制出來世界第一臺壓縮機，到1952年我國沈陽空氣壓縮機成功制造出國內首個流量為6m3/min壓縮機為0.68Mpa空氣壓縮機 [11]。50年代，活塞式壓縮機行業(yè)從修理轉向于仿制和組織批量生產。60年代，結合我國自身的國情，制定了我國中小型活塞式壓縮機系列的標準。到70年代末，除了全封閉式外，大多數是自行設計制造的系列產品，其品種、數量、質量以及技術水平都有了顯著的提高

28、。直到80年代末時期，我國完成了全封閉式制冷壓縮機標準的制定，并且研制、生產了一些全封閉式壓縮機。直到80年代末時期，我國完成了全封閉式制冷壓縮機標準的制定，并且研制、生產了一些全封閉式壓縮機。隨著國民經濟的飛躍發(fā)展，壓縮機在工業(yè)上應用極為廣泛。出于生產成本的考慮，目前我國的壓縮機絕大部分采用普通的異步感應電動機驅動，不但成本低而且可靠穩(wěn)定，但小功率電機通常效率低下[12]。由于空氣具有很好的壓縮性和膨脹性，適宜做能量傳遞中的介質，輸送

29、方便不凝結[13]，對人無害，對環(huán)境無污染，沒有起火危險，且導出都有，用之不盡取之不竭，并且由于便攜式壓縮機由于重量輕，便于攜帶，且可用單相電源，而受到用戶的喜愛，主要</p><p>　　國外往復式壓縮機發(fā)展方向主要往大容積流量、高壓力、結構緊湊、能耗少、噪聲低、效率高、通用性好等方向發(fā)展。其普遍采用撬裝無基礎，全罩低噪音設計，大大節(jié)約了安裝、基礎和調試費用。在產品設計上，應用壓縮機熱力學、動力學計算軟對高壓氣

30、動工具而言，由于動力源更加強勁，其結構可以設計得更加輕巧，從而降低操作人員的勞動強度，提高工作效率 [16、17]，因此急需研制排氣壓力在3.0Mpa左右的高壓直聯機。</p><p><b>　　1.2研究現狀</b></p><p>　　隨著工業(yè)生產技術的發(fā)展，活塞式壓縮機的種類和結構型式也日益增多，各行業(yè)對活塞式壓縮機的需求也不斷增加。大部分設計者采用一些軟件幫

31、助其能夠跟快，更好的完成設計，這樣大大縮短了設計時間。</p><p>　　隨著壓縮機的廣泛應用，對其也不斷的提出了新的要求。目前中國大量生產和應用大腕兒壓縮機的冷卻不見技術十分落后，大都處于20世紀50—60年代。國產壓縮機冷卻系統(tǒng)與國外產品相差距離很大主要是冷卻性能不佳[18]。在現在競爭日益嚴峻的形式下，凸顯出三個主要問題，一、在開發(fā)中必須考慮到減小對環(huán)境污染，可以說這是近幾十年來對壓縮機最為重要的要求，現

32、今更加重視如何減小對環(huán)境的污染，這是我們不能忽視的。壓縮機這一重要部件正面臨嚴峻的挑戰(zhàn)：環(huán)境問題，如何能在競爭激烈的環(huán)境下更好的發(fā)展，這一問題已是各企業(yè)嚴峻新技術所要解決的首要問題之一。二、重要的挑戰(zhàn)要求進一步提高設備和系統(tǒng)的效率以減小能源消耗。如何能更好的為人類服務，提供更加的快捷方便的服務也是研究人員不斷在突破技術難關，地球上的能源正在急劇的減少，因此在提高效率的同時不忘要減小對能源的消耗，能夠充分的利用能源，也是以后發(fā)展的重要方向

33、。三、隨著壓縮機的廣泛應用也隨之引發(fā)了日益激烈的全球化競爭的白日化。如何能夠在競爭中贏得勝利，先進的技術是最為根本的衡量指標，只有不斷的提高技術水平才能夠在世界的舞臺上站住腳跟。</p><p>　　評價壓縮機性能好壞的主要指標是效率，產品可靠性好，效率高，噪聲低以及成本低的壓縮機，是所有壓縮機生產企業(yè)不斷追求的目標，因此國內外學者圍繞這方面對壓縮機進行了優(yōu)化設計研究。可以進行壓縮機函數參數優(yōu)化設計可以節(jié)約能源、

34、提高效率。也可以通過控制方法來降低阻力矩的波動，從而提高壓縮機的效率和降低壓縮機的噪音。壓縮機特點是震動大，功率高和噪聲值高 [19]。隨著工業(yè)的發(fā)展，壓縮機的震動和噪聲也會直接影響效率，因此對壓縮機進行優(yōu)化，降低噪聲和震動有重要的意義。往復式壓縮機是問是最早、至今仍還在沿用且使用最廣的一種機型。其優(yōu)點為：能適應較寬的壓力范圍和制冷量的要求，適應性較強；對材料要求也較低，其多采用普通的鋼鐵；技術熟練；工作可靠性較高。</p>

35、<p>　　在工程技術領域內，對于力學問題或其它問題十分復雜，而且工作量大。有限元方法是求解各種復雜數學物理問題的重要方法，是處理各種復雜工程問題的重要分析手段，也是進行科學研究的重要工具。有限元方法分析問題的思路是將整個結構看作是由有限個力學小單元相互連接而成的集合體。ANSYS軟件是美國ANSYS公司開發(fā)的大型通用有限元軟件，它的發(fā)展從1971年2.0版到如今的8.0版，已有30多年的歷史，ANSYS軟件在航空、航天、

36、汽車、機械、土木、電子等許多工業(yè)領域內有較為廣泛的應用[20]。</p><p>　　今后壓縮機的發(fā)展前景不僅僅在于努力提高技術性能指標，更應著力于應用近代先進計算機技術進行性能模擬和優(yōu)化設計，促成最佳機型的系列化、通用化、機組化和自動化，降低生產成本，完善輔助成套設備，擴大應用領域，提高綜合技術經濟指標[21]。</p><p>　　國外往復式活塞壓縮機向著大容量、高壓力、結構緊湊、能耗

37、少、噪聲低、效率高、可塑性好、排氣凈化能力強等方向發(fā)展；不斷開發(fā)變工況條件下運行的新型氣閥，大大的提高氣閥的使用壽命。在產品設計上，應用壓縮機熱力學、動力學計算軟件和壓縮機工作過程模擬軟件等，提高計算準確度，通過綜合模擬模型預測壓縮機在實際工況下的性能參數，從而可以提高新產品開發(fā)的成功率。采用計算機自動控制，自動顯示各項運行參數，實現優(yōu)化節(jié)能運行狀態(tài)，優(yōu)化聯機運行，運行參數異常顯示、報警與保護。產品設計重視工業(yè)設計和環(huán)境保護，壓縮機外型

38、美觀更加符合環(huán)保要求。</p><p><b>　　1.3研究意義</b></p><p>　　隨著壓縮機的廣泛應用，對其也不斷的提出了新的要求。目前中國大量生產和應用大腕兒壓縮機的冷卻不見技術十分落后，大都處于20世紀50—60年代。國產壓縮機冷卻系統(tǒng)與國外產品相差距離很大主要是冷卻性能不佳[22]。</p><p>　　活塞式壓縮機熱力、動

39、力計算方法的深入研究與通用計算軟件的開發(fā)可以提高活塞式壓縮機設計計算精度和產品研發(fā)的成功率，將廣大的工程技術人員從大量煩瑣的、重復的計算中解放出來，縮短產品研發(fā)周期，對提高我國的壓縮機技術具有重要意義。壓縮機是高耗能產品，據有關部門統(tǒng)計，空氣壓縮機的能源消耗占全國總發(fā)電量的10%左右[23]。由此可看出降低壓縮機的能耗，提高其效率，對節(jié)能減排環(huán)境保護有著重要的意義。活塞式壓縮機的熱力、動力計算是壓縮機設計計算中基本的，又是最重要的一項工

40、作，根據用戶提供的介質成分、排氣量、壓力等參數要求，經過熱力計算得到壓縮機的相關參數如級數、列數、氣缸尺寸、機型大小、軸功率等[24]。而對于動力計算結果的精確程度體現了壓縮機的設計水平，對壓縮機設計和基礎設計提供原始數據，對減小壓縮機的振動具有重要意義，其動力計算結果的精確程度體現了壓縮機的設計水平，對壓縮機熱力學、動力學計算軟件和壓縮機工作過程模擬軟件，提高工程設計計算精確度和新產品開發(fā)的成功率打下基礎，也始終是壓縮機研究的方面之一

41、。</p><p>　　隨著人們對于生活、工作環(huán)境舒適性的要求不斷提高，商用中央空調發(fā)展速度迅猛加大。根據中央空調器行業(yè)統(tǒng)計數據顯示，自2004年起我國中央空調市場呈高速增長，增長率高達為48%。商用中央空調行業(yè)在房地產開發(fā)、百貨倉儲物流、大型公共建筑建設等帶動下，需求也繼續(xù)旺盛，自2005～2010年，中央空調器銷售額年均增長率約為10%～20%。并且這幾年中小型壓縮機發(fā)展的趨勢是提高壓縮機效率，降低消耗，繼續(xù)

42、向小型化、輕型化發(fā)展。特別是在環(huán)保環(huán)境、節(jié)能高效、減輕質量和體積、降低整棟和噪聲等方面發(fā)展迅速。與此同時，由于國際公約規(guī)定全球的氟利昂制冷劑必須停止使用，但是新制冷劑比原來使用的制冷劑效果相差10%左右之多，使得制冷量出現了嚴重的不足，不能很好的滿足使用者的要求；再者，在汽車發(fā)動機的轉速不斷提高的同時，作為汽車發(fā)動機同步轉動的壓縮機，需要滿足高速的需求，壓縮機的體積又希望做得更小。通過改變壓縮機型號來提高排氣量或是改變壓縮機尺寸都可以提

43、高壓縮機的使用效率，從而帶來很大的方便。</p><p>　　與國外往復式壓縮機技術水平相比，我國的主要差距為基礎理論研究差，產品技術開發(fā)能力低，工藝裝備和實驗手段落后，產品技術起點低，規(guī)格品種、效率、制造質量。隨著我國經濟的發(fā)展，我國的壓縮機設計制造技術也有了長足的進步，在某些方面的技術說平也已經達到國際先進水平。但在技術水平、制造能力，特別是在產品的性能穩(wěn)定性、可靠性方面與國際先進水平還有著一定的差距，不能完

44、全滿足國家重點工作建設的需要，預計我國“十一五”期間的壓縮機需求會大幅度的增加，這是我們的機遇也是挑戰(zhàn)，需要廣大壓縮機工作者共同努力，推動我國壓縮機技術進一步的發(fā)展。</p><p><b>　　第二章 熱力學計算</b></p><p>　　高壓直聯機的設計排氣量是根據高壓氣動工具所需的氣量來確定的，我們研究的這款高壓直聯機主要用于高壓氣動槍，要求高壓直聯機在排氣壓

45、力3.0Mpa時的排氣量到達80L/min。本次采用二級壓縮，其原因是由于在一般的請款下，3.0Mpa的排氣壓力應該采用三級壓縮[25]，但事實上，在排氣壓力為1.0Mpa的低壓直聯機已經采用了二級壓縮了。而級數越大，其結構會更加的復雜，成本、體積和重量也會急劇上升，因此本高壓直聯機采用二級壓縮而采用三級壓縮。</p><p>　　本款壓縮機采用往復活塞壓縮機，其適用范圍更加廣，高、低壓均可，效率高，更重要的是排

46、氣量范圍廣，在小排氣量下也能保持較高的效率。為了減小體積和重量，高壓直聯機用偏心輪代替?zhèn)鹘y(tǒng)壓縮機的曲軸，同時省去了十字頭。高、低壓端偏心輪都裝在永磁直流無刷電機軸上。</p><p>　　2.1高、低壓剛的行程和氣缸直徑</p><p><b>　　表2-1</b></p><p>　　2.1.1混合氣體的絕熱指數K：</p>&

47、lt;p>　　在壓縮機內，隨著活塞的運動，氣缸內氣體的狀態(tài)是不斷變化的。為了研究問題方便起見，我們假定：氣缸沒有余隙容積而且密封良好，氣閥開關及時；氣體在吸排氣過程中狀態(tài)不變(即吸氣時狀態(tài)同于氣體被吸入前的狀態(tài)，排氣時狀態(tài)同于壓縮終了時狀態(tài))；同時氣體被壓縮時是按不變的指數值進行。</p><p>　　符合以上三條件的循環(huán)稱為理論循環(huán)。圖2-1以壓力P作縱坐標，容積y作橫坐標，表示壓縮機的理論循環(huán)。<

48、/p><p>　　圖2-1壓縮機的理論循環(huán)</p><p>　　當活塞自外止點(向蓋行程的極限位置)向右移動時，氣體在壓力為P。的情況下通過吸氣閥進入氣缸。吸氣過程在圖2-1上以平行于橫坐標的DA線表示，活塞移動到內止點(向軸行程的極限位置)，吸氣過程結束。當活塞在相反方向運動時，吸氣閥關閉，氣缸內的氣體沿AB壓縮到壓力p2時，排氣閥打開，氣體沿BC被排出，當活塞運動到外止點時，排氣結束。&l

49、t;/p><p>　　壓縮曲線AB上的各點，表示壓縮過程氣體的狀態(tài)變化，而面積ABCDA表示壓縮機理論循環(huán)消耗的功。根據壓縮過程中氣體與氣缸壁的換熱情況的不同，理論循環(huán)可區(qū)分為等溫循環(huán)、絕熱循環(huán)和多方循環(huán)。圖2-1中，AB表示等溫壓縮過程，AB ＂表示絕熱壓縮過程，而AB＂表示多方壓縮過程。這里的介質物性計算主要進行的是絕熱循環(huán)。</p><p>　　在絕熱循環(huán)的壓縮過程中，氣體同外界沒有熱交

50、換。氣體的絕熱壓縮過程曲線(AB＂)的方程式為：</p><p>　　=常數 2-1</p><p>　　—氣體的絕熱指數，；</p><p><b>　　—氣體的定壓比熱；</b></p><p><b>　　—氣體的定容比熱。</b></

51、p><p>　　絕熱指數k與氣體的性質有關，混合氣體的k值應按 下式計算：</p><p><b>　　2-2</b></p><p>　　壓縮過程指數表示壓縮氣體與氣缸壁之間的熱交換有關，空氣絕熱壓縮過程指數K=1.4，等溫壓縮K=1。大中型壓縮機中氣缸冷卻對絕熱壓縮指數影響很小，</p><p>　　而近似看作絕熱壓縮K

52、=1.4。</p><p>　　2.1.2膨脹過程指數m：</p><p>　　膨脹過程指數表示余隙容積中的氣體膨脹時，氣體和缸壁、活塞端部的熱交換情況。若是絕熱膨脹，則m=k；吸熱越多，過程越接近于等溫。各種氣體的大、中型多級壓縮機，各級的m值可查表2-2選取。</p><p>　　表2-2 不同壓力下的m值</p><p>　　由上表可查

53、出計算取m=1.2</p><p>　　2.1.3計算各級排氣溫</p><p><b>　　2-3</b></p><p>　　理想氣體絕熱指數的大小同溫度關系不大，在壓縮機的熱力計算中可不考慮溫度的影響，將K作為常數。所以在壓縮機過程中，溫度與壓力間的關系，可按公式2-2計算得：</p><p>　　Ⅰ級 =311

54、 2-4</p><p>　　Ⅱ級 =311 2-5</p><p>　　2.1.4計算各級排氣系數λ</p><p>　　1）在選取a值時，應注意:</p><p>　　1.在相同的活塞線速度和排氣量情況下，高轉數短行程壓縮機的相對余隙容積，要比低轉數長行程壓縮機的性對余隙容積大得多

55、。</p><p>　　2.氣閥在啟剛上的布置方式不同，相對余隙容積也不同。</p><p>　　3.各種類型的氣閥，在安裝直徑相同時，具有不同的余隙容積。</p><p>　　4.一般大直徑的汽缸具有較小的相對余隙容積，而小直徑的氣缸具有較大的相對余隙容積。</p><p>　　5.多級壓縮機，高壓級的相對余隙容積要比低壓級的相對余隙容積大

56、。</p><p>　　低、中壓級P≤2000Kpa 氣缸a=O.07～0.12，高壓級(P=20000～32lOOKpa)氣缸a=O.12～O.16</p><p>　　單作用壓縮機氣閥軸向配置在氣缸蓋上a=O.05～O.07，若氣閥配置在氣缸側面a=0.15～O.18</p><p><b>　　計算中取 </b></p>&

57、lt;p>　　2）根據公式2-6進行計算得：</p><p><b>　　2-6</b></p><p><b>　　2-7</b></p><p><b>　　2-8</b></p><p><b>　　3）溫度系數λT</b></p>

58、<p>　　可以根據圖2-2進行選擇，但在查圖時應該注意一下幾點：</p><p>　　1.大、中型壓縮機吸氣過程氣體吸熱較少，取較大值；小型壓縮機去較小值。</p><p>　　2.冷卻良好的氣缸，吸氣終了溫度較低，取較大值；冷卻不良的氣缸取較小值。</p><p>　　3.高轉速壓縮機取較大值；低轉速壓縮機取較小值。</p><

59、p>　　4．氣閥通路中阻力小時取較大值；阻力大時取較小值。</p><p>　　5.相對余隙容積小時取較大值；大時取較小值。</p><p>　　6.氣體的性質對于λT影響很大。</p><p>　　圖2-2 溫度系數λT與壓力比ε的關系</p><p><b>　　因此查圖可得：</b></p>&

60、lt;p><b>　　2-9</b></p><p><b>　　2-10</b></p><p><b>　　4）壓力系數λp</b></p><p>　　當常壓吸氣時，，較小值適用于通道截面較小的或具有過強彈簧的氣閥。在循環(huán)壓縮機的第一級和多級壓縮機的第二級，因吸氣壓力較高，即使同樣大小的壓

61、力損失，相對壓力損失任很小，這時。一般壓縮機，在三級開始，就可以認為。但是，當長的導管、高的氣流速度或在導管于氣缸間的緩沖容積不夠大時，可發(fā)生很大的壓力波動，這時壓力系數不能按上述范圍選取。</p><p><b>　　本次?。?lt;/b></p><p><b>　　2-11</b></p><p><b>　　2

62、-12</b></p><p><b>　　5）氣密系數</b></p><p>　　由于氣閥、活塞環(huán)、填料以及管道、附屬設備等密封不嚴而造成泄漏，使得壓縮機的排氣量總是比氣缸的吸氣量小。對于多級壓縮機的中間級，各級的氣密系數表示各級的排氣量與各級吸入容積之比，其中既包括外泄漏也包括該級的內泄漏。計算時，氣密系數一般取0.90～0.98。</p>

63、;<p>　　選取時應考慮到以下幾點：</p><p>　　1．壓縮機結構方案；列數和氣缸排列型式會影響其值。</p><p>　　2．氣缸的直徑；大直徑的氣缸，氣密系數可以取大些，小直徑的氣缸則應該取較小的。</p><p>　　3．氣閥、活塞、填料結構；無油潤滑的壓縮機的氣密系數一般要低些。</p><p>　　4．壓縮機的

64、轉數；高轉數的壓縮機的系數可以取大些，低轉數則取的小些。</p><p>　　5．壓力大小和級數；壓力高、級數多，氣密系數取得小些，反之亦然。</p><p><b>　　6．氣體性質。</b></p><p>　　因此?。?2-13</p><

65、p><b>　　2-14</b></p><p><b>　　6）排氣系數</b></p><p>　　實際上壓縮機運動時，由于存在：余隙容積的影響、吸氣閥的彈簧力和管線上的壓力波動、吸氣時氣體與氣缸壁之間的熱交換、氣體泄漏等因素，使氣缸行程容積的有效值減小。在氣缸行程容積相同的情況下，上述四因素的影響愈大，則排氣量愈小。設計計算中，考慮上

66、訴因素對排氣量的影響而引用的系數稱為排氣量。</p><p><b>　　2-15</b></p><p><b>　　2-16</b></p><p>　　2.1.5計算各級行程容積與缸徑等參數</p><p>　　下圖2-3所示為一活塞壓縮機內的曲柄結構裝置</p><p&g

67、t;　　圖2-3壓縮機活塞缸曲柄</p><p><b>　　低壓缸行程容積為：</b></p><p>　　(dm) 2-17</p><p><b>　　高壓缸行程容積：</b></p><p><b>　?。╠m） </b></p><p&

68、gt;<b>　　2-18</b></p><p><b>　　確定低壓氣缸直徑：</b></p><p>　　（mm） 2-19</p><p><b>　　確定高壓氣缸直徑：</b></p><p>　?。╩m） 2-20</p>&

69、lt;p>　　高低壓的行程容積事先已確定分別為22mm和11mm。計算出高壓直聯機汽缸直徑為65.8mm和39.9mm。在高壓直聯機中和取值范圍為0.1～0.25，因此其取值為0.1?？梢运愕牡汀⒏邏憾诉B桿長度l為110mm和55mm。</p><p>　　2.2指示功率和軸功率</p><p>　　1）高壓直聯及的指示功率為第一級和第二級壓縮指示功率之和如下公式所示：</p&

70、gt;<p><b>　?。╓）</b></p><p><b>　　2-21</b></p><p>　　最后計算得1.401kw</p><p><b>　　2）壓縮機的軸功率</b></p><p>　　驅動機傳給壓縮機曲軸的實際功率稱為壓縮機的軸功率。軸功

71、率由壓縮機的指示功率、克服壓縮機運動部件各摩擦部分所需的摩擦功率、壓縮機曲軸直接驅動的附屬機構所需的功率。軸功率通常按下式計算：</p><p><b>　　2-22</b></p><p>　　—壓縮機的指示功率(K形)，按式2-21計算</p><p><b>　　—壓縮機的機械效率</b></p>&l

72、t;p>　　機械效率。表示壓縮機運動機構完善程度，與壓縮機的結構方案、制造質量、裝配以及質量以及機器的運行狀態(tài)有關。</p><p>　　一般情況下，大中型壓縮機：=0．90～O．95；</p><p>　　小型壓縮機：=0．85～O．90；</p><p>　　微型壓縮機：=0．80～0．87；</p><p>　　高壓循環(huán)壓縮機，機

73、械效率較低，=0．80～0．85。</p><p>　　無油潤滑壓縮機比同類的有油潤滑壓縮機的機械效率低些。</p><p><b>　　3）驅動機功率</b></p><p>　　電機傳給壓縮機主軸的軸功率除了要考慮內部功率外，還要考慮摩擦損失和傳動損失。考慮到壓縮機工作時會因工況的變化、冷卻的惡化等引起功耗增加而造成電機負荷超過正常工作的需

74、要，因此一般電機還會留有5～15%的儲存功率，所以電機的名義功率為：</p><p><b>　　2-23</b></p><p>　　為傳動效率，按各種傳動方式選取，皮帶傳動取0.96～0.99；齒輪傳動取0.97～0.99 </p><p>　　一般壓縮機電動機功率貯備在5％～15％可滿足要求。</p&g

75、t;<p>　　（kw） 2-24</p><p>　　第三章 零部件設計與校核</p><p><b>　　3.1活塞的位移</b></p><p>　　活塞離曲柄旋轉中心的最遠位置（圖3-1中的C點）為外止點，最近位置（圖3-1中的D點）為內止點?；钊奈灰茝耐庵裹c算起為x。長度為L的連桿與氣缸中心線夾角為兩岸擺動

76、叫β。為了統(tǒng)一計算中的正負號和方向起見，我們且規(guī)定曲柄轉角α，從外止點算起，以順時針方向旋轉為正。</p><p>　　圖3-1 曲柄連桿結構與受力分析</p><p>　　從上圖中的幾何關系可以看出：</p><p><b>　　3-1</b></p><p>　　而

77、 3-2 </p><p><b>　　3-3</b></p><p>　　所以 (m) 3-4</p><p>　　在制冷壓縮機中，λ通常在的范圍之間，即可得公式為：</p><p><b>　　3-5</b></p&g

78、t;<p>　　3.2曲柄的受力分析</p><p>　　連桿力傳到曲柄銷中心A處又可分解為兩個分力，一個分力T與曲柄銷中心旋轉軌跡圓相切，是為切向力；另一個分力Z沿著曲柄方形作用著，是法向力。</p><p><b>　　3-6</b></p><p><b>　　可得：(N)</b></p>

79、<p><b>　　3-7</b></p><p>　　活塞力在活塞銷中心B處可以分解為兩個分力（如圖3-1所示），一個分力為，起作用方向垂直于氣缸壁，稱為活塞側向力；另一個分力，其作用方向沿著連桿中心線，稱為連桿力?？梢缘贸觯?lt;/p><p>　　(N) 3-8</p><p>　　(N)

80、3-9</p><p><b>　　3.3軸受力分析</b></p><p>　　水平方向上： { 3-10</p><p>　　解得： { （N） 3-11</p><p>　　(N)

81、 3-12</p><p>　　豎直面上： { 3-13</p><p>　　解得： (N) 3-14</p><p>　　{ （N） 3-15</p><p><b>　　3-16&

82、lt;/b></p><p><b>　　3-17</b></p><p>　　根據上述計算可得如圖3-2所示載荷分析。</p><p>　　圖3-2 軸的載荷分析</p><p><b>　　3.4強度條件</b></p><p>　　軸的彎扭合成強度條件為：<

83、;/p><p><b>　　3-18</b></p><p>　　公式中：—軸的計算應力，Mpa；</p><p>　　M—軸所受的彎矩，；</p><p>　　T—軸所受的扭矩，；</p><p>　　W—軸的抗彎截面系數，mm3，計算公式可按公式2-42。</p><p>

84、　　當扭轉切應力為靜應力時，去；當扭轉切應力為脈動循環(huán)應變力時，?。蝗襞まD切應力亦為對稱循環(huán)變應力時，則取。本次設計時取值為1。</p><p><b>　　圖3-3軸的截面圖</b></p><p>　　則軸（3-3軸截面圖）上此處的彎矩、抗扭截面系數可按公式得：</p><p>　?。∟） 3-19</p

85、><p>　?。∟） 3-20</p><p>　　根據上圖可知在軸上界面處的彎矩最大，可得：</p><p>　　N 3-21</p><p>　　對稱循環(huán)應變力時軸的許用彎曲應力，其值可查表得因此滿足條件。</p><p><b>　　第四章 結

86、論</b></p><p>　　本次課題研究目的是為了實現在二級壓縮的情況下，排氣量在3.0MPa時排氣量達到80L/min。直聯便攜式壓縮機其使用范圍更加廣泛，效率高。</p><p>　　首先根據市場水平以及發(fā)展要求進行分析，及從重量、排氣壓力和排氣量等方面對高壓直聯機的設計需求進行了分析。明確設計的基本設計需求。在對其進行熱力學計算。按照等壓比方法設計了高壓直聯機。在選擇

87、壓縮機的級數時，一般應遵循下列原則：節(jié)省功率，結構簡單、質量輕、成本或某級間壓力符合中間抽氣壓力的要求等。</p><p>　　本次研究對高壓直聯便攜式壓縮機進行分析，確定了設計需求、結構型式、級數選擇、壓比分配和驅動方式。計算各級的排氣溫度從而進一步的確定高壓直聯便攜式壓縮機的行程容積、缸徑和軸功率等參數，進行了二級壓縮情況下的熱力學計算與結構零部件的校核，確保其在安全的使用范圍內。從而實現了壓力在3.0MPa

88、時的排氣量達到80L/min的技術要求。并且繪制了高、低壓活塞缸、各式接頭、高壓缸、電機軸和裝配圖等零部件的二維和三維圖。</p><p>　　提高活塞式壓縮機設計計算精度，高壓直聯機如能研究成功，對提高我國的壓縮機技術具有重要意義，并且也會帶來更大的經濟效益。</p><p>　　通過本文的研究，基本實現了設計計算和設計選型的目的。但是由于時間和作者精力有限，要真正實現壓縮機設計選型系統(tǒng)

89、的廣泛應用，提高其實際應用價值，尚有諸多問題需進行深入研究。在本課題研究的基礎上，可對以下幾個方面進行相關探討：</p><p>　　(1)針對活塞式壓縮機的結構類型多且結構復雜的特點，完善其結構種類，設計</p><p>　　選型系統(tǒng)將會有更高的應用價值。</p><p>　　(2)就活塞式壓縮機介質種類繁多的問題，能添加添加、修改和選取氣體種類及</p&g

90、t;<p>　　氣體物性參數的功能，將會使系統(tǒng)具有更大的實用價值。</p><p>　　(3)如果在設計選型系統(tǒng)的基礎上，構建各個型號下零部件結構尺寸參數齊全的</p><p>　　數據庫，把此設計選型系統(tǒng)與數據庫連接起來，系統(tǒng)選型同時選出數據庫中相關的零部件尺寸參數，那么會使此系統(tǒng)在功能上更加完善。 </p><p><b>　　參考文獻&

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