【正文】 s=20℃ 即 Ts=293K， ε=8， n=， k= 帶入（ 31）式，結(jié)果得 Td=491K，則 td=218℃ ?？紤]到成本和結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單等問(wèn)題，冷卻方式選擇風(fēng)冷，驅(qū)動(dòng)方式選擇電機(jī)驅(qū)動(dòng)。明了該種結(jié)構(gòu)方案的熱力學(xué)目的和特點(diǎn)，動(dòng)力學(xué)目的和特點(diǎn)，結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)的目的以及其它需要完善和實(shí)現(xiàn)的目標(biāo)。 活塞式壓縮機(jī)的發(fā)展趨勢(shì)是： （ 1） 高壓、高速、大容量。 活塞式壓縮機(jī)的主要特點(diǎn)有：壓力范圍廣，效率高，適應(yīng)性強(qiáng)。目前，小型空氣壓縮機(jī)氣閥常用舌簧閥，主要是余隙小，氣缸利用率高。 目前市場(chǎng)上通用的排氣壓力系列有 、 MPa、 MPa、 MPa、 五 檔，而兩級(jí)的以 MPa、 MPa兩檔為主。級(jí)數(shù)選擇為一級(jí)，單機(jī)壓縮結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，結(jié)構(gòu)上主要考慮慣性力平衡問(wèn)題。因而壓縮機(jī)采用單級(jí)壓縮，進(jìn)氣壓力為 ，排氣壓力為 ，壓力比為 8。壓力系數(shù)的取值范圍： ~。 定排氣系數(shù) lTpvd λλλλλ ???? （ 33） 將上述的各種參數(shù)帶入式（ 33）中，解得 λd=。 確定圓整后的實(shí)際行程容積 相對(duì)于單作用氣缸： snzDV 2h 4??? （ 36） 將 D=（ 36）中，解得 ?hV =。規(guī)定：使連桿受拉為正，使連桿受壓為負(fù)。 電機(jī)輸入功率 微小型壓縮機(jī)選擇皮帶傳動(dòng)時(shí)，還需要考慮到傳動(dòng)損失，則驅(qū)動(dòng)機(jī)的功率公式： 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 第 8 頁(yè) 共 34 頁(yè) czc ?NN ? （ 316） 式中： ηc— 為傳動(dòng)效率，一般皮帶傳動(dòng) ηc=~。比功率的計(jì)算 公式： dzr VNN? （ 317） 將 Nz= 代入式（ 317）中，解得 Nr= /minmkW3。取 z=2。 （ 3） 活塞環(huán)開口熱間隙 公式如下： ）（ 12 ttD ????? （ 44） 式中： α— 活塞環(huán) 材料的線性膨脹系數(shù)（ 1/℃ ）?；钊N連接活塞和連桿 ， 在活塞運(yùn)動(dòng)過(guò)程中，承受連桿的重量和連桿作用在活塞銷的力，所以活塞銷要有足夠的強(qiáng)度和剛度。 （ 3） 連桿部件與活塞銷座的間隙 連桿部件與活塞銷座之間應(yīng)留出一定間隙，使活塞銷受力均勻，取間隙為 ? = mm。 根據(jù)熱力學(xué)設(shè)計(jì)數(shù)據(jù) ， 不計(jì)密封環(huán)和刮油環(huán)高度時(shí)各級(jí)的活塞高度 H′=。 （ 7） 活塞銷座處的表面壓力按下式確定 ldPq ′2= max （ 415） 式中： q— 表面壓力， MPa； 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 第 15 頁(yè) 共 34 頁(yè) Pmax— 最大活塞力， N； d— 如圖 410 所示，為活塞銷外徑， mm； l′— 活塞銷在一側(cè)銷座中的支撐長(zhǎng)度， mm，如圖 410 所示 。 Z jiang[9]使用 C++ 編程 對(duì)曲軸設(shè)計(jì)的進(jìn)行了進(jìn)一步的開發(fā) 。 將 D=38mm 代入式（ 417）中，解得 D1=（ 38~42） mm，參考工廠圖紙取 D1=40mm。 曲柄半徑 根據(jù)所選取的活塞行程 65 mm 的一半來(lái)確定曲柄半徑，則曲柄半徑 r=。 選擇與曲軸相同材料設(shè)計(jì)連桿 ， 主要結(jié)構(gòu)參數(shù)如圖 413 所示。 小頭襯套材料多采用 ZQSn101。工字形截面的尺寸，如圖 414 所示： mm FH ? （ 424） Bm=(~)H （ 425） 桿體的中間截面，即為 H′與 H′′的平均值處截面。 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 第 20 頁(yè) 共 34 頁(yè) 5 動(dòng)力學(xué)計(jì)算 動(dòng)力學(xué)計(jì)算的主要任務(wù)是設(shè)計(jì)氣缸的排列方式，選擇電機(jī)轉(zhuǎn)向和計(jì)算飛輪矩。 作往復(fù)運(yùn)動(dòng)的總質(zhì)量為： mp=+2++=。 曲柄半徑 r=，曲柄旋轉(zhuǎn)角速度 ω=πn/30=， λ=1/，代入式（ 54）計(jì)算出曲柄轉(zhuǎn)角從（ 0176。 往復(fù)摩擦力 往復(fù)摩擦力可看做活塞環(huán)與氣缸壁等所有往復(fù)運(yùn)動(dòng)摩擦力的合力。 根據(jù)熱力學(xué)計(jì)算可知，壓縮機(jī)的機(jī)械效率 ηm=，指示功率 N=，壓縮機(jī)行程為 s=， n=1000r/min，代入式（ 55）中，解得 Rs=。 ? ?? FpP （ 54） 式中： p— 瞬時(shí)氣體壓力 ， 105Pa； F— 活塞作用面積， m2。此時(shí)的 α為相對(duì)余隙容積 ）。 進(jìn)氣過(guò)程 41： 吸氣過(guò)程壓力不變， 是等于 ps 的等壓線， p=ps。 軸側(cè)氣缸氣 體力的計(jì)算：活塞的軸側(cè)與大氣相通，所以軸側(cè)氣體力為一常數(shù)，即：P1=p0F1=106=。 列的綜合活塞力和切向力計(jì)算結(jié)果見表 54。 總平均切向力的公式： rmm RTT ??? （ 512） 用熱力學(xué)中計(jì)算所得出的軸功率計(jì)算平均切向力 Tm′′來(lái)校核 所作切向力圖的正確性 ，公式為： zm 30 NrnT ??? （ 512） 即切向力圖的準(zhǔn)確性進(jìn)行如下驗(yàn)證： 切向力圖中曲線和橫坐標(biāo)所包圍的總面積： A=，橫坐標(biāo)的長(zhǎng)度為 l=360mm，圖中 mt=1kN/mm，求的平均 切向力 Tm=。 某列的曲柄錯(cuò)角比基準(zhǔn)列超前，則超前列所超前的角度應(yīng)與基準(zhǔn)列的 0176。飛輪的主要材料是 HT150 及 HT200 灰鑄鐵，當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速較高時(shí)，有的用 Z35 鑄鋼及鍛鋼制作。 設(shè)計(jì)中采用的是皮帶驅(qū)動(dòng)壓縮機(jī)， δ≤1/30~1/40，取 δ=1/35。再通過(guò)熱力學(xué)計(jì)算確定氣缸的直徑和電機(jī)的型號(hào)。也借此機(jī)會(huì)感謝四年來(lái)幫助我的同學(xué)，這樣不摻雜質(zhì)純粹的師生情，同學(xué)情是 我生命中不可缺少的財(cái)富，是我一輩子都會(huì)牢記的深厚的情誼。最后通過(guò)動(dòng)力學(xué)計(jì)算得到活塞的受力情況，計(jì)算飛輪矩。 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 第 32 頁(yè) 共 34 頁(yè) 結(jié) 束 語(yǔ) 往復(fù)式活塞壓縮機(jī)的技術(shù)已趨于成熟并 廣泛的應(yīng)用在各個(gè)領(lǐng)域，市場(chǎng)占有量相當(dāng)大。 直徑大的飛輪也有做成組合結(jié)構(gòu)的。 根據(jù)各列的運(yùn)動(dòng)關(guān)系，對(duì)各列的切向力進(jìn)行疊加，將結(jié)果列表 55 中。 計(jì)算得到的平均切向力為 Tm′′=。） 活塞位移 x（ mm） 膨脹過(guò)程 p 進(jìn)氣過(guò)程 p=ps 壓縮過(guò)程 p 排氣過(guò)程 p=pd 蓋側(cè)氣體力 （ kN） 0 0 8 10 20 30 40 1 50 1 60 1 70 1 80 1 90 1 100 1 110 1 120 1 130 1 140 1 150 1 160 1 170 1 180 1 190 200 210 220 230 240 250 260 270 280 290 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 第 26 頁(yè) 共 34 頁(yè) 300 曲柄轉(zhuǎn)角 α（ 176。 當(dāng)壓縮機(jī)正常運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，其氣體力、往復(fù)慣性力及往復(fù)摩擦力同時(shí)存在， 且 都沿氣缸中心線方向，這些力的代數(shù)和稱為壓縮機(jī)列的綜合活塞力 P? 。求出相應(yīng)的 x，將 x 代入式（ 56）、（ 57）中，分別求出壓縮過(guò)程及膨脹過(guò)程的一系列壓力 p 值。 蓋側(cè)氣缸的氣體壓縮過(guò)程從內(nèi)止點(diǎn) (? =180176。一般蓋側(cè)氣體力為負(fù)，軸側(cè)氣體力為正。旋轉(zhuǎn)摩擦力消耗的功率約占總摩擦功率的（ 30~40） %，計(jì)算公式為： snNR ??60)11)(~(mr??? （ 56） 旋轉(zhuǎn)摩擦力是旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的被折算成作用于曲柄銷上阻止曲軸旋轉(zhuǎn)的摩擦力。統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)表明，一般往復(fù)摩擦力所消耗的功率占總 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 第 22 頁(yè) 共 34 頁(yè) 的機(jī)械摩擦功率 Nm的（ 60~70） %，即： snNsnNR260)11)(~(260)~( mms????? ? （ 55） 式中： Nm— 總摩擦功率 ， kW。 ）一轉(zhuǎn)的變化值，得： I=(cosα+)=(cosα+)（ N） 將計(jì)算結(jié)果列于表 52 中。把連桿質(zhì)量分解成兩部分：一部分（小頭部分）隨活塞組件作往復(fù)運(yùn)動(dòng)；一部分（大頭部分）隨曲柄銷作回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。對(duì) W 型壓縮機(jī)，各列往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量相等（即 ms′=ms′′=ms），氣缸中心線夾角為 60176。 Fm=177mm2。 連桿的寬度 在工藝上考慮連桿大小頭寬度取相等。λ 越 大， 越 容易使連桿在運(yùn)動(dòng)時(shí)與滑道壁相碰； λ 值 越小 ，壓縮機(jī)外形 變 大。因此，在連桿設(shè)計(jì)中，要保證連桿具有足夠的結(jié)構(gòu)剛度和疲勞強(qiáng)度，并最大限度地減緩應(yīng)力集中 [10]。 軸頸長(zhǎng)度 軸頸長(zhǎng)度要與軸承寬度相適應(yīng)。但近年來(lái)由于鑄造技術(shù)的發(fā)展，多采用球墨鑄鐵鑄造曲軸，這樣不僅可以節(jié)省原材料，還可以大量減少加工工時(shí)，并且有條件把曲軸的形狀設(shè)計(jì)得更合理。 活塞銷直徑 d=20 mm，取 l′= mm，則 q=，在允許范圍之內(nèi)，符合要求。 因而 活塞 高度 ： H≥+23+1=。 將已知尺寸代入式（ 47）中，解得活塞銷總長(zhǎng) l=80mm。 活塞銷主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定 活塞銷的尺寸，根據(jù)最大活塞力作用下活塞銷投影工作面上的許用比壓初步確定后，按彎曲和剪切作用校核其強(qiáng)度。 將所得數(shù)據(jù)代入式（ 44）中，解得 δ=，選擇 δ=~。 圖 41 活塞環(huán) 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 第 10 頁(yè) 共 34 頁(yè) 將 D=90mm代入式（ 42）中，解得 t=（ ~） mm，取 t=。如圖 41 所示。 一般驅(qū)動(dòng)功率還應(yīng)留有（