V型往复活塞压缩机主要零部件设计

重庆科技学院

毕业设计（论文）

题 目 V型往复活塞压缩机主要零部件设计<二>

院 （系） 机械与动力工程学院 专业班级 机设普2009-05 学生姓名 周述炜 学号 2009440943 指导教师 雷贞贞 职称 讲 师 评阅教师 职称

2013年 6 月 8 日

重庆科技学院本科毕业设计 摘要

摘 要

压缩机一直是各行各业不可缺少的重要设备之一。 现代企业中，使用压缩机的场合越来越多，例如：石油、化工、冶金、轻工、纺织、采矿等，许多工业中无不广泛使用各种各类的气体压缩机。往复式压缩机属于容积式压缩机，使一定容积的气体顺序地吸入和排出封闭空间，从而提高静压力的压缩机。 本课题在调研市场，比较各种压缩机特点的基础上，确定设计类型，选择结构方案；根据任务书提供的介质、气量、压力等参数，进行热力学计算；经过计算得到压缩机的相关参数，如气缸尺寸、活塞尺寸、连杆尺寸等。根据得到的尺寸，查阅相关设计手册，绘制零件图、装配图。完成V-0.6/8型压缩机设计。 关键词：活塞式压缩机 结构设计 热力计算 气缸 曲轴

I

重庆科技学院本科毕业设计 ABSTRACT

ABSTRACT

Compressor has been one of the indispensable important equipment in all walks of life. In modern enterprises, compressor is being used more and more frequently, su-ch as in petroleum, chemical industry, metallurgy, light industry, textile, mining, etc. Reciprocating compressor belongs to positive displacement compressor, which Make -s a certain volume of gas in hale and discharge regularly from a closed space so as to improve the static pressure.

The design type of compressor was determined by marketing research and the characteristics comparison of all kinds of compressors. Some relative parameters like the size of cylinder, of piston and connecting rod can be obtained from the thermodynamic calculation which is done according to the arguments such as medium, gas volume, pressure provided by the assignment book . With the help of the size and related design manual, the designing of 0.6/8 V - type compressor can be completed according to the parts drawing and assembly drawing.

Keywords: piston compressor; structure design ; thermal calculation ; cylinder; crankshaft

II

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目录

摘 要.............................................................. I ABSTRACT........................................................... II 目录................................................................ 1 1 引言............................................................. 1

1.1 本课题的目的及意义 .......................................... 1 1.2 国内外研究现状分析 .......................................... 2 2 总体结构方案设计................................................. 4

2.1 气缸排列的型式 .............................................. 4 2.2 运动机构的结构 .............................................. 5 2.3 级数选择及各级压力比的分配 .................................. 5 2.4 列数选择 .................................................... 6 2.5 压缩机转速和行程的确定 ...................................... 6 2.6 压缩机润滑方式的选择 ........................................ 8 2.7 惯性力和惯性力矩的平衡 ...................................... 9 2.8 压缩机驱动的选择 ............................................ 9 3 热力学计算...................................................... 11

3.1 初步确定各级排气压力和排气温度 ............................ 11

3.1.1 初步确定各级压力...................................... 11 3.1.2 初步确定各级排气温度.................................. 12 3.2 确定各级的进、排气系数 ..................................... 13

3.2.1 计算容积系数?v ....................................... 13 3.2.3 确定压力系数.......................................... 14 3.2.4 确定温度系数.......................................... 14 3.2.5 确定泄漏系数（气密系数）.............................. 15 3.2.6 确定各级排气系数...................................... 15 3.3 确定各级气缸的行程容积 ..................................... 16

3.3.1 凝析系数?φi的确定 .................................... 16 3.3.2 抽气系数?oi的确定 ..................................... 17 3.3.3 压缩机行程容积的确定.................................. 17 3.3.4 确定气缸直径.......................................... 18 3.4 修正各级名义压力和温度 ..................................... 19

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3.4.1 确定圆整后各级的实际行程容积Vhi ....................... 19 3.4.2 计算各级压力修正系数?i及?i?1 .......................... 19 3.4.3 修正后各级名义压力及压力比............................ 19 3.4.4 修正后各级排气温度.................................... 20 3.5 计算活塞力 ................................................. 21

3.5.1 计算气缸进排气过程的平均压力.......................... 21 3.5.2 计算活塞力............................................ 21 3.6 计算轴功率，选择电机 ....................................... 22

3.6.1 计算各级指示功率及总指示功率.......................... 22 3.6.2 压缩机轴功率Nz ....................................... 23 3.6.3 电机输入功率Nc ....................................... 24

4 活塞组件设计.................................................... 25

4.1 活塞环设计 ................................................. 25

4.1.1 活塞环的材料.......................................... 25 4.1.2 活塞环的结构设计...................................... 25 4.1.3 活塞环环数的确定...................................... 26 4.1.4 主要尺寸的确定........................................ 26 4.2 刮油环设计 ................................................. 27 4.3 活塞的设计 ................................................. 27

4.3.1 活塞材质的选取........................................ 28 4.3.2 活塞结构尺寸的确定.................................... 28 4.4 活塞销的设计 ............................................... 31

4.4.1 活塞销的材料.......................................... 31 4.4.2 活塞销的主要结构尺寸.................................. 31

5 气缸的设计...................................................... 34

5.1 基本结构型式及选材 ......................................... 34 5.2 气缸主要尺寸的确定 ......................................... 34 6 曲轴的设计...................................................... 37

6.1 曲轴的结构形式及选材 ....................................... 37 6.2 主要结构尺寸的确定 ......................................... 37 7 连杆的设计...................................................... 39

7.1 连杆的结构型式及选材 ....................................... 39 7.2 连杆主要结构尺寸的确定 ..................................... 39 8 结语............................................................ 42

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参考文献........................................................... 43 致 谢.............................................................. 44 附 件............................................................. 45

任务书 ......................................................... 45 开题报告 ....................................................... 45 外文译文 ....................................................... 45 译文原文（复印件） ............................................. 45

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重庆科技学院本科毕业设计 1引言

1 引言

1.1 本课题的目的及意义

压缩机是将低压气体提升为高压的一种从动的流体机械。随着气压技术的不断发展,压缩机在生产建设领域得到了广泛的应用。压缩机按工作原理可分为容积式和动力式两大类；按压缩级数分类，可分为单级压缩机、两级压缩机和多级压缩机；按功率大小分类，可分为微小型压缩机、中型压缩机和大型压缩机。按压缩机的结构形式可分为立式、卧式和角度式。而且角度式又可分为L型、V型、W型、扇形和星型等。不同形式的压缩机具有其鲜明的特点，根据其工作原理的不同决定了其不同的适用范围速度型压缩机靠气体在高速旋转的叶轮的作用下，得到巨大的动能，随后在扩压器中急剧降低，使气体的动能转变为势能，也就是压力能。容积型压缩机靠在气缸内作往复或回转运动的活塞，使容积缩小而提高气体压力。

往复式活塞压缩机是各类压缩机中发展最早的一种。往复式压缩机属于容积式压缩机，是使一定容积的气体顺序地吸入和排出封闭空间提高静压力的压缩机

[1]

。往复式压缩机与其它类型的压缩机相比，具有以下优点：<1>、往复式压缩

机的适用压力范围广，不论流量大小，均能达到所需压力；<2>、适应性强，即排气范围较广,且不受压力高低影响，能适应较广阔的压力范围和制冷量要求；< 3>、往复式压缩机对材料要求低，多用普通钢铁材料，加工较容易，造价也较低廉；<4>、往复式压缩机的装置系统比较简单，可维修性强；< 5>、热效率高，单位耗电量少；< 6>、技术上较为成熟，生产使用上积累了丰富的经验 。不足是：<1>、排气不连续，造成气流脉动 ；<2>、转速不高，机器大而重 ；< 3>、运转时有较大的震动； <4>、结构复杂，易损件多，维修量大[2]。

本课题考虑到压缩机已经广泛的应用到了生产、生活的各个角落，且有资料显示国内需求量呈上升趋势，是中小型工业用压缩机一个庞大的族群。中小型压缩机具有这么大的市场需求，与他本身所具有的特点是分不开的。它与其他压缩机主要的区别就是压缩比小，因而体积小便于移动；目前市场上通用的排气压力系列有0.4MPa、0.7 MPa、1.0 MPa、1.25 MPa、2.5MPa五档等[3]；而本课题设计的排气压力为0.8MPa，排气量为600L/min的微型压缩机。本课题在给定参数的条件下，设计一种结构紧凑、便于移动、噪音小的微型压缩机，具有巨大的市场潜力。

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重庆科技学院本科毕业设计 1引言

1.2 国内外研究现状分析

从上一世纪30年代开始,在传统的活塞往复压缩机已经问世.到上世纪80年代,西方国家用于压缩机装备所消耗的电能占发电总量的10%以上,而且随着现在设备的复杂化,这一电耗比例在不断攀升。现代的一台大型压缩机轴功率如果达到10000kW,能量损失在5%~20%,浪费的能量就达500~2000kW;对于小型压缩机,虽然单机功率较小,但是应用范围广,数量非常之大,总体的能量损失还是触目惊心。因此,挖掘潜力、减少压缩机能量损失、提高效率,势在必行[4]。 20世纪80年代中期以来，国外压缩机行业在技术和生产方面都有新的发展。在各类压缩机的性能和可靠性已基本妥善解决了的高水准基础上，仍主要围绕提高产品的寿命和性能两大方面进行工作。特别是计算机在研制中的广泛应用，使数理模型取代了“经验凑巧”，使科研工作向自动化、最佳化方向发展，从而降低了压缩机制造厂商的制造成本。其中、对气阀、阀腔流动阻力、阀室热交换的研究占有重要地位。在压缩机性能预测的研究中，实现了对几何特征参数、压缩过程、排气过程、吸气过程、泄露流量的计算预测，避免了许多工况下的实际运转实验，大幅度节约了时间和费用。

近年来，我国压缩机行业通过引进、消化、吸收及再创新，取得了突破性进展，打破了国外厂商长期垄断我国空压机和空压机配件市场的格局。国内已形成L、D、DZ、H、M等等数十个压缩机系列、数百种产品。国内的中小型压缩机基本满足了国内石化行业的需求。但是，与国外先进水平相比，亦然存在着一定的差距。主要差距为基础理论研究差、产品技术开发能力低、工艺装备落后。另外，技术含量高和特殊要求的产品还不能满足需求。“十一.五”期间，石化工业、化学工业、轻纺工业、冶金及采矿等各大领域内成套设备的加大国产化为我国压缩机行业的发展提供了巨大的商机，同时也为压缩机行业加快提升压缩机品质、超越世界水准提供了前所未有的机遇[5]。

目前往复式压缩机发展方向是：大容量、高压力、结构紧凑、能耗少、噪声低、效率高、可靠性高、排气净化能力强；普遍采用撬装无基础、全罩低噪声设计，大大节约安装、基础和调试费用；不断开发变工况条件下运行的新型气阀，气阀寿命大大提高；在产品设计上，应用压缩机热力学、动力学计算软件和压缩机工作过程模拟软件等，提高了计算准确度，通过综合模拟模型预测压缩机在实际工况下的性能参数，以提高新产品开发的成功率[6]。压缩机产品机电一体化得到强化，采用计算机自动控制，自动显示各项运行参数，实现优化节能运行状态，优化联机运行、运行参数异常显示、报警与保护；产品设计重视工业设计和环境保护，压缩机外型美观，更加符合环保要求[7]。

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重庆科技学院本科毕业设计 1引言

随着我国经济的发展，我国的压缩机设计制造技术也有了长足发展，在某些方面的技术水平也已经达到国际先进水平[8]。压缩机向着高使用寿命、降低成本、节能降噪、净化气体及提高运行的安全性等方面发展日趋明显。但在一些方面与国际先进水平还存在一定差距[9-11]。因此，压缩机设计应该在保证性能和可靠性的基础上，消化吸收国外成熟的数理模型设计技术，以降低压缩机的设计、制造成本。面临国内外激烈的市场竞争，我国压缩机企业极需提高自身的核心竞争力，转变增长方式。在制造过程中重视服务，从市场调研、售后，直到产品报废回收，努力为客户提供以知识密集、附加值高为特征的服务项目，则是压缩机企业实现可持续发展的一个关键内容。

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重庆科技学院本科毕业设计 2 总体结构方案设计

2 总体结构方案设计

设计往复活塞式压缩机时应符合以下基本原则：（1）满足用户提出的排气量、排气压力，及有关使用条件的要求；（2）有足够长的使用寿命，足够高的使用可靠性；（3）有较高的运转经济性；（4）有良好的动力平衡性；（5）维护检修方便；（6）尽可能采用新结构、新技术、新材料；（7）制造工艺性良好；（8）机器的尺寸小、重量轻。

活塞式压缩机的结构方案由下列因素组成：（1）机器的型式；（2）级数和列数；（3）各级气缸在列中的排列和各列间曲柄错角的排列。

选择压缩机的结构方案，应根据压缩机的用途、运转条件、排气量和排气压力、制造厂生产的可能性、驱动方式以及占地面积等条件，从选择机器的型式和级数入手，制订出合适的方案。

总体设计的任务：选择结构方案、主要参数、相应的驱动方式以及大体确定附属装备的布置。

2.1 气缸排列的型式

压缩机气缸有多种排列型式，按气缸轴线布置的相互关系分为：卧式、立式、L型、V型、W型、星型和对称平衡型。

卧式、对称平衡型压缩机动力平衡性能较好，运转较平稳，宜用于大、中型压缩机；立式压缩机现仅用于中、小型和微型，使机器高度均处于人体高度便于操作的范围内，且中型压缩机主要用于无油润滑结构；L型、V型、W型、星型等角度式压缩机则适用于中、小型和微型。

L型、V型、W型、星型等角度式压缩机共同的优点是

（1）各列的一阶惯性力的合力可用装在曲轴上的平衡重达到大部分或完全平衡。因此，机器可取较高的转数。

（2）气缸彼此错开一定角度，有利于气阀的安全与布置。因而使气阀的流通面积有可能增加。中间冷却器和级间管道可以直接装在机器上，结构紧凑。

（3）角度式压缩机可以将若干列的连杆连接在同一曲拐上，曲轴的拐数可减少，机器的轴向长度可缩短，因此主轴颈能采用滚动轴承。

本设计属于微型中压压缩机常规设计，综合考虑其设计参数(压缩介质、排气量及排气压力)及市场现状，采用V型结构。

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重庆科技学院本科毕业设计 2 总体结构方案设计

2.2 运动机构的结构

活塞式压缩机的运动机构有：无十字头与带十字头两种。

无十字头运动机构的特点是：结构简单、紧凑，机器高度较低，相应的机器重量较轻，一般不需要专门的润滑机构。但是无十字头的压缩机只能作成单作用的，所以气缸容积的利用不充分(因为活塞与气缸之间，只在活塞的一侧形成工作腔)，气体的泄漏量也较大，气缸工作表面所受的侧向力也较大，因而活塞易磨损，另外，气缸中的润滑油量也难于控制。无十字头的压缩机一般只适于作成立式、V型、W型和扇形的结构。当压缩机的功率大于（120～150）kW时，无十字头的压缩机的重量要超过有十字头的压缩机，而且结构也较复杂。因此，无十字头压缩机只在小功率范围内采用。在小型移动装置中用的压缩机，要求轻便紧凑以便于搬动，多选用无十字头的运动机构。

带十字头运动机构的特点是：由于带有十字头，气缸工作表面不承受连杆传来的侧压力，所以，气缸与活塞间的摩擦和磨损较小，充分利用了气缸容积，润滑油易于控制；可以设置填料密封，所以，气体地 泄漏量较小，特别是对于易燃、易爆、有毒的气体，只能采用此种结构。当然，带十字头的压缩机增多了十字头、活塞杆及填料等部件，使机器的结构复杂，高度和重量也相应增加。

一般固定式的压缩机功率都较大，特别是工艺流程中用的压缩机，要求机器长期连续运转，所以多用带十字头的压缩机。我国固定式动力用空压机，排气量在（10～100）m3/min、功率在（60～630）kW之间的都是带十字头结构。化工、石油等部门工艺流程中使用的压缩机都带有十字头。

本设计为功率较小的V型空气压缩机设计，考虑到以上因素，故采用无十字头的运动机构。

2.3 级数选择及各级压力比的分配

工业用的气体，有时有时需要较高的压力，需采用多级压缩。在选择压缩机的级数时，一般应遵循以下原则：使压缩机消耗的功最小、排气温度应在使用条件许可的范围内、机器重量轻、造价低。要使机器具有较高的热效率，则级数越多越好（各级压力比越小越好）。然而级数增多，则阻力损失增加，机器总效率反而降低，结构也更加复杂，造价便大大上升。因此，必须根据压缩机的容量和工作特点，恰当地选择所需的级数和各级压力比。

要求长期连续运转的大、中型压缩机，可靠性积极性最为重要；在选择级数时，以获得较高效率为出发点。

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重庆科技学院本科毕业设计 2 总体结构方案设计

选择压缩机的级数是一个比较复杂的问题。设计时，通常总是分析工作条件相同或相近的现有机器入手，来确定新机器的级数。表2-1列出了工业上在各种操作条件下使用的压缩机的级数。本设计为V-0.6/8型压缩机，选择级数为二级。

表2-1

2.4 列数选择

在活塞式压缩机中，一个连杆所对应的气缸活塞组即为一列。压缩机按列数的多少分成单列和多列两类。

压缩机列数的选择，主要决定于排气量、排气压力、机器的型式和级数。立式结构可以制成单列和多列压缩机；卧式结构可以制成单列和双列压缩机；对称平衡结构只能制成多列压缩机，而且列数必须是偶数；对置型结构只能制成多列压缩机。V型结构只能制成多列压缩机，即单重V型（两列）和双重V型（四列）。

各级气缸的排列应根据下述原则进行：（1）要求各列往返止点的活塞力相等。这时，曲柄连杆机构利用充分，重量较轻，惯性力较小，机械效率较高。由于往返行程的功也大致相等，因而飞轮较轻。（2）通过布置气缸排列，达到使气体的内泄漏和外泄漏尽可能小的目的。

本设计采用V型结构，如前所述，只能制成多列压缩机，采用单重V型结构。

2.5 压缩机转速和行程的确定

转速和行程的选取对机器的尺寸、重量、制造难易和成本有重大影响，并且

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重庆科技学院本科毕业设计 2 总体结构方案设计

还直接影响机器的效率、寿命和动力性能。如果压缩机与驱动机直接连接，则也影响驱动机的经济性和成本。近代设计活塞式压缩机的总趋势是提高转速。

转速、行程和活塞平均速度的关系式如下

nS Cm? （1-1）

30式中：Cm—活塞平均速度，m/s； n —压缩机转数，r/min； S —活塞行程，m。

活塞式压缩机设计中，在一定的参数和使用条件下，首先应考虑选择适宜的活塞平均速度，因为

（1）活塞平均速度的高低，对运动机件中的摩擦和磨损有直接的影响。对气缸内的工作过程也有影响。

（2）活塞速度过高，气阀在气缸上难以得到足够的安装面积，所以气阀、管道中的阻力损失很大，功率的消耗及排气温度将会过高。严重地影响压缩机运转的经济性和使用的可靠性。

移动式压缩机为尽量减少机器重量和外形尺寸，所以取活塞速度为（4～5）m/s，而本设计就属于此类。由于微型和小型压缩机，为使结构紧凑，而只能采用较小行程，虽有较高转数，但活塞平均速度却较低，只有2m/s左右。本设计采用2m/s。

在一定的活塞速度下，活塞行程的选取，与下列因素有关： (1)、排气量的大小。排气量大者行程应取得长些，反之则短些。 （2）、机器的结构型式。考虑到压缩机的使用维护条件，对于立式、V型、W型、扇型等结构，活塞行程不宜取得太长。

（3）、气缸的结构。主要应考虑一级缸径与行程要保持一定比例，如果行程太小，则进、排气管在气缸上的布置将发生困难（特别是径向布置气阀的情况）。

现代活塞式压缩机的行程与活塞力之间，按统计与分析，有下列关系： S?AP （1-2） 式中：P —活塞力，t；

A —系数，其值在0.065～0.095之间，较小值相应于短行程的机器，较大值相应于长行程的机器。

本设计为V-0.6/8型压缩机,设计活塞行程：S=100mm;

现代活塞式压缩机使用的气阀，都是随着气缸内气体压力的变化而自行开、闭的自动阀。气阀是活塞式压缩机的关键部件之一，气阀的优劣直接影响压缩机的性能。自70年代以来，国外微型空气压缩机开始普遍采用舌簧阀，以代替盘状阀或环状阀。在70年代末期开始，我国对这项技术进行了研究和推广。舌簧

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阀具有排气系数高、比功率低、寿命长、噪声小、制造工艺简单等优点。但舌簧阀相对盘状阀或环状阀寿命低，选择转速时要综合考虑。

择压缩机转速时应注意到惯性力的影响，惯性力的大小与转速成平方关系；通常应遵循惯性力不超过活塞力的原则（因为运动部件的强度是按活塞力来计算的）。另外转数过高对阀片、活塞环、填料的使用寿命也会产生不利影响。

一般说来，活塞力较大的机器，转数相应地较低，因为活塞力较大则运动部件的尺寸和重量也相应的增加，惯性力增长的程度往往显著地超过活塞力增长的程度。此外，由于各种机构的压缩机的动力平衡性不同，所以转数也会有所区别。另外，压缩机与驱动机直联时，应顾到驱动机的额定转数。

压缩机与驱动机直连时，应顾到驱动机的额定转数。 近代压缩机的转数n通常在下列范围： 微型和小型： 1000~3000 （转/分） 中型： 500~1000 （转/分）

大型： 250~500 （转/分）

应该注意到只有当转数与行程最终确定后 ，才能由1-1得出压缩机实际的活塞平均速度

综合考虑本设计中的上述因素，取压缩机的转速为n=980r/min，而气阀则选用舌簧阀

2.6 压缩机润滑方式的选择

压缩机中，在零件相互滑动的部位，如活塞环与气缸、填料与活塞杆、主轴承、连杆大头瓦以及连杆小头衬套等处，要注入润滑剂进行润滑，以达如下目的：（1）减小摩擦功率，降低压缩机功率消耗；（2）减少滑动部位的磨损，延长零件寿命；（3）润滑剂有冷却作用，可导走摩擦热，使零件工作温度不过高．从而保证沿动部位必要的运转间隙，防止滑动部位咬死或烧伤，（4）用油作润滑剂时，尚有防止零件生锈的作用。

设计和选择润滑系统的基本要求是：（1）要有可靠的供油装置。要保证有适量的润滑油输送至各运动部位；（2）系统中要有便了检查供油情况的部位和仪表；（3）要有使润滑油净化的过滤装置；（4）供油管路的布置要紧凑、整齐，便于拆装和清洗，同一管路中管件的选择要力求划一。

按气缸是否用油润滑，压缩机的润滑方式可区分为油润滑和无油润滑两种。全无油润滑压缩机其实是指所有运动摩擦副均不采用液体润滑剂润滑，排出的压缩气体是洁净无油的一种动力机械。其特征是由气缸缸体、气缸盖、活塞、连杆、曲轴、曲轴箱等组成；铝合金或铸铁缸体采用表面处理工艺提高了表面硬度；连

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杆的两端采用轴承结构提高了整机的使用寿命。采用自润滑材料制成，不需添加润滑油，排出的气体不含油污，不污染作业环境和工作介质，使压缩机的工作范围更加广泛，适用一切需要高净化气源行业使用。

根据压缩机的结构特点，所采用的有油润滑方式大体可分为两种:飞溅润滑和压力润滑。飞溅润滑多用于小型无十字头压缩机中。其特点是气缸与运动部件的摩擦面均靠装在连杆上的甩油杆，将油甩起飞溅到个润滑部位进行润滑，气缸和运动部件的润滑剂只能采用同一种润滑油，气缸内带油量较大。压力润滑多用于大、中型带十字头的压缩机中。这种润滑分为两个独立系统，即气缸和填料部位是用供油压力较高的注油器供油润滑，而其它运动部件的润滑则是靠油泵连续供油。

鉴于前述内容，由于本设计是微小型的压缩机，考虑使用材料的成本，制造的工艺复杂程度等因素，本设计采用有油润滑方式，并结合两种有油润滑方式各自的特点，具体采用飞溅润滑方式。

2.7 惯性力和惯性力矩的平衡

从力学可知，一定质量的物体在做加速运动时就产生惯性力。在往复式压缩机中存在的惯性力有两种，即曲柄销旋转式所产生的旋转惯性力以及活塞组件往复运动时所产生的往复运动惯性力。至于连杆运动的惯性力，可转化到上述两种惯性力中加以考虑。

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轴转角作周期性的变化，若在机器内部没有相应的平衡力和平衡力矩与之平衡，则会导致压缩机的振动，并且还会传给基础。

本课题设计的单重V型压缩机，由于各列曲轴错角的排列以及气缸中心线之间的夹角配置，使得各列同一瞬间的惯性力有相位差，可以起到互相平衡的作用。另外本课题设计的曲轴水对称结构，起到了平衡惯性力矩的作用。

2.8 压缩机驱动的选择

活塞式压缩机的驱动包括驱动机和传动装置。

驱动方式与压缩机的结构方案和主要参数的选择有着密切的关系，在选择压缩机结构方案和主要参数时，应该同时考虑驱动方式的选择。

活塞式压缩机驱动机可分三类

（1）电动机——异步交流电动机或同步交流电动机； （2）活塞式发动机——内燃机或蒸汽机；

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（3）旋转式发动机——燃气轮机或蒸汽轮机。 在活塞式压缩机中，用得最普遍的是电动机驱动。

以市场现有同类产品为对照，本设计选择电动机作为驱动机，传动装置为皮带传动

综上所述：本设计结构型式为V型，属角度式压缩机。此类压缩机结构紧凑，每个曲柄销上装有两根以上的连杆，曲轴结构简单、轴向长度较短，并可采用滚动轴承，主要适用于中、小型及微型压缩机。V型合理的列间夹角为60?，在此前提下，若能保证各列往复运动质量相等，有利于惯性力的平衡。

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重庆科技学院本科毕业设计 3 热力学计算

3 热力学计算

常规热力计算是源于简化的热力学方程，对压缩机的热力过程进行分析计算，这是传统的计算方法，包括正常性计算和复算计算两部分内容。

正常性热力计算是指已知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（使用中的一些要求），确定压缩级数，工作容积、转速、结构尺寸（如往复压缩机的气缸直径、行程等）、多级压缩机级间压力和温度、功率和效率等。

3.1 初步确定各级排气压力和排气温度

3.1.1 初步确定各级压力

本课题所设计的压缩机为单级压缩 则： 吸气压力：Ps=0.1Mpa 排气压力：Pd=0.8Mpa

多级压缩过程中，常取各级压力比相等，这样各级消耗的功相等，而压缩机的总耗功也最小。各级压力比按下式确定。

（3-1） ?i?z?t 式中： ?i—任意级的压力比； ?t—总压力比； z—级数。

总压力比：?t= 0.8/0.1=8 各级压力比：

?i?8?2.83

压缩机可能要在超过规定的排气压力值下工作，或者所用的调解方式（如余隙容积调节和部分行程调节）要引起末级压力比上升而造成末级气缸温度过高，末级压力比值取得较低，可按下式选取：

?

i?(0.9~0.75)??t （3-2）

则各级压力比：?2=2.12~2.55=2.5

?1=3.2

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各级名义进、排气压力及压力比已经调整后列表如下

表3-1 各级名义进、排气压力及压力比

级数 Ⅰ Ⅱ

名义进气压力

名义排气压力

名义压力比

ε 3.2 2.5

p1（MPa）

0.1 0.32

p2（Mpa）

0.32 0.8

3.1.2 初步确定各级排气温度

各级排气温度按下式计算：

Td?Ts?in?1n （3-3）

式中：Td —级的排气温度，K； Ts —级的吸气温度，K；

n —压缩过程指数。

在实际压缩机中，压缩过程指数可按以下经验数据选取。 对于大、中型压缩机：n?k

对于微、小型空气压缩机：n?(0.9~0.98)k

空气绝热指数k=1.4，则n?(0.9~0.98)k?(1.26~1.372)，取n=1.30 各级名义排气温度计算结果列表如下。

一级的吸气温度Ts1=210C+273=294（K） 一级的排气温度Td1=T二级的排气温度：T

表3-2 各级排气温度

级数 Ⅰ Ⅱ

名义吸气温度T1 ℃ 21 40

K 294 313

压缩过程指数n 1.30 1.30

s11.3?1110.23??294?3.2?382(K)

二级的吸气温度Ts2=400C+273=313（K）

s2?1.3?112?313?2.50.23?471(K)=386(K)

（??） 1.31 1.313

n?1n名义排气温度T2 ℃ 130 1.23

K 382 386

12

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3.2 确定各级的进、排气系数

3.2.1 计算容积系数?v

容积系数是由于气缸存在余隙容积，使气缸工作容积的部分容积被膨胀气体占据，而对气缸容积利用率产生的影响。

?v?1??(??1) （3-4）

式中： ?v—容积系数； ? —相对余隙容积； ? — 压力比。

表3-3 不同压力下的m值

1m各级膨胀过程指数m按下表计算。

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??1.25 确定相对余隙容积α

根据统计，压缩机的相对余隙容积值多在以下范围内： 压力≤20公斤／厘米2： α=0.07～0.12 压力﹥20～321公斤／厘米2：α=0.12～0.16 微型压缩机的相对余隙容积：

排气量在0.2米2／分以下：α=0.088～0.10 排气量在0.3米2／分以上：α=0.035～0.05 则：取相对余隙容积α=0.035～0.05

根据不同的气阀结构，选用各级的相对余隙容积?值。

采用环状气阀时，一般?值在下列范围内选取：低压级??0.07~0.12，中压级??0.09~0.14，高压级??0.11~0.16。

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采用舌簧阀的微小型压缩机，??0.03~0.04。

根据本设计的技术要求，选用舌簧阀结构，由上述经验选取各级相对余隙容积：?1?0.035，?2?0.04。 由此，各级?v计算如下

??v1?1??1(?1m11?1)?1?0.035?(3.2?1)?0.943?1)?1?0.04?(2.511.2511.2

v2?1??2(?1m22?1)?0.957

3.2.3 确定压力系数

由于进气阻力和阀腔中的压力脉动，使吸气终了时气缸内的压力低于名义进气压力，从而产生的对气缸利用率的影响。

影响压力系数?p的主要因素一个是吸气阀处于关闭状态时的弹簧力，另一个是进气管道中的压力波动。在多级压缩机中，级数愈高，压缩系数?p应愈大。对于进气压力等于或接近大气压力的第一级，进气阻力影响相对较大，可在

?p?0.95~0.98范围内选取，第二级进气阻力相对于气体压力要小的多，可在?p?0.98~1.0范围内选取。

故在本设计当中，选取：?p1?0.96，?p2?0.98。

3.2.4 确定温度系数

压缩机的吸入气体，其温度总是高于吸气管中的气体温度（由于缸壁对气体加热），折算到公称吸气压力和公称吸气温度时的气体吸气容积将比吸入时的容积小，因而使气缸行程容积的吸气能力再次降低。用来表示在吸气过程中，因气体加热而对气缸吸气能力影响的系数称为温度系数，用?T表示。

影响气缸内气体在吸气终了时温度的主要因素是：在吸气过程同气体接触的气缸和活塞的壁面传给气体热量的大小；膨胀终了时余隙容积中残余气体温度的高低；气体在吸气过程中阻力损失的大小（这部分阻力损失转化为热量使气体温度上升）。显然，在吸气过程，气体吸收的热量越多，温度便越高，温度系数就越小。要全面地考虑这些因素对温度系数的影响，精确地求得?T，是比较困难的；计算时可根据压力比的大小从图选择适当的?T.

温度系数?T的大小取决于进气过程中加给气体的热量，其值与气体冷却及该级的压力比有关，一般?T?0.92~0.98。如果气缸冷却良好，进气过程中加入气体的热量少，则?T取较高值；而压力比高，即气缸内的各处平均温度高，传热温差大，造成实际气缸容积利用率低，?T取较低值。

14

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查图时应注意以下几点： （1）压力比大者，?T取小值。

（2）冷却效果好时，?T取大值，水冷却比风冷却的?T大。 （3）高转速比低转速的压缩机，?T大。 （4）气阀阻力小时，?T取大值。

（5）大、中型压缩机?T取大值，微、小型压缩机?T取小值。

图3-1 系数λT与压力比ε的关系 查表得：

?T1?0.95~0.975，?T2?0.946~0.981。

综合考虑：?T1?0.96，?T2?0.95

3.2.5 确定泄漏系数（气密系数）

泄漏系数表示气阀、活塞环、填料以及管道、附属设备等因密封不严而产生的气体泄漏对气缸容积利用率的影响。

泄漏系数的取值于气缸的排列方式、气缸与活塞杆的直径、曲轴转速、气体压力的高低以及气体的性质有关。对于一般有油润滑压缩机，?l?0.90~0.98；无油润滑压缩机，?l?0.85~0.95。 选取：?l1?0.95，?l2?0.92

3.2.6 确定各级排气系数

?d按下式计算：余隙容积的影响、吸气阀的弹簧力和管线上的压力波动、

15

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吸气时气体与气缸壁之间的热交换、气体泄漏等因素，使气缸行程容积的有效值减少。在气缸行程容积相同的情况小，上述四因素的影响愈大、则排气量愈小。设计计算中，考虑上述因素对排气量的影响而引用的系数称排气系数，以

?d表示：

?d??v?p?T?l （3-5）

式中 ?v—容积系数 ?p—压力系数 ?T—温度系数 ?l—泄漏系数

表3-4 各级排气系数

级数

Ⅰ 0.943 0.96 0.96 0.95 0.826

Ⅱ 0.957 0.98 0.95 0.92 0.820

?v

?p ?T

?l

?d??v·?p·?T·?l

3.3 确定各级气缸的行程容积

3.3.1 凝析系数?φi的确定

当压缩机进口含有水蒸气（或其它蒸汽），气体经过压缩，蒸汽的分压将会提高，当压缩机的蒸汽分压超过冷却器气体出口温度下的饱和蒸汽压时，气体中的蒸汽将冷凝而析出水分。水分的析出会影响第一级以后各级的吸气量。计算时，如不考虑水分的析出，将会使得实际压力同计算结果不相同。

气体中的蒸汽含量可用相对湿度?表示：

进口气体的相对湿度以重庆市的空气相对湿度为准，以成都、昆明、贵阳的空气平均相对湿度为参照，??0.75 有、无水析出的判别式

?1·pb1·?pbi 则无水析出，?φ?1 （3-6）

ps1psi 16

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?1·pb1·?pbi 则有水析出，?φ?1 （3-7）

ps1psi若本级前有水析出，则本级吸入的为饱和气体，凝析系数可按下式计算

p??pp?φi?s11b1?si （3-8）

psi?pbips1式中：pb1,pbi—分别为一级和i级在进口温度下的饱和蒸汽压, MPa； ps1,psi—分别为一级和i级的名义吸气压力，MPa； ?1,?i —分别为一级和i级进口气体的相对湿度。

查文献<<活塞式压缩机设计>>表2-7得：pb1?0.02534 公斤/ 厘米2 pb2?0.07520 公斤/ 厘米2 已得：ps1?0.1MPa ，ps2?0.32MPa。

第一级从大气中吸气，无析水问题，故??1?1

0.32?0.06082?pb2 第二级析水系数为：0.75?0.02534?0.1二级进气水蒸气分压小于二级进气温度下的水蒸气饱和蒸汽压，故二级无水 析出 故：??2?1。

3.3.2 抽气系数?oi的确定

在化工中流程中，经常遇到从级间抽气或加气的情况，例如在合成氨生产中，要在不同压力下清楚有害气体，使得压缩机各段的重量流量不相等。在确定各级的气缸行程容积时，要考虑到它的影响。为此，引进抽气系数uoi，他表示某级的吸入容积（不考虑泄漏、析水且换算到一级吸气状态）与Ⅰ级吸入容积的比值。

??1，无抽气?oi?1。

有抽气oi本设计中间无抽、加气，故uo1?uo2?1。

3.3.3 压缩机行程容积的确定

压缩机第Ⅰ级的气缸行程容积按下式计算

VVh1?d （3-9）

?d1式中： Vd —压缩机的排气量，m3/min； ?d1 —压缩机第一级的排气系数。

多级压缩机其余各级的气缸行程容积按下式计算

?·?pTVh2??2o2?s1?s2?Vd （3-10）

?d2ps2Ts1

17

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式中：ps1,ps2 —分别为一级和二级的名义吸气压力，MPa；

Ts1,Ts2—分别为一级和二级的名义进气温度, K；

?d2 —压缩机第二级的排气系数；

u?2 —压缩机第二级的凝析系数； ?o2—压缩机第二级的抽气系数。 按给定排气量范围，取Vd?0.6m3/min。则 压缩机第一级的行程容积：

V0.6Vh1?d??0.726m3/min

?d10.826压缩机第二级的行程容积：

u?2?uo2ps1Ts21?10.13133

Vh2????Vd????0.6?0.244m/min

?d2ps2Ts10.820.322933.3.4 确定气缸直径

计算出各级气缸的行程容积后，可按一下各式计算气缸直径。 对于单作用气缸

D?对于双作用气缸

4Vhid2? D? ?snz24Vhi （3-11） ?snz（3-12）

式中：Vhi—i级气缸的行程容积, m3/min； s —活塞行程，m； n —压缩机转速，r/min；

z —同级气缸数； d —活塞杆直径，m。

本设计采用单作用气缸，连杆直接与活塞相连，无十字头和活塞杆。 故气缸直径为 一级气缸：D1? 二级气缸：D2?4Vh14?0.726??69mm ?snz3.14?0.1?980?24Vh24?0.244??56mm ?snz3.14?0.1?98018

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参考《活塞式压缩机设计》表2-8 气缸的公称直径 圆整后： D1=70mm D2=55mm

3.4 修正各级名义压力和温度

在各级气缸直径计算出后，要按国家标准进行圆整。圆整后，各级的压力和温度会发生变化，需要进行修正。

3.4.1 确定圆整后各级的实际行程容积Vhi

圆整后的行程容积用下式计算。

V?2hi??4Disnz V23.14h??1?4D1snz?4?0.072?0.1?980?2?0.754m3/min V?3.14h?2?4D22snz?4?0.0552?0.1?980?0.233m3/min 3.4.2 计算各级压力修正系数?i及?i?1

?Vh?1i?V·VhiV h1hi??Vh?1Vh(i?1)i?1?V·V h1h?(i?1)式中：?i、?i?1 —同级吸、排气的修正系数。

因此，修正系数为： ?V?1V1?hV·h1??1

h1Vh1 ?Vh?12?V·Vh2?0.754?0.244233?1.086 h1Vh?20.7260.3.4.3 修正后各级名义压力及压力比

p1?i??ip1i（3-16）

p?2i??i?1p2i

19

3-13）

3-14） （3-15）

（（

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（3-17）

式中：p1i、p2i———— 圆整前的i级名义吸、排气压力；

?i、p2?i ————圆整后的i级名义吸、排气压力 p1???1p1?1?1.0?1.0?105Pa p1???2p2??2?p2?1.086?0.32?3.45?10Pa p2 表3-5 修正后各级名义压力及压力比

级 次 计算行程容积Vh，m3

5

Ⅰ 0.726

3Ⅱ 0.244 0.233 1.086

实际行程容积Vh?错误！未找到引用源。，m

βk 修正系数

β

名义进气压力

k+1

0.754 1 1.086

p1i 0.32

0.1

0.345

0.32

0.8

0.345 3.45

2.32

?i??ip1i p1p2i 名义排气压力

?i??i?1p2i p2修正后的名义压力比?'

3.4.4 修正后各级排气温度

表2-6 修正后各级排气温度 压力比

级数

进气温度T1，K

??错误！

未找到引用源。

压缩过程 指数n

（??）n?1n

排气温度T2，K

Ⅰ Ⅱ

294 313

3.45 2.32

1.3 1.3

1.331 1.215

391 380

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3.5 计算活塞力

3.5.1 计算气缸进排气过程的平均压力

由文献《活塞式压缩机设计》图2-15查得:?s1?6%、?s2?5%、?d1?12%、

?d2?10%

表 3-7 气缸内进、排气过程的平均压力

修正后名义压力（MPa） 级数 ? p1? p2相对压力损失（%） 气缸内实际压力 实际压力比p???dps错误！1-δs 1+δd δs δd ps?pi?(1??s) pd?pi?(1??d) 未找到引用源。 Ⅰ 0.1 0.345 0.345 0.8 6 12 0.94 1.12 0.094 0.387 4.12 Ⅱ 5 10 0.95 1.1 0.323 0.88 2.72

3.5.2 计算活塞力

列的活塞力是各列气缸中作用在活塞工作面积Fi上的气体压力的代数和

p??pi?Fi （3-18） 最大活塞力(气体力)发生在内、外止点处，规定：使连杆受拉为正，使连杆受拉为负。

轴侧：

错误！未找到引用源。pz??pdiFzi??psiFgi

（3-19）

盖侧：

错误！未找到引用源。pg??psiFgi??pdiFzi

（3-20）

式中：psi，pdi —分别为同列缸各级的实际吸、排气压力，Pa；

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Fgi，Fzi错误！未找到引用源。 —分别为同列缸内各级对应级的轴侧、盖侧活塞工作面积，m2。

轴侧活塞工作面积为：

Fz?盖侧活塞工作面积为：

错误！未找到引用源。Fg?（3-22） 则：

FZ1?Fg1??D24 （3-21）

?D24

?D1243.14?0.0722 ??0.001256m

4FZ2?Fg2??D2243.14?0.0552m2 ??0.0023754表3-8各列活塞力 内止点活塞力P(10N) 6级次 轴侧(+) 盖侧(-) pd 0.387 Ⅰ Fz 0.001256 pdFz 0.000486 ps 0.094 Fg 0.001256 psFg 0.000118 pz1?pdFz?psFg?0.000368错误！未找到引用源。 0.88 Ⅱ 0.002375 0.00209 0.323 0.002375 0.000767 pz2?pdFz?psFg?0.001323错误！未找到引用源。 外止点活塞力P(10N) 级次 轴侧(+) 盖侧(-) 6ps 0.094 Ⅰ Fz 0.001256 psFz 0.000118 pd 0.387 Fg 0.001256 pdFg 0.000486 pg1?psFz?pdFg?-0.000368 0.323 Ⅱ 0.002375 0.000767 0.88 0.002375 0.00209 pg2?psFz?pdFg?-0.001323

一级最大活塞力为368N，二级最大活塞力为1323N。

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3.6 计算轴功率，选择电机

3.6.1 计算各级指示功率及总指示功率

压缩机在单位时间内消耗于实际循环中的功称为指示功率。 对于理想气体，各级的指示功率按下式计算

k?1??k??p2(1??d)?k?kNi?p1(1??s)?vVh???1? （3-23） ?k?1??p1(1??s)??60??对于实际气体，各级的指示功率按下式计算：

k?1??k??p(1??)k??kz1?z2d （3-24） Ni?p1(1??s)?vVh??2?1??k?1??p1(1??s)??602z1??式中：p1，p2 —分别为级的名义吸、排气压力，Pa；

z1，z2错误！未找到引用源。—分别为同列缸内各级对应级的轴侧、盖侧活塞

工作面积，m2。

本设计中工质为看做为理想气体，故用式（2-23）计算 k?1??k??p12(1??d1)?k?kN1?p1(1??s1)?v1Vh1???1? ?k?1p(1??)s1???11?60??

1.4?1??1.4??0.387?1.4?1.46??0.094?10?0.94?0.943?0.726????1?2465W???1.4?160?0.094?????k?1??k??p22(1??d2)?k?kN2?p21(1??s2)?v2Vh2???1?=10367 ?k?1p(1??)s2???21?60??1.4?1??1.4??0.88?1.4?1.46?0.323?10?0.95?0.957?0.244????1?1942W ????1.4?160?0.323?????压缩机的总指示功率为Ni?N1?N2?2465?1942?4407W

3.6.2 压缩机轴功率Nz

指示功率是压缩机活塞作用于气体的功率，属内功率。驱动机传给压缩机主

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重庆科技学院本科毕业设计 3 热力学计算

轴的功率为轴功率，它除了提供内部功率以外还要克服摩擦副之间的机械摩擦功率，通常摩擦损失耗功都用机械效率?m表示，故轴功率为

N Nz?i （3-25）

?m根据已有机器的统计，

带十字头的大、中型压缩机：?m?0.90~0.95 小型不带十字头的压缩机：?m?0.85~0.92 高压循环压缩机：?m?0.80~0.85

无油润滑压缩机的机械效率还要低些。另外如果主轴同时要驱动油泵或风扇等，则?m要取下限。

根据以上经验，取?m?0.9，则

N4407Nz?i??4897(W)

?m0.93.6.3 电机输入功率Nc

对于中、小型压缩机，若用皮带、齿轮等传动时，还要考虑传动损失，则驱动机的效率为

Nc?式中：?c—传动效率。

一般皮带传动?c?0.96~0.99；齿轮传动?c?0.97~0.99。

一般驱动功率还应留有（5~15）%的功率储备，故驱动机的功率应为

N Nc?(1.05~1.15)z （3-27）

?c本设计选用皮带传动，?c?0.98，按10%的裕度计算。故

4897Nc?1.1??5.497(kW)

0.98所以选用Y系列Y132S-4电动机，其额定功率为5.5 kW，满载转速为1440r/min，主轴颈φ为38mm。

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Nz?c （3-26）

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重庆科技学院本科毕业设计 4 活塞组件设计

4 活塞组件设计

活塞组件与气缸构成了压缩容积。活塞组件必须有良好的密封性，此外还要求

（1）有足够的强度和刚度。

（2）活塞与活塞杆(或活塞销)的连接和定位要可靠。

（3）重量轻。两列以上的压缩机中．应根据惯性力平衡的要求配置各列活塞的重量。

（4）制造工艺性好。

对本设计来说，活塞组件的设计包括活塞环的设计、刮油环的设计、活塞的设计和活塞销的设计。它们在气缸中作往复运动，与气缸一起构成了行程容积。

4.1 活塞环设计

活塞环是密封气缸镜面和活塞间的缝隙用的零件。另外，它还起布油和导热的作用。对活塞坏的基本要求是密封可靠和耐磨损。它是易损件，在设计中尽量用标谁件和通用件，以利生产管理。

在活塞式压缩机中，活塞环是关键的零件之一，它设计质量的好坏直接影响到压缩机的排气量、功率、密封性及可靠性，从而影响到压缩机的使用成本。活塞环的材料及结构尺寸的选择对其寿命起至关重要的作用。

4.1.1 活塞环的材料

如果没有特殊要求，活塞环一般用铸铁或合金铸铁制造。不同活塞环直径宜选用的灰铸铁牌号见表4-1。对于小直径活塞环或高转速压缩机用的活塞环，可选用合金铸铁制造。

表4-1 灰铸铁活塞直径与铸铁牌号关系

活塞环直径，mm 灰铸铁牌号

D?200

200?D?300 D?300

HT300或HT250 HT200或HT250 HT200

本设计采用的活塞环材料为灰铸铁，牌号为HT250。

4.1.2 活塞环的结构设计

常用的活塞环的结构有开口式和45度斜口式两种，搭口的密封性在使用时

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和直口、斜口无显著差别，但工艺复杂，而且环端在安装时容易折断，已很少使用。用塑料做活塞环时，由于强度较低，斜口的夹角处易破裂，故多采用直口。

本设计采用直切口式。

4.1.3 活塞环环数的确定

活塞环的数目按下列经验公式估算：

Z??p （ 4-1）式中：?p—活塞环两边的最大压差，105Pa。

活塞环的数目按上述公式进行计算后，根据压缩机的转速的行程进行圆整。高转速压缩机，环数可比计算值少些；对于易泄漏的气体，则可多些。采用塑料活塞环时，由于优良的密封性能，环数可比金属活塞环少。

Z1???1?(O.387?0.094)?10?1.712，取Z1=2。

Z2???2?(O.88?0.323)?10?2.360，取Z2=3。

4.1.4 主要尺寸的确定

（1）径向厚度t

径向厚度t一般取t=（1/22~1/36）D。D为活塞环外径（mm），且大直径活塞环的t取小值，小直径活塞环的t取大值，最后应取标准值。

t1?(122?136)D?(122?136)?70?(1.9~3.2)mm，取t1=3mm。 t2?(122?136)D?(122?136)?55?(1.5~2.5)mm，取t2=2mm。 （2）轴向厚度h 轴向厚度h一般取h=（0.4~1.4）t。较小值用于大直径活塞环，较大值用于小直径活塞环和压差较大的活塞环，最后应取标准值。

h1?(0.4~1.4)t?(0.4~1.4)?3?(1.2~4.2) mm，取h1=3mm。 h2?(0.4~1.4)t?(0.4~1.4)?2?(0.8~2.8) mm，取h2=2mm。 （3）开口热间隙?

开口热间隙?按下式计算

??a?D(t2?t1) （4-2） 式中：D—活塞环外径，mm；

t2—活塞工作时的温度，通常取排气温度，℃；

t1—在检验尺寸?时活塞环本身的温度，通常取室温20℃； a—活塞环材料的线膨胀系数（1/℃），铸铁a?1.1?10?5/℃。

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?1???D1(t2?t1)?1.1?10?5?3.14?70?(118?20)?0.24mm，取?1=0.4mm。 ?2???D2(t2?t1)?1.1?10?5?3.14?55?(107?20)?0.21mm，取?2=0.3mm。

（4）自由开口宽度A

查文献资料《容积式压缩机技术手册》得：A1=9.8mm A2=7.7mm 根据已知的条件D1=70mm，D2=55mm，选用文献[1]中的标准活塞环。

图4-1 活塞环的结构简图

4.2 刮油环设计

在单作用的气缸中，为了防止曲轴内的润滑油窜入气缸，要采用刮油环。刮油环的工作面有锋利的边缘，以便把气缸上的润滑油刮下，刮下的油顺着活塞上的导油孔导出。

刮油环的材料通常选用 VTi合金铸铁。 一级刮油环：外径取一级缸径尺寸D为70mm，径向厚度t取为3.2，轴向高度h取为4mm，开口热间隙δ取为0.4mm，自由开口宽度A取为10mm； 二级刮油环：外径取二级缸径尺寸D为55mm，径向厚度t取为2.8，轴向高度h取为4mm，开口热间隙δ取为0.4mm，自由开口宽度A取为10mm

4.3 活塞的设计

活塞与气缸内壁及气缸盖构成容积可变的工作腔，并由曲柄通过连杆（活塞杆）带动、在气缸内作往复运动，由此实现气缸内气体的压缩。

对于小型、微型无十字头的压缩机，活塞销与连杆直接相连。当压缩机工作时，侧向力将活塞压向气缸表面，这样侧向力主要由活塞群部承受。此时为防止活塞的外表面造成气缸的损伤，通常销座附近的群部略向下凹。

活塞式压缩机中采用的活塞基本结构型式有：简形、盘形、级差式、组合式、

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柱塞等。

（1）筒形活塞：用于小型无十字头压缩机，通过活塞销与连杆连结。 （2）盘形活塞：用于低压中压气缸中。为了减轻重量，一般铸成空心的。两个端面用加强筋互相连结，以增加刚性。

（3）级差式活塞：用在串联两个以上压缩级的级差式气缸中。

（4）隔距环组合型活塞：高压级中，活塞环径向厚度?与它的直径D的比值，比一般情况取得大些，以提高活塞环弹力和它对气缸表面的比压。

（5）柱塞：活塞直径很小时，采用活塞环密封在制造上有困难。因此采用不带活塞环的柱塞结构。

本设计采用筒型活塞。

4.3.1 活塞材质的选取

活塞常用的材料见表3-2。如果压缩的气体具有腐蚀性，可采用不锈钢3Cr或鳞青铜等。

表4-2 活塞常用材料

根据表3-24-20，选择本设计一级气缸的材质为HT200，二级气缸的材质为HT200。

4.3.2 活塞结构尺寸的确定

不计密封环和刮油环高度时的活塞高度

NH'?max （4-3）

D?k1?式中：Nmax—最大侧向力Nmax??Pmax；?为连杆径长比，Pmax为最大活塞力；

D—活塞直径，m；

[k1] —筒形活塞支撑面的许用比压，[k1]?0.15 MPa ~0.30MPa。

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取[k1]?0.2MPa，?=1/4.5

不计密封环和刮油环高度时的一级活塞高度

1368?10?6?N4.5?5.84(mm) H1`?1max?D1?k1?0.07?0.2不计密封环和刮油环高度时的二级活塞高度

11323?10?6?N`4.5?26.7(mm) H2?2max?D2?k1?0.055?0.2活塞的总高度

H?H??nh?mh3 （4-4）

式中：n，m—活塞环数；

h，h3—活塞环的轴向高度，mm。

一般取h3=（1-2）h。根据刮油环的设计知：h3=4mm

一级活塞高度：H1?H1`?n1h1?m1h3?5.84?2?3?4?15.8(mm)

`二级活塞高度：H2?H2?n2h2?m2h3?26.7?3?2?4?36.7(mm)

活塞总高度一般与活塞直径D的关系为

H?(0.65~1.5)D （4-5）

一级活塞高度范围：H1?(0.65~1.5)D1?(0.65~1.5)?70?(45.5~105)mm 二级活塞高度范围：H2?(0.65~1.5)D2?(0.65~1.5)?55?(35.8~82.5)mm 综上所述：取一级活塞高度H1=60mm，取二级活塞高度H2=60mm。 活塞顶面至第一道活塞环的距离为

c?(1.2~3)h （4-6）

一级活塞顶面至第一道活塞环的距离：c1?(1.2~3)h1?(1.2~3)?3?3.6~9 mm

二级活塞顶面至第一道活塞环的距离 ： c2?(1.2~3)h2?(1.2~3)?2?(2.2~6)mm

取c1=5mm，

=5mm。

（4-7）

一级活塞活塞环之间的距离：

30

活塞环之间的距离为

mm

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图4-2

活塞示意图

二级环之间的距离：

取

，

裙座到底边的距离约为

（4-8）

一级活塞裙座到底边的距离：二级活塞裙座到底边的距离：活塞销中心线到底边距离约为

（4-9）

一级活塞活塞销中心线到底边距离：二级活塞活塞销中心线到底边距离：活塞销孔径均为20 mm。

活塞活塞

。

，取为27 mm。 ，取为27 mm。

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4.4 活塞销的设计

4.4.1 活塞销的材料

活塞销连接了活塞和连杆，在活塞运动过程中，承受连杆的重量和连杆作用在活塞销的力，所以活塞销要有足够的强度和刚度。综合考虑选择20Cr。

表4-3 活塞销的材料、热处理、及表面要求

4.4.2 活塞销的主要结构尺寸

活塞销的尺寸，根据最大活塞力作用下活塞销投影工作面上的许用比压初步确定后，按弯曲和剪切作用校核其强度。活塞销的计算尺寸如图4-4所示。

dl0?Pmax （4-10） [k2]式中：pmax—最大活塞力，N；

d —活塞销直径，m；

l0 —连杆铜套长度，按l0? (1.1~1.4)d的范围选取；

[k2] —活塞销许用比压，活塞力始终在一个方向时，[k2]?120×105Pa ~150×105Pa；活塞力的方向有变化时，[k2]?150×105Pa ~250×105Pa。

因为活塞力有变化，取[k2] ?200?105Pa。

0.00368?0.0041m，取d?15mm 则一级活塞销：(1.1~1.4)d2?200二级活塞销：(1.1~1.4)d2?0.01323?0.0078m，取d?15mm 200活塞销座处的表面压力按下式确定

pq?max （4-11）

2dl?式中：d—如图3-4所示，为活塞销外径，mm； l?—活塞销在一侧销座中的支撑长度，mm。

表面压力的许用值[q]

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活塞销在销座中为紧固支撑，铸铁活塞[q]?35 Mpa~40MPa。铸铝活塞[q]?20 MPa~25MPa。

一级活塞：d?15mm，取l??15mm，则：q?围内。

二级活塞：d?15mm，取l??10mm，则：q?围内。

368?0.82 MPa，在允许范

2?15?151323?4.41 MPa，在允许范

2?15?10

图4.4 活塞销计算示意图

图4-5 活塞销座计算尺寸

进行弯曲验算时，把活塞销看作两端自由支撑的梁，与连杆接触长度l0上承受均布载荷，中间截面???的弯曲应力最大，其值为

P?l?d （4-12） ?B?max?l?0?440.4?2?d?d0式中：Pmax—最大活塞力，N；

l —活塞销座支撑长度中点间的距离，mm； l0 —连杆轴承的宽度，mm；

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d0 —活塞销中心孔径，mm，一般取d0=(0.6~0.7)d。

许用弯曲应力：碳素钢[?B]?90 MPa；合金钢[?B]?150 MPa。

一级活塞连杆小头的宽度l0?18mm；活塞销中心孔径选择d0?6mm；连杆铜套与活塞销座之间应留出一定间隙，取间隙为?1?8mm，?2=3mm。则活塞销总长为

L?2??2l'?l0 （4-13）

一级活塞销：L1?2?8?2?15?18?66mm 二级活塞销：L2?2?3?2?10?18?44mm 一级活塞销:

368915?B??(66?)?4?17.2MPa

0.4215?64二级活塞销 1323915?B??(44?)?4?39.74 0.4215?63866?20?20??60??44?62MPa 0.4?2?20?8?B?活塞销的材料为20Cr，是合金钢，一、二级活塞销的?B在允许范围内。 截面Ⅱ-Ⅱ上的剪切应力为

??2pmax （4-14） 22?d?d0??许用剪切应力：碳素钢[?]?50 MPa；合金钢[?]?100 MPa。

活塞销的材料为20Cr,为合金钢，[?]?100 MPa。

2?368?3.89MPa ?100 MPa，在允许范围内； 一级活塞销：??22??(15?6)二级活塞销：??

2?1323?13.98MPa ?100 MPa，在允许范围内

??(152?62)

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