1畢業(yè)設計說明書學生姓名：學 院：專業(yè)年級：題 目：指導教師：評閱教師： 2014 年 05 月 25 日中南林業(yè)科技大學本科畢業(yè)設計 2kw 全封閉式活塞制冷壓縮機設計22中文摘要 活塞式制冷壓縮機是一種容積式壓縮機，把制冷劑從低壓提升為高壓，并使制冷劑不斷循環(huán)流動，從而使系統(tǒng)不斷將內部熱量排放到高于系統(tǒng)溫度的環(huán)境中。制冷壓縮機主要用在空調，電冰箱，制冰機等設備。本次設計的壓縮機用于空調中，將 R22制冷劑進行循·環(huán)壓縮。主要包括三部分，一部分是熱力計算，包括壓縮比，排氣溫度、功率和效率的確定;另一部分是動力計算與分析，包括缸徑和行程的選擇，曲柄連桿機構的受力情況的分析計算，并求出活塞力和連桿力；第三部分主要零部件的結構設計以及強度校核。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：壓縮機；全封閉；熱力分析；結構設計；中南林業(yè)科技大學本科畢業(yè)設計 2kw 全封閉式活塞制冷壓縮機設計3外文摘要Title Design for Refrigeration Compressor(R22) Abstract: Pisston Refrigeration compressor is a kind of displacement compressor,which of the low-pressure refrigerant gas, and pressure tobecome a high pressure.so that continuous emission of internal heat to the environment than the system temperature. Pisston Refrigeration compressor used in air conditioners, refrigerators, ice machines and other equipment. This time the compressor we designed will be used in the air conditioning ,the R22 refrigerant compression cycle .it contains three parts:the first is heat calculation including Compression ratio 、the temperature of the wasted gas ,power and efficiency ; the other is motive power calculating and analysis ,including the Travel dimension of the cylinder and the calculation and analysis of the stress situation of the connecting rod，and piston force and the connecting rod force ;last,design and checking of the main spare parts. The whole design process and design content are based on the design standard;tally with the engineening requirement. Keywords: compressor ;fully enclosed ;temperature analysis;Structural design;中南林業(yè)科技大學本科畢業(yè)設計 2kw 全封閉式活塞制冷壓縮機設計4目 錄第 1 章 緒 論 11.1 活塞式制冷壓縮機介紹 71.2 本制冷壓縮機的工作原理 7第 2 章 熱力計算 .92.1 技術參數 92.2 壓縮機的熱力計算 92.2.1 查取熱力參數.92.2.2 壓縮機的壓縮比 .錯誤！未定義書簽。2.2.3 壓縮機的排氣溫度 錯誤！未定義書簽。2.2.4 計算排氣系數錯誤！未定義書簽。2.2.5 壓縮機單位理論制冷量和單位理論壓縮功錯誤！未定義書簽。2.2.6 壓縮機理論容積排氣量 .錯誤！未定義書簽。2.2.7 壓縮機電動機功率 .錯誤！未定義書簽。2.3 本章小結 .12第 3 章 壓縮機動力計算 133.1 確定壓縮機缸徑 .133.2 曲柄連桿機構運動學 133.2.1 活塞位移 .143.2.2 活塞的速度 .143.2.3 活塞的加速度 .143.2.4 曲柄銷加速度 .153.3 曲柄連桿機構中的作用力 .153.3.1 氣缸內其體力 .153.3.2 機構的慣性力 .173.3.3 作用在活塞上摩擦力 .203.3.4 作用在活塞上的總作用力 .203.3.5 活塞上的總作用力 分解與傳遞 22pF第 4 章 活塞組的設計 244.1 活塞的設計 .244.1.1 活塞的要求及材料的選擇 .244.1.2 活塞的設計 .244.2 活塞銷的設計 .254.2.1 活塞銷的結構、材料254.2.2 活塞銷強度和剛度計算 .254.3 驗算活塞銷座比壓力 .26中南林業(yè)科技大學本科畢業(yè)設計 2kw 全封閉式活塞制冷壓縮機設計54.4 本章小結 .26第 5 章 連桿組的設計 275.1 連桿的設計 .275.1.1 連桿的工作情況、設計要求和材料選用 .275.1.2 連桿長度的確定 .275.1.3 連桿小頭的結構設計與強度、剛度計算 .275.1.4 連桿桿身的結構設計 .錯誤！未定義書簽。5.1.5 連桿大頭 .285.2 連桿螺栓的設計及校核 .295.3 本章小結 .29第 6 章 曲軸的設計 306.1 曲軸的結構型式和材料的選擇 .306.1.1 曲軸的工作條件和設計要求 .306.1.2 曲軸的結構型式 .306.1.3 曲軸的材料 .316.2 曲軸的主要尺寸的確定和結構設計 .316.2.1 曲柄銷的直徑和長度 .316.2.2 主軸頸的直徑和長度 .316.2.3 平衡重 .316.2.4 曲軸上的油孔和油槽 .336.2.5 曲軸的強度校核 .336.3 本章小結 .34第 7 章 機體和氣缸設計 357.1 機體材料的選擇357.2 氣缸的設計357.3 機體的設計 .36第 8 章 閥組的設計 .378.1 閥板的設計378.2 缸蓋的設計 .388.3 進氣閥和排氣閥 .388.3.1 氣閥的要求388.3.2 進氣閥和排氣閥的設計和校核 .398.4 墊片的設計 .418.5 本章小結 .41第 9 章 其他部件的設計 429.1 機殼的結構 .429.2 壓縮機防振裝置 .429.3 壓縮機潤滑和供油機構 .43中南林業(yè)科技大學本科畢業(yè)設計 2kw 全封閉式活塞制冷壓縮機設計69.4 壓縮機出廠技術要求 .44總 結 .錯誤！未定義書簽。致 謝 .錯誤！未定義書簽。參考文獻 .45中南林業(yè)科技大學本科畢業(yè)設計 2kw 全封閉式活塞制冷壓縮機設計第 7 頁第 1 章 緒 論1.1 活塞式制冷壓縮機介紹在制冷壓縮機中，活塞式是問世最早的一種機型，因而它得到廣泛的發(fā)展和深入的研究。目前活塞式壓縮機仍被廣泛應用于各個領域，其產量仍居各種壓縮機之首?；钊綁嚎s機是制冷系統(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，通過壓縮冷凝膨脹蒸發(fā)的循環(huán)過程。活塞式制冷壓縮機型式和種類較多，可根據不同的方法分類。根據其密封情況可分為全封閉、半封閉、開啟式三種型式。根據壓縮機的制冷量殼分為大、中、小型。根據氣缸布置分為臥式、直立式和角度式三種類型。按壓縮機的運動機構分類，活塞式制冷壓縮機可分為滑管式、連桿式和斜盤式。1.2 本制冷壓縮機的工作原理在本次壓縮機設計中是采用曲軸連桿式傳動機構。氣缸與進排氣消聲器，支承曲軸主軸頸的主軸承鑄為一體。曲軸的上部另設一個輔助軸承，稱為上軸承。曲軸了由于采用雙支承，受力情況較單支承要好得多?；钊ㄟ^活塞銷、連桿與曲軸相連接。電動機設置在殼內的下部。電動機的定子用螺栓與氣缸體緊固在一起，轉子與曲軸連成一體。整個機器用三根彈簧懸吊在殼體內，因此具有良好的減振性。當接通電源后，電機轉子旋轉，同時帶動曲軸連桿大頭轉動，而連桿小頭與活塞在氣缸內作往復運動。當活塞從閥板向曲軸方向移動時，制冷劑蒸氣從進氣管通過消聲器，缸蓋中的吸氣腔，閥板，吸氣閥片進入氣缸。當活塞從曲軸側向閥板方向運動時，進氣閥片關閉，氣缸中制冷劑蒸氣被壓縮，達到某一壓力后，排氣閥片打開，高壓蒸氣通過排氣閥片排出氣缸，通過排氣消聲器和排氣管排出壓縮機進入冷凝器。壓縮機的殼體是由下殼和上蓋組成。用焊接的方法將二者焊接成一休。殼休上右進氣管和排氣管，可分別與蒸發(fā)器和冷凝器連接。殼體上還焊有接線往，電源通過接線柱供給壓縮機動力。為了使壓縮機正常啟動和安全運轉，接線柱上裝有啟動繼電器和過熱保護器。當壓縮機負載過大或溫度過高時，則電源自動切斷，壓縮機停止工作。壓縮機殼體內裝有一定量的潤滑油。曲軸的下部鉆有偏心的吸油孔，末端裝有吸中南林業(yè)科技大學本科畢業(yè)設計 2kw 全封閉式活塞制冷壓縮機設計8油管。吸油管浸入油面以下。曲軸上加工有油孔和油槽。當曲軸旋轉時，潤滑油在離心力的作用下通過吸油管沿曲軸的偏心油孔和油槽上升。這樣就依次潤滑了主軸頸、曲柄銷、連桿大頭、連桿小頭、活塞和氣缸。此外還有一部分潤滑油向上噴灑到上蓋的內壁上，然后作傘狀下落，順殼體內壁下流，將壓縮機內的熱盤通過殼體向空氣中散發(fā)，從而降低壓縮機的溫度。由于本次設計的小型全封閉壓縮機應用在空調器上，對它的噪音要求很嚴。此外，還要求它耗電低，可靠性高和壽命長。中南林業(yè)科技大學本科畢業(yè)設計 2kw 全封閉式活塞制冷壓縮機設計9第 2 章 熱力計算2.1 技術參數 1）標準工況： 蒸發(fā)溫度 7.2； 冷凝溫度 54.4；過冷溫度 46.1；吸氣溫度 352）制冷工質： R22 3）電源與電機類型：單相異步電動機，220(±10)V ，50Hz 4）制冷量：2KW 5）能效比: EER3.02.2 壓縮機的熱力計算2.2.1 查取熱力參數圖 2.1 R22 的 P-H 圖由 R22 制冷劑的 P-H 圖（圖 2.1）查的h1：Ps1=624.6Kpa h1=407.54kj/kg V1=0.03817m3/kg S1=1.740h2:Ps2=624.6Kpa h2=427.69kj/kg V2=0.043111m3/kg S2=1.809h3：Pd3=2135.6Kpa h3=462.81kj/kg V3=0.01412m3/kg S3=1.809h4：Pd4=2135.6Kpa h4=418.34kj/kg V4=0.01049m3/kg S4=1.681h6: Ps6=624.6Kpa h6=258.29kj/kg S=1.207中南林業(yè)科技大學本科畢業(yè)設計 2kw 全封閉式活塞制冷壓縮機設計10由此可知：蒸發(fā)溫度下工質壓力 Ps=624.6Kpa 冷凝溫度下工質的壓力 Pd=2135.6Kpa 進口狀態(tài)下工質的焓值 h2=427.69kj/kg壓縮終了時工質的焓值 h3=462.81kj/kg冷凝溫度下工質的焓值 h6=258.29kj/kg壓縮機進口處的比容 V2=0.04311m3/kg2.2.1 熱力計算1.單位質量的制冷量q0=h2-h6=427.69-258.29=169. 4kj/kg2.單位質量的理論絕熱壓縮功wis=h3-h2=462.81-427.69=35.12kj/kg3.能效比EER=q0/wis=169.4/35.12=4.823 符合要求4.容積系數 v取相對余隙容積 C=0.01v=1-C（錯誤！未找到引用源。 ）1/m-1取 m=1取排氣終了的相對壓力損失為錯誤！未找到引用源。=0.01所以 Pd=0.01Pdv=1-0.01（ ）-1=0.9755624.0135.135.5.壓力系數 pp=Psvc1-取進氣終了時相對壓力損失錯誤！未找到引用源。=0.03所以 Ps=0.03Psp= =0.968903.975.16.泄露系數 t根據有關資料，取 t=0.98中南林業(yè)科技大學本科畢業(yè)設計 2kw 全封閉式活塞制冷壓縮機設計117.溫度系數 t壓縮機為空氣自由冷卻取 a=1.15，b=0.25吸氣過熱度 =(Ts-T )=(35-7.2)=27.8C其中 Ts 為:吸氣溫度，T 為蒸發(fā)溫度。t=錯誤！未找到引用源。= = 0.87288.275.08.27315. 8.壓力比49.362.015sdP9.輸氣系數 =vptt=0.808410.理論制冷量 Q0Q0=Q/=2KW/0.6947=2.4740KW11.理論容積輸氣量 VhQ0=q0·mm= Q0/q0=2.474·103w/（50·161.04·10 3J/kg）=0.2916·10 -3kgVh=V2·m=0.04311·0.2916·10-3=0.01257·10-3m3=12.57cm312.主要結構參數確定：取氣缸直徑 D=30mmVh=錯誤！未找到引用源。 2·S/4S=（4Vh）/（D 2）=（4·12.57）/（3.14·32）=1.778cm=18mm實際輸氣體積 Vh=D 2S/4=12.5663cm313.實際質量輸氣量Ga=（Vh/V 2）·50=0.8084·12.5663·10 -6·50/0.04311=1.1786·10-2 kg（3）指示功率壓力比 =Pd/Ps=2135.6/624.6=3.4191工質在氣缸內與汽缸壁的熱交換幾乎為零，可以按絕熱過程計算指示功率Pi=1.309·10-2·v·p·i·n·Ps·S·D 2·錯誤！未找到引用源。·（1+0）k-1/k-1中南林業(yè)科技大學本科畢業(yè)設計 2kw 全封閉式活塞制冷壓縮機設計12=1.309·10-2·0.9755·0.9689·3000·0.6246·106· 錯誤！未找1-.到引用源。1.6 ·3.4191· （1+0.04）1.1-1/1.1-1 =507.09W5-1014.指示效率i=Pis/Pi=413.9243 / 507.0897= 0.816315.摩擦功率取平均摩擦壓力 Pm=0.3·105PaPm=1.309·D2·S·n·Pm·10-5KW=1.309·0.0004·0.04·3000·0.3=18.85w16.軸功率Pz = Pi+Pm = 507.09+18.85 = 525.94 W17.機械效率m=Pi/Pz=507.09/525.94=0.964218.軸效率z=m·i=0.9642·0.8163=0.787019.電效率取電動機的效率 m0=0.75電效率 e=m0·z=0.75·0.7870=0.590320.電功率Pe=1.25·Pis/e=1.25·413.9243/0.5903=876.51W21.電動機的選擇根據以上計算數據 電動機選擇 （外形尺寸單位：mm·mm·mm）YL802-2 1100w 3000r/min 效率 75% 外形尺寸 295·165·200（長·寬·高）2.3 本章小結本章首先主要對壓縮機的的熱力進行了計算，求出了電動機的所需功率，理論排氣量，為后邊的求氣缸直徑，行程以及進一步的動力計算和零件的結構設計提供了基礎。中南林業(yè)科技大學本科畢業(yè)設計 2kw 全封閉式活塞制冷壓縮機設計13第 3 章 壓縮機動力計算3.1 確定壓縮機缸徑 60/42sniDqv式中 為理論容積排氣量； S 為行程取 s=18mm； n 為轉速取 n=3000r/min；ivq單缸取 1；求的 D=30mm3.2 曲柄連桿機構運動學圖 3.1 為曲柄連桿機構簡圖。氣缸中心線通過曲軸中心 O，OB 為曲柄，AB 為連桿，B 為曲柄銷中心，A 為連桿小頭孔中心或活塞銷中心。當曲柄按等角速度 旋轉時，曲柄 OB 上任意點都以 O 點為圓心做等速旋轉運動，活塞 A 點沿氣缸中心線做往復運動，連桿 AB 則做復合的平面運動，其大頭 B 點與曲柄一端相連，做等速的旋轉運動，而連桿小頭與活塞相連，做往復運動?；钊鐾鶑瓦\動時，其速度和加速度是變化的。它的速度和加速度的數值以及變化規(guī)律對曲柄連桿機構以及發(fā)動機整體工作有很大影響，因此，研究曲柄連桿機構運動規(guī)律的主要任務就是研究活塞的運動規(guī)律。圖 3.1 曲柄連桿機構運動簡圖中南林業(yè)科技大學本科畢業(yè)設計 2kw 全封閉式活塞制冷壓縮機設計14=R/L 應在 1/3.5 - 1/5 范圍內 取 1/4曲柄半徑 r=s/2=9mm連桿的長度 L=r/=36mm曲柄的角速度 為： 3062n式中： 曲軸轉數， ；nmin/r已知額定轉數 =2940 ，則 ；14.6srad/3.2.1 活塞位移假設在某一時刻，曲柄轉角為 ，并按順時針方向旋轉當 = 時，活塞銷中心 A 在最外面的位置，此位置稱為外止點。當 =180 時，0 A 點在最里面的位置，此位置稱為內止點。x= )sin1(cos12r3.2.2 活塞的速度 將活塞位移公式對時間 t 進行微分，即可求得活塞速度 v)2sin/(sirwdtxv當 或 時，活塞速度為零，活塞在這兩點改變運動方向。當 時，018 90，此時活塞得速度等于曲柄銷中心的圓周速度。rv3.2.3 活塞的加速度將活塞速度對時間 微分，可求得活塞加速度t )2cos(2rwdtva曲柄轉角活塞位移(mm)活塞速度 m/s活塞加速度m/s*s曲柄轉角活塞位移(mm)活塞速度m/s活塞加速度 m/s*s中南林業(yè)科技大學本科畢業(yè)設計 2kw 全封閉式活塞制冷壓縮機設計150 0.00 0.00 1065.28 190 17.90 -0.36 -639.07 10 0.17 0.60 1039.48 200 17.59 -0.72 -637.62 20 0.67 1.17 964.03 210 17.08 -1.09 -631.52 30 1.49 1.68 844.57 220 16.36 -1.44 -615.84 40 2.57 2.12 689.84 230 15.45 -1.78 -584.79 50 3.88 2.46 510.80 240 14.35 -2.10 -532.64 60 5.35 2.70 319.58 250 13.09 -2.38 -454.69 70 6.93 2.83 128.27 260 11.67 -2.61 -348.19 80 8.55 2.85 -52.22 270 10.14 -2.77 -213.06 90 10.14 2.77 -213.06 280 8.55 -2.85 -52.22 100 11.67 2.61 -348.19 290 6.93 -2.83 128.27 110 13.09 2.38 -454.69 300 5.35 -2.70 319.58 120 14.35 2.10 -532.64 310 3.88 -2.46 510.80 130 15.45 1.78 -584.79 320 2.57 -2.12 689.84 140 16.36 1.44 -615.84 330 1.49 -1.68 844.57 150 17.08 1.09 -631.52 340 0.67 -1.17 964.03 160 17.59 0.72 -637.62 350 0.17 -0.60 1039.48 170 17.90 0.36 -639.07 360 0.00 0.00 1065.28 180 18.00 0.00 -639.17 表 3.1 活塞的位移、速度和加速度3.2.4 曲柄銷加速度2rwa3.3 曲柄連桿機構中的作用力作用于曲柄連桿機構的力分為：缸內氣體力、運動質量的慣性力、摩擦阻力。3.3.1 氣缸內其體力 pscisAF)(中南林業(yè)科技大學本科畢業(yè)設計 2kw 全封閉式活塞制冷壓縮機設計16膨脹過程 10)(psxpmiciddp05.進氣過程 2ci壓縮過程 20)(psxpmicissp05.2排氣過程 1ci曲柄轉角 膨脹過程p(Mp)吸氣過程p(mp)壓縮過程p(mp)排氣過程p(mp)氣體力p*a(N)0 2.16 -739.28 10 1.15 -414.38 20 0.76 -60.98 30 0.549 34.36 40 0.549 34.36 50 0.549 34.36 60 0.549 34.36 70 0.549 34.36 80 0.549 34.36 90 0.549 34.36 100 0.549 34.36 110 0.549 34.36 120 0.549 34.36 130 0.549 34.36 140 0.549 34.36 150 0.549 34.36 160 0.549 34.36 170 0.549 34.36 180 0.549 34.36 190 0.60 12.23 中南林業(yè)科技大學本科畢業(yè)設計 2kw 全封閉式活塞制冷壓縮機設計17200 0.61 6.72 210 0.63 -2.91 220 0.66 -17.40 230 0.71 -37.96 240 0.77 -66.43 250 0.86 -105.69 260 0.98 -160.20 270 1.15 -237.20 280 1.40 -348.85 290 1.75 -509.76 300 2.16 -739.28 310 2.16 -739.28 320 2.16 -739.28 330 2.16 -739.28 340 2.16 -739.28 350 2.16 -739.28 360 2.26 -739.28 表 3.2 其體力3.3.2 機構的慣性力慣性力是由于運動不均勻而產生的，為了確定機構的慣性力，必須先知道其加速度和質量的分布。加速度從運動學中已經知道，現在需要知道質量分布。實際機構質量分布很復雜，必須加以簡化。為此進行質量換算。1、機構運動件的質量換算質量換算的原則是保持系統(tǒng)的動力學等效性。質量換算的目的是計算零件的運動質量，以便進一步計算它們在運動中所產生的慣性力。（1）連桿質量的換算連桿是做復雜平面運動的零件。為了方便計算，將整個連桿（包括有關附屬零件）的質量 用兩個換算質量 和 來代換，并假設是 集中作用在連桿小頭中心處，Lm1m21m中南林業(yè)科技大學本科畢業(yè)設計 2kw 全封閉式活塞制冷壓縮機設計18并只做往復運動的質量； 是集中作用在連桿大頭中心處，并只沿著圓周做旋轉運動2m的質量，如圖 2.2 所示：圖 2.2 連桿質量的換算簡圖簡化到小頭的質量 ml=（0.3-0.4）mm2=(0.6-0.7)m在本連桿中 m 粗略估算為 0.03kgm1=0.009kg m2=0.059kg（2）往復直線運動部分的質量 j活塞（包括活塞上的零件）是沿氣缸中心做往復直線運動的。它們的質量可以看作是集中在活塞銷中心上，并以 表示。其中 為 0.05kg。質量 與換算到連桿小hmhhm頭中心的質量 之和，稱為往復運動質量 ，即 =0.009+0.05=0.059kg。 1ms 1hs（3）不平衡回轉質量 r曲拐的不平衡質量及其代換質量如圖 2.3 所示： 中南林業(yè)科技大學本科畢業(yè)設計 2kw 全封閉式活塞制冷壓縮機設計19圖 2.3 曲拐的不平衡質量及其代換質量曲拐在繞軸線旋轉時，曲柄銷和一部分曲柄臂的質量將產生不平衡離心慣性力，稱為曲拐的不平衡質量。為了便于計算，所有這些質量都按離心力相等的條件，換算到回轉半徑為 的連桿軸頸中心處，以 表示,其中 mk 估算為 0.02kg。質量 與換算rkmkm到大頭中心的連桿質量 之和稱為不平衡回轉質量 ，即2 r=0.041kg2kr由上述換算方法計算得：往復直線運動部分的質量 =0.059 ，不平衡回轉質量 =0.041 。smgrmkg2、曲柄連桿機構的慣性力把曲柄連桿機構運動件的質量簡化為二質量 和 后，這些質量的慣性力可以從sr運動條件求出，歸結為兩個力。往復質量 的往復慣性力 和旋轉質量 的旋轉慣性ssIr力 。rI（1）往復慣性力2coscos2rmrIsss式中： 往復運動質量， ；smkg連桿比；曲柄半徑， ；r曲柄旋轉角速度， ；srad/曲軸轉角。是沿氣缸中心線方向作用的，公式前的負號表示 方向與活塞加速度 的方向sI sPa相反。表 3.3 往復慣性力 曲柄轉角（）慣性力（N）曲柄轉角（）慣性力（N）曲柄轉角（）慣性力（N）0 62.85 130 -34.50 250 -26.83 10 61.33 140 -36.33 260 -20.54 中南林業(yè)科技大學本科畢業(yè)設計 2kw 全封閉式活塞制冷壓縮機設計20（2）旋轉慣性力2rmPrN94.361.409.41. 23.3.3 作用在活塞上摩擦力=2.83NsnipFmimp2)1(60.3.3.4 作用在活塞上的總作用力由前述可知，在活塞銷中心處，同時作用著氣體作用力 ，活塞摩擦力 和往gPmpF復慣性力 ，由于作用力的方向都沿著中心線，故只需代數相加，即可求得合力 sImpsFp表 3.4 活塞力曲柄轉角 ）慣性力（N）摩擦力（N）氣體力(N)活塞力（N）20 56.88 150 -37.26 270 -12.57 30 49.83 160 -37.62 280 -3.08 40 40.70 170 -37.70 290 7.57 50 30.14 180 -37.71 300 18.86 60 18.86 190 -37.70 310 30.14 70 7.57 200 -37.62 320 40.70 80 -3.08 210 -37.26 330 49.83 90 -12.57 220 -36.33 340 56.88 100 -20.54 230 -34.50 350 61.33 110 -26.83 240 -31.43 360 62.85 120 -31.43 中南林業(yè)科技大學本科畢業(yè)設計 2kw 全封閉式活塞制冷壓縮機設計210 62.85 2.83 -739.28 -628.81 10 61.33 2.83 -414.38 -305.43 20 56.88 2.83 -60.98 43.51 30 49.83 2.83 34.36 131.81 40 40.70 2.83 34.36 122.68 50 30.14 2.83 34.36 112.12 60 18.86 2.83 34.36 100.84 70 7.57 2.83 34.36 89.55 80 -3.08 2.83 34.36 78.90 90 -12.57 2.83 34.36 69.41 100 -20.54 2.83 34.36 61.44 110 -26.83 2.83 34.36 55.16 120 -31.43 2.83 34.36 50.56 130 -34.50 2.83 34.36 47.48 140 -36.33 2.83 34.36 45.65 150 -37.26 2.83 34.36 44.72 160 -37.62 2.83 34.36 44.36 170 -37.70 2.83 34.36 44.28 180 -37.71 2.83 34.36 44.27 190 -37.70 -2.83 12.23 -73.10 200 -37.62 -2.83 6.72 -78.52 210 -37.26 -2.83 -2.91 -87.78 220 -36.33 -2.83 -17.40 -101.35 230 -34.50 -2.83 -37.96 -120.08 240 -31.43 -2.83 -66.43 -145.48 250 -26.83 -2.83 -105.69 -180.13 260 -20.54 -2.83 -160.20 -228.36 270 -12.57 -2.83 -237.20 -297.39 280 -3.08 -2.83 -348.85 -399.55 中南林業(yè)科技大學本科畢業(yè)設計 2kw 全封閉式活塞制冷壓縮機設計22290 7.57 -2.83 -509.76 -549.82 300 18.86 -2.83 -739.28 -768.05 310 30.14 -2.83 -739.28 -756.76 320 40.70 -2.83 -739.28 -746.20 330 49.83 -2.83 -739.28 -737.07 340 56.88 -2.83 -739.28 -730.02 350 61.33 -2.83 -739.28 -725.57 360 62.85 -2.83 -739.28 -724.05 3.3.5 活塞上的總作用力 分解與傳遞pF如圖 2.4 所示，首先，將 分解成兩個分力：沿連桿軸線作用的力 ，和把活塞lF壓向氣缸壁的側向力 ，h圖 3.4 作用在機構上的力其中沿連桿的作用力 為： lF2sin1plF而側向力 為： h2sinph切向力為 )in1(si2pFT法向力 )si(co2pr中南林業(yè)科技大學本科畢業(yè)設計 2kw 全封閉式活塞制冷壓縮機設計23連桿作用力 的方向規(guī)定如下：使連桿受壓時為正號，使連桿受拉時為負號。lF表 3.5 其他力大小曲柄轉角連桿力 切向力 法向力曲柄轉角連桿力 切向力 法向力0 -628.81 0.00 -628.81 190 -73.17 9.57 72.54 10 -305.72 -66.11 -298.49 200 -78.81 20.52 76.09 20 43.67 18.39 39.61 210 -88.48 34.31 81.55 30 132.86 80.29 105.85 220 -102.69 52.51 88.25 40 124.30 94.16 81.14 230 -122.34 76.93 95.13 50 114.24 99.95 55.31 240 -149.01 109.86 100.68 60 103.29 98.51 31.05 250 -185.32 154.38 102.52 70 92.13 91.55 10.29 260 -235.61 214.82 96.78 80 81.41 81.18 -6.04 270 -307.14 297.39 76.79 90 71.69 69.41 -17.92 280 -412.24 411.10 30.57 100 63.39 57.80 -26.04 290 -565.65 562.11 -63.18 110 56.75 47.27 -31.39 300 -786.71 750.31 -236.52 120 51.79 38.18 -34.99 310 -771.04 674.63 -373.32 130 48.38 30.42 -37.62 320 -756.03 572.72 -493.53 140 46.25 23.65 -39.75 330 -742.90 448.96 -591.89 150 45.08 17.48 -41.55 340 -732.71 308.55 -664.57 160 44.53 11.60 -42.99 350 -726.26 157.04 -709.07 170 44.32 5.79 -43.94 360 -724.05 0.00 -724.05 180 44.27 0.00 -44.27 3.4 本章小結 本章首先分析了曲柄連桿機構的運動情況，并求出了氣缸的直徑行程，以及連桿的長度，曲軸的偏心距等，重點分析了活塞的運動，在此基礎上分析了每個工作過程的氣體壓力變化情況，進一步推導出各過程氣體力的理論計算公式，進行了機構中運中南林業(yè)科技大學本科畢業(yè)設計 2kw 全封閉式活塞制冷壓縮機設計24動質量的換算，并根據其具體結構參數計算出了各過程的氣體力，為后面結構設計提供了理論數據的依據。第 4 章 活塞組的設計4.1 活塞的設計 活塞組包括活塞、活塞銷，它們在制冷壓縮機種是工作條件最嚴酷的組件。壓縮機的工作可靠性與使用耐久性，在很大程度上與活塞組的工作情況有關。4.1.1 活塞的要求及材料的選擇 根據上述對活塞設計的要求，活塞材料應滿足如下要求：(1)質量小。往復慣性力與往復質量有關。故要求活塞的質量要小，對于高轉速的壓縮機，尤其重要；(2)導熱系數高?；钊跉飧字袎嚎s氣體時，高溫的氣體將熱量傳導給活塞，因此要求活塞的導熱系數高，盡快地將熱量傳給氣缸體，通過氣缸體向外放熱。這樣可以降低活塞的溫度，提高輸氣系數；(3) 強度高。在規(guī)定的壓力比下，具有足夠的強度；(4)耐磨性好；（5)熱膨脹性小。活塞的熱膨脹系數愈小愈好，這樣，在高溫蒸氣的傳導下，活塞才可保證最佳的氣缸間隙；（6）工藝性良好，價格低。設計時應使同一系列壓縮機的活塞大部分尺寸相同，如相同的直徑，相同的活塞銷孔等。這樣，加工非常方便。從材料上講，鑄鐵價格低，熱膨脹系數小，有良好的耐磨性。綜合前面的要求，選擇常用的 HT200。4.1.2 活塞的設計全封閉制冷壓縮機的活塞由于不裝活塞環(huán)所以沒有環(huán)部。其尺寸小，剛度大，熱膨脹小，故不對其群部進行特殊處理。中南林業(yè)科技大學本科畢業(yè)設計 2kw 全封閉式活塞制冷壓縮機設計25圖 4.1 活塞示意圖參照已有經驗活塞的長度 L 與直徑 D 之比 L/D 一般為 0.6-l.3?；钊N孔中心線距活塞項部的距離與直徑之比 L1/D 為 0. 35-1?；钊N孔直徑 d 與活塞外徑 D 之比 d/D=0.27 一 0.45。求的 L=38mm L1=25mm d=12mm 活塞頂部厚度=2.8mm 取 t=6mmmPDtax4.0薄壁取 7mm4.2 活塞銷的設計4.2.1 活塞銷的結構、材料1、活塞銷的結構和尺寸活塞銷的結構為一圓柱體，中空形式，可減少往復慣性質量，有效利用材料?；钊N與活塞銷座和連桿小頭孔的連接配合?；钊N的外直徑 ，活塞銷的內直md12徑根據經驗值取 ，活塞銷長度 ，取md5.2Dl )7.8.5()9.085.(ml282、活塞銷的材料由于氣體力和往復慣性力作用在活塞銷上，加上活塞直徑一般很小，故活塞銷承受很大的交變彎曲應力和沖擊力?；钊N在交變彎曲應力的作用下，油膜不易形成，因而潤滑條件差，易磨損。為此，應盡量使用表面硬度高，具有韌性的材料。通常使中南林業(yè)科技大學本科畢業(yè)設計 2kw 全封閉式活塞制冷壓縮機設計26用表面滲碳的低碳鋼或表面滲碳的低合金鋼。在本設計中選用 20Cr 鋼，表面滲碳層在0.5-lmm,硬度為 HRC55-62，屈服強度 R540Mpa。4.2.2 活塞銷強度和剛度計算由運動學知，活塞銷表面受到活塞力的共同作用，總的作用力 ，活NFs05.768塞銷長度 L=28mm，連桿小頭高度 ，取 9mm，間隙為mdl )6.98()2.180(1，所以活塞銷跨度 Lp=10mm。m5.01、最大彎曲應力計算活塞銷中央截面最危險其彎矩為 mNLFMp 5.2401.5.7684max空心銷的抗彎斷面系數為 ，314)(.dW其中 25.012所以彎曲應力為 M即 Paa743 108.)25.01(.0 M482、最大剪切應力計算最大剪切應力出現在銷座和連桿小頭之間的截面上。橫斷截面的最大剪切應力發(fā)生在中心層上，其值按下式計算：)(max4221maxdF MPa5.17max已知許用彎曲應力 ；許用剪切應力 ，那么校核合MP500格。4.3 驗算活塞銷座比壓力銷座比壓力為：中南林業(yè)科技大學本科畢業(yè)設計 2kw 全封閉式活塞制冷壓縮機設計27)(20maxPldFq papa6610.8)1023(85.7MP9.7q鑄鐵一般為 M44.4 本章小結 在活塞的設計過程中，分別確定了活塞、活塞銷、活塞銷座主要的結構參數，分析了其工作條件，總結了設計要求，選擇合適的材料，并分別進行了相關的強度和剛度校核，使其符合實際要求。第 5 章 連桿組的設計5.1 連桿的設計5.1.1 連桿的工作情況、設計要求和材料選用1、工作情況連桿小頭與活塞銷相連接，與活塞一起做往復運動，連桿大頭與曲柄銷相連和曲軸一起做旋轉運動。因此，連桿體除有上下運動外，還左右擺動，做復雜的平面運動。2、設計要求 連桿主要承受氣體壓力和往復慣性力所產生的交變載荷，因此，在設計時應首先保證連桿具有在足夠的疲勞強度和結構鋼度。如果強度不足，就會發(fā)生連桿螺栓、大頭蓋或桿身的斷裂，造成嚴重事故，同樣，如果連桿組剛度不足，也會對壓縮機的工作帶來不好的影響。所以設計連桿的一個主要要求是在盡可能輕巧的結構下保證足夠的剛度和強度。為此，必須選用高強度的材料；合理的結構形狀和尺寸。3、材料的選擇連桿的材料在小型全封閉壓縮機中，廣泛采用鑄鐵、鋁合金和粉末冶金材料。鋁合金連桿加工簡單，且質量較鑄鐵連桿小，因此目前許多壓縮機都采用鋁合金材料制造連桿。本課程設計中也選用鋁合金材料。中南林業(yè)科技大學本科畢業(yè)設計 2kw 全封閉式活塞制冷壓縮機設計285.1.2 連桿長度的確定設計連桿時首先要確定連桿大小頭孔間的距離，即連桿長度 它通常是用連桿比l來說明的， ， ，則 。lr/4/1mr9l365.1.3 連桿小頭的結構設計與強度、剛度計算1、連桿小頭的結構設計連桿小頭內徑 和小頭寬度 已在活塞組設計中確定， ， 。1d1Bm12d9B1小頭外徑 ，取 D1=18mm。)5.2(D12、連桿小頭的強度校核在小功率的封閉式壓縮機中，常常用下式計算連桿小頭的強度。bhImax式中 為最大慣性力； b 為小頭寬度，單位 m；h 為連桿小頭壁厚，單位 max故 Mpa35.01928.615Mpa，校核合格。連桿的桿身必須具有足夠的強度和剛度，為此，多數連桿的桿身的橫截面為矩形或工字形。曲柄銷旋轉時，連桿大頭做擺動，由于離心力的作用，對桿身產生彎矩，因此從小頭到大頭的截面逐漸加大。為使連桿從小頭到大頭傳力比較均勻，在桿身到小頭和大頭的過渡處用足夠大的圓角半徑。中南林業(yè)科技大學本科畢業(yè)設計 2kw 全封閉式活塞制冷壓縮機設計29圖 5.1 連桿零件圖 5.1.5 連桿大頭連桿大頭的結構與尺寸基本上決定于曲柄銷直徑 、寬度 、連桿螺栓直徑 。qDqBmd其中在 、在曲軸設計中確定， ， ，大頭寬度 ，大頭孔直徑qDmDq14mb142。md142連桿大頭與連桿蓋的分開面采用平切口，大頭凸臺高度取 ，為了提高連H71桿大頭結構剛度和緊湊性，連桿螺栓孔間距離 ，一般螺栓孔外側壁2)3.4.1(dC厚取 2 毫米，螺栓頭支承面到桿身或大頭蓋的過渡采用盡可能大的圓角。5.2 連桿螺栓的設計及校核對于刨分式連桿，連桿螺栓的作用是很重要的。壓縮機運轉時，它受到很大的交變載荷。對于小型全封閉壓縮機，由于連桿的尺寸受到限制，因而連桿螺栓的尺寸更小。為了防止應力集中而使材料疲勞斷裂，一般是降低螺栓的剛度，提高連桿大頭的剛度，緩沖應力集中，從而提高疲勞強度。為了降低螺栓的剛度，一般是縮小螺栓桿身的直徑，使桿身直徑小一于螺紋根徑來實現的。桿身至頭部的過渡圓角應盡可能大一些，螺紋采用細牙，螺紋底部不允許有尖角。中南林業(yè)科技大學本科畢業(yè)設計 2kw 全封閉式活塞制冷壓縮機設計30連桿螺栓螺紋外徑 mDdm3)25.018.(連桿螺栓螺紋長度 l9連桿螺栓的材料選 40Cr。裝配時要嚴格按規(guī)定的力矩緊固螺栓。防止預緊力不足，或預緊力過大而使連桿螺栓斷裂。2143.dF其中 F 為 0.5 倍的最大活塞力； 為螺栓的外徑1dMpa703.4125.68=200250Mpa故符合強度要求。5.3 本章小結本章在設計連桿的過程中，首先分析了連桿的工作情況，設計要求，并選擇了適當的材料，然后分別確定了連桿小頭、連桿桿身、連桿大頭的主要結構參數，并進行了強度了剛度的校核，使其滿足實際加工的要求，最后設計連桿螺栓，并行檢驗校核。第 6 章 曲軸的設計6.1 曲軸的結構型式和材料的選擇6.1.1 曲軸的工作條件和設計要求曲軸是在不斷周期性變化的氣體壓力、往復和旋轉運動質量的慣性力以及它們的力矩作用下工作的，使曲軸既扭轉又彎曲，產生疲勞應力狀態(tài)。由于曲軸彎曲與扭轉振動而產生附加應力，再加上曲軸形狀復雜，結構變化急劇，產生的嚴重的應力集中。特別在曲柄至軸頸的圓角過渡區(qū)、潤滑油孔附近以及加工粗糙的部位應力集中現象尤為突出。所以在設計曲軸時，要使它具有足夠的疲勞強度，