活塞式空气压缩机课程设计

4L-208型活塞式空气压缩机的选型及设计

（）

摘要：随着国民经济的快速发展，压缩机已经成为众多部门中的重要通用机械。压缩机是压缩

气体提高气体压力并输送气体的机械，它广泛应用于石油化工、纺织、冶炼、仪表控制、医药、食品和冷冻等工业部门。在化工生产中，大中型往复活塞式压缩机及离心式压缩机则成为关键设备。本次设计的压缩机为空气压缩机，其型号为D—42/8。该类设备属于动设备，它为对称平衡式压缩机，其目的是为生产装置和气动控制仪表提供气源，因此本设计对生产有重要的实用价值。活塞式压缩机是空气压缩机中应用最为广泛的一种，它是利用气缸内活塞的往复运动来压缩气体的，通过能量转换使气体提高压力的主要运动部件是在缸中做往复运动的活塞，而活塞的往复运动是靠做旋转运动的曲轴带动连杆等传动部件来实现的。

关键词：活塞式压缩机；结构；设计；强度校核；选型

1.1 压缩机的用途

4L—20/8型空气压缩机（其外观图见下页），使用压力0.1~1.6Mpa（绝压）排气量20m3

/min，可用于气动设备及工艺流程，适用于易燃易爆的场合。

该种压缩机可以大幅度提高生产率，工艺流程用压缩机是为了满足分离、合成、反应、输送等过程的需要，因而应用于各有关工业中。因为活塞式压缩机已得到如此广泛的应用的需要，故保证其可靠的运转极为重要。气液分离系统是为了减少或消除压缩气体中的油、水及其它冷凝液。

本机为角度式L型压缩机，其结构较紧凑，气缸配管及检修空间也比较宽阔，基础力好，切向力也较均匀，机器转速较高，整机紧凑，便于管理。

本机分成两列，其中竖直列为第一列，水平列为第二列，两列夹角为90度，共用一个曲拐，曲拐错角为0度。

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1.2 压缩机的工作原理和结构简介

1.2.1 工作原理

本机为往复活塞式压缩机，依靠气缸内往复运动的活塞压缩气体容积而提高其压力。 当驱动机（电机）开启后，通过弹性联轴器带动压缩机的曲轴作旋转运动，不断旋转的曲轴使连杆不停的摆动，从而牵动十字头、活塞杆、活塞分别在十字头滑道内和气缸内作往复直线运动[5]。

压缩机工作时，在活塞从内止点到外止点运动的过程中，气缸容积处于相对真空状态，缸外一级进气缓冲罐中的气体即通过吸气阀进入一级气缸内，当活塞行至外止点时，气缸内充满了低压气体。当活塞由外止点向内止点运动时，吸气阀自动关闭，气缸内的气体被逐渐压缩而使压力不断提高，当气体压力大于排气阀外压力和气阀弹簧力时，排气阀打开，排出压缩气体，活塞运动到内止点时排气终了，准备重新吸气。至此，完成一个膨胀、吸气、压缩、排气、再吸气的工作循环。

从一级气缸排出的气体，进入中间冷却器后，再经仪表控制管路组件二级气缸，进行第二次压缩至需要压力，经过二级排气缓冲罐排出压缩机。因此，周而复始，活塞不断的往复运动，吸入气缸的气体亦不断地被吸入排出，从而不断地获得脉动压缩气体。

1.2.2 结构简介

（1）压缩机构 1）气缸组件：

各级气缸中都有三层壁并行成三层空腔，最里层的薄壁筒为气缸套，紧贴在内壁上，内壁与其外面一层形成空腔通冷却水，称为冷却水套；冷却水套包在整个缸体、缸头、填料涵腔和气阀空腔周围，以期全面冷却气缸里的各部件；外层是气体通道，它被分成两部分：吸入通道和排出通道，分别与吸入和排出阀相通，

缸体靠近曲轴侧，由于穿过活塞杆，为防止气体泄漏，设有填料函腔，整体为铸铁结构。

这种结构的特点是气缸靠轴侧的座盖与缸体铸成一体，简化了座盖结构，减少了密封面，填料涵和气缸中心线的同心度很容易保证，气缸座盖上有止口与压缩机中相配合，以保证气缸和十字头滑道的同心度，但这种结构较复杂，铸造工艺有一定难度。

2）活塞组件：

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图1.4压缩机结构简图

一级活塞为盘形中空组合活塞，整个活塞分成两部分；二级活塞为盘形中空整体活塞。均为铝合金铸造，表面用阳极氧化处理，可以防腐蚀，一级活塞有一道支撑环，四道活塞环，装配时应将活塞环的开口相互错开，可以减少泄漏。各级活塞环均为四氟乙烯，气缸由注油器实现有油润滑。

活塞杆有良好的耐磨性，活塞杆与十字头用螺栓连接，旋入或旋出螺纹即可调节气缸和活塞的间隙。

3）吸气阀和排气阀部件：

各级吸气阀均为环形阀，由阀座、阀盖、阀片、弹簧等零件组成。阀片由不锈钢组成，其它零件都经镀镉处理，因而气阀的耐磨性良好。气阀中均匀分布的弹簧将阀片压紧在阀座上，工作时，阀片在两边压差和弹簧力的作用下打开或关闭，由于气阀阀片自动而频繁的开启，因而要求弹簧力均匀，安装时应对弹簧仔细挑选，力求弹簧高度一致。另外，在阀座、阀盖的密封面上，严禁划伤或粘上固体颗粒杂质。

4）填料部件：

本机填料部件由节流套、密封环、闭锁环等组成，节流套内的节密封环槽用于节流降压，减轻密封环的负荷。闭锁环、密封环靠外圈弹簧和气体力紧箍在活塞杆上起到密封作用，若内表面磨损，密封元件将自行补充，因而不致密封实效。

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5）中间接筒部件：

中间接筒、刮油环座、油封圈等组成中间接筒部件。中间接筒分别与气缸和机身相连，其上有两个窗孔，供 装卸刮油座及填料等用，并开有三个接管口，一个接填料密封润滑管路，另两路接排污管路。

（2）传动机构

L型机身内装有曲轴，与联轴器同步电机相连，曲轴轴径两端各装有一个滚动轴承，曲轴上装有两块平衡块，以平衡回转部分不平衡质量和运动部件的部分惯性力，同一曲轴柄销上装有两根连杆，同时带动水平列和竖直列的往复部件。

连杆为球墨铸铁铸造，与曲柄销连接的大部分都装有轴瓦，轴瓦与轴颈的间隙可用垫片进行调节，大小头轴瓦之间沿连杆轴向钻有油孔，连杆与活塞杆之间的空隙，十字头销及十字头体上钻有油孔，使由连杆进来的润滑油能进入十字头。

1.3 压缩机曲轴组件简介

1.3.1 概述

曲轴组件，包括曲轴、平衡重及两者之间的连接件等。

曲轴如下图所示由三部分组成：主轴颈、曲柄和曲柄销。曲柄和曲柄销构成的弯曲部分称之为曲拐[12]。

1——主轴颈 2——曲柄 3——曲柄销

图1.5 曲轴组成示意图

1.3.2 曲轴结构

压缩机曲轴有三种基本型式：曲柄轴、曲拐轴（简称曲轴）和偏心轮轴。 曲轴是目前普遍采用的型式，其曲拐一般两端支承，刚性较曲柄轴好。

曲轴的支承方式有两种：全支承是每个曲拐两侧均设有主轴承；非全支承方式是每2~3个曲拐的两侧用两个主轴承。前者对曲轴的刚性，以及机身系列化时奇数列要求的满足有利；

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后者对缩短压缩机的长度有利。

曲轴的结构设计要点是曲轴定位、轴颈、过渡圆角、油孔、轴端和平衡重的设计。其主要结构尺寸设计应使配用的轴承有承受负荷的能力，同时曲轴应有足够的强度和刚度，以承受交变弯曲与交变扭转的联合作用，保证轴颈偏转角处的 应力不超过许用值。

曲轴一般用40#和45#优质碳素钢。碳素钢在合理的热处理及表面处理后，已可满足压缩机曲轴的要求，只有极少场合应用40Cr等合金。

1.3.3 曲轴强度

曲轴强度计算主要包括静强度计算和疲劳强度计算。静强度计算的目的是求出曲轴各危险部位最大工作应力。疲劳强度计算的目的是求出曲轴在反复承受交变工作应力下的最小强度储备，通常以安全系数的形式表示。

曲轴的强度计算一般有如下步骤： （1） 轴的受力分析； （2） 轴静强度校核； （3） 轴疲劳强度校核； （4） 轴刚度校核。

第2章4L-20/8型空气压缩机

2.1 热力计算

2.1.1 初步确定压力比及各级名义压力

（1）确定各级压力比

压力比的分配通常按最省工的原则进行，即可按等压比分配原则[3]。

k两级压缩总压力比 P2Ⅱ （2-1） P1P2Ⅱ1.07.14 P10.14 取Ⅱ2.67

（2）各级名义进排气压力如下：

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P2kP1kk （2-2） P1(k1)P2k （2-3）

2.1.2 计算各级排气系数

因压缩级工作压力不高，介质为空气，全部计算可按理想气体处理。 由排气系数的计算公式：

vPTl 分别求各级的排气系数。 （1）计算容积系数：

1v1m1 Ⅰ级多变膨胀指数m：

m10.5(k1)10.5(1.41)1.2

Ⅱ级多变膨胀指数m：

mⅡ10.62(k1)10.62(1.41)1.25

则各级容积系数为：

11 v1m110.09531.210.858 1 1mvⅡ1ⅡⅡⅡ111.250.862 0.098312.1.3 计算各级凝析系数及抽加气系数

计算各级凝析系数

（1） 计算在级间冷却器中有无水分凝析出来 查得水在26℃和35℃时的饱和蒸气压：

Pb3.170kPa（26℃）

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2-5）

2-6）

（ （

PbⅡ5.621kPa（35℃）

则可知：1Pb10.83.1702.676.771kPaPbⅡ5.621kPa 所以在级间冷却器中必然有水分凝析出来，这时1Ⅱ1。 （2） 计算各级凝析系数

1

ⅡP11PbP10.80.0737531Ⅱ0.981

P1Ⅱ1ⅡPbⅡP1310.123351（3） 抽加气系数

因级间无抽气，无加气，故ooⅡ1

2.1.4 初步计算各级气缸行程容积

VhoVd11200.06435m3 n0.777400ⅡoⅡP1T1ⅡVd0.9811132320 VhⅡ0.02138m3

ⅡP1ⅡT1n0.78933134002.1.5 确定活塞杆直径

为了计算双作用气缸缸径，必须首先确定活塞杆直径，但活塞杆直径要根据最大气体力来确定，而气体力又须根据活塞面积来计算，它们是互相制约的。因此须先暂选活塞杆直径，计算气体力，然后校核活塞杆是否满足要求。

（1）计算任一级活塞总的工作面积

FkVhk（Z—同一级气缸数） （2-8） SZFFⅡVh0.064350.26813m22681.3m3 SZ0.241VhⅡ0.021380.08908m2890.8m3 SZ0.241（2）暂选活塞杆直径

根据双作用活塞面积和两侧压差估算出该压缩机的最大气体力约为30吨左右，由《化工机器》附录四暂选活塞杆直径d=45mm。

活塞杆面积 fdd2444.5215.90cm2

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（3）非贯穿活塞杆双作用活塞面积的计算 盖侧活塞工作面积 Fg轴侧活塞工作面积 FzⅠ级：

1Fkfd 21Fkfd 2Fg11Ffd2681.315.901349cm2 22 FzⅡ级：

FgⅡ FzⅡ11Ffd2681.315.901333cm2 2211FⅡfd890.815.90453cm2 2211FⅡfd890.815.90438cm2 22（4）计算活塞上所受气体力 1）第一列（第Ⅰ级）

外止点： P外P1FZP2Fg

1105133310431051349104

27140N 内止点： P内P2FZP1Fg

3105133310411051349104

26500N

2）第二列（第Ⅱ级）

外止点： PⅡ外P1ⅡFZⅡP2ⅡFgⅡ 31043810 27630N 外止点： P2ⅡFZⅡP1ⅡFgⅡ Ⅱ内P 9104381054549105453104

310545310425830N

由以上计算可知，第二列的气体力最大，为-27630N，约合3吨。由附表2可知，若选活

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塞直径d=40mm是可以的，但考虑留有余地，取d=45mm。

2.1.6 计算各级气缸直径

（1）计算非贯穿活塞杆双作用气缸直径

2Vhkd2根据 DK （2-9） SZ22Vhd220.064350.045D0.415m

SZ23.140.24122VhⅡd220.021380.045DⅡ0.241m

SZ23.140.2412（2）确定各级气缸直径

根据《化工机器》表3--4，将计算缸径圆整为公称直径：

D420m DⅡ250m

3.1 动力计算

3.1.1 运动计算

（1）作x，c， 运动曲线图[12]

rs/2240/2120mm

r/l120/5000.24

2n40041.9 6030 r0.1241.95.028m/s

r20.1241.92210.67m/s2

（2）位移：

盖侧：xgr1cos11sink1r

221轴侧： xzSxg 速度： crsinsin2 2加速度： arcos2

每隔10°按上述计算xg，xz，c，a，将结果列入附录1表1，其中是第Ⅰ列及第Ⅱ

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列本列的曲柄转角，两者结果一样，故用一个表。

（3）由附录1表1中值描点连线做出曲线图如附录2图1。 作图比例尺： mx40mm/cm，mc1m/s/cm

ma40m/s2/cm ， ma20/cm

3.1.2 气体力计算

用列表计算法作各级气缸指示图及气体力展开图。

（1）各过程压力：

S0膨胀过程： PiPdSxi0 （3-1） m 进气过程： PiPS （3-2）

0 压缩过程： PiPSSx （3-3）

i0SSm 排气过程： PiPd （3-4） 本机属于中型压缩机，取mm1.4，xi是活塞位移，用运动计算中各点的位移值。因本机为双作用活塞，盖侧气体力与轴侧气体力应分别列表计算[12]。

（2）气体力： 盖侧: PiPiFg 轴侧： PiPiFz

对双作用活塞盖侧与轴侧气体力应分别计算，然后将同一转角时两侧气体力合成。 气体力符号规定：轴侧气体力是活塞杆受拉，为正；盖侧气体力使活塞杆受压，为负。 （3）将计算结果列入表中：

Ⅰ级盖侧气体力列入附录1表2，Ⅰ级轴侧气体力列入附录1表3，Ⅱ级盖侧气体力列入附录1表4，Ⅱ级轴侧气体力列入附录1表5，合成气体力列入附录1表6。

（4）作各级气缸指示图：

用活塞行程为横坐标，以气体力为纵坐标，将表中的数据在坐标上描点连线即成，Ⅰ级气缸指示图如附录2图2，Ⅱ级气缸指示图如附录2图3。

作图比例尺：mx1cm/cm，mp2kN/cm

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（5） 气体力展开图：

以曲柄转角为横坐标，以气体力为纵坐标，将指示图展开。轴侧气体力为正，绘在横坐标上，盖侧气体力为负，绘在横坐标下，并将合成气体力绘出，Ⅰ级气缸气体力展开图如附录2图4，Ⅱ级气缸气体力展开图如附录2图5。

作图比例尺：m20/cm，mp4kN/cm

3.1.3 往复惯性力计算

（1）往复运动质量的计算 连杆质量 ml21.9kg

取小头折算质量 m10.3ml0.321.96.57kg

Ⅰ级活塞组件及十字头组件质量 mP4914.4463.44kg Ⅱ级活塞组件及十字头组件质量 mPⅡ25.514.4439.94kg 于是得到各级往复运动质量：

mSmPm63.446.5720.01kg mSⅡmPⅡmⅡ39.946.5746.51kg （2）活塞加速度值由运动计算已知。 （3）计算各级往复惯性力 ImSa

计算结果列入附录1表7，关于惯性力的符号规定：以使活塞杆受拉力为正，受压力为负，这一规定恰好和惯性力与加速度方向相反的规定相一致。

3.1.4 摩擦力的计算

（1）往复摩擦力为总摩擦力的70%

10.7Nik160im （3-5） RS2Sn10.750.541600.93832N Ⅰ级往复摩擦力 RS20.2440010.752.91600.93871N Ⅱ级往复摩擦力 RSⅡ20.2440011

关于往复摩擦力的符号规定： 1）使活塞杆受拉为正，受压为负。

2）之间为向轴行程，摩擦力使活塞杆受拉，定为正。

在之间为向盖行程，摩擦力使活塞杆受压，定为负。

（2）旋转摩擦力的计算

旋转摩擦力为总摩擦力的30%

110.3Ni1600.350.5452.9160m0.93 RI465N Sn0.244003.1.5 飞轮矩的计算

（1）压缩机一转中的能量最大变化量L：

LmlmTfmax1164.6Nm （3-7）

（2）旋转不均匀度的选取

本压缩机与电机使用三角带传动，由《化工机器》（3）飞轮矩的计算 MD2111，取。 ~3030403600L22n36001164.679.65kgm2 （3-8） 131.424002303.1.6 分析本压缩机动力平衡性能

如下图为L型压缩机，一列水平配置，一列垂直配置，90，垂直列常是低压气

缸，水平列为高压气缸。

设两列的往复运动质量相等为mS。

mSr2cos 垂直列的往复惯性力： I1mSr2cos2 I2 水平列的往复惯性力： 290

mSr2cos90mSr2sin I1

mSr2cos290mSr2sin2 I112

将两惯性力合成得：

I1I2I12I122I22I2mSr2

2mSr2cos2

一阶惯性合力的方向角为，则： tgI1sintg I1cos 故知 

二阶惯性合力的方向角为： tg故 45

以上表明：一阶往复惯性力的合力是个定值，方向始终沿曲柄方向外指，这样就可在曲

cos2I21 I2cos0，可使一阶惯性力完全平衡。二阶惯性力的合柄的反方向加平衡质量，产生的离心惯性力Ir力方向总是在与垂直轴线成45角的射线方向上，其大小成周期性变化，故不能用平衡质量加以平衡。

旋转惯性力可用平衡质量离心惯性力Ir0平衡。

由于角度式压缩机各列连杆置于同一曲柄销上，列间距很小，所以各种惯性力矩很小，可忽略不计。

由此可见，L型压缩机的动力平衡性很好，结构紧凑，是我国广泛使用的一种中型压缩机机型。

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第4章 曲轴强度计算

4.1 曲轴受力分析

为使计算简便，对曲轴的受力情况先作如下简化假定：（1）对于多支承曲轴，作为在主轴承中点处被切开的分段简支梁考虑；（2）连杆力集中作用在曲柄销中点处；（3）略去回转惯性力；（4）略去曲轴自重。

4.2 静强度计算

由于工作负荷引起的曲轴破坏总是疲劳破坏，因此对曲轴要求进行疲劳强度校核。但为使计算简便，通常把曲轴所受载荷，看成是应力幅度等于最大应力的对称循环载荷，且略去应力集中系数和尺寸系数对计算结果的影响，而代之选用较大的安全系数，从而使复杂的疲劳强度校核具有静强度校核的简单形式[3]。

一般要校核轴颈和曲柄的如下截面：即轴与曲柄连接处和轴颈开油孔处。近似地可取曲轴下述各旋转位置，对曲轴进行静强度校核：1）被校核一跨的输入扭矩最大时；2）被校核一跨中，列的综合活塞力绝对值最大时（在角度式压缩机情形中，是一拐上各列综合活塞力矢量和的绝对值最大时）。

轴颈和曲柄各截面的静强度校核按下式进行： n1422n （4-1）

式中 1—曲轴材料对称弯曲疲劳极限；

—危险点上的正应力；

—危险点上的切应力；

n —许用安全系数，推荐：n3.5~5 被校核危险点的应力计算，对于轴颈：

2MyMz2 Wy （4-2）

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Mx （4-3） Wx4.3 疲劳强度计算

轴颈与曲柄间的过渡圆角处，由于有高度应力集中现象存在，是曲柄最易发生破坏的地方，有时要按考虑了应力集中系数和尺寸系数的疲劳强度计算方法，进行进一步的强度校核。

疲劳强度校核方法如下： n1nnnn22n1 （4-4）

式中 n1—弯扭交变应力综合作用下，曲轴的工作安全系数；

n—弯曲交变应力作用下，曲轴的工作安全系数； n—扭转交变应力作用下，曲轴的工作安全系数；

n1 —许用工作安全系数。推荐：n1=1.8~2.5

45优质碳素钢1250~340MPa ，1150~200MPa

4.4 曲轴刚度计算

首先把曲轴转化为变截面直梁，要求转化梁与曲轴有同样的抗弯刚度。转化梁与曲轴有同样的坐标系。

可近似地取曲轴的下述旋转位置，对曲轴进行刚度校核，即：被校核一跨列的综合活塞力绝对值最大时。（在角式压缩机情形，是一拐上个列综合活塞力矢量和的绝对值最大时）。

本轴只对轴颈偏转角进行计算即可。

zz2yy2

,y—曲柄销载荷单独作用时轴颈偏转角； 式中 z,y—轴前端载荷单独作用时轴颈偏转角。 z，z,y的求取，使用图解法较为方便。 z,y 由以上强度计算和刚度计算结果可知，4L-20/8型活塞压缩机的曲轴在强度上和刚度上均满足使用要求，能够确保压缩机曲轴在不断周期性变化的气体力、往复和回转运动质量的惯性

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力以及它们的力矩（转矩和弯矩）共同作用下安全运行，使之不至于产生较大的变形和振动对活塞、连杆、轴承、十字头等重要零件的工作可靠性和经济性产生较大影响

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