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編號
無錫太湖學院
畢業(yè)設計（論文）
題目：微型風冷活塞式壓縮機（W-80）的設計
信機 系 機械工程及自動化 專業(yè)
學 號： 0923208
學生姓名： 顧佳慶
指導教師： 俞萍（職稱：高級工程師）
（職稱： ）
2013年5月25日
I
無錫太湖學院本科畢業(yè)設計（論文）
誠 信 承 諾 書
本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)設計（論文） 微型風冷活塞式壓縮機（W-80）的設計 是本人在導師的指導下獨立進行研究所取得的成果，其內容除了在畢業(yè)設計（論文）中特別加以標注引用，表示致謝的內容外，本畢業(yè)設計（論文）不包含任何其他個人、集體已發(fā)表或撰寫的成果作品。
班 級： 機械95
學 號： 0923208
作者姓名：
2013 年 5 月 25 日
無錫太湖學院
信 機 系 機械工程及自動化 專業(yè)
畢 業(yè) 設 計論 文 任 務 書
一、題目及專題：
1、題目 微型風冷活塞式壓縮機（W-80）的設計
2、專題
二、課題來源及選題依據
微型風冷活塞式壓縮機是單作用壓縮機，是由氣缸、氣閥和在氣缸中作往復運動的活塞所構成的工作容積不斷變化來完成。在輕紡工業(yè)、冶金工業(yè)廣泛運用。壓縮機由三相異步電動機作為原動機，經“V”型皮帶傳動，使曲軸作旋轉運動，再通過連桿帶動活塞在氣缸內作往復運動?？諝庥蛇M氣閥吸入一級氣缸，壓縮后經排氣閥進中間冷卻器后再經一級氣缸壓縮后進入儲氣罐。采用自動停機方式控制排氣壓力，壓縮機的冷卻主要由兼作風扇的飛輪對氣缸及中間冷卻器進行強制對流換熱來保證。
三、本設計（論文或其他）應達到的要求：
1、 根據設計參數進行壓縮機的熱、動力計算（主要包括缸徑的確定，電動機功率計算及選型，壓縮機中的作用力分析，飛輪矩的確定，慣性力和慣性力矩的平衡）。
2、根據計算結果，確定壓縮機結構尺寸，完成總裝圖。
3、對壓縮機主要零件進行強度校核。
4、繪制主機總圖和主要零件圖。
5、查閱相關資料，完成畢業(yè)設計說明書一份，不少于30頁。
四、接受任務學生：
機械95 班 姓名 顧佳慶
五、開始及完成日期：
自2012年11月12日 至2013年5月25日
六、設計（論文）指導（或顧問）：
指導教師 簽名
簽名
簽名
教研室主任
〔學科組組長研究所所長〕 簽名
系主任 簽名
2012年11月12日
摘 要
活塞式壓縮機是一種容積式壓縮。它是用來提高氣體壓力和輸送氣體。目前活塞式壓縮機廣泛應用于工業(yè)生產中，如石油裂解氣的分離、石油加氫精制、氣流紡紗、谷物的氣力輸送、制冷等領域。
本次設計的壓縮機主要用于輕紡工業(yè)、冶金工業(yè)中。通過了解該壓縮機的基本結構極其工作原理，重點掌握其結構設計，學會所含零部件的結構設計方法及其強度校核方法。在設計過程中，理論聯系實際，我最終了解設計一個機械設備的基本思路和方法。
整個設計過程主要包括三個部分。第一部分是熱力計算，包括氣缸行程容、最大活塞力、排氣溫度、功率和效率以及壓縮機其他主要結構尺寸的確定；第二部分是動力計算與分析，包括曲柄連桿機構的受力情況的分析計算、主要零部件的強度校核以及力矩平衡；第三部分主要是曲軸的平衡計算。整個設計過程與設計內容是按設計標準要求進行的，符合工程需求。
關鍵詞：活塞式壓縮機；結構尺寸；行程容積；主要零部件強度校核；
Abstract
Piston type compressor is a new type of compression. It is used to increase the gas pressure and gas transportation. At present, the piston compressor is widely used in industrial production, such as oil gas separation, oil hydrofining, air spinning, grain pneumatic conveying, refrigeration and other fields.
The design of the compressor is mainly used for the textile industry, the metallurgical industry. The basic structure of the compressor is working principle, key grasp its structure design, learn the structure design method contained in parts and its strength check method. In the design process, linking theory with practice, I finally understand the basic idea and design method of a mechanical device.
The whole design process mainly consists of three parts. The first part is the thermodynamic calculation, including the determination of the cylinder stroke volume, maximum piston force, the other main structure size, power and efficiency as well as the exhaust temperature of compressor; The second part is the dynamic calculation and analysis, including the analysis of force of crank and connecting rod mechanism, the calculation of main parts of the strength check and balance; The third part is the calculation of crankshaft balance. The whole design process and design are carried out according to the design requirements, meet the demands of engineering.
Key words: piston compressor; structure; stroke volume; the main parts of the strength check;
目 錄
摘 要 III
Abstract IV
目 錄 V
1 緒論 1
1.1本課題的研究內容和意義 1
1.2國內外的發(fā)展概況 2
1.3本課題應達到的要求 3
2 壓縮機總體結構的設計 4
2.1 設計原則及設計要求 4
2.2 結構方案的選擇 4
3 壓縮機的熱力計算 7
3.1 技術參數 7
3.1.1 總壓力比的確定 7
3.1.2 壓縮機級數的確定 7
3.1.3 確定容積系數 7
3.3.4 確定壓力系數和溫度系數 8
3.3.5 計算泄漏系數 8
3.3.6 初步計算氣缸工作容積 8
3.3.7 確定行程、缸徑及實際行程容積 8
3.3.8 復算壓力比或調整余隙容積 9
3.3.9 計算缸內實際壓力，確定最大活塞力 9
3.3.10 計算實際排氣溫度 9
3.3.11 計算軸功率 10
3.3.12 等溫效率 10
4 壓縮機的動力計算 11
4.1 已知數據整理 11
4.1.1 運動計算 11
4.1.2 氣體力的計算 13
4.1.3 往復慣性力的計算 16
4.1.4 摩擦力的計算 17
4.1.5 綜合活塞力的計算及綜合活塞力曲線的繪制 18
4.1.6 切向力的計算及切向力曲線的繪制 19
4.1.7 飛輪矩的確定 21
5 主要零部件的分析設計 24
5.1 運動部件分析計算 24
5.1.1運動部件分析 24
5.1.2曲軸的平衡計算 25
5.1.3運動部件受力校核 26
5.2 工作部件分析計算 30
5.2.1氣閥組件 30
5.2.2活塞組件 31
5.2.3氣缸 32
6 結論與展望 34
6.1 結論 34
6.2不足之處及未來展望 34
致 謝 35
參考文獻 36
35
微型風冷活塞式壓縮機（W-80）的設計
1 緒論
1.1本課題的研究內容和意義
壓縮機是將低壓氣體提升為高壓的一種從動的流體機械。是制冷系統(tǒng)的心臟，它從吸氣管吸入低溫低壓的制冷劑氣體，通過電機運轉帶動活塞對其進行壓縮后，向排氣管排出高溫高壓的制冷劑氣體，為制冷循環(huán)提供動力，從而實現壓縮→冷凝→膨脹→蒸發(fā) ( 吸熱 ) 的制冷循環(huán)。
首先按照壓縮氣體的原理，壓縮機可區(qū)分為容積式和速度式兩大類。容積式壓縮機按照活塞運動方式的不同，分為往復活塞式和回轉活塞式兩種結構形式。本設計采用的是往復活塞式壓縮機，按作用方式分類，有單作用壓縮機和雙作用壓縮機。其制冷劑蒸氣僅在活塞的一側進行壓縮，活塞往返一個行程，吸氣排氣各一次。而雙作用壓縮機制冷劑蒸氣輪流在活塞兩側的氣缸內進行壓縮，活塞往返一個行程，吸、排氣各兩次。所以同樣大小的氣缸，雙作用壓縮機的吸氣量較單作用的大。但是由于雙作用壓縮機的結構較復雜，因而目前大都是采用單作用壓縮機。
活塞式壓縮機在圓筒形氣缸中具有一個可往復運動的活塞，氣缸上有控制進、排氣的閥門。當活塞作往復運動時，氣缸容積便周期的變化，借以實現氣體的吸進、壓縮和排出。
活塞的往復運動，可有多種驅動方式：當原動機主軸作旋轉運動時，可通過曲軸連桿機構圖1-1把旋轉運動轉化為往復運動，在壓縮機中，這種機構運用最普遍，也可以用偏心輪連桿機構圖1-2，但是由于偏心輪尺寸不宜過大，故一般僅用于小型壓縮機中。
圖1-1曲軸連桿機構
圖1-2偏心連桿機構
所以本次設計采用曲軸連桿機構。
往復活塞式壓縮機的工作原理：
氣缸、氣閥和在氣缸中作往復運動的活塞所構成的工作容積不斷變化來完成。如果不考慮活塞式壓縮機實際工作中的容積損失和能量損失（即理想工作過程），則活塞式壓縮機曲軸每旋轉一周所完成的工作，可分為吸氣、壓縮和壓縮過程、排氣過程。
壓縮過程：活塞從下止點向上運動，吸、排汽閥處于關閉狀態(tài)，氣體在密閉的氣缸中被壓縮，由于氣缸容積逐漸縮小，則壓力、溫度逐漸升高直至氣缸內氣體壓力與排氣壓力相等。
排氣過程：活塞繼續(xù)向上移動，致使氣缸內的氣體壓力大于排氣壓力，則排氣閥開啟，氣缸內的氣體在活塞的推動下等壓排出氣缸進入排氣管道，直至活塞運動到上止點。此時由于排氣閥彈簧力和閥片本身重力的作用，排氣閥關閉排氣結束。
至此，壓縮機完成了一個由吸氣、壓縮和排氣三個過程組成的工作循環(huán)。此后，活塞又向下運動，重復上述三個過程，如此周而復始地進行循環(huán)。
1.2國內外的發(fā)展概況
隨著經濟的高速發(fā)展和科學技術的不斷進步，各種壓縮機在國民經濟各個領域大顯身手。壓縮機是原基礎材料之一的冶金工業(yè)中極為重要的設備；壓縮機又是石油化工流程中的心臟設備，象征國家經濟實力的乙烯裝置中有所謂“乙烯三機”（裂解氣壓縮機、丙烯壓縮機、乙烯壓縮機），化肥工業(yè)中有原料空氣壓縮機、氮氫混合氣壓縮機、二氧化碳壓縮機、加氫煉制用氫氣壓縮機是保證煉油工業(yè)出好油，多出油的關鍵設備，氫氣壓縮機也是柴油、汽油等燃油替代技術煤液化裝置中的重要設備；原油開采中的開礦、筑路、制造業(yè)需要各種動力用空氣壓縮機，單機排量可以從/min到100/min以上。車輛的制動、船用內燃機啟動，航空發(fā)動機的運行都需要各種壓縮機，可以說壓縮機在陸海空交通運輸工具中都必不可少。壓縮機與人民的日常生活更是休戚相關，生產紡織原料的的化纖廠需要多種壓縮機，紡織廠氣流紡紗新工藝需要無油空氣壓縮機，谷物的氣力輸送需要低壓壓縮機，食品工業(yè)、制藥工業(yè)都需要高潔凈度的無油壓縮機。隨著人民生活水平的不斷提高，制冷空調業(yè)更是蓬勃興旺。
1.3本課題應達到的要求
本次設計的微型壓縮機主要用于輕紡工業(yè)、冶金工業(yè)等等。主要包括三個方面：一是熱力計算，確定行程容積、最大活塞力、排氣溫度、功率和效率等；二是動力計算，確定氣體力、綜合活塞力、飛輪矩等；三是主要零部件的結構設計包括曲軸的平衡計算，確定主軸頸直徑，曲軸的強度校核計算，活塞組件的尺寸確定等等。
2 壓縮機總體結構的設計
2.1 設計原則及設計要求
本次設計的壓縮機需要達到的要求是：排氣量：Q=0.52/min；排氣壓力：P=0.7MPa；需要達到的標準工況是：進氣壓力：P=0.1MPa；進氣溫度：T=20?C；進氣相對濕度：φ=0.8；
不同場合活塞平均速度也不同，目的是保證運轉經濟性、可靠性、延長運動部件壽命。
環(huán)狀閥、網狀閥大中型壓縮機：3.5~4.5。
大中型固定式動力用的空壓機：3~4
直流閥大中型低壓移動式空壓機：5~6
微型壓縮機（轉速高，沖程低，速度較低）：1.0~2.5
所以本次設計的微型壓縮機選取的平均速度為
根據活塞平均速度：
（2.1）
當速度1.0時得出s的取值范圍是37.5mm~93.75mm。所以本次設計選取行程s為60mm。
同樣得出壓縮機轉速n的取值范圍是500r/min~1250r/min。所以本次設計選取轉速為800r/min。
設計要求：
（1） 滿足用戶提出的排氣量、排氣壓力及有關使用條件的要求。
（2） 有足夠長的使用生命（壓縮機大修時間間隔長）、足夠高的使用可靠性。
（3） 有較高的運轉經濟性。
（4） 有良好的動力平衡性。
（5） 維修檢修方便。
（6） 盡可能采用新結構、新材料、新技術。
（7） 制造工藝性良好。
（8） 機器的尺寸小、重量輕。
2.2 結構方案的選擇
活塞式壓縮機的結構方案由下列因素組成：
一、 機器的形式；
二、 級數和列數；
三、 各級氣缸在列中的排列。
選擇壓縮機的結構方案時，應根據壓縮機的用途，運轉條件，排氣量和排氣壓力制造生產的可行性，驅動方式以及占地面積等條件，從選擇機器形式和級數入手，制定出合適的方案。
一、壓縮機的形式可以分為：
（1） 立式壓縮機
其優(yōu)點是：主機直立，占地面積??；活塞重量不支承在氣缸上，沒有因此而產生的摩擦和磨損：機身受力良好，形狀簡單，重量輕；轉速高，活塞速度大；不裝輔助支座。缺點是：大型時高度大，需設置操作平臺，操作不方便；管道布置困難，不易變型。所以，立式壓縮機現僅用于中、小型及微型，使機器高度均處于人體高度便于操作的范圍內，且中型壓縮機主要用于無油潤滑結構——活塞無需支承而僅需向導；此外，級數以少為宜，以避免管道布置的麻煩。
（2） 臥式壓縮機
臥式壓縮機包括一般臥式、對稱平衡型和對置式。
一般臥式壓縮機氣缸位于曲軸的一側，最多只有兩列。其優(yōu)點是：管理維護方便；運動件和填料函數量小，可避免高壓填料函，機身曲軸結構簡單；管路布置方便，廠房低。缺點是：慣性力平衡差，轉速低；氣缸串聯，氣缸活塞安裝困難。
對稱平衡型壓縮機的優(yōu)點是：管理維護方便，管路布置方便；慣性力可完全平衡，慣性力矩很小或為零，轉速大大提高；相對兩列活塞力方向相反，壓縮機主軸承受力為二者之差，改善了主軸承和主軸頸的磨損情況，降低摩擦功率；氣缸、活塞安裝方便，檢修方便。缺點是2D型切向力曲線不均勻；H和M型運動部件、填料函、曲軸、機身結構復雜，機器制造質量要求高。
對置式壓縮機是氣缸在曲軸兩側不同位的運動。
（3） 角度式壓縮機
角度式壓縮機是指氣缸中心線間有一夾角但不等于180?，有V型、L型、W型、扇型等。其優(yōu)點是結構緊湊，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，并可能采用滾動軸承；缺點是大型時高度大。所以角度式壓縮機的適用于小、微型移動式壓縮機（無十字頭，單作用）。
單級壓縮機，如冷凍壓縮機，視氣量大小采用V型、W型及扇型均可。
兩級壓縮機，若采用V型和扇型則級的布置較方便。W型的結構在兩級壓縮機中也可看到，并且通常是一級分設兩缸中，從而使一、二級的往復質量容易相等，且一級氣閥布置較方便；但與V型相比，其缺點是：結構復雜，空間尺寸大，一級連桿強度使用不充分，一、二級連桿軸瓦的耐久性也不均等。在兩列的雙作用式壓縮機中，也常可見到L型結構，L型可認為是V型轉置45?，通常水平列氣缸的磨損較大，機器的重心與機身底面形心不易處于一條垂線上，與V型相比其管道布置較方便，此外并無什么獨特的優(yōu)點。
二、級數和列數的選擇
1、級數的選擇
功耗最小，滿足排氣溫度，重量輕，造價低。
2、列數的選擇
一般選擇多列，因為單列又笨又重。
多列的優(yōu)點：曲柄錯腳合理配置，切向力均勻，飛輪輕，慣性力平衡性好；功率相同的，列數越多，列的活塞力小，結構輕巧，運動機構輕，原動機，機器本身結構緊湊；活塞拆裝方便。所以本設計采用三列。
三、各列氣缸在列中的排列
四大原則：
1、 力求各列中最大活塞力相等或相近，力求同一列中內外止點活塞力相等或相近。
2、 力求減少氣體的內外泄漏。
3、 降低流動阻力損失，減少氣流脈動。
4、 力求制造、裝拆、維修方便。
綜合上述優(yōu)缺點及任務參數要求，本次設計的壓縮機排氣量為0.52/min屬于微型壓縮機，考慮到壓縮機參數等因素，所以選擇角度式壓縮機且為W型單作用式壓縮機如下圖2.2所示。
圖2.2W型壓縮機示意圖
3 壓縮機的熱力計算
這一章主要目的是確定功率、氣缸行程容積、缸徑及活塞行程。
3.1 技術參數
排氣量：Q=0.52/min；
排氣壓力：P=0.7MPa；
進氣壓力：P=0.1MPa；
進氣溫度：T=20?C；
進氣相對濕度：φ=0.8；
壓縮機轉速：n=800r/min；
行程：s=。
3.1.1 總壓力比的確定
總壓力比為：
== （3.1）
所以總壓力比為表壓=7+1=8。
3.1.2 壓縮機級數的確定
表3-1 往復壓縮機級數與壓力之間的關系
終壓/MPa
0.3-1
0.6-6
1.4-15
3.6-40
15-100
80-150
級數
1
2
3
4
5-6
7
根據排氣壓力，壓縮機的級數確定為單極壓縮
3.1.3 確定容積系數
相對余隙容積的大小，很大程度上取決于氣閥在氣缸上的布置方式，氣閥的結構形式和級次，以及同一級次的行程缸徑比等。一般α處于以下范圍：
低壓級：0.07~0.12
中壓級：0.09~0.14
高壓級：0.11~0.16
單作用式壓縮機，如果氣閥軸向地配置在氣缸蓋上，低壓級可小至α=0.04~0.07
高速短行程壓縮機，可高達α=0.15~0.18
小型壓縮機的高壓級可達α=0.20
而超高壓壓縮機中可高達α=0.25
本次設計的壓縮機為單作用式壓縮機，相對余隙容積可以取小一點，選取α為0.02。
表3-2 按絕熱指數確定膨脹系數
進氣壓力
任意k值
K=1.40
1.5
m=1+0.5（k-1）
1.2
1.5-4.0
m=1+0.62（k-1）
1.25
4.0-10
m=1+0.75（k-1）
1.30
10-30
m=1+0.88（k-1）
1.35
>30
m=k
1.4
由表可知k為1.2，此時膨脹系數m為1.1。
容積系數為：
λ=1-α（）=0.8876 （3.2）
3.3.4 確定壓力系數和溫度系數
根據進氣壓力接近于大氣壓力，取壓力系數=0.95。
根據溫度系數與壓力比的關系，取溫度系數=0.95。
3.3.5 計算泄漏系數
對于不嚴密和延遲關閉的氣閥：=0.01-0.04，取氣閥相對泄漏量為0.03。
對于單作用式氣缸的活塞環(huán)：=0.01-0.05，取活塞環(huán)相對泄漏量為0.04。
所以總相對泄漏量為0.07。
得泄漏系數：
=0.93 （3.3）
3.3.6 初步計算氣缸工作容積
工作容積：
（3.4）
3.3.7 確定行程、缸徑及實際行程容積
根據排氣量和之間的關系：
（3.5）
0.745 （3.6）
（3.7）
行程H即為60，轉速n為800r/min，代入上式中得缸徑D為78.5，所以圓整后為80，且圓整后的實際行程容積為=。
3.3.8 復算壓力比或調整余隙容積
表3-3 圓整前、后總的活塞有效面積
氣缸直徑
活塞有效面積（）
前
后
前
后
0.0875
0.08
0.00967
0.010048
由于缸徑圓整以后變大，使得排氣壓力要成正比例升高。
提高率：
所以壓力比變?yōu)?。
調整余隙容積，因為缸徑圓整后變大，相對余隙容積也變大，似的吸進的氣量要不變。則：
（3.8）
所以新的相對余隙容積：
（3.9）
3.3.9 計算缸內實際壓力，確定最大活塞力
取進、排氣相對壓力損失：
氣缸內實際進、排氣壓力：
蓋側活塞面積為：
最大活塞力，垂直列上止點處：
（3.10）
代入數據得最大活塞力為8.45。
3.3.10 計算實際排氣溫度
取壓縮指數n=1.3
排氣溫度：
（3.11）
代入相關數據得排氣溫度為473.45K。
3.3.11 計算軸功率
公式：
（3.12）
代入已知數據得功率為3.118。
總的指示功率為3.118。
取機械效率，所以軸功率為：
電動機的功率余度取10%，則計算得所需要的功率是3.806。所以根據該功率確定電動機額定功率為4，滿載轉速為2890r/min，型號為Y112M-2。
3.3.12 等溫效率
等溫壓縮功率：
（3.13）
代入已知數據得等溫壓縮功率為2.141。
總的等溫指示功率為 2.141。
等溫指示效率：
%=68.67%
等溫軸效率：
%=63.18%
4 壓縮機的動力計算
這一章主要目的有兩個方面，一是求得施加在各零部件上的作用力以及這些力與曲柄轉角θ間的變化規(guī)律。二是確定壓縮機所需的飛輪矩。主要作圖是氣體力指示圖、列的活塞力圖、壓縮機總切向力圖等。
4.1 已知數據整理
動力計算部分需使用熱力計算部分所得的結果，先將動力計算所需數據整理如下表：
表4-1 已知數據
活塞面積
0.010048
壓力
吸入
0.0925
0.1
排出
0.9336
0.8
溫度
吸入
293
排氣
473
相對余隙容積
0.0259
行程
60
余隙容積折合行程
1.554
指示功率
3.118
軸功率
3.46
機械效率
0.90
轉速
800
曲柄半徑
30
4.1.1 運動計算
計算活塞位移、速度、加速度。
（4.1）
取徑長比：
（4.2）
位移：
（4.3）
速度：
（4.4）
加速度：
（4.5）
表4-2 活塞位移、速度、加速度
曲柄轉角
活塞位移
活塞速度
活塞加速度
0?
0
0
262.925
15?
1.27
0.807
248.713
30?
4.96
1.528
208.452
45?
10.66
2.090
148.733
60?
17.81
2.447
78.878
75?
25.73
2.583
8.900
90?
33.75
2.512
-52.585
105?
41.26
2.269
-99.98
120?
47.81
1.904
-131.463
135?
53.09
1.462
-148.733
150?
56.92
0.984
-155.867
續(xù)表4-2
曲柄轉角
活塞位移
活塞速度
活塞加速度
165?
59.23
0.493
-157.633
180?
60
0
-157.755
195?
59.23
-0.493
-157.633
210?
56.92
-0.984
-155.867
225?
53.09
-1.462
-148.733
240?
47.81
-1.904
-131.463
255?
41.26
-2.269
-99.98
270?
33.75
-2.512
-52.585
285?
25.73
-2.583
8.900
300?
17.81
-2.447
78.878
315?
10.66
-2.090
148.733
330?
4.96
-1.528
208.452
345?
1.27
-0.807
248.713
360?
0
0
262.925
4.1.2 氣體力的計算
氣體力指示圖
各氣缸的氣體力指示圖，一律以活塞行程s為橫坐標，以氣缸中的氣體壓力p為縱坐標。繪圖時首先確定實際的排氣壓力和實際的進氣壓力，且它們的數值不變，故得兩條水平的直線，即指示圖形的上、下兩條邊。見圖4.1
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。
其步驟如下：
（1）在P-S坐標系統(tǒng)上，畫出表示進氣過程和排氣過程的過程線和。
（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）。
定出相當于活塞行程s的兩個限制線，它們和進氣過程線及排氣過程線的交點是A和D，此兩點即為壓縮過程線和膨脹過程線的開始點。
（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。角α和角β之間應滿足下列關系式：
（4.6）
式中m指所作過程曲線的多方指數。
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。
一般取。本設計中取0.25。α值一經確定，β值也隨之而定。根據式（4.6），在表4-3中列出了不同多方指數m時，相應于兩種值的值。
表4-3不同多方指數m(n)時，和值對應的值
m
1.10
1.20
1.25
1.30
1.35
1.40
0.278
0.307
0.322
0.337
0.352
0.369
0.223
0.246
0.256
0.269
0.279
0.291
根據上表當=0.25時，m=1.1時，=0.278，得α=14?，β=15?
當=0.25時，n=1.3時，=0.337，得α=14?，β=19?
作氣缸壓力指示圖如下,力的比例尺。行程的比例尺為。
圖4.1氣缸壓力指示圖
由上圖可知膨脹過程線的結束點大致在曲柄轉角為45?時，而壓縮過程線的結束點大致在曲柄轉角為285?時。
氣體力計算：
膨脹過程：
（4.7）
進氣過程：
（4.8）
壓縮過程：
（4.9）
排氣過程：
（4.10）
本設計中膨脹系數m為1.1，是活塞位移，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。
蓋側氣體力：
（4.11）
氣體力符號規(guī)定：蓋側氣體力是活塞桿受壓，為負。
表4-3 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
0?
0
9.336
-9380
15?
1.27
4.840
-4860
30?
4.96
1.930
-1939
45?
10.66
0.967
-972
60?
17.81
0.925
-929
75?
25.73
0.925
-929
90?
33.75
0.925
-929
105?
41.26
0.925
-929
120?
47.81
0.925
-929
續(xù)表4-3
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
135?
53.09
0.925
-929
150?
56.92
0.925
-929
165?
59.23
0.925
-929
180?
60
0.925
-929
195?
59.23
0.938
-943
210?
56.92
0.979
-984
225?
53.09
1.054
-1059
240?
47.81
1.179
-1185
255?
41.26
1.379
-1386
270?
33.75
1.705
-1713
285?
25.73
2.264
-2275
300?
17.81
9.336
-9400
315?
10.66
9.336
-9400
330?
4.96
9.336
-9400
345?
1.27
9.336
-9400
360?
0
9.336
-9400
4.1.3 往復慣性力的計算
估算活塞：385，連桿中心距120，255，包括連桿小頭67，大頭188，活塞銷62，113，擋圈Ф20，兩個共2（孔用擋圈），活塞環(huán)Ф75，35，連桿質心離大頭31.5。
計算往復質量為：
385+67+113+2+35+2=602
往復慣性力為：
（4.12）
（4.13）
表4-4 往復慣性力的計算
曲柄轉角
活塞加速度
往復慣性力
1.5I
α
0?
262.925
158.280
237.42
15?
248.713
149.725
224.588
30?
208.452
125.488
188.232
45?
148.733
89.537
134.306
60?
78.878
47.484
71.226
75?
8.900
5.3578
8.037
90?
-52.585
-31.656
-47.484
105?
-99.98
-60.188
-90.282
120?
-131.463
-79.141
-118.712
135?
-148.733
-89.537
-134.306
150?
-155.867
-93.832
-140.748
165?
-157.633
-94.895
-142.343
180?
-157.755
-94.969
-142.454
195?
-157.633
-94.895
-142.343
210?
-155.867
-93.832
-140.748
225?
-148.733
-89.537
-134.306
240?
-131.463
-79.141
-118.712
255?
-99.98
-60.188
-90.282
270?
-52.585
-31.656
-47.484
285?
8.900
-5.3578
-8.037
300?
78.878
-47.484
-71.226
315?
148.733
-89.537
-134.306
330?
208.452
-125.488
-188.232
345?
248.713
-149.725
-224．585
360?
262.925
-158.280
-237.42
4.1.4 摩擦力的計算
接觸面間產生的摩擦力，其值取決于彼此間的正壓力及摩擦系數。作用于運動件上的摩擦力其方向始終與運動方向相反。摩擦力大小隨曲軸轉角而變化，且規(guī)律比較復雜，因為摩擦力相對于慣性力和氣體力要小的多，在下面的作用力分析中，不予考慮。
4.1.5 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。
表4-5 綜合活塞力的計算
曲柄轉角α
氣體力
往復慣性力
綜合活塞力
0?
-9380
237.42
-9143
15?
-4860
224.588
-4635
30?
-1939
188.232
-1751
45?
-972
134.306
-838
60?
-929
71.226
-858
75?
-929
8.037
-921
90?
-929
-47.484
-977
105?
-929
-90.282
-1020
120?
-929
-118.712
-1047
135?
-929
-134.306
-1063
150?
-929
-140.748
-1070
165?
-929
-142.343
-1071
180?
-929
-142.454
-1072
195?
-943
-142.343
-1085
210?
-984
-140.748
-1125
225?
-1059
-134.306
-1193
240?
-1185
-118.712
-1304
255?
-1386
-90.282
-1476
270?
-1713
-47.484
-1760
285?
-2275
-8.037
-2267
300?
-9400
-71.226
-9329
315?
-9400
-134.306
-9265
330?
-9400
-188.232
-9212
345?
-9400
-224．585
-9175
360?
-9400
-237.42
-9163
列的活塞力圖如下：
圖4.2列的活塞力圖
4.1.6 切向力的計算及切向力曲線的繪制
切向力計算公式：
（4.14）
表4-6 總切向力計算
曲柄轉角
總切向力
活塞力
α
0?
0
-9143
15?
-2355
-4635
30?
-1267
-1751
45?
-745
-838
60?
-854
-858
75?
-951
-921
90?
-977
-977
105?
-917
-1020
120?
-772
-1047
135?
-558
-1063
續(xù)表4-6
曲柄轉角
總切向力
活塞力
α
150?
-296
-1070
165?
-10
-1071
180?
0
-1072
195?
551
-1085
210?
814
-1125
225?
1061
-1193
240?
1298
-1304
255?
1524
-1476
270?
1760
-1760
285?
2038
-2267
300?
6876
-9329
315?
4861
-9265
330?
2548
-9212
345?
88
-9175
360?
0
-9163
總切向力曲線圖：
圖4.3 總切向力曲線圖
4.1.7 飛輪矩的確定
由表4-6計算的切向力求平均切向力：
N （4.15）
阻力矩：
（4.16）
驅動力矩：
（4.17）
表4-7 驅動力矩與阻力矩計算
曲柄轉角
總切向力
平均切向力
阻力矩
驅動力矩
rad
T
0
0
586.92
0
17.61
0.26
-2355
586.92
-70.65
17.61
0.52
-1267
586.92
-16.08
17.61
0.785
-745
586.92
-21.21
17.61
1.05
-854
586.92
-25.62
17.61
1.31
-951
586.92
-28.53
17.61
1.57
-977
586.92
-29.31
17.61
1.83
-917
586.92
-27.51
17.61
2.09
-772
586.92
-23.16
17.61
2.35
-558
586.92
-16.74
17.61
2.62
-296
586.92
-8.88
17.61
2.88
-10
586.92
-0.3
17.61
3.14
0
586.92
0
17.61
3.40
551
586.92
16.53
17.61
3.66
814
586.92
24.42
17.61
3.92
1061
586.92
31.83
17.61
4.19
1298
586.92
38.94
17.61
4.45
1524
586.92
45.72
17.61
4.71
1760
586.92
52.8
17.61
4.97
2038
586.92
61.14
17.61
5.23
6876
586.92
206.28
17.61
5.49
4861
586.92
145.83
17.61
續(xù)表4-7
曲柄轉角
總切向力
平均切向力
阻力矩
驅動力矩
rad
T
5.76
2548
586.92
76.44
17.61
6.02
88
586.92
2.64
17.61
6.28
0
586.92
0
17.61
表4-8 盈虧功計算表
曲柄轉角（rad）
面積
0
17.61
0
17.61
0
0.26
17.61
70.65
-53.04
-13.79
0.52
17.61
16.08
1.53
0.80
0.785
17.61
21.21
-3.6
-2.83
1.05
17.61
25.62
-8.01
-8.41
1.31
17.61
28.53
-10.92
-14.31
1.57
17.61
29.31
-11.7
-18.37
1.83
17.61
27.51
-9.9
-18.12
2.09
17.61
23.16
-5.55
-11.60
2.35
17.61
16.74
0.87
2.04
2.62
17.61
8.88
8.73
22.87
2.88
17.61
0.3
17.31
49.85
3.14
17.61
0
17.61
55.30
3.40
17.61
16.53
1.08
3.67
3.66
17.61
24.42
-6.81
-24.92
3.92
17.61
31.83
-14.22
-55.74
4.19
17.61
38.94
-21.33
-89.37
4.45
17.61
45.72
-28.11
-125.09
4.71
17.61
52.8
-35.19
-165.74
4.97
17.61
61.14
-43.53
-216.34
5.23
17.61
206.28
-188.67
-986.74
5.49
17.61
145.83
-128.22
-703.93
5.76
17.61
76.44
-58.83
-340.63
6.02
17.61
2.64
14.97
90.12
6.28
17.61
0
17.61
110.59
繪制能量變化圖如下：
圖4.4 能量變化圖
盈虧功的絕對值：
（4.18）
平均角速度：
（4.19）
由于原動機經皮帶驅動壓縮機時，允許壓縮機有較大的旋轉不均勻度，可取。
飛輪的轉動慣量：
（4.20）
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。工作部件的作用是用來構成工作容積和防止氣體泄漏，它有氣缸、氣閥等，運動部件用于傳遞動力，它包括曲軸、連桿等。
5.1 運動部件分析計算
5.1.1運動部件分析
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。曲軸連桿機構包括曲軸、連桿、等組件。
曲軸是壓縮機中傳遞動力的重要零件。由于它承受很大的交變載荷和磨損，所以對其疲勞強度和耐磨性較高。
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。本設計采用QT600-3鑄造，因為球墨鑄鐵不僅加工方便，而且疲勞強度，耐磨性都優(yōu)于鋼。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100長度上不大于0.02。
曲軸的一般結構形式：一根曲軸至少具有三個部分，即主軸頸、曲柄和曲柄銷（或稱連桿軸頸），如圖5.1所示。曲柄和曲柄銷構成的彎曲部分稱為曲拐。
圖5.1 曲軸的組成部分
在曲軸上往往還裝有平衡鐵，其目的是平衡角度式壓縮機中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。平衡鐵通常做成扇形，其徑向尺寸以旋轉時不碰活塞裙部為原則，厚度以不碰連桿為原則。
平衡鐵的結構及連接方式如下圖5.2所示
圖5.2 平衡鐵的結構及連接方式
5.1.2曲軸的平衡計算
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。旋轉慣性力包括連桿大頭，往復慣性力由活塞、連桿小頭、擋圈以及活塞環(huán)組成。慣性力可用加平衡鐵的方法平衡之。計算方法如下：
旋轉慣性力：
N
往復慣性力：
(67+385+113+2+35)N
所以總的需要平衡的慣性力為
N
根據測量得到厚度為25的平衡鐵的質量為505090，質心為15.9，密度根據實測為7.09，所以偏心距為：
=56698
可以看出兩者有一定差距。所以將平衡鐵的厚度改為22時其質量變?yōu)?72932，質心變?yōu)?4，密度不變還是7.09，所以此時偏心距為：
可以看出兩者接近，即視為平衡。見圖5.3為修正好的曲軸：
圖5.3 曲軸的三維視圖
5.1.3運動部件受力校核
曲軸上受力比較復雜，分為曲柄銷受力和主軸頸受力，下面考慮連桿作用在曲柄銷上的連桿力和沿曲柄半徑的法向力。
連桿力計算公式：
（5.1）
沿曲軸半徑的法向力計算公式：
（5.2）
表5-1 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
Z
0?
-9143
-9143