1绪论活塞式压缩机设计是装控专业课程设计的主要方向之一。

设计题目主要以排气量小于3m3/min的微型或小型角度式空气压缩机为主。

用于提供压缩空气的角度式空气压缩机包括V型、W型、S型等结构型式，主要分为单级和两级压缩两大类，润滑方式分有油润滑和无油润滑，冷却方式主要为风冷，气阀型式主要为舌簧阀。

目前市场上通用的排气压力系列有0.4MPa、0.7 MPa、1.0 MPa、1.25 MPa、2.5MPa五档。

设计计算内容主要包括分为热力学设计、动力学设计和结构设计三部分。

热力学设计主要是确定压缩机的结构方案，确定热力学参数和主要结构参数和气缸直径等。

热力学设计中参数选择是否合理，是否符合工程实际极为关键，选择必须要有据可依。

设计过程中部分参数可能需要反复修正计算才能获得比较满意的结果。

动力学计算的主要任务是确定飞轮矩和平衡惯性力。

课程设计中主要完成飞轮矩确定。

惯性力平衡只要求明了目的、方法和可能的结果，不做计算。

结构设计内容为主要为活塞、气缸、连杆、曲轴等主要零部件的简要结构设计和设计图绘制。

设计时间为三周。

2热力学计算示例热力学计算目的：压缩机的热力计算，是根据气体压力、容积和温度之间存在的热力学关系，结合压缩机的具体特性和使用要求而进行的，其目的是确定压缩机的结构型式、合理的热力参数（各级的吸排气温度、压力、功耗等）和合理的结构参数（活塞行程、曲轴转速和气缸直径等），为动力学计算和零部件结构设计提供依据。

2.1 设计参数设计题目：设计参数：压缩介质：空气排气量：3m3/min吸气压力：0.1MPa 吸气温度：20℃排气压力：0.4MPa、0.7MPa、1.0MPa、1.25MPa和2.5MPa排气温度：一级压缩时排气温度≤200℃；两级压缩时各级排气温度≤180℃。

气阀型式：舌簧阀2.2 结构型式选择和结构参数确定结构型式：V型、W型和S型压缩机结构和结构示意图见图2.1~图2.7。

其主要特点是连杆和活塞直接连接，无十字头和活塞杆，结构紧凑。

图2.1V型压缩机Ⅰ（a）V型一级压缩(b) V型两级压缩图2.2 V型压缩机结构示意图图2.3 W 型压缩机图2.4 W 型单级压缩示意图图2.5 W型二级置于一侧结构示意图图2.6 W型二级置中式结构示意图根据设计要求，选择适当的结构型式，并给出结构示意图。

根据给定参数或参考有关文献数据，或依据实习参观或市场调研收集的数据确定结构参数。

结构参数主要是转数和行程。

转数和行程的选取对机器的尺寸、重量、制造难易和成本有重大影响，并且还直接影响机器的效率、寿命和动力特性。

如果压缩机与驱动机直接连接，则也影响驱动机的经济性和成本。

当前设计中，活塞式压缩机设计的趋势分为高转速低行程和低转速高行程两种。

对于采用舌簧阀的微、小型压缩机，多倾向于适当提高行程降低转速，以提高舌簧阀的使用寿命。

转数、行程和活塞平均速度的关系式如下：m C 30nS（2.11） 式中: C m ——活塞平均速度, m/s ；n ——压缩机转数, r/min ； S ——活塞行程, m 。

活塞式压缩机设计中，在一定的参数和使用条件下，首先应考虑选择适宜的活塞平均速度，因为：1．活塞平均速度的高低，对运动机件中的摩擦和磨损有直接影响。

对气缸内的工作过程也有影响。

2．活塞速度过高，气阀在气缸上难以得到足够的安装面积，所以气阀、管道中的阻力损失很大，功率的消耗及排气温度将会过高。

严重地影响压缩机运转的经济性和使用的可靠性。

图2.7 S 型压缩机一般说来，对于工艺流程中使用的大、中型压缩机，活塞速度取4m/s~5m/s ；对于大批量生产的动力用固定式空气压缩机，为获得较高的效率，取3m/s~4m/s ；移动式压缩机为尽量减小机器重量和外形尺寸，所以取4m/s~5m/s ；微型和小型压缩机，为使结构紧凑，而只能采用较小行程，虽有较高转数，但活塞平均速度却较低，只有2m/s 左右。

个别小型压缩机由于气阀结构改进（如采用直流阀），也可高达6m/s [11]。

在一定的活塞速度下，活塞行程的选取，与下列因素有关： 1．气量的大小。

排气量大者行程应取得长些，反之则应短些。

2．机器的结构型式。

考虑到压缩机的使用维护条件，对于立式、V 型、W 型、扇型等结构，活塞行程不宜取得太长。

3．气缸的结构。

主要应考虑Ⅰ级缸径与行程要保持一定比例，如果行程太小，则进、排气接管在气缸上的布置将发生困难（特别是径向布置气阀的情况）。

在常压进气时，一般当转速低于500r/min 时，1D S=0.4～0.7（D 1为Ⅰ级气缸直径）；转速高于500r/min 时，1D S=0.32～0.45。

现代活塞式压缩机的行程与活塞力之间，按统计与分析，有下列关系：S=A P m （2.12）式中：P ——活塞力， T ；A ——系数，其值在0.065~0.095之间，较小值相应于短行程的机器，较大值相应于长行程的机器。

选择压缩机转数时应注意到惯性力的影响，惯性力的大小与转数成平方关系；通常应遵循惯性力不超过活塞力原则（因为运动部件的强度是按活塞力来计算的）。

另外转数过高对阀片、活塞环、填料的使用寿命也会产生不利影响。

一般说来，活塞力较大的机器，转数相应较低，因为活塞力较大则运动部件的尺寸和重量也相应增加，惯性力增长的程度往往明显超过活塞力增长的程度。

此外，由于各种结构的压缩机的动力平衡性不同，所以转数也会有区别。

压缩机与驱动机直联时，应参照驱动机的额定转数。

近代压缩机的转数n 通常在下列范围： 微型和小型： 1000r/min ～3000r/min 中型： 500r/min ～1000r/min 大型： 250r/min ～500r/min采用舌簧阀的小型压缩机：＜1000r/min注意：当转数与行程最终确定后，可得出压缩机的活塞平均转速。

有些设计要求限定活塞平均速度，则转数和行程将不能任意选择。

根据以上要求，结构参数确定如下： 行程：s =0.08m 转速：n -1000 r/min2.3 级数选择、各级名义压力比的分配和实际压力比选择级数的一般原则是：节省功率，机器结构简单、质量轻成本低及操作维修方便，有时主要是满足工艺流程上的特殊要求，例如排气温度不得超过允许值，某级间压力符合工艺上对中间抽气压力的要求等。

对不同的压缩机，选择级数的原则各有侧重，例如化工上常用的大、中型压缩机，首先是以省功和运转可靠为第一要求，同时排气温度不应过高，一般级压力比均取在2~4之间。

间歇使用的小型压缩机，其基本要求则是机器结构简单紧凑、质量轻及成本低，而功耗却处于次要地位，所以这种压缩机可适当提高级的压力比以减少级数。

对于易燃、易爆等特殊气体及无油润滑的压缩机，级数选择主要是受排气温度的限制，再兼顾其他原则[4]。

考虑到 1.25MPa 及以下的其他三组排压都小于 2.5MPa ，相比之下，排气压力为2.5MPa 时各级排气温度最高，最易超过允许温度。

因此，选择以排气压力为2.5MPa 的S 型压缩机为例，以全面说明压缩机热力学计算的过程和参数选择原则，最具有代表性。

基于上述压力比取值原则，选择两级压缩。

根据已知的进、排气压力，初步确定名义压力比：099.51.01.05.212=+==p p i ε (2.1) 式中：i ε——各级名义压力比；2p ——排气压力，MPa ；1p ——进气压力，MPa 。

上述结果是按假设的理想情况得到的。

实际压缩机存在压力损失、余隙影响、有热交换及回冷不完善等情况，另外，气缸直径圆整也会引起压力再分配，故实际上各级的压力比分配并不是等压力比分配。

在确定各级压力比的分配时往往还需要考虑其他一些因素，例如第I 级常取较小的压力比，以增大第1级的容积系数，目的是确保进气量。

最末一级也常取较小的压力比，以防止在气量调节时，末级压力比可能增大到超过一般允许值，造成末级超温。

由于本设计为两级压缩，以侧重防止第二级超温为前提。

考虑到风冷效果不如水冷，为降低中冷负担，将一级压力比适当调低，通过减小一级排气温度来间接降低二级排气温度，已达到缓解中冷负担的目的，故此，一级压力比调整为：I ε=0.95t ε=0.95×5.099=4.8355则：2s p =1d p =I ε1s p =4.8355×0.1=0.48355∏ε =22 2.60.48355d s p p ==5.3769 调整后，各级名义进、排气压力比（注意一级吸气压力和二级排气压力不变）列于表2.1：表2.1 名义压力比级数 名义进气压力 p 1（MPa ） 名义排气压力 p 2（MPa ） 名义压力比ε Ⅰ Ⅱ0.483552.65.3769各级的实际吸气压力按下式计算：1)1(p p s s ⨯-=δ （5） 各级的实际排气压力按下式计算：2)1(P P d d ⨯+=δ （6）考虑相对压力损失，查参考文献[1]相对压力损失图（P22），见下图 2.8。

查得各级相对压力损失数据，计算各级实际吸、排气压力和压力比如下表2.2：图2.8 进、排气相对压力损失系数表2.2 各级实际吸排气压力和实际压力比级数 p 1(MPa) p 2（MPa ） δs δd p s (MPa) p d (MPa) ε' Ⅰ级 Ⅱ级0.483552.60.0320.0480.4862.7255.612.4 各级排气温度根据下式，计算各级的排气温度：nn is d T T 1-⋅=ε (2.2)式中：d T ——各级排气温度，K ；s T ——各级进气温度，K ；n ——绝热压缩过程指数。

在实际压缩过程中，对微、小型压缩机，n (0.9~0.98)k =，各级气体的等熵指数近似取标准状态下的k 1.4=,此处根据经验取值n=0.964k=1.35。

将计算结果列于下表2.3。

表2.3 各级名义排气温度级数 名义进气温度T s 名义 压力比 压缩指数n 1n nε-名义排气温度T d ℃ K ℃ K Ⅰ Ⅱ20 40293 3134.83555.37961.35 1.351.505 1.547440.7 470.8167.7 197.8注：各级气缸内实际排气温度要高于名义排气温度。

当对气体排气温度有严格要求时，必须计算或校核实际排气温度。

2.5 设计计算各级气体的可压缩性系数界面根据空气的气体性质，参照相关参考文献，查空气的出临界压力和临界温度值，根据已求得的吸、排气温度和进、排气压力，用以下公式计算对比压力和对比温度：P r =cP P(2.3) 式中：P r —— 对比压力；P c —— 临界压力,MPa ； P —— 名义压力，MPa 。

T r =cT T(2.4) 式中：T r ——对比温度；T c ——临界温度,K ； T ——名义温度，K 。