活塞式壓縮機氣閥設計(共36頁)

1、PAGE 畢業(yè)設計(b y sh j)(論文)開題報告課題名稱活塞式空氣壓縮機之氣閥設計學生姓名專業(yè)/班級指導教師單位/職稱一、課題的背景與意義活塞式壓縮機屬於最早的壓縮機設計之一， 但它仍然是最通用和 非常高效的一種壓縮機。活塞式壓縮機通過連桿和曲軸使活塞在氣缸內向前運動。 如果 只用活塞的一側進行壓縮，則稱為單動式。 如果活塞的上、下兩側都用，則稱為雙動式。 活塞式壓縮機的用途非常廣泛，幾乎沒有任何限制。 它可以壓縮空氣，也可以壓縮氣體，幾乎不需要作任何改動。 活塞式壓縮機是唯一一種能夠將空氣和氣體壓縮至高壓，以適合 諸如呼吸空氣等用途的設計。 活塞式壓縮機的配置可包括從 適用於低壓小容量

2、用途的單缸配置，到能壓縮至非常高壓力的多級配置。 在多級壓縮機中， 空氣被分級壓縮，逐級增大壓力。 壓縮機是一種用于壓縮氣體借以提高氣體壓力的機械，他的種類很多、用途極廣。按照壓縮氣體的原,壓縮機可區(qū)分為容積式和速度式兩大類。其中容器式壓縮機是使氣體直接受到壓縮，從而使氣體容積縮小、壓力提高的機械。一般這類壓縮機具有裝盛氣體的汽缸，以及壓縮氣體的活塞。微型空氣壓縮機大體是指功率在15KW以下,排氣壓力不大于1.4Mpa的產品。其中活塞式壓縮機是依靠汽缸內活塞的往復運動壓縮氣體。這是一種應用十分廣泛的通用機械。現(xiàn)代氣動及自動控制技術的發(fā)展,大大推動了微型壓縮機技術的進步。隨著社會生產生活方式和文

3、明程度的不斷提高。壓縮機的應用越來越廣泛，有些場合不需要或不適合集中供氣，為滿足這些不同的需要，品種便越來越多,尤其是微型空壓機的產品已開始步入家用電器行列,因此全球需要量越來越大。在我國，經過20年發(fā)展我國已經形成L、D、DZZ、H、M型等數(shù)十個壓縮機系列的數(shù)百種產品。目前，國內中小型壓縮機已經基本滿足小型賓館等一些制冷量小的需求，但大型往復式壓縮機還不能滿足需要。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后，產品技術起點低，規(guī)格品種、效率、制造質量可靠性差。另外，技術含量高和特殊要求的產品還滿足不了國內需求。國外空氣壓縮機工業(yè)的發(fā)

4、展是很快的，在世界范圍內生產壓縮機的廠家很多，凡是生產壓縮機的企業(yè)或集團，有許多還同時生產微型壓縮機。美國、日本、瑞典等國生產的微型壓縮機在產量、銷售額、品種、技術性等方面均代表了世界先進水平。美國生產的微型壓縮機在產量、銷售額、品種、技術性能等方面均代表了世界先進水平。活塞式壓縮機我國微型空壓機的發(fā)展基本上是從上世紀九十年代中期開始并逐漸發(fā)展起來的。目前各企業(yè)在壓縮機領域只占極少部分，大多數(shù)還不是作為主導產品，生產出的微型空壓機在性能上與國外的有一定的差距。機質量及產量的上升是世界壓縮機生產技術水平提高的一個主要標志，也是文明生產提高各種工藝流程及產品質量的一個根本保證，因此研究和開發(fā)微型空

5、壓機在我國有很大的發(fā)展前景。二、課題的基本內容與擬解決的主要問題：本課題要解決的問題：設計一臺v-0.17/7型活塞式空壓機氣閥設計具體包括1）氣閥的結構形式 2）氣閥彈簧的種類 3）氣閥材料和主要技術要求 4氣閥的計算 5）氣閥彈簧的設計計算6）氣閥結構圖 7）設計說明書撰寫 。設計擬采用的方法：根據(jù)已知條件，參照活塞式壓縮機設計中的氣閥計算方法進行計算并圓整、確定氣閥包括：一、氣閥的計算：（1）確定氣閥的主要性能參數(shù) （2）環(huán)狀閥結構尺寸的選擇（3）氣閥零件強度校核 （4）閥座的強度校核 （5）環(huán)狀閥阻力計算 （6）其他形式氣閥計算。二、氣閥彈簧的設計計算（1）根據(jù)確定的氣閥結構尺寸選擇氣

6、閥彈簧的形式和布置方案 （2）計算氣閥全開時，每個彈簧所產生的最大彈簧力 （3）確定彈簧鋼絲直徑（4）初步確定彈簧剛性（5）有效圈數(shù)和總圈數(shù)（6）復算彈簧剛度（7）計算每個彈簧的最大變形和予壓縮變形（8）核算（9）彈簧自由狀態(tài)下的長度（10）校核最大彈簧力和彈簧應力。根據(jù)實驗室現(xiàn)有的v-0.17/7型活塞式空壓機進行零件測繪，并作一定的改進。通過網上搜索及查閱國內外活塞式空氣壓縮機氣閥，分析其結構特點確定本設計的整體方案設計過程可以參考以現(xiàn)有的v-0.17/7活塞式空氣壓縮機的氣閥為參考。由于氣閥設計較為復雜，工作量較大，在本設計中我們直接借用v-0.17/7活塞式空氣壓縮機中的進排氣閥組件通

7、過測繪得出。3、零部件設計應符合相關空壓機行業(yè)標準的要求三、完成課題的方法、步驟與進度安排本課題重點解決的問題 1）v-0.17/7型活塞空壓機氣閥主要參數(shù)結構形式的確定 2）運行部件潤滑問題的解決解決思路有以下幾個方面 1結構形式及主要參數(shù)的確定，主要給定的已知條件，并按活塞式壓縮機設計的計算方法步驟計算、校核、反算得出并通過搜索國內外同一排量及排氣活塞式壓縮機氣閥的結構及特點，分析、比較其優(yōu)缺點，從而選擇較佳的方案，明確總體設計思路，確定總體設計方案，部分零件可直接借用其它廠家的設計結果如氣閥部件 2運動部件直接影響到空壓機的性能及使用壽命，這是活塞空壓機的設計關鍵， 3其它零部件如曲軸箱

8、、汽缸、缸蓋及主機皮帶輪、端蓋等的設計根據(jù)已掌握的機械設計知識，通過機械設計手冊及相關壓縮機設計來完成。進度安排 指導教師審定意見：指導教師簽字：年 月 日教研室審核意見： 教研室主任簽字： 年 月 日課題名稱二級學院學生姓名指導教師課題來源所屬崗位畢業(yè)設計（論文）課題的主要內容、任務和目標、基本要求等： 設計一臺v-0.07/7型活塞式空壓機已知設計（論文）條件：1. 介質：空氣；2進氣狀態(tài):進氣壓力:常壓 進氣溫度:常溫(=40度) 相對濕度:=80%3排氣狀態(tài):額定排氣壓力0.7Mpa 額定排氣量0.37m/min 排氣溫度(各級):=180度 4. 汽缸排列型式是V型風冷式，電機驅動。

9、設計具體包括1）方案的確定 2）參數(shù)的計算 3）主機裝配整體設計 4）氣閥零部件設計 5）氣閥組件圖一張 6）設計說明書撰寫 。二、實踐要求：1.設計一臺將空氣壓縮至0.7Mpa的壓縮機.2.要求綜合運用已學的基本專業(yè)知識以及工程實踐能力完成該設備的設計從而得到較全面的工程技術訓練以及對前面所學知識也能夠得到深化、補充和檢驗，為今后工作打下基礎。三、進度安排第一周：校內查閱文獻資料，完成開題報告；第二周：確定活塞式空壓機設計方案及熱力學計算；第三周：完成主機部件中的零件測繪設計；第四-五周：完成總裝圖設計，頂崗實習；第六周：撰寫設計說明書；頂崗實習；第七周：整理畢業(yè)設計論文資料，準備畢業(yè)答辯；

10、第八周： 畢業(yè)答辯。四、推薦的主要參考資料1.往復活塞式壓縮機設計 機械工業(yè)出版社2.壓縮機制造工藝學 西安交通大學出版社3.化工機器 化學工業(yè)出版社4.活塞式壓縮機的無油潤滑 化學工業(yè)出版社 5.機械設計實用手冊 化學工業(yè)出版社出版指導教師簽名 馮超英 2012年 11月 23日專業(yè)負責人簽名 王濤 2012年11月 23日 （注：課題來源填企業(yè)生產（管理）任務(rn wu)、產品開發(fā)、創(chuàng)新設計、科研課題等。）V-0.17/7活塞式空氣壓縮機之氣閥設計(shj)摘 要我國微型(wixng)空壓機的發(fā)展基本上是從上世紀九十年代中期開始并逐漸發(fā)展起來的?；钊綁嚎s機屬於最早的壓縮機設計之一， 但

11、它仍然是最通用和 非常高效的一種壓縮機?；钊綁嚎s機通過連桿和曲軸使活塞在氣缸內向前運動。 如果只用活塞的一側進行壓縮，則稱為(chn wi)單動式。 如果活塞的上、下兩側都用，則稱為雙動式?；钊綁嚎s機主要由機體、曲軸、連桿、活塞組、閥門、軸封、油泵、能量調節(jié)裝置、油循環(huán)系統(tǒng)等部件組成。其中曲軸是活塞式制冷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，但現(xiàn)在已

12、廣泛采用球墨鑄鐵（如QT501.5與QT602等）鑄造。關鍵詞：活塞式壓縮機，活塞，曲軸，材料 目 錄 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc327199765 第一章 緒論(xln) PAGEREF _Toc327199765 h 1 HYPERLINK l _Toc327199766 1.1設計(shj)題目 PAGEREF _Toc327199766 h 1 HYPERLINK l _Toc327199767 1.2問題(wnt)來源 PAGEREF _Toc327199767 h 1 HYPERLINK l _Toc327199768 1.3無油潤滑壓縮機的顯

13、著特點 PAGEREF _Toc327199768 h 2 HYPERLINK l _Toc327199769 1.4壓縮機發(fā)展概況 PAGEREF _Toc327199769 h 2 HYPERLINK l _Toc327199770 第二章 總體設計 PAGEREF _Toc327199770 h 4 HYPERLINK l _Toc327199771 21機構方案的選擇 PAGEREF _Toc327199771 h 4 HYPERLINK l _Toc327199772 2.1.1根據(jù)設計要求選V型壓縮機 PAGEREF _Toc327199772 h 4 HYPERLINK l _T

14、oc327199773 2.1.2冷卻方式的選擇 PAGEREF _Toc327199773 h 4 HYPERLINK l _Toc327199774 2.1.3驅動方式的選擇 PAGEREF _Toc327199774 h 5 HYPERLINK l _Toc327199775 22壓縮機的機構參數(shù) PAGEREF _Toc327199775 h 5 HYPERLINK l _Toc327199776 2.2.1活塞平均速度 PAGEREF _Toc327199776 h 5 HYPERLINK l _Toc327199777 2.2.2轉速與行程 PAGEREF _Toc32719977

15、7 h 6 HYPERLINK l _Toc327199778 2.2.3級數(shù) PAGEREF _Toc327199778 h 6 HYPERLINK l _Toc327199779 2.3壓縮機方案設計中影響結構設計的其他因素 PAGEREF _Toc327199779 h 7 HYPERLINK l _Toc327199780 2.3.1十字頭的影響 PAGEREF _Toc327199780 h 7 HYPERLINK l _Toc327199781 2.3.2級在列中的配置 PAGEREF _Toc327199781 h 7 HYPERLINK l _Toc327199782 第三章

16、壓縮機設計(shj)熱力計算 PAGEREF _Toc327199782 h 8 HYPERLINK l _Toc327199783 3.1熱力(rl)計算 PAGEREF _Toc327199783 h 8 HYPERLINK l _Toc327199784 3.2計算(j sun)過程 PAGEREF _Toc327199784 h 8 HYPERLINK l _Toc327199785 3.2.1估計排氣溫度 PAGEREF _Toc327199785 h 8 HYPERLINK l _Toc327199786 3.2.2容積效率度的確定 PAGEREF _Toc327199786 h

17、9 HYPERLINK l _Toc327199787 3.2.3工作容積的確定 PAGEREF _Toc327199787 h 9 HYPERLINK l _Toc327199788 3.2.4確定活塞行程S及汽缸直徑D PAGEREF _Toc327199788 h 9 HYPERLINK l _Toc327199789 3.2.5實際指示功計算 PAGEREF _Toc327199789 h 10 HYPERLINK l _Toc327199790 3.2.6指示功率及軸功率 PAGEREF _Toc327199790 h 10 HYPERLINK l _Toc327199791 3.2

18、.7電機功率的選取 PAGEREF _Toc327199791 h 11 HYPERLINK l _Toc327199792 第四章 零部件計算 PAGEREF _Toc327199792 h 12 HYPERLINK l _Toc327199793 參考文獻 PAGEREF _Toc327199793 h 25 HYPERLINK l _Toc327199794 謝辭 PAGEREF _Toc327199794 h 26機械工程學院畢業(yè)設計（論文）PAGE 31第一章 緒論(xln)1.1設計(shj)題目設計(shj)v-0.17/7型活塞式空壓機已知：1. 介質：空氣；2進氣狀態(tài):進氣壓

19、力:常壓 進氣溫度:常溫(=40度) 相對濕度:=80%3排氣狀態(tài):額定排氣壓力0.7Mpa 額定排氣量0.37m/min 排氣溫度(各級):=180度 4. 汽缸排列型式是V型風冷式，電機驅動。1.2問題來源壓縮機是一種將氣體壓縮從而提高氣體壓力或輸送氣體的機器，在國民經濟和國防建設的許多部門中應用極廣，特別是在石油、化工、動力等工業(yè)中已成為必不可少的關鍵設備，是許多工業(yè)部門工藝流程中的心臟設備。在壓縮機應用和設計中，就出現(xiàn)新的要求和問題，主要表現(xiàn)在：1在壓縮氣體過程中，有些氣體則對潤滑油起腐蝕作用降低有的粘度，使得潤滑油的性能下降，無法起到正常的潤滑的作用。2由于氣缸與活塞之間的高速摩擦，

20、使得潤滑油的應用越來越廣泛，在壓縮氣體過程中，氣體不可避免與潤滑油接觸，同時溫度又高，當工作介質為某些z助燃氣體時，很可能引起爆炸而發(fā)生事故。3在石油工業(yè)中，某些氣體要求在較低的溫度下進行操作，而一旦壓縮機吸入的氣體溫度極低，潤滑油可能凝固，無法起到潤滑的作用，或氣體中攜帶(xidi)的潤滑油會導致反應器中催化劑中毒等情況。4對于一些純度(chnd)要求較高的氣體，被壓縮的氣體在有潤滑油壓縮機中勢必受到潤滑油的污染，從而達不到事先的要求。5一旦氣體中攜帶了油，會造成某些氣動(q dn)儀的失靈，如控制系統(tǒng)中的壓力表基于以上各種原因，要求設計一種無油潤滑壓縮機，且其規(guī)格要齊全。到目前為止，無油潤

21、滑壓縮的開發(fā)與研發(fā)已取得很大的發(fā)展，但目前形勢來看，無憂潤滑壓縮機的規(guī)格還不夠齊全還不能滿足社會的需求，因此開發(fā)新規(guī)格的無油潤滑壓縮機日益為人們所關注，同時隨著無油潤滑壓縮機向大排氣量、大功率的方向發(fā)展，為我們這次設計提供了寶貴的經驗。1.3無油潤滑壓縮機的顯著特點 1被壓縮氣體不帶油污，不需脫油處理，不污染環(huán)境 2無油潤滑壓縮機系統(tǒng)取消了注油器，油分離器等設備，不但大大降低系統(tǒng)的阻力，還利用增加產量，而且還減少了注油器，油分離器的檢修工作量和檢修用 3理想的有無油潤滑壓縮機由于密封摩擦件摩擦因數(shù)小，因而使用壽命長，減少了非生產檢修時間及其費用，因此，比有油潤滑壓縮機的效益高 4提高了氣缸或者

22、氣缸套，活塞杠的使用壽命，一般情況下，使用后的氣缸或者氣缸套經過一定時間的跑合期后，鏡面粗糙度會有所提高，而摩擦較小 無油潤滑壓縮機在各行業(yè)中具有廣泛的用途及無法取代的地位，無油潤滑有著廣泛發(fā)著前景。1.4壓縮機發(fā)展(fzhn)概況 早在三、四千年前，我們的祖先(zxin)便掌握了壓氣鼓風從事治煉的技術，最早是有獸皮做成“老虎皮”；公元三十一年，東漢的杜詩創(chuàng)造(chungzo)了用水力鼓風設備排水；一直沿用到現(xiàn)代活塞式壓縮機的追雛行。 1934年，采用有自潤滑性能的石墨作密封元件，實現(xiàn)了氣缸不用油潤滑；但石墨比較脆，石墨磨損后的粉末也能污染氣體。1935年，蘇爾壽公司研制成了利用曲折密封原理的

23、迷宮式壓縮機，它去消了金屬密封元件，也實現(xiàn)了氣缸無油潤滑；但這種結構制造要求極高，比且嚴重的泄露使其熱效率較一般壓縮機為低。1952年，具有自潤滑性的塑料聚四氟乙烯開始用于壓縮機作密封元件。由于聚四氟乙烯經過適當改制后的巨大優(yōu)越性，因此很快得到了推廣，已成為現(xiàn)在實現(xiàn)氣缸無油潤滑的主要手段?；钊綁嚎s機在本世紀四十年代末到七十年代這幾十年中，隨著世界生產的發(fā)展，科學技術及工藝的進步，它也獲得了很大的發(fā)展和進步。在技術方面，它所取得的成果是：1.現(xiàn)代壓縮機的可靠性和耐久性已大大提高，可以連續(xù)運行八千小時而中間無需修理，每年的開工率95%以上；2.由于采用了低的閥隙流速和大的緩沖容積，使壓縮機功率消

24、耗進一步降低；3.在中、大型范圍內，由于采用了對動式等動力平衡性能好的結構型式，使壓縮機轉速成倍的提高，從而使壓縮機的尺寸和重量相對大大減少；4.在一定的壓力范圍內，氣缸能比較容易的實現(xiàn)無油潤滑，使被壓縮機的氣體不再為油所污染：近年來，在中、小型范圍內，壓縮機普遍實現(xiàn)機組化，采用彈性支承來代替基礎，使機器的安裝和基建費用都顯著降低。隨著人們對環(huán)境噪聲污染的嚴格控制，努力使壓縮機噪聲限制在85Db以下，在這方面也取得了很大成績。最近，優(yōu)化設計(shj)理論取得了很大進展，并且已開始進入壓縮機的設計領域，它必將推動壓縮機向更新的水平前進。在我國，目前壓縮機制造工業(yè)的一個重要組成部分全國已有幾十專業(yè)

25、生產工廠，制造著各種各類型(lixng)的壓縮機，已能基本滿足國名經濟各部門的需要?？梢灶A期，隨著我國四個現(xiàn)代化的逐步(zhb)實現(xiàn)，在全國現(xiàn)有的和未來的壓縮機工作者的努力下，活塞式壓縮機也將步入世界先進的行列。第二章 總體設計無油潤滑壓縮機的方案設計結構的基礎。諸多實例充分證明，存在著一種或數(shù)種較嚴重缺陷的方案設計，在壓縮機制造后，很難予以彌補。壓縮機方案設計直接關系到壓縮機運行的可靠性、經濟性，制造成本的高低，外形尺寸和重量的大小，安裝、維修的簡便性。壓縮機方案設計包括如下內容：結構型式選擇、冷卻方式、作用方式，有無十字頭、壓縮級數(shù)、驅動機類型的選擇和功率、轉向、轉速匹配，傳動方式等。21

26、機構方案的選擇壓縮機結構型式的選擇要考慮諸多因素，例如：工藝流程、現(xiàn)場條件，制造方的系列構成、外協(xié)狀況等。2.1.1根據(jù)(gnj)設計要求選V型壓縮機 一、各列的一階慣性力的合力(hl)可用裝在曲軸上的平衡重達到大部分或完全平衡。因此，機器可取較高的轉速。 二、氣缸彼此錯開一定角度，有利于氣閥的安全與布置。因而使氣閥的流通面積有可能增加。中間冷卻器和極間管道(gundo)可以直接裝在機器上，結構緊湊。 三、角度式壓縮機可以將若干列的連桿連接在同一曲拐上，曲軸的拐數(shù)可減少，機器的軸向長度可縮短，因此主軸頸能采用滾動軸承。 本設計屬于微型中壓壓縮機常規(guī)設計，綜合考慮其設計參數(shù)及市場現(xiàn)狀，采用V型結

27、構。2.1.2冷卻方式的選擇壓縮機的冷卻方式有風冷和水冷兩種，水冷的效果要比風冷的效果好，但本設計為小型壓縮機，考慮到工作環(huán)境，經濟效益等因素，采用風冷方式因此為此設計只有一經，所以不需要冷卻系統(tǒng)。2.1.3驅動方式的選擇 活塞式壓縮機可分為：電驅動，活塞式發(fā)動機，旋轉式發(fā)動機。 一、電動機 電動機主要包括異步電動機和同步交流電動機，驅動活塞式壓縮機的絕大部分是交流電動機，而交流電動機中，以鼠籠異步電動機為多。電動機的特點是啟動電流大而啟動轉矩小，因此若采用電動機驅動時，必須實行卸載啟動，防止電動機過載，鼠籠式電動機最好采用直接接入電源啟動這樣可以避免采用復雜的啟動設備。 綜合材料及以上的內容

28、故本設計(shj)采用異步電動機為驅動機。22壓縮機的機構(jgu)參數(shù)2.2.1活塞(husi)平均速度轉速和行程的選取對機器的尺寸、重量、制造難易和成本有重大影響，并且還直接影響機器的效率、壽命和動力性能。如果壓縮機與驅動直接連接，則也影響驅動機的經濟性和成本。近代設計活塞式壓縮機的總趨勢是提高轉速。轉速、行程和活塞平均速度的關系式如下： Cm=nS/30=2m/s式中：Cm-活塞平均速度，m/s： n-壓縮機轉速，r/min； S-活塞行程，m。活塞式壓縮機設計中，在一定的參數(shù)和使用條件下，首先應考慮選擇適宜的活塞平均速度，因為：活塞平均速度的高低，對運動機件中的摩擦和磨損有直接的影響。

29、對氣缸內的工作過程也有影響。活塞速度過高，氣閥在氣缸上難以得到足夠的安裝面積，所以氣閥、管道中的助力損失很大，功率消耗及排氣溫度將會過高。嚴重地影響壓縮機運轉的經濟性和使用的可靠性。移動式壓縮機為盡量減少機器重量和外形尺寸，所以取活塞速度為在（4-5）m/s，而本設計就屬于此類。由于微型和小型壓縮機為使結構經湊，而只能采用較小行程，所有較高轉數(shù)，但活塞平均速度卻較低，只有2m/s左右。本設計采用2m/s。2.2.2轉速與行程在一定的活塞速度下，活塞行程的選取，與下列因素有關：排氣量的大小：機器的結構形式;氣缸的結構?，F(xiàn)代活塞式壓縮機的行程(xngchng)與活塞力之間，按統(tǒng)計與分析，有下列關系

30、： 式中：P活塞(husi)力，t； A系數(shù)(xsh)，其值在0.065-0.095之間，較小值相應與短行程的機器，較大值相應與長行程的機器。 選擇壓縮機轉速時應注意到慣性力的影響，慣性力的大小與轉速成平方關系；通常應遵循慣性力不超過活塞力的原則。另外轉數(shù)過高對閥片、活塞環(huán)、填料的使用壽命也會產生不利影響。 一般說來，活塞力較大的機器，轉數(shù)相應地較低，因為活塞較大則運動部件的尺寸和重量也相應的增加，慣性力增長的程度往往顯著地超過活塞力增長的程度。此外，由于各種機構的壓縮機的動力平衡性不同，所以轉數(shù)也會有所區(qū)別。另外，壓縮機與驅動機直聯(lián)時，應顧到驅動機額定轉數(shù)。2.2.3級數(shù)在選擇壓縮機的級數(shù)時

31、，一般應遵循下列原則：使壓縮機消耗的功最小、排氣溫度應在使用條件許可的范圍內、機器重量輕、造價低。要使機器具有較高的熱效率，則級數(shù)越多越好。然而級數(shù)增多。則阻力損失增加，機機器總效率反而降低，結構也更加復雜，造價便大大上升。因此，必須根據(jù)壓縮機的容量和工作特點，恰當?shù)剡x擇所需的級數(shù)和各級壓力比。本設計排氣壓力為0.7MPa，故采用一級壓縮。氣閥的氣缸上的布置要求是：通道截面面積大，余隙容積小，安裝維修要方便。小型有十字頭壓縮機，為了簡化結構，氣閥安裝在汽缸蓋上，使氣閥的中心線相對于氣缸的中心線作平行布置。2.3壓縮機方案設計中影響(yngxing)結構設計的其他因素2.3.1十字頭的影響(yn

32、gxing)活塞式壓縮機的運動(yndng)機構有：無十字頭與有十字頭兩種。本設計選擇帶十字頭的作為運動機構。帶十字頭運動機構的特點: 由于帶有十字頭，汽缸工作表面不承受連桿傳來的側壓力，所以，氣缸與活塞間的摩擦和磨損較小，充分利用了汽缸容積，潤滑劑易于控制；可以設置填料密封，所以，氣體的泄漏量小，特別是對于易燃、易爆、有毒的氣體只能采用此種結構。當然，帶十字頭的壓縮機增多了十字頭、活塞桿及填料等部件，使機器的結構復雜，高度和重量也相應增加2.3.2級在列中的配置活塞桿反向負荷原則謀求活塞力均衡原則謀求最佳氣密性原則曲柄錯角排列原則 活塞組件運動與導向的精確對中和直線性原則謀求壓縮機整機剛強性

33、原則謀求便于制造、安裝和維修原則 謀求管道系統(tǒng)布置合理原則第三章 壓縮機設計熱力計算3.1熱力(rl)計算 一般壓縮機設計均需作熱力計算,即根據(jù)設計任務要求,以知容積(rngj)流量與拍氣壓力等熱力參數(shù),在確定總體方案的情況下,計算各個熱力及結構尺寸如:容積大小、轉速、氣缸直徑、行程，所需軸功率及相應的效率，也可對以有的參數(shù)進行復算性計算。3.2計算(j sun)過程以知條件：吸氣溫度取25C，吸氣壓力=0.1Mpa 排氣壓力=0.7Mpa（表壓） 額定排氣量=0.37m/min 壓縮機結構型式及總體方案：單作用，單級壓縮氣缸V型排列，氣缸數(shù)23.2.1估計排氣溫度 由于/T=常數(shù)，即/=/

34、(3-1) 式中為溫度等熵指數(shù)，空氣選取=1.24 = 進氣溫度、=排氣溫度、進氣溫度、排氣溫度。接絕對壓力值即=0.7+0.1=0.8M pa，因此=（25+273）（）(0.24/1.24) =446K=446-273=173c 排氣溫度估算值在=25C時為173C3.2.2容積(rngj)效率度的確定(qudng) 容積(rngj)效率是排出的氣體折算成進口狀態(tài)的容積值與工作容積之比對一臺壓縮機而言，容積效率流量與理論容積流量之比。容積效率(3-2) 容積系數(shù) 壓力系數(shù) 溫度系數(shù) 泄露系數(shù)按（2）公式計算的話較為繁瑣，我們按壓縮機技術手冊，查表對微型空壓機排量0.15-0.9m/ min

35、的空壓機值為值0.5-0.65考慮到無油機泄露較大，取值為0.63.2.3工作容積的確定 =(3-3) 工作容積 容積流量 n空壓機轉速 n初定為1000 因此=0.37/(0.61000)=0.000617m3.2.4確定活塞行程S及汽缸直徑D初定行程 s=25mm=0.025m =S.Z Z為氣缸數(shù)z=2 可求出D= （40.000617）/（3.140.0252）0.5=0.125m=125mm 將氣缸直徑圓整至標準系列值D取125mm 圓整后工作容積=3.141.252 /40.025=0.06133m3.2.5實際(shj)指示功計算(j sun) 實際(shj)指示公是指壓縮機經過

36、吸氣、壓縮、排氣一個循環(huán)所需功 (3-4) 其中:(3-5) 為相對間隙容積 取0.1 為排氣終了與進氣開始氣體壓縮指數(shù),查手冊 名義壓縮比 總壓力損失 N壓縮指數(shù) n= 根據(jù)(3-4)3.2.6指示功率及軸功率 空壓機功率是指示功率與摩擦功率之和也就是說使一臺壓縮機運轉所必需具備的功率 為機械效率對微型空壓機 無油潤滑壓縮機活塞環(huán)摩擦功耗(n ho)較大,去下限值, =0.82 3.2.7電機功率(gngl)的選取 上述中軸功率2.01kw,選取電機(dinj)時功率儲備系數(shù)取1.05則電機功率p=2.011.05=2.11kw 按電機標準功率選p=2.2kw,我們選擇三相異步電動機,功率2

37、.2kw。第四章 零部件計算(j sun)氣閥4.1氣閥的結構(jigu)型式 壓縮機自動閥按運動密封元件的特點(tdin)可分為：環(huán)閥；孔閥；直流閥；其它還有諸如條狀閥、槽狀閥、錐形槽狀閥等。 直流閥 直流閥的閥座通道是許多截面呈矩形的槽，閥座的背面有寬度很大的凹槽作為升程限制器；閥片是用彈性材料制成的薄片，既是閥片，又是彈簧片，閥片二端個開一條窄縫，二窄縫之間的部分即為閥片運動密封部分，窄縫外側為固定部分；由若干個閥座i、閥片組合在一起構成直流閥。 直流閥關閉時，閥片貼合在閥座各通氣槽邊緣保持密封，在氣流壓力作用下克服閥片的彈性力，閥片產生彎曲變形并貼合在相鄰閥座背面的凹面上。當氣閥全開時

38、，閥片自由端所產生的最大彎曲變形即為閥片升程。 直流閥可以做成矩形的和圓形的。矩形直流閥的閥座、閥片尺寸相同，用螺栓緊固在一起。圓形直流閥的閥座、閥片尺寸不盡相同，一般用固緊圈箍緊，或用錐形環(huán)箍緊，并用T形銷鎖牢。 氣體通過直流閥時，氣流幾乎沒有什么轉折，所以，直流閥具有最低的阻力系數(shù)，允許有比其它型式氣閥為高的流速。直流閥片質量輕，因此特別適用于高轉速、高活塞速度的低壓壓縮機。在小型告訴壓縮機上為了簡化結構，也可以采用矩形的吸排氣閥組合在一起的直流閥。4.2氣閥彈簧(tnhung)的種類氣閥彈簧是氣閥的重要零件。彈簧特性及彈簧力大小影響氣閥的能量損失(snsh)和閥片壽命。彈簧特性主要由彈簧

39、結構所決定。理想的氣閥彈簧特性是：氣閥全閉時彈簧力小，而氣閥全開時彈簧力比較大。經常應用的氣閥彈簧有如下幾種形式：4.2.1不變剛性(n xn)彈簧彈簧單位變形所產生的彈簧力稱為彈簧剛性。環(huán)形彈簧和柱形彈簧都屬于不變剛性彈簧。環(huán)形彈簧只應用于環(huán)狀閥，彈簧中徑即為閥片的平均直徑。由于環(huán)形彈簧直徑打，彈簧旋繞比大，致使彈簧剛性小，氣閥全開彈簧力與全閉彈簧力相差無幾，很難達到氣閥要求的全開彈簧力，只適用于低速壓縮機氣閥直徑不大、環(huán)數(shù)較少的情況，現(xiàn)在設計的壓縮機中已很少應用。柱形彈簧直徑小，旋繞比小，彈簧剛性較大，比環(huán)形彈簧更適合氣閥要求，用于各種參數(shù)壓縮機的環(huán)狀閥、網狀閥和孔閥。由于柱形彈簧鋼絲直徑

40、小，對腐蝕缺口敏感性較大，影響使用壽命，在設計和使用柱形彈簧時應予以注意。4.2.2變剛性彈簧這類彈簧有錐形彈簧、塔形彈簧和各種版形彈簧，錐形彈簧兩端直徑不同呈截錐狀，彈簧各圈旋繞比不同，各圈的剛性也不同；在外力作用下最大變形產生在直徑最大的工作圈處，當直徑最大的工作圈與彈簧的支撐圈并合后，就不再參加工作，而其余的工作圈繼續(xù)變形，這是彈簧的工作圈數(shù)減少，彈簧工作圈的最大直徑也減小，彈簧剛性在變形過程中繼續(xù)增大。錐形彈簧的這種變剛性特性，比柱形彈簧更合適壓縮機氣閥工作的特點，但要注意控制彈簧的預壓縮量，使彈簧特性的轉折點位于氣閥開閉過程之中，否則在氣閥開閉過程中彈簧變剛性效果不明顯。塔形彈簧(t

41、nhung)也具有變剛性的特點，其特性曲線為曲線。它是用帶鋼繞制成的，直徑較小的一圈套在直徑較大的一圈里面。錐形彈簧和塔形彈簧穩(wěn)定性好，與升程限制器彈簧孔沒有(mi yu)摩擦；塔形彈簧各圈之間沒有碰撞和摩擦，但制造工藝較復雜，目前國內應用不普遍。 板型彈簧也是一種變剛性(n xn)彈簧，壓縮機氣閥中使用的板形彈簧主要有下列幾種：懸臂式板彈簧柱面形板彈簧波形板彈簧彈簧墊圈形板彈簧處于工藝上的原因，波形板彈簧很少應用。彈簧墊圈形板彈簧多用于小型高速壓縮機的環(huán)狀閥。4.3氣閥材料和主要技術要求4.3.1閥片材料 閥片在工作時承受重復沖擊和交變彎曲載荷。為了保證發(fā)片具有足夠的強度和較長的使用壽命，閥

42、片材料應具有強度高、韌性好、耐磨、耐腐蝕等性能。對于空氣、氮氫氣、石油氣等沒有腐蝕性介質的壓縮機，其閥片材料經常使用30CrMnSiA。 采用上述材質的冷軋或熱軋鋼板來制造環(huán)狀閥或網狀閥閥片。供制造環(huán)狀閥閥片用的熱軋30CrMnSiA薄鋼片。 直流閥等閥型所用的自彈性閥片，一般采用彈簧鋼60Si2,60Si2Mn，65Mn，50CrVA等材料的冷軋帶鋼制造。當有腐蝕性介質時，可采用4Cr13,1Cr18Ni9Ti等不銹鋼制造；為了提高閥片壽命也可采用Cr15Ni9A1或Cr15Ni5Mo等材料。 除上述的各種( zhn)金屬材料外，也有用工程塑料制造閥片，可供應用的工程塑料有： 純聚四氟乙烯：

43、使用(shyng)壓差4公斤/厘米2, ，使用(shyng)溫度160以下，壓縮機吸排氣閥均可使用。 填充聚四氟乙烯：使用壓差20公斤/厘米，使用溫度160以下，壓縮機吸排氣閥均可使用。澆鑄尼龍6：使用壓差80公斤/厘米，使用溫度低，只能用于壓縮機吸氣閥。4.3.2閥座和升程限制器材料 在一般介質下使用的環(huán)狀閥和網狀閥閥座及升程限制器的材料，根據(jù)氣閥兩側壓差選取。 升程限制器的材料，一般與閥座材料相同，也可以選用比閥座低一級的材料。 超高壓壓縮機氣閥閥座和升程限制器材料，采用33CrNi3MoA，使用效果較好。 CO2壓縮機在低壓時可采用灰鑄鐵，中，高壓時采用1Cr13、1Cr18Ni9Ti等

44、不銹鋼。 氧氣壓縮機的閥座和升程限制器一般采用黃銅和不銹鋼制造。黃銅和不銹鋼不僅可以防銹，而且在與閥片碰撞時不會產生火花。近來已開始試用經氮化處理后的稀土球墨鑄鐵制造壓力在30公斤/厘米以下的氧氣壓縮機氣閥閥座，取得了一定效果。無油潤滑壓縮機的閥座、升程限制器應采用防銹蝕的合金鑄鐵或不銹鋼制造。直流閥閥座由30剛或45剛制造(zhzo)，或由鋁合金壓鑄。4.3.3氣閥彈簧(tnhung)材料彈簧常用(chn yn)的材料有三類：碳素彈簧鋼絲：分為III，IIa，II，I三級。特點是材料來源方便，鋼絲表面質量及耐疲勞性能也不低于合金鋼絲。缺點是使用溫度較低，因為在彈簧冷卷后不再進行熱處理，當工作

45、溫度較高時，彈簧自由高度容易變小。所以碳素彈簧鋼絲繞制的彈簧常用于排氣溫度較低的一般壓縮機氣閥。合金彈簧鋼絲：主要有50CrVA，60Si2Mn，60Si2 ，65Mn等材質的鋼絲。合金彈簧鋼絲繞制的彈簧使用溫度較高。50CrVA鋼絲除了使用溫度較高外，對缺口的敏感性較小，適于在長期工作的壓縮機氣閥上使用。不銹鋼及有色金屬等耐腐蝕材料：如4Cr13，1Cr18Ni9Ti，Cr18Ni12Mo2Ti，Cr18Ni12Mo3Ti，17-7PH，3-1硅錳青銅，4-3錫鋅青銅，鈹青銅等。這些材料主要用于制造二氧化碳壓縮機、氧氣壓縮機的氣閥彈簧。制造板形彈簧材料有60Si2,60Si2Mn，50CrV

46、A等板材，在介質有腐蝕性的情況下，可用4Cr13,1Cr18Ni9Ti等不銹鋼來制造。4.3.4氣閥連接螺栓、螺母材料螺栓材料一般用35,40,45,35CrMo材料，當介質有腐蝕性時采用40Cr。螺母材料一般用A2，A3。4.3.5主要技術要求閥座密封表面要經過研磨，閥片上下平面光潔度不低于9，內外邊緣要倒鈍；氣閥組裝后要進行泄露檢測。一般環(huán)狀閥片和網狀閥片熱處理印度為RC4652，同一閥片的硬度差不超過3個單位。閥片在精磨后要進行補充回火，其溫度不超過第一次回火溫度。用30CrMnSiA鋼板制造的環(huán)狀閥片，金相組織為回火馬氏體。4.4氣閥的計算氣閥的計算就是確定氣閥的主要特性參數(shù)和校核主要

47、零件強度。4.4.1主要(zhyo)特性參數(shù)氣閥的通流截面有閥座通道、閥隙通道和升程限制器三個通流截面，相應有三種氣流速度。發(fā)作通道氣流速度關系著閥片的運動速度，影響閥片壽命；閥隙面積通常最小，閥隙速度最高，其值直接影響氣閥的能量損失；至于升程限制器，一般都可以獲得(hud)較閥隙、閥座為大的通道截面，對氣閥工作影響不顯著。閥縫隙通道氣流速度過大，導致氣閥能量損失增大；過大的閥片升程會引發(fā)閥片開啟不完全和閥片滯后(zh hu)關閉，不僅不能有效地降低氣閥能量損失，起不到提高壓縮機效率的作用，反之，導致閥片過早損壞。因此，必須根據(jù)壓縮機的轉數(shù)、氣閥的工作壓力、選用的氣閥結構特點和壓縮機的使用條件

48、，恰當?shù)剡x擇閥片升程。過低的氣流速度固然對減少氣閥的能量損失和提高閥片壽命有利，但勢必導致氣閥尺寸過大，在氣缸上難于布置，也給制造、維修帶來很難困難，所以必須恰當?shù)剡x擇氣閥中的氣體流速。重度較大的氣體應選取較低值，重度較小的氣體應選取較高值。對一些功率消耗有較高要求的中型固定式壓縮機和活塞平均速度比較低的壓縮機、小型壓縮機、循環(huán)機等應選取較低數(shù)值，甚至可以低于下限。一些短期或間歇工作的高速壓縮機應選用較高數(shù)值，甚至可以超出上限。排氣閥中的氣流平均速度允許比吸氣閥高20%選擇氣流平均速度時，還要顧及采用的氣閥結構。對于單通道的環(huán)狀閥，可以選用較高的數(shù)值。閥縫隙通道的氣流速度確定之后，即可近似地按

49、照氣體連續(xù)流動的原理，計算所需要的閥縫隙通道面積： =2100 (毫米)式中F活塞有效面積（毫米） 63000 Cm活塞平均速度 2m/sCv選擇的閥縫隙通道氣體平均速度（米/秒） 40m/sz同時作用的同名氣閥數(shù)。 2確定閥片升程時應注意：過小的閥片升程雖然(surn)對閥片壽命有利，但一般(ybn)是壓縮機轉數(shù)愈高，采用較小的閥片升程。處于同一級的排氣閥閥片升程應比吸氣閥為低?？组y的流通(litng)能力較差，為了擴大它的縫隙面積，允許有較大的閥片升程，最大可達45毫米。直流閥因閥片質量小，允許采用較高的閥片升程。氣閥彈簧力是影響氣閥能量損失和閥片壽命的主要因素，氣閥完全關閉時的彈簧力，主

50、要關系到閥片關閉的及時性和減輕閥片對升程限制器的沖擊，對閥片起保護作用。氣閥全閉時的彈簧力以取得小為宜，氣閥全開時的彈簧力就要取得較大，但不能過大和過小。彈簧力過小，導致閥片滯后關閉，不僅使閥片沖向閥座速度增加，對閥片壽命不利，而且還使得氣體“回流”，影響壓縮機效率。氣閥完全開啟時，若彈簧力過大，大到氣流壓力不足以克服彈簧力將閥片“貼于”升程限制器上時，閥片便在閥座與升程限制器之間來回震動，使有限的氣閥縫隙面積不能充分利用，增加氣閥額外的能量損失，降低壓縮機效率，而且在關閉時，閥片以較大的速度沖向閥座，對閥片壽命不利。理想的情況是：隨著閥片的開啟，彈簧力呈非線性的增大，在氣閥全開時有最大值，保

51、證閥片開啟、關閉的及時性和迅速性。由此可見，正確選擇彈簧力是很重要的，彈簧力的大小與壓縮機轉數(shù)、氣閥工作壓力、氣閥中氣體的流速、氣閥運動零件質量、閥片升程等因素有關。很難用計算方法來確定，目前已有的計算方法，其結果與實際要求相差也較大。一般原則是：轉數(shù)愈高、氣閥工作壓力愈高，則應選用較大的彈簧力。處于同一壓縮級的排氣閥應有比吸氣閥為高的彈簧力。氣閥全閉時的彈簧力應為氣閥全開彈簧力的3070%。4.4.2環(huán)狀閥結構尺寸的選擇和主要零件強度校核結構尺寸的選擇：氣閥的主要特性參數(shù)確定后，就要確定閥座通道寬度b、閥片寬度B、和閥座相鄰通道平均直徑差D。閥座通道寬度b與閥片開啟高度h應維持一定的比例關系

52、： =0.30.85b值要選取(xunq)整數(shù)。b=閥片寬度B與閥座通道寬度b有如下(rxi)關系：B=b+2a1 =5+21.25=7.5（毫米(ho m)）閥座相鄰通道平均直徑差D：D=2（B+b）=2（7.5+5）=25（毫米）式中b升程限制器通道寬度，b=（11.2）b=（11.2）5=56毫米。為了保證升程限制器通道氣體流速恒為最低，b要選取較大值。閥座最內環(huán)通道平均直徑：=25mm（毫米）式中fs需要的閥座通道面積； fv閥縫隙面積；i閥座通道數(shù)計算得出的D1值，一方面要顧到選用連接螺栓尺寸和安置升程限制器最內環(huán)通道的可能性，另一方面，對D1要進行圓整，使其閥片尺寸符合推薦的環(huán)狀閥

53、系列。D1=27.5mm對D1 進行圓整選擇后，即可確定閥座其余各環(huán)通道平均直徑：Di=D1+(j-1)D（毫米）式中j從最內環(huán)算起的環(huán)數(shù)，j=2,3,4，i。 閥座實際通道面積： fs=b（D1+D2+.+Di）=（毫米）閥縫隙通道面積： fv=2h（D1+D2+.+Di）=（毫米）根據(jù)氣閥工作壓力(yl)和閥片直徑，選取閥片厚度：環(huán)狀閥閥片：=0.83毫米(ho m)，一般(ybn)取1.83毫米。網狀閥閥片：=082.5毫米，一般取1.52毫米。閥座的安裝直徑：D0=Di+B+2C1（毫米）式中 Di閥座最外環(huán)通道平均直徑（毫米）； C1最外圈閥片的外緣到氣閥安裝止口的最小距離閥座的最大外徑：Dmax=Do+2a2 （毫米）式中 a2閥座安裝凸緣的高度。閥座的安裝直徑Do和閥座最大直徑Dmax在計算后應進行圓整。閥座厚度H，一方面是保證閥座的強度，更主要的是保證閥座具有足夠的剛性。特別是在高壓下使用的氣閥，閥座剛性尤為重要。閥座安裝凸緣高度：H1=（0.350.5）H（毫米）閥座通道無法連接筋部分的深度：h4=（0.51）b（毫米）h4一般取310毫米 升程限制器的厚度： H=Lmax+C2 （毫米）式中 Lmax升程限制器上的最大彈簧孔深度（毫米）； C2升程限制器彈簧孔底的最小厚度（毫米） 升程限制器的最大外徑D：對于開式結構，D等于最外圈閥