【正文】 （ 426） 在 l′′=(~)D1處： H′′= Hm （ 427） 則 l′=24=，取 l′=20mm； H′=20=16mm，取 H′=20mm。 Bm=13mm，參照工廠圖紙取 Bm=5mm。 Fm=177mm2。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。 連桿桿體結(jié)構(gòu)尺寸的確定 （ 1） 桿體中間截面的尺寸 4m (1 6 .5 ~ 2 4 .5 ) 1 0dP ??? （ 422） 式中： dm— 桿體中間截面面積的當量直徑， mm； P— 列的最大活塞力， N。 大頭寬度 B1=18= mm，可取與大頭軸瓦寬度相同的尺寸，則取 B1=18 mm； 小頭寬度 B2=18= mm，可取與小頭襯套寬度相同的尺寸，則取 B2=18 mm。 連桿的寬度 在工藝上考慮連桿大小頭寬度取相等。 小頭襯套材料多采用 ZQSn101。 連桿大頭瓦尺寸的確定 目前大多數(shù)壓縮機考慮到制造、維修的便利，選擇軸瓦的材料為 ChSnSb116，取大頭瓦內(nèi)徑為曲柄銷直徑 近似，取 D=39 mm，參考工廠圖紙，厚度 S= mm，寬度 b=18 mm。對不同類型的壓縮機， λ值取： 立式或角度式壓縮機： ~41=? 。λ 越 大， 越 容易使連桿在運動時與滑道壁相碰； λ 值 越小 ，壓縮機外形 變 大。 選擇與曲軸相同材料設(shè)計連桿 ， 主要結(jié)構(gòu)參數(shù)如圖 413 所示。在連桿的大頭小頭處分別 設(shè)置大小軸瓦，以方便裝配調(diào)整，降低連桿的磨損。桿體截面有圓形、環(huán)形、矩形、工字形等。因此，在連桿設(shè)計中，要保證連桿具有足夠的結(jié)構(gòu)剛度和疲勞強度，并最大限度地減緩應(yīng)力集中 [10]。 曲柄半徑 根據(jù)所選取的活塞行程 65 mm 的一半來確定曲柄半徑，則曲柄半徑 r=。 那么 ， 將 D=38mm 代入式（ 418）中，解得 t=（ ~） mm，參考工廠圖紙，可取 t=25 mm。 曲柄厚度 Dt )~(? （ 418） 大的曲柄厚度相應(yīng)于小的曲柄寬度；小的曲柄厚度相應(yīng)于大的曲柄寬度。 軸頸長度 軸頸長度要與軸承寬度相適應(yīng)。 將 D=38mm 代入式（ 417）中，解得 D1=（ 38~42） mm，參考工廠圖紙取 D1=40mm。參考工廠圖紙，選擇曲柄銷直徑 D=38mm。 曲柄銷直徑 410)56~46( －PD ?? （ 416） 式中： P— 最大活塞力合力， N。但近年來由于鑄造技術(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，并且有條件把曲軸的形狀設(shè)計得更合理。 Z jiang[9]使用 C++ 編程 對曲軸設(shè)計的進行了進一步的開發(fā) 。因而用曲拐軸的居多 [8]。 壓縮機曲軸有兩種基本型式，即曲柄軸和曲 拐軸 [7]。 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。 （ 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 第 15 頁 共 34 頁 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)銷座中的支撐長度， mm，如圖 410 所示 。 （ 5）裙 座到底邊的高度 L= （ 413） 將 H=70mm代入式（ 413）中，解得 L=48mm。 （ 3） 活塞頂面至第一道活塞環(huán)的距離 c=(~)h （ 411） 將 h=3mm代入式（ 411）中，解得 c=（ ~9） mm，取 c=5mm。 因而 活塞 高度 ： H≥+23+1=。 根據(jù)熱力學設(shè)計數(shù)據(jù) ， 不計密封環(huán)和刮油環(huán)高度時各級的活塞高度 H′=。其中 ， 鋁合金應(yīng)用的最多 ， 鑄鐵次之 ， 其它則較少 [5]。對圖 44 活塞銷結(jié)構(gòu)簡圖及主要尺寸 l 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 第 13 頁 共 34 頁 于微小型無十字頭壓縮機，氣缸直徑在 150mm以下時，多數(shù)采用筒形活塞，如圖 45和圖 46所示。 將已知尺寸代入式（ 47）中，解得活塞銷總長 l=80mm。 （ 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。 參照市場實際尺寸，取 d=20 mm； （ 2）活塞銷的中心孔徑 活塞銷中心孔徑一般取 d0=(~)d=(~)20=12~14 mm。 （ 1） 活塞銷的直徑 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 第 12 頁 共 34 頁 max20[]Pd kl≥ （ 46） 式中： d— 活 塞銷直徑， mm； Pmax— 最大活塞力， N； l0— 連桿小軸襯套寬度， mm；如圖 44 所示； [k2]— 活塞銷許用比壓，活塞力始終在一個方向時， [k2]≤ (12~15)106 Pa；活塞 力的方向有變化時， [k2]≤ (15~25)106 Pa。 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度?；钊N連接活塞和連桿 ， 在活塞運動過程中，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度和剛度。刮油環(huán)的軸向厚度比活塞環(huán)略大些，其上銑有徑向回油孔 ，刮油環(huán) 的軸向厚度 h3=。 將所得數(shù)據(jù)代入式（ 45）中，解得 A=，選擇 A=11~13mm。 將所得數(shù)據(jù)代入式（ 44）中，解得 δ=，選擇 δ=~。 （ 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/℃ ）。但軸向高度增加，活塞環(huán)的彈力也增加，易于克服其端面和活塞環(huán)槽面的摩擦，故密封壓差較大時，增加高度是有益的。 其 中較 小值用于大直徑活塞環(huán)；較大值用于小直徑活塞環(huán)和壓差較大的級中的活塞環(huán)。 圖 41 活塞環(huán) 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 第 10 頁 共 34 頁 將 D=90mm代入式（ 42）中，解得 t=（ ~） mm，取 t=。取 z=2。 活塞環(huán)數(shù)的確定 活塞環(huán)的環(huán)數(shù)可按以下式計算： pz ?10= （ 41） 式中： z— 活塞環(huán)的環(huán)數(shù)； p? — 活塞兩邊最大壓差， MPa。對于小直徑活塞環(huán)，可選用合金鑄鐵制造。如圖 41 所示。比功率的計算 公式： dzr VNN? （ 317） 將 Nz= 代入式（ 317）中，解得 Nr= /minmkW3。 3． 7 壓縮機的比功率 壓縮機的比功率是指單位排氣量所消耗的軸功率。 電機額定功率： 。 一般驅(qū)動功率還應(yīng)留有（ 5%~15%）的功率儲備，因而驅(qū)動 機的功率公式： cc ~ NN ??? ）（ （ 316） 將 Nc=，按留有功率儲備 10%代入式（ 316）中，解得 Nc’=。 電機輸入功率 微小型壓縮機選擇皮帶傳動時，還需要考慮到傳動損失，則驅(qū)動機的功率公式： 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 第 8 頁 共 34 頁 czc ?NN ? （ 316） 式中： ηc— 為傳動效率，一般皮帶傳動 ηc=~。驅(qū)動機傳給壓縮機主軸的功率稱為軸功率，它除了提供內(nèi)部功率外還要克服摩擦副之間的機械摩擦功率，通常摩擦損失耗功都用 ηm表示，因而軸功率計算公式： mz ?NN ? （ 315） 對于小型不帶十字頭壓縮機來說， ηm=~。 將已知數(shù)據(jù)代入式 （ 314）中，解得 N=。 軸側(cè)工作面積計算公式： 42z DF ?? （ 312） 蓋側(cè)工作面積計算公式： 42g DF ?? （ 313） 將 ps=， pd=， Fz=103m2， Fg=103m2 代入式（ 310）（ 311）中，解得 Pz=3799N， Pg=4679N。規(guī)定：使連桿受拉為正，使連桿受壓為負。即將修正的相對壓力損失代入式（ 37）與（ 38）中，得到實際 吸氣壓力 ps=，實際排氣壓力 pd=。 修正相對壓力損失公式如下： 322m )( ???? ????? ）（ C （ 39） 式中： Cm— 活塞的平均速度， m/s； ρ?、 ρ— 所用氣體的密度， kg/m3。 圓整后的實際吸、排氣壓力 實際吸、排氣壓力按下式計算 1ss )1( pp ??? （ 37） 2dd )1( pp ??? （ 38） 式中： δs， δd— 分 別為吸氣和排氣相對壓力損失，可查圖得到。 確定圓整后的實際行程容積 相對于單作用氣缸： snzDV 2h 4???