【正文】 述，無油壓縮機的研發(fā)與改進具有很強的生命力與現(xiàn)實意義。2 總體參數(shù)的選取及結構方案的確定 總體參數(shù)的確定已知參數(shù)：壓縮介質：空氣吸氣壓力： MPa 排氣壓力： MPa（表壓） 一級吸氣溫度：20 ℃ 二級吸氣溫度：35 ℃ 各級排氣溫度：≤180 ℃ 活塞行程：80mm 左右 一級氣缸直徑：125mm。設計根據(jù)市場調研，微型和小型壓縮機轉速通常在 1000r/min ~3000r/min。據(jù)市場調研知，缸徑是 125mm 的小型壓縮機行程通常為 90—110mm。 總體結構方案的確定W 型壓縮機結構緊湊，每個曲拐上裝有兩根以上的連桿，曲軸結構簡單、軸向長度較短，并可采用滾動軸承，主要適用于中、小型及微型壓縮機。在此前提下，若能保證各列往復運動質量相等，有利于慣性力的平衡。圖 21 為二級置于一側的結構方案，圖22 為二級置于一側的氣缸中心線偏置式結構方案，圖 33 為二級置于中間式結構方案，圖 24 二級置于中間的氣缸中心線偏置式結構方案 。由于無油壓縮機的活塞環(huán)導向環(huán)等由聚四氟乙烯材料制成，剛度較差，為減小側壓力，本設計采用中心距偏置結構，根據(jù)經(jīng)驗取偏置距離為 10mm，同時，為減小活塞側壓力，連桿長徑比適當?shù)挠枰钥s小，通常情況下無油壓縮機取為 1/6—1/7，同時考慮到長徑比太小將使活塞太過細長，影響比例協(xié)調，本次設計取為 1/6。???ⅡⅠω圖 24 二級置中的中心偏置式結構方案式6317..01????zsdp?設計時應根據(jù)設計經(jīng)驗，對壓縮機各級壓力比進行適當調整。但由于無油壓縮機缺少潤滑油的散熱，末級常會因溫度過高，減少壓縮機的使用壽命。本設計為兩級無油壓縮機壓縮，考慮溫度對壓縮機的影響 ，因而將第一級壓力比適當取大一些。表 各級名義進、排氣壓力及壓力比級次名義進氣壓力p1，MPa名義排氣壓力p2，MPa名義壓力比 εⅠⅡ 計算各級排氣溫度對絕熱過程，各級名義排氣溫度可按下式計算 (32)ksjdsjpT1????????式中 Tdj — 第 j 級的排氣溫度，K；Tsj — 第 j 級的吸氣溫度，K；k — 為絕熱指數(shù)。且多變壓縮過程指數(shù) n 與絕熱指數(shù) k 之間存在一定的關系。此處根據(jù)經(jīng)驗取 n==。??sjdp各級壓縮過程指數(shù)計算如下： .)2730(5311 ??????nsdT?詳細數(shù)據(jù)見表 。Tr= (35)c式中：T r ——對比溫度；Tc ——臨界溫度,K；T ——名義溫度，K。　 各級熱力學系數(shù)　容積系數(shù)容積系數(shù)按下式進行計算： (36))1(??mv???式中： ——容積系數(shù)；v?——壓力比；?——相對余隙容積；?m ——膨脹指數(shù)。通常 值的范圍為：低壓級 =～，中壓級 ～，高壓級?～。b) 氣閥種類不同，即使安裝直徑相同， 值也不同。c) 當氣閥在氣缸上的布置方式不同時， 值也會不同。??d) 一般缸徑較大時 值較小。對于本次設計的小型單作用式壓縮機，氣閥在氣缸蓋上布置，擬采用舌簧閥，根據(jù)設計經(jīng)驗取值范圍為： =～。除氣體性質的影響外，膨脹指數(shù) m 主要取決于余隙氣體在膨脹過程中與缸壁的熱交換情況。v?膨脹過程指數(shù) m 可根據(jù)進氣壓力由表 來確定。為此用壓力系數(shù) = 來表示由于壓力降低使氣量減小的程度。對于一級二級壓縮 ＝～。p? p根據(jù)以上分析本設計選取：= ?p=?　溫度系數(shù)溫度系數(shù)表示進入氣缸的氣體由于吸熱體積膨脹而使進氣量減少的程度。所吸熱量的主要來源有缸壁及活塞等的傳遞和進氣阻力損失的轉化。圖中Ⅰ區(qū)適用于雙原子氣體，Ⅱ區(qū)適用于氣缸不冷卻的制冷壓縮機；Ⅲ區(qū)適用于進氣溫度低于25℃的制冷壓縮機。當濕空氣經(jīng)壓縮機壓縮后，其中的水汽分壓將提高。故而引入凝析系數(shù)。??如果計算結果滿足 ，則表明從 I 級排出的氣體經(jīng)冷卻后無水汽析出???bbp1凝析系數(shù)用下面公式計算： （39）11bkkkI???????A式中： 、 ——I 級及 k 級的進氣壓力，Pa；?1pk、 ——I 級及 k 級進氣溫度下的飽和蒸汽壓，Pa；bI、 ——I 級及 k 級進氣的相對濕度。bⅠp?bp12根據(jù)空氣焓濕圖得 I 級相對濕度 =?先根據(jù)式 來判定有無水析出：I 級不存在析水問題故 ????Ⅱ級： = Ⅱ級亦無水析出；?因此： = 1。泄露系數(shù)的選取原則：1）大直徑氣缸， 取大些，小直徑氣缸 取小些；l?l?2）高轉速壓縮機， 取大些，低轉速壓縮機 取小些；l l3）有油潤滑壓縮機， 取大些，無油潤滑時，取小些；l4）壓力高或高壓級， 取小些。 Vh　 — 氣缸的行程容積_ 氣缸的行程容積 Vh 可按下式計算 (312)SD241??式中 S — 活塞的行程。所以二級缸徑圓整為 DⅡ =95mm。39。39。? 39。??? 計算修正后各級名義壓力及名義壓力比 修正后各級名義壓力按下式計算P’1k=βk P1k (315)MPa39。139。kp?39。239。139。kp??ⅠⅡ 1 計算修正后各級排氣溫度表 修正后各級排氣溫度級次進氣溫度T1,K壓力比 39。??排氣溫度T2,KⅠ 293 15Ⅱ 308 計算活塞力各級的實際吸氣壓力按下式計算： (317) 1)(ppss????各級的實際排氣壓力按下式計算： (318) 2)(Pdd?由圖 查得相對壓力損失 、 為：s?d，074.??s?15.?d?，5?s 08?上述圖標是根據(jù)空氣在活塞平均線速度 Cm 為 ，本次設計可根據(jù)下式加以修正。m39。Cm — 實際活塞平均線速度，m/s；、 — 空氣及所用氣體的密度，kg/m 3。 活塞平均線速度 Cm 按下式計算 (320)602nS? m/??式中 n — 壓縮機轉速，r/min；S — 活塞行程，m。339。339。339。339。1p39。s?39。39。39。?ⅠⅡ 計算各列活塞力根據(jù)氣缸內的實際壓力和活塞的工作面積計算各列活塞所承受的活塞力，活塞工17作面積根據(jù) 321 式計算：對于此單作用無活塞桿小型壓縮機，活塞工作面積為： （321）24zgDF??式中： ——軸側活塞工作面積， ；z m——蓋側活塞工作面積， ；g 2D——氣缸直徑，m。表 各列活塞力內止點活塞力（MPa） 外止點活塞力（MPa）軸側（+） 蓋側（ ） 軸側（+） 蓋側（ ）級次 apzFzapsgFgspazFzapdgFdgp =61N = kNgszZP??1 =3632N= kNgzgP??1 ⅠⅡ = kNzp? = kNp? 由計算得出最大活塞力為 。18W ?? ????????????每個一級缸功率為 1332W。 計算壓縮機軸功率根據(jù)參考文獻[2]選取小型無十字頭的壓縮機：η m=~對于本次設計取機械效率 ηm=，則?? 按功率選取電機本次設計壓縮機與電機之間采用皮帶傳動，選取電機時還應對傳動損失加以考慮。c?c 另外考慮到壓縮機運轉時常會因工況的變化、冷卻的惡化等引起功耗增加而造成驅動機負荷超過正常工作的需要．因此一般驅動機還應留有 5%~15％的儲備功率，本次設計的儲備功率取為 15%，則：??按此值選擇合適的電機規(guī)格，選型原則：高轉速極數(shù)少，電機結構簡單，造價低，重量小。用Y160M12 型電機。194　動力學計算 動力學計算數(shù)據(jù)通常，對有油潤滑的普通壓縮機，連桿長徑比 ，對于無油壓縮機，為減51~4??小活塞測壓力可取 。250rm?故連桿長度為： 51306rl??各列往復運動質量包括：活塞組件（活塞、活塞環(huán)、導向環(huán)、活塞銷、活塞銷、孔用彈簧擋圈）的質量和轉化到連桿小頭隨活塞做往復運動的質量。 φ 115，二級氣缸 φ 95活塞質量： 一級活塞環(huán)質量：二級活塞環(huán)質量： kg一級導向環(huán)質量： kg二級導向環(huán)質量： kg彈力環(huán)質量：活塞銷質量 20Cr： kg 孔用彈簧擋圈質量 65Mn： kg 一級活塞組件質量：ms=+4+1++4=二級活塞組件質量：ms=+4+2++4=連桿總質量（材料 QT6003，長度 l=306mm）： kg 把連桿的質量分解為兩部分：一部分隨活塞組件作往復運動，一部分隨曲柄作回轉運動，根據(jù)設計經(jīng)驗，按連桿總質量的 35%隨活塞做往復運動，則一級往復運動總質量為：mp=ms+=＋=一級往復運動總質量為：mp=ms+=＋=20 動力學計算過程 列的往復慣性力 列的往復慣性力按下式計算： (41)2s(cos2)Imr?????式中：r—曲柄半徑，mm； ω—曲柄的旋轉角速度，其值為 2π n/60； —曲柄轉角，176。?ω=2π n/60= rad/???根據(jù)公式 41，按轉角間隔為 5176。 表 1 往復慣性力角度 α COSα COS2α 一級往復慣性力 I（N） 二級往復慣性力 I（N）0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80 85 90 95 100 105 110 115 21120 125 130 135 140 145 150 155 160 165 170 175 180 185 190 195 200 205 210 215 220 225 230 235 240 245 250 255 260 265 270 275 280 285 290 295 300 305 310 315 320 325 330 22335 340 345 350 355 360 列的往復摩擦力經(jīng)調查研究知，通常往復摩擦力所消耗的功率占總的機械摩擦功率的 60~70％，本次設計取為 65%。N()72860. ??????????????規(guī)定：各列往復摩擦力向內行程為正（連桿受拉） ；向外行程為負（受壓） 。氣體力等于作用在活塞上下兩側的氣體瞬間壓力與活塞作用面積乘積之差。氣體力可由下式計算。規(guī)定：使連桿受拉為正，使連桿受壓為負。圖 是簡化的實際壓縮循環(huán)指示圖, 圖中 S0＝sα 為代表余隙容積的當量行程(式中 α 為相對余隙容積 )。蓋側氣缸的氣體膨脹過程從外止點( =0176。? 41吸氣過程壓力不變，p i=ps。蓋側氣缸的氣體壓縮過程從內止點( =180176。? 23排氣過程壓力不變，p i=pd。將一級、二級氣體力計算結果分別列于表 3。綜合活塞力圖就是P?氣體力曲線、往復慣性力曲線、往復摩擦力曲線，按轉角 α 展開并疊加而成的作用力28曲線。 (48)sPpIR???注：力的正負值均按照使連桿受拉為正值、受壓為負值處理，各種力的疊加均為在相同轉角下的瞬時力的代數(shù)和。由壓縮機受力分析知，連桿對列的切向力可按下式計算。按式 49 分別計算出一級、二級氣缸中連桿對曲柄銷的切向分力，將計算結果列于表 7。表 8 逆