【正文】 小。缺點(diǎn)是氣缸蓋的加工復(fù)雜，端面密封困難。這時(shí)氣閥與氣缸連通通道引起的余隙較小，氣流暢通，還可以設(shè)置較大直徑的氣閥。氣缸與氣缸蓋之間，氣閥與氣缸之間，采用軟墊片、金屬墊片、研磨等方式密封。常用的軟墊材料為橡皮和石棉板，也有采用金屬石棉墊片，它由銅與石棉制成。各級氣缸壁厚按（416）計(jì)算。這樣冷卻較均勻，但是相對縱向氣缸剛性較差。若氣缸上散熱片排列過于稀疏，會(huì)導(dǎo)致氣缸散熱不充分，使各級工作溫度升高，從而影響了壓縮機(jī)的正常工作。因此參照壓縮機(jī)廠的經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)，初步選定兩級散熱片數(shù)都為8個(gè)，翅片間距為12mm。一、 。由于它承受很大的交變載荷和磨損，所以對其疲勞強(qiáng)度和耐磨性更求較高。曲軸主要包括主軸頸、曲柄和曲拐銷等部分。其特點(diǎn)是：曲拐銷的兩端均有曲柄。對稱平衡型壓縮機(jī)的曲軸，因兩曲拐很近，則可設(shè)一對曲拐。因此，曲柄軸采用懸臂式支撐。故本設(shè)計(jì)采用曲柄軸。采用球墨鑄鐵鑄造可以直接鑄出所需要的結(jié)構(gòu)形狀，經(jīng)濟(jì)性好，且對應(yīng)力集中敏感性小，耐磨，加工要求也比碳鋼低。 主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定（1）曲柄銷直徑 （417） 式中：————最大活塞力，N。則mm，為了提高曲柄銷強(qiáng)度且參考工廠圖紙，取mm。則mm，考慮實(shí)際情況并參考工廠圖紙，取mm。（3）軸頸長度軸頸長度要與軸承寬度相適應(yīng)。再根據(jù)參考工廠圖紙，取一側(cè)的軸頸mm，另一側(cè)的軸頸mm。在軸頸重合度較大時(shí)，例如＞，曲柄厚度可酌情減少10%～20%。（5）曲柄寬度 （420）鑄造曲軸以取小大的曲柄寬度為宜，以減少機(jī)加工切削量。（6）曲柄半徑 根據(jù)所給定的活塞行程65mm的一半來確定曲柄半徑，則曲柄半徑mm。連桿包括桿體、大頭、小頭三部分。圓形截面的桿體，機(jī)械加工最方便，但在同樣強(qiáng)度時(shí)，具有最大的運(yùn)動(dòng)質(zhì)量，適用于低速、大型以及小批生產(chǎn)的壓縮機(jī)。本設(shè)計(jì)采用工字形。連桿材料一般采用35號、40號、45號優(yōu)質(zhì)碳素鋼或球墨鑄鐵，高轉(zhuǎn)速壓縮機(jī)可采用40Cr、30CrMo等優(yōu)質(zhì)合金鋼。 小頭襯套 連桿主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定（1）連桿長度的確定連桿長度，即連桿大小頭孔中心距，由曲柄半徑與連桿長度的比值決定。所以值必須取得適當(dāng)。（2）連桿大頭瓦尺寸的確定目前大多數(shù)壓縮機(jī)考慮到制造、維修的便利，把曲柄銷直徑設(shè)計(jì)成與主軸頸一樣，所以大頭瓦的設(shè)計(jì)與主軸瓦設(shè)計(jì)一樣。（3）連桿小頭襯套尺寸的確定小頭軸瓦近年廣泛采用襯套結(jié)構(gòu)，襯套的厚度及寬度取 （421） （422）式中：—活塞銷直徑，mm。取小頭襯套內(nèi)徑為活塞銷直徑20mm。（4）連桿寬度的確定從工藝上考慮連桿大小頭寬度取相等。大頭寬度mm，可取與大頭軸瓦寬度相同的尺寸，則取mm；小頭寬度mm，可取與小頭襯套寬度相同的尺寸，則取mm。（6）連桿桿體結(jié)構(gòu)尺寸的確定桿體中間截面面積的尺寸 （423）式中：—桿體中間截面面積的當(dāng)量直徑，mm； —最大活塞力，N。式（422）～。當(dāng)量直徑，對圓形截面的桿體，即為桿體中間截面的直徑。 （424） （425）桿體的中間截面，即為與的平均值處截面。桿體截面沿長度通常是直線變化的，并根據(jù)受力情況愈接近大頭的截面尺寸愈大。5 動(dòng)力學(xué)計(jì)算 動(dòng)力學(xué)計(jì)算的兩大任務(wù)是飛輪矩確定和動(dòng)平衡設(shè)計(jì)。動(dòng)力學(xué)計(jì)算的目的有：（1）求出壓縮機(jī)的各種作用力及其合力在一個(gè)周期內(nèi)的變化規(guī)律，從而求得最大切向力和最大法向力，為零部件強(qiáng)度計(jì)算提供依據(jù)；（2）分析阻力矩和驅(qū)動(dòng)力矩間的差值變化幅度，設(shè)置必要的飛輪矩以減小主軸轉(zhuǎn)速的波動(dòng)。往復(fù)活塞式壓縮機(jī)常用的運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)是曲柄連桿機(jī)構(gòu)，本部分內(nèi)容就是分析曲柄連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律、受力情況以及對壓縮機(jī)動(dòng)力性能的影響。重點(diǎn)是分析和解決由于回轉(zhuǎn)往復(fù)運(yùn)動(dòng)所產(chǎn)生的慣性力及慣性力矩的平衡問題以及探討為改善壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)中耗功的不均衡性而可能采取的措施。通過增加二級活塞的厚度和減小二級活塞銷的開孔直徑來平衡兩級活塞組件的質(zhì)量，從而平衡一級慣性力。 連桿質(zhì)量計(jì)算 連桿在一平面內(nèi)作往復(fù)擺動(dòng)。質(zhì)量的轉(zhuǎn)化據(jù)“轉(zhuǎn)化前后總質(zhì)量不變，連桿的質(zhì)心位置也不變”的原則來進(jìn)行。選取連桿往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量為連桿質(zhì)量的35%，連桿回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量為連桿質(zhì)量的65%來進(jìn)行取值，則可以得出連桿往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量kg；連桿的回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量為kg。5．2 壓縮機(jī)作用力計(jì)算壓縮機(jī)在運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，活塞組件和曲柄連桿機(jī)構(gòu)是在作加速成減速運(yùn)動(dòng)，所以存在慣性力。此外，運(yùn)動(dòng)構(gòu)件與氣缸、滑道及軸承之間還有摩擦力。 往復(fù)慣性力計(jì)算壓縮機(jī)中各運(yùn)動(dòng)零件作不等速運(yùn)動(dòng)或作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)時(shí)，便會(huì)產(chǎn)生慣性力，包括往復(fù)慣性力和旋轉(zhuǎn)慣性力。 從牛頓第二定律知慣性力等于質(zhì)量與加速度的乘積，且慣性力的方向恒與加速度方向相反，所以由往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量所產(chǎn)生的往復(fù)慣性力應(yīng)為： （54）式中：—曲柄半徑，mm，其值為；—曲柄的選擇角速度，其值為；—曲柄半徑與連桿長度之比；—曲柄轉(zhuǎn)角，176。～360176。 往復(fù)摩擦力計(jì)算往復(fù)摩擦力可看作是活塞環(huán)與氣缸壁等所有往復(fù)運(yùn)動(dòng)摩擦力的總和。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的機(jī)械摩擦功率的（60～70）%,表51 列的往復(fù)慣性力α（176。）α（176。）0360100260103501102502034012024030330130230403201402205031015021060300160200702901701908028018018090270即 （55）式中：—總摩擦功率，kW；—指示功率，kW；—機(jī)械效率；—壓縮機(jī)行程，m；—壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min。由熱力學(xué)計(jì)算可知，壓縮機(jī)的機(jī)械效率，一級列指示功率kW，二級列kW，壓縮機(jī)行程m，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速n=800r/min。旋轉(zhuǎn)摩擦力消耗的功率約占總摩擦功率的(40～30)%。旋轉(zhuǎn)摩擦力是旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的被折算成作用與曲柄銷上阻止曲軸旋轉(zhuǎn)的摩擦力。旋轉(zhuǎn)摩擦力的方向規(guī)定：凡與壓縮機(jī)轉(zhuǎn)向相反的為正值，相同的為負(fù)值?？捎墒剑?6）得kN kN 蓋側(cè)氣體力的計(jì)算氣缸工作容積內(nèi)氣體作用在活塞上的力稱為該工作容積的氣體力。一列上如有兩個(gè)或兩個(gè)以上的行程容積時(shí)，則該列往復(fù)運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)受到的氣體力應(yīng)為所有氣缸的軸側(cè)與蓋側(cè)行程容積在同一瞬時(shí)的氣體力之代數(shù)和。列的總氣體力為 （58）對于單作用壓縮機(jī)，氣體力一般是使往復(fù)運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)受壓縮，氣體力為負(fù)值。因此在活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)中，住復(fù)運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)交替地承受拉伸和壓縮，而且受力的大小是周期性變化的。主要使用一種比較簡明的解析法?；钊灰茷閳D解法測得，而各個(gè)過程的壓力用解析法算得。壓縮過程l2中的氣體壓力根據(jù)過程方程應(yīng)為 （59）式中: s —活塞行程，m； s0 —當(dāng)量行程，m；pi—壓縮過程中任意某位置時(shí)的氣體壓力，Pa； m —壓縮過程當(dāng)量多變指數(shù)。排氣過程線23，是等壓線。進(jìn)氣過程線4l是ps的等壓線?；?0176。氣體力隨即求得。在求膨脹過程線時(shí)，曲柄轉(zhuǎn)角的間隔可取較小值，以便多計(jì)算幾個(gè)點(diǎn)。二級余隙行程為s0=s=65=。計(jì)算時(shí)，以曲柄轉(zhuǎn)角為自變量，從開始，每隔10176。氣體力隨即求得。軸側(cè)氣體力計(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kNkN5．3 綜合活塞力計(jì)算及列的切向力圖的繪制 綜合活塞力與切向力計(jì)算當(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)摩擦力都同時(shí)存在，都在沿氣缸中心線方向，這些力的代數(shù)和就稱為壓縮機(jī)列的綜合活塞力。 （511）上式中各種力都是曲柄轉(zhuǎn)角的函數(shù)，所以綜合活塞力也隨而變化。作綜合活塞力圖時(shí)應(yīng)注意：進(jìn)行疊加的各種力的比例尺應(yīng)取得一致，橫坐標(biāo)長度都相等；力的正負(fù)值均按照使連桿受拉為正值、受壓為負(fù)值處理；各種力的疊加均為在相同轉(zhuǎn)角下的瞬時(shí)力的代數(shù)和。由壓縮機(jī)受力分析知，列的切向力可按下式計(jì)算。）活塞位移xi（mm）膨脹過程pi進(jìn)氣過程pi=ps壓縮過程pi排氣過程pi=pd蓋側(cè)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52 一級蓋側(cè)氣體力計(jì)算表 力單位：kN （512） 曲柄轉(zhuǎn)角α（176。綜合活塞力列表計(jì)算見表54和表55。）慣性力I1往復(fù)摩擦力Rs氣體力綜合活塞力PΣ切向力T軸側(cè)（+）蓋側(cè)（）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55 二級列綜合活塞力及切向力計(jì)算表 力單位：kN曲柄轉(zhuǎn)角α（176