【正文】 因為 創(chuàng)新設計 在我們以后的工作生活中至關重要 ，所以從現(xiàn)在開始一定要有意識的鍛煉和培養(yǎng)自己在這方面能力 ，為將來的工作奠定扎實。 現(xiàn)在我 們 學到的知識 很局限 ，知識面 很狹 窄，以后還有待加強訓練和實踐 ，不斷的前進。對此 深有感觸：僅僅 掌握 書本上的知識是遠遠不夠的，只有結合實際情況運用于實踐，這樣才能更深地了解和 掌握 知識 ，還有要查閱大量的資料和文獻才能是自己更加充實，學到的知識也更多 。這使我不但了解了一個壓縮機的設計過程，同時也了解了一個機械設備的設計過程。該活塞式壓縮機由三相異步電機驅動，機組通過曲軸連桿機構，使旋轉運動變?yōu)榛钊本€運動，完成吸氣、壓縮、排氣過程，將電動機的機械能充分轉換成氣體的壓力能。和其它形式的壓縮機相比，該壓縮機結構緊湊，每個曲拐上裝有兩根以上的連桿，使曲軸結構簡 單、長度較短，通過一系列壽命計算可以采用 6307 深溝球軸承。確定電動機型號為 Y112M2,即電動機的級數(shù)是 2級，轉速為 2890r/min，額定功率為 4Kw。為此低壓級通?？砂聪铝嘘P系確定氣缸內壁厚度 s。 氣缸的壁厚，由于本設計氣缸材料選用 HT200，所以低壓的鑄造氣缸通常由兩方面的因素確定：一是氣缸是個壓力容器，必須滿足強度要求。 氣缸鏡面的長度，應根據(jù)第一道及最后一道活塞環(huán)在內外止點的位置而定，并且應比活塞環(huán)的極限位置短 1~2mm，鏡面長度以外的氣缸直徑應略大一些。形狀簡單、直徑小于 75mm的 氣缸，全套設計（圖紙）請聯(lián)系 174320523 各專業(yè)都有 球墨鑄鐵容許工作壓力達 25 /10320 mN? 材料在低溫下具有冷脆性，但在 25?C 至 50?C 范圍內鑄鐵的沖擊韌性并無明顯變化，所以當溫度為 30?C 以上時，仍可應用一般鑄鐵或鋼。 壓縮一般氣體的氣缸，工作壓力不大于 25 /1030 mN? ，可采用 HT200 等。 橫向布置的翅片，其尺寸（圖 ）可這樣來確定： 圖 氣冷式氣缸體上的翅片尺寸關系 h=14~30mm t=6~12mm s=4~8mm 4~2?m? mm 頂端厚 ~3mm 氣缸材料的選擇應考慮到氣體性質、壓力、溫度、加工性能以及經(jīng)濟性等，通常采用黑色金屬。 小型和微型壓縮機，氣缸一般做成單作用式，并且由空氣進行冷卻。筒形活塞與氣缸之間的間隙很重要，間隙大時會造成曲軸箱中的油向氣缸里竄油，間隙小時易造成卡死或拉缸。 銷座的長度按許用的比壓確定： mmkd PDl s 10][ m a x2 ?? （ ） 對于鋁銷座取 25 /10)1 3 01 0 0(][ mNk ??? 。 mmPDt 4][ m a x ?? ? （ ） D 是氣缸直徑， maxP 是最大氣體壓力， ][? 是許用應力。 筒形活塞主要尺寸確定及材料 本設計已確定采用單作用氣缸，故選用筒形活塞，材料選為 ZL102。 活塞組件包括活塞、活塞環(huán)等。 圖 舌簧閥的組成 舌簧閥結構簡單，運動質量輕，因此廣泛用于微型高速壓縮機中。舌簧閥閥片運動時對升程限制器和閥座的撞擊，使其自由端產(chǎn)生復雜的應力，為了緩和這種撞擊，往往增加緩沖片。 圖 氣閥組件圖 簧片閥廣泛用于微型空壓機。 氣閥組件如下圖 所示，主要由閥板、排氣閥片、升程限制器、吸氣閥片墊圈、內六角螺釘組成。氣閥是重要的易損件之一，它直接關系到壓縮機運轉的可靠性和經(jīng)濟性。所以符合深溝球軸承 6307 的基本額定載荷。 曲軸的受力較為復雜，兩拐以上的曲 軸常是多支點的靜不定系統(tǒng)，且四列以上時可能伴有扭轉振動的附加應力，所以這里運用分段計算法，即從相鄰兩軸承中間切開，形成一個獨立的曲拐，單獨進行計算即可。由最大軸承支反力確定選用軸承型號 6307 深溝球軸承，所以主軸頸直徑為 35mm 。 連桿力計算公式： ??? 22 s in1c os ??? pplFFF （ ） 沿曲軸半徑的法向力計算公式： )s in1 s in(c os 22 2 ?? ??? ??? pFZ （ ） 表 51 連桿力和沿曲軸半徑的法向力計算 曲柄轉角 活塞力 連桿力 法向力 α pT lF Z 0? 9143 9143 9143 15? 4635 4645 4399 全套設計（圖紙）請聯(lián)系 174320523 各專業(yè)都有 續(xù)表 51 曲柄轉角 活塞力 連桿力 法向力 α pT lF Z 30? 1751 747 595 45? 838 808 461 60? 858 879 271 75? 921 949 17 90? 977 1009 252 105? 1020 1051 509 120? 1047 1072 725 135? 1063 1080 887 150? 1070 1078 994 165? 1071 1073 1052 180? 1072 1072 1072 195? 1085 1085 1064 210? 1125 1128 1040 225? 1193 1153 947 240? 1304 1351 913 255? 1476 1432 693 270? 1760 1702 425 285? 2267 2156 39 300? 9329 9556 2873 315? 9265 9413 5375 330? 9212 9285 7398 345? 9175 9194 8708 360? 9163 9163 9163 軸承支反力計算公式： 22 )2()2( TzR ?? () 曲柄銷上作用力： 22 TZF ?? () 全套設計（圖紙）請聯(lián)系 174320523 各專業(yè)都有 表 52 軸承支反力和曲柄銷上作用力計算 曲柄轉角 切向力 法向力 軸承支反力 曲柄銷上作用力 α T Z R F 0? 0 9143 4572 9143 15? 2355 4399 2495 4990 30? 1267 595 400 801 45? 745 461 422 844 60? 854 271 448 896 75? 951 17 475 951 90? 977 252 504 1009 105? 917 509 524 1049 120? 772 725 530 1059 135? 558 887 524 1048 150? 296 994 518 1037 165? 10 1052 526 1052 180? 0 1072 536 1072 195? 551 1064 599 1198 210? 814 1040 659 1318 225? 1061 947 692 1385 240? 1298 913 799 1598 255? 1524 693 797 1594 270? 1760 425 851 1702 285? 2038 39 940 1881 300? 6876 2873 3726 7452 315? 4861 5375 3624 7247 330? 2548 7398 3912 7824 345? 88 8708 4354 8708 360? 0 9163 4582 9163 由表 51 計算知：最大連桿力 lF max =9556N。所以將平衡鐵的厚度改為 22 mm 時其質量變?yōu)?72932，質心變?yōu)?14，密度不變還是 ，所以此時偏心距為： 4 6 9 4 7 2 9 3 2 ??? 可以看出兩者接近，即視為平衡。慣性力可用加平衡鐵的方法平衡之。 平衡鐵的結構及連接方式如下圖 所示 全套設計（圖紙）請聯(lián)系 174320523 各專業(yè)都有 圖 平衡鐵的結構及連接方式 W 型壓縮機當角度為 60?時以及各列質量相等時，一階慣性力的合力為定值，方向隨曲柄一起旋轉，壓縮機在工作時需要平衡的慣性力有兩部分：旋轉慣性力和往復慣性力。 設計平衡鐵時，應盡可能使其重心遠離主軸頸中心，以便使平衡鐵質量較輕。曲柄和曲柄銷構成的彎曲部分稱為曲拐。主軸頸、曲柄銷的不圓度和不柱度不大于 2 級精度孔公差之半，主軸頸與曲柄銷的不平行度，在100mm 長度上不大于 mm 。 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。 曲軸是壓縮機中傳遞動力的重要零件。 運動部件分析計算 壓縮機的曲軸連桿機構不僅要將驅動機的回轉運動轉換為活塞的往復 直線運動，而且是傳遞動力的機構。 飛輪的轉動慣量： 222 / mkgSGDm?? ?? （ ） 全套設計（圖紙）請聯(lián)系 174320523 各專業(yè)都有 5 主要零部件的分析設計 空氣壓縮機的主要零部件包括工作部件和運動部件。曲柄轉角（176。 330176。 270176。 210176。 150176。 90176。 30176。 全套設計（圖紙）請聯(lián)系 174320523 各專業(yè)都有 綜合活塞力的計算及綜合活塞力曲線的繪制 將氣體力、往復慣性力及摩擦力（忽略不計）合成就得到綜合活塞力。作用于運動件上的摩擦力其方向始終與運動方向相反。 表 43 蓋側氣體力表 曲柄轉角 活塞位移 膨 脹過程 進氣過程 壓縮過程 排氣過程 氣體力 α )(mmXg mjdj xssPP )(00?? sj PP? mjsj xsssPP )(00??? dj PP? gijgj APP ?? 0? 0 9380 15? 4860 30? 1939 45? 972 60? 929 75? 929 90? 929 105? 929 120? 929 全套設計（圖紙）請聯(lián)系 174320523 各專業(yè)都有 續(xù)表 43 曲柄轉角 活塞位移 膨脹過程 進氣過程 壓縮過程 排氣過程 氣體力 α )(mmXg mjdj xssPP )(00?? sj PP? mjsj xsssPP )(00??? dj PP? gijgj APP ?? 135? 929 150? 929 165? 929 180? 60 929 195? 943 210? 984 225? 1059 240? 1185 255? 1386 270? 1713 285? 2275 300? 9400 315? 9400 330? 9400 345? 9400 360? 0 9400 往復慣性力的計算 估算 活塞： 385g ，連桿中心距 120 mm ， 255g ，包括連桿小頭 67g ，大頭 188g ，活塞銷 62mm ， 113g ，擋圈 Ф20mm ，兩個共 2g （ 孔用擋圈），活塞環(huán) Ф75mm ， 35g ，連桿質心離大頭 。 氣體力計算： 膨脹過程： mjdj xssPP )(00?? （ ） 進氣過程： sj PP? （ ） 壓縮過程： mjsj xsssPP )(00??? （ ） 排氣過 程： dj PP? （ ） 本設計中膨脹系數(shù) m為 ， jx 是活塞位移， 0s 代表余隙容積的折合行程，由于本設計是單作用式壓縮機，所以只考慮蓋側氣體力。行程的比例尺為 mmms 1? 。根據(jù)式 （ ） ，在表 43 中列出了不同多方指數(shù) m時，相應于兩種 ?tg 值的 ?tg 值。本設計中取 。 角 α可任意選取，但其值越小，則作圖點越多，作圖的精確性也越高。 （ 3）自坐標原點 O 開始，做斜線 OE 和 OG，分別和橫、縱坐標軸線成 α角和 β角。 （ 2）在橫坐標上，定出相應于余隙容積折合行程（即所占的假想活塞行程） mms ? 。見 圖 指示圖上的壓縮過程曲線和膨脹過程曲線，習慣上都用勃勞厄（ Brauer） 法繪制。 s