【正文】 ）慣性力I1往復摩擦力Rs氣體力綜合活塞力PΣ切向力T軸側（+）蓋側（）0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 220 230 240 250 260 270 280 290 300 310 320 。表54 一級列綜合活塞力及切向力計算表 力單位：kN曲柄轉角α（176。）活塞位移xi（mm）膨脹過程pi進氣過程pi=ps壓縮過程pi排氣過程pi=pd蓋側氣體力（kN）0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 220 230 240 250 260 270 280 290 300 310 320 330 340 350 360 表53 二級蓋側氣體力計算表 力單位：kN列的切向力還應加上該列的旋轉摩擦力。曲柄轉角α（176。連桿力作用與曲柄銷上的力可分解為切向力和法向力，且規(guī)定與曲軸旋轉方向相反的切向力為正值。綜合活塞力應列表計算。綜合活塞圖就是氣體力曲線、往復慣性力曲線和往復摩擦力曲線，按轉角展開并疊加而成的作用力曲線。計算過程及結果用表格形式列出，一級蓋側氣體力計算見表52，二級蓋側氣體力計算見表53。求出相應的，將代入式（59）和（510），分別求出壓縮過程及膨脹過程的一系列壓力值。蓋側氣缸的氣體力為負值。一級活塞面積為m2，二級活塞面積為m2。一級余隙行程為s0=s=65=。計算過程及結果用表格形式列出，見表。求出相應的值，將xi代入上式中，分別求得壓縮及膨脹過程的一系列壓力pi值。計算時，以為自變量，從開始，每隔5176。膨脹過程線34，也取為當量多變指數(shù)，則氣體壓力為 （510）蓋側氣缸的氣體膨脹過程從外止點，()算起，直算到為止。上式是對應于蓋側氣缸工作容積的活塞位移，壓縮過程應從內止點算起，直到pipd為止，壓縮過程完畢。 氣體力曲線圖上圖是簡化的實際壓縮循環(huán)指示圖, 圖中為代表余隙容積的當量行程（式中為相對余隙容積）。但本設計的活塞位移用解析法公式比較復雜，應此采用圖解法與解析法并用的方式。為了要將氣體力和慣性力、摩接力的瞬時值相加求其代數(shù)和，所以要將氣體力作成曲線形式.氣體力曲線圖的作法有圖解法及解析法。對于雙作用壓縮機，軸側氣缸的氣體力使連桿受拉伸，氣體力為正值；蓋側氣缸的氣體力使連桿受壓縮為負值。若活塞的一側與大氣相通，則大氣壓的作用也應考慮在內。氣體力等于工作容積內氣體的瞬間壓力與活塞面積的乘積，即 （57）活塞在止點時的氣體力數(shù)值最大，稱為最大活塞力。由熱力學計算可知，壓縮機的機械效率，一級列指示功率kW，二級列kW，壓縮機行程m，壓縮機轉速n=800r/min。要在繪制切向力圖時，將其考慮進去。其計算式為 （56）式中：—總摩擦功率，kW；—指示功率，kW；—機械效率；—壓縮機行程，m；—壓縮機轉速，r/min?？捎墒剑?5）得== 旋轉摩擦力計算旋轉摩擦力主要包括曲柄銷與連桿大頭瓦和主軸與主軸承的摩擦力。往復摩擦力的方向始終與活塞的運動方向相反，因此，按照使連桿受拉為正的規(guī)定，在整個向軸行程中，往復摩擦力始終為正值，而在向蓋行程中則為負值。）cosα+cos2αI（kN）α（176。）cosα+cos2αI（kN）α（176。因其絕對值較小，為便于計算，可近似作為定值處理。一轉的變化值，得 將計算結果記入表51。氣缸行程為m，則有曲柄半徑為m，曲柄的旋轉角速度rad/s，有式（54）計算出曲柄轉角從0176。因一二級往復運動總質量相等，只計算其中一級即可。至于運動構件的質量力，則因其值相對很小，可忽略不計?；钊獕嚎s氣體，反過來，氣體對著活塞，和對著缸蓋一樣也有作用力，所以活塞又受到氣體力的作用。 列的往復運動總質量計算列的往復運動總質量由下式確定： （53）則列的往復運動總質量為一級：=+= kg；二級：=+= kg。由于連桿質心位置無實測數(shù)據(jù)，故工程上根據(jù)統(tǒng)計數(shù)據(jù)，可取(30～40)%的質量作往復運動，(60～70)%的質量作回轉運動，即 （51） （52）根據(jù)連桿的結構、設計尺寸和選取材料的密度。為簡化計算，可將其分解為量部分，一部分質量隨活塞銷作往復運動；另一部分質量隨曲柄銷作回轉運動。作直線往復運動的活塞組件總質量分別為一級：=+++=；二級：=++++= kg。 列的往復慣性力計算 活塞組件質量 由于本次該設計選用的活塞、連桿機構中無活塞桿和十字頭，所以活塞組件的質量，包括活塞的質量，活塞環(huán)的質量和活塞銷的質量。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。重點是磨難過去設置飛輪的目的，搞清確定飛輪矩的方法和步驟，同時還要掌握氣體力曲線的解析求法、各列切向力的疊加和總切向力圖的分析。動平衡設計的目的是平衡往復和旋轉慣性力及其力矩，減小機器振動。工字形的截面寬度是不變的，其高度變化一般取：在處 （426）在處 （427）由于mm，故mm，取mm，則mm；由于mm，故mm，取mm，則mm。式（422）～，則mm，取mm；mm2；mm，取24mm；mm，取15mm。對于非圓形截面的桿體，從式（422）求得后，必須再計算成面積：，以為桿體的中間截面面積，再求得工字形或矩形的尺寸。當＞N，桿體為工字形截面，式（422）～；桿體為圓形截面，～。對于活塞力N的高速、短行程小型連桿，相對連桿截面較小，為了增強剛性，都應制成工字形截面的桿體。（5）連桿大小頭孔徑的確定 大頭孔徑取大頭瓦外徑為mm，小頭孔徑取小頭襯套外徑為mm。對于連桿寬度取，式中為軸瓦的寬度，mm；對于大頭定位時，為大頭瓦寬度，對于小頭定位時，則為小頭襯套寬度。那么，mm，取mm；mm，取mm。小頭襯套材料多采用銅合金。選擇軸瓦的材料為15ChSnSb116，取大頭瓦內徑為38mm。對立式或角度式壓縮機：，因此可取，mm。愈大，愈容易使連桿在運動時與滑道壁相碰；值取小了，就會使壓縮機外形增大。本設計中連桿采用的材料為LY12。在連桿的大頭小頭處分別設置大小軸瓦，以方便裝配調整，降低連桿的磨損。工字形截面的桿體在同樣強度時，具有最小的運動質量，但其毛坯必須用模鍛或鑄造，適用于高速及大批量生產的壓縮機。桿體截面有圓形、環(huán)形、矩形、工字形等。 連桿的設計 連桿的結構型式及選材連桿是將作用在活塞上的推力傳遞給曲軸，有將曲軸的旋轉運動轉換為活塞的往復運動的機件。則mm，取mm。那么mm，取mm。（4）曲柄厚度 （419）大的曲柄厚度相應于小的曲柄寬度；小的曲柄厚度相應于大的曲柄寬度。在非定位軸頸處，軸頸直圓柱部分的長度要比軸承寬度適當大一些，使軸頸與軸承沿軸線方向有相互竄動的余地，以適應制造偏差和曲軸熱膨脹的影響。另一端mm。（2）主軸頸直徑 （418）在確定軸頸尺寸時，應顧及軸頸重合度，應盡量避免等于零或接近零。當壓縮機活塞力小，列數(shù)少，行程短，往返行程中活塞力較接近，以及曲軸材料許用應力高，軸承負荷能力強時，系數(shù)的取值可偏??；反之，系數(shù)取值應偏大。因此，選擇曲軸的材料為QT6003。 二級氣缸尺寸示意圖 曲軸一般用40或45優(yōu)質碳素鋼鍛造或用稀土球墨鑄鐵鑄造而成。由于曲柄軸的曲柄銷是外伸梁，使連桿結構簡單，安裝方便。曲柄軸的結構特點是僅在曲拐銷的一端有曲柄，曲拐銷的另一端為開式，連桿的大頭可從此端套入。為使曲軸不產生過大的繞度，兩相鄰軸頸之間只設一個曲拐。曲拐軸簡稱曲軸。壓縮機中的曲軸有兩種：曲柄軸和曲拐軸。 一級氣缸尺寸示意圖 曲軸的設計 曲軸的結構形式及選材曲軸是壓縮機中傳遞動力的重要零件。氣缸其它尺寸由工藝條件確定。若氣缸上散熱片排列過于緊密，在散熱過程中風無法吹到散熱片表面，帶不走多余熱量，也會使各級工作溫度升高，從而影響了壓縮機的正常工作。氣缸靠近蓋端的散熱片較長，而且氣缸蓋也設散熱片，以加熱這一部分的冷卻。取為15 MPa，則各級氣缸的壁厚為mmmm本次設計冷卻方式是風冷，風冷氣缸靠氣缸外壁加散熱片來冷卻散熱片環(huán)向布置。 氣缸主要尺寸的確定一級氣缸的壁厚按鑄造要求確定工作壓力為(～) MPa時， （415）而壓力較高或小直徑鑄鐵氣缸的壁厚按薄壁圓筒公式計算 （416）式中：—氣缸工作壓力，MPa； —氣缸內徑，mm； —壁厚的附加項，其值按（5～8）mm選取，氣缸直徑較大時取較大值； —氣缸材料的許用拉伸應力，MPa，普通灰鑄鐵=（15～18） MPa；高強度鑄鐵=（20～28）MPa；球墨鑄鐵=（60～80）MPa；氣閥布置在氣缸上，氣缸形狀較簡單且用高強度鑄鐵時，=（25～40）MPa。考慮到工作壓力，本設計采用軟墊片密封。另外，還要考慮密封。氣閥的中心線與氣缸中心線平行布置，氣閥在兩氣缸蓋上。氣閥傾斜地布置在錐形大的氣缸蓋上，余隙容積小，通道面積大，氣體流動損失較小，而且在多列壓縮機中還可以縮短列間距離。小型無十字頭壓縮機，為了簡化氣缸的結構，氣閥可以安裝在氣缸蓋上。布置氣閥的主要要求是：通道截面要大；余隙容積要??；安裝和修理要方便。氣缸套外圓的