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編號
無錫太湖學院
畢業(yè)設計（論文）
題目： VF-0.8/50空氣壓縮機的設計
整體、曲軸箱部件、曲軸部件設計
信機 系 機械工程及自動化 專業(yè)
學 號： 0923166
學生姓名： 李 達
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） VF-0.8/50空氣壓縮機的設計（整體、曲軸箱、曲軸部分設計） 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）不包含任何其它個人、集體已發(fā)表或撰寫的成果作品。
班 級： 機械94
學 號： 0923166
作者姓名：
2013 年 5 月 25 日
Ⅲ
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 VF-0.8/50空氣壓縮機的設計
2、專題 整體設計、曲軸箱設計、曲軸設計
二、課題來源及選題依據
VF-0.8/50一級有油，二、三級微油潤滑空氣壓縮機是風冷單作用壓縮機。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二級氣缸壓縮后，再次經排氣閥進入中間冷卻器后三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（論文或其它）應達到的要求：
① 根據設計參數進行壓縮機的熱、動力計算(主要包括缸徑確定，電動機功率計算及選型，壓縮機中的作用力的分析，飛輪距的確定，慣性力和慣性力矩的平衡)；
② 繪制主機總圖及主要零件圖；
③ 對壓縮機主要零件進行強度校核；
④ 根據計算結果，確定壓縮機結構尺寸，完成總裝配圖；
⑤ 查閱相關數據，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94 班 姓名 李 達
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
空氣壓縮機是一種用來壓縮空氣、提高氣體壓力或輸送氣體的機械，是將原動機的機械轉化為壓力能的工作機，簡稱空壓機。而本次設計的活塞壓縮機是依靠活塞在氣缸內作往復運動而實現工作容積的周期性變化來工作的。
本次設計的為角度式V型壓縮機，分為兩列，其中一列為一、二級氣缸壓縮，另外一列為一、三級氣缸壓縮，兩列夾角為90°，平衡性達到最佳?；钊綁嚎s機是利用活塞在汽缸中往復運動使容積縮小而提高氣體濃度、壓力的。相比于其它形式的壓縮機有許多優(yōu)點，如：效率高；適應性強，特別是用于排氣量小的情況；涉及的壓力范圍廣，低壓和高壓都適用。在實際的生產、生活中，此型號的壓縮機的應用范圍比較廣泛。
本設計的內容包括壓縮機整體的設計、曲軸箱的設計、曲軸的設計。主要通過熱力計算和動力計算來初步確定壓縮機的整體設計。同時，對曲軸箱、曲軸進行設計，并繪出壓縮機的總裝配圖，曲軸箱、軸承蓋、曲軸、軸承座，風葉輪等的零部件設計。
關鍵詞：壓縮機；活塞；曲軸箱；曲軸
Abstract
The air compressor is a machine used to compress air, improve the gas pressure or gas transportation, is the original motivation of mechanical work into pressure energy, referred to as the compressor. While the piston compressor in this design is to rely on the piston in the cylinder for reciprocating motion and periodic variation of the volume of work to work.
The design for the angle type V type compressor, divided into two columns, one tier one or two cylinder compression, the other as a, three cylinder, two angle is 90 °, balance to achieve the best. Piston type compressor is the use of a piston in a cylinder of reciprocating motion to decrease in volume and improve the gas concentration, pressure. Compared to other forms of compressor has many advantages, such as: high efficiency; good adaptability, especially for exhaust volume small; pressure range wide, low pressure and high pressure are applicable. In the actual production, life, the scope of application of this type of compressor is widely.
The design includes the overall design, the compressor crankcase design, the design of crankshaft. Through the calculation of thermodynamic calculation and dynamic to preliminary determine the overall design of the compressor. At the same time, the design of the crankcase, crankshaft, and the general assembly drawing of the compressor, crankshaft box, bearing cover, crankshaft, bearing, impeller and other parts design.
Key words: compressor; piston; crankshaft; the crankshaft
目 錄
摘 要 Ⅲ
ABSTRACT Ⅳ
目 錄 Ⅵ
1 緒論 1
1.1 本課題的研究內容和意義 1
1.2 壓縮機的工作原理 1
2壓縮機總體設計 2
2.1 結構方案選擇 2
2.2 級數的選擇和各級壓力比的分配 2
2.2.1級數的選擇 2
2.2.2 各級壓力比的分配 3
2.3 壓縮機轉數和行程的確定 3
3 壓縮機的熱力計算 5
3.1 初步確定各級公稱壓力和溫度 5
3.1.1 初步確定各級公稱壓力 5
3.1.2 計算絕熱指數k 5
3.1.3 計算各級排氣溫度T 6
3.2 計算各級排氣系數 6
3.2.1容積系數 6
3.2.1 壓力系數 8
3.2.2 溫度系數 8
3.2.3 氣密系數 9
3.3 計算干氣系數和抽氣系數 10
3.3.1 計算干氣系數 10
3.3.2 計算抽氣系數 11
3.4 壓縮機各級行程容積的確定 11
3.5 壓縮機各級氣缸直徑的確定 12
3.6 修正各級公稱壓力和溫度 13
3.6.1 確定圓整后各級實際行程容積 13
3.6.2 確定各級壓力修正系數及 13
3.6.3 修正后各級公稱壓力和壓力比 13
3.6.4 修正后各級排氣溫度 14
3.7 計算活塞力 14
3.7.1 計算氣缸內實際吸排氣壓力 14
3.7.2 計算各列的活塞力 15
3.8 計算軸功率，選取電機 15
3.8.1 計算各級指示功率 15
3.8.2 計算軸功率 17
3.8.3 驅動機功率，選取電動機 17
4 壓縮機的動力計算 18
4.1 壓縮機中的作用力 19
4.2 作各級氣缸示功圖 20
4.3 作往各列氣缸復慣性力圖 22
4.4 作各列氣缸綜合活塞力圖 24
4.5 作各列氣缸切向力圖 26
4.6 確定飛輪矩 30
5 機體的設計 32
5.1 機體的結構設計 32
5.1.1 機體結構設計的基本原則 32
5.1.2 機體主要結構尺寸的確定 32
5.1.3 機體的壁厚 32
5.1.4 機體加強筋的布置 32
5.1.5 連接螺栓的布置 33
5.2螺栓的強度計算 33
5.3 機體的基本計算要求 33
5.3.1 對材料的要求 33
5.3.2 對毛坯件的要求 33
5.3.3 對熱處理的要求 34
5.3.4 對機械加工的要求 34
5.4 其它 34
6 曲軸基本尺寸的設計 35
6.1 曲軸基本結構 35
6.1.1 曲軸結構設計 35
6.1.2 曲頸和曲柄 35
6.1.3 過渡圓角 36
6.1.4 油孔 36
6.1.5 曲軸的軸向定位 36
6.1.6 油封 37
6.1.7 軸端 37
6.1.8 平衡鐵 37
6.2 曲軸結構設計 37
6.2.1 曲軸設計基本原則 37
6.2.2 曲軸基本尺寸的設計 38
6.2.3 曲軸平衡的計算 38
6.2.4 曲軸受力分析 39
6.2.5 曲軸基本技術要求 39
7 結論與不足 41
7.1 結論 41
7.2 不足之處 41
致謝 42
參考文獻 43
Ⅴ
VF-0.8/50空氣壓縮機的設計
1 緒論
1.1 本課題的研究內容和意義
空氣壓縮機是一種用來壓縮空氣、提高氣體壓力或輸送氣體的機械，是將原動機的機械能轉化成壓力能的工作機，簡稱空壓機。而本次設計的活塞壓縮機是依靠活塞在氣缸內作往復運動從而實現工作容積的周期性變化來工作的。
壓縮機的應用極其廣泛，因其用途的廣泛而被稱為“通用機械”，幾乎遍及制冷與氣體分離工程、采礦業(yè)、冶金業(yè)、土木工程、石油化學工業(yè)、機械制造業(yè)以及國防工業(yè)等。
壓縮空氣作為動力。壓縮空氣供驅動各種風動機械和風動工具，壓縮機的排氣壓力常用范圍0.7～0.8MPa，用于控制儀表及其自動化裝置；高壓爆破采煤，在有瓦斯的礦井中，避免產生火花引起爆炸，容易實現沖擊機械往復、高速、沖擊強的要求；車輛的制動、門窗的啟閉；制藥業(yè)、釀造業(yè)中的攪拌；大、中型柴油機的啟動；噴氣織機中緯砂的吹送；國防工業(yè)中某些武器的發(fā)射，魚雷的射出、潛水艇的沉浮及驅動以及沉船打撈等。
壓縮機的用途還有很多。壓縮空氣用于制冷和氣體分離，氣體經壓縮、冷卻、膨脹而液化，用于人工制冷（冷凍、冷藏及空氣調節(jié)），如氨或氟里昂壓縮機，這一類壓縮機一般被稱為“冰機”或“制冷機”；液化的氣體混合時，可在分離裝置中將各組成成份分別分離出來，得到合格純度的各種氣體，如空氣液化分離后，能得到純氧、純氮和純的其它稀有氣體；石油化學工業(yè)中，其原料氣“石油裂解氣”的分離，是先經壓縮，然后采用不同的冷卻溫度，將各組份分別的分離出來；在化學工業(yè)中，氣體壓縮至高壓，常有利于合成和聚合，例如氮和氫合成氨、氫與二氧化碳合成甲醇，二氧化碳與氨合成尿素等；壓縮氣體用于油的加氫精制 石油工業(yè)中，用人工辦法把氫加熱加壓后與油反應，能使碳氫化合物的重組份裂化成碳氫化合物的輕組份，如重油的輕化、潤滑油加氫精制等；氣體經壓縮后，便于用管道輸送。
1.2 壓縮機的工作原理
本機為往復活塞式壓縮機，屬于最早的壓縮機設計之一，但它仍然是最通用和高效的一種壓縮機?；钊綁嚎s機是唯一一種能夠把空氣和氣體壓縮至高壓的設計，通過連桿和曲軸使活塞在氣缸中往復運動，從而壓縮氣體體積來提高壓力。多級壓縮機中，空氣被分多級壓縮，并逐級增大壓力。
當驅動機“電機”啟動后，通過皮帶傳動帶動壓縮機的曲軸運動，不斷轉動的曲軸使連桿不停地擺動，而牽動活塞桿和活塞，在氣缸內做往復直線運動。
壓縮機工作時，在活塞從外止點到內止點的運動過程中，氣缸容積處于相對真空狀態(tài)，缸外氣體從一級進氣口通過吸氣閥吸入缸內，當活塞行至外止點時，氣缸內充滿低壓待壓縮氣體。當活塞從外止點向內止點運動時，吸氣閥自動關閉，氣缸內的氣體隨著活塞的運動壓縮，氣缸內的氣體壓力不斷提高，當氣體壓力大于排氣閥外氣體壓力和氣閥彈簧力時，排氣閥被打開，排出一級壓縮氣體，當活塞運動到內止點時，排氣結束，準備重新吸氣。至此，完成一個膨脹、吸氣、壓縮、排氣、再吸氣的工作循環(huán)。從一級氣缸排出的氣體，進入中間冷卻器后，再進入二級氣缸，進行第二級的壓縮，以此直至經過第三次壓縮至需要的壓力，經過三級排氣閥排出壓縮機。因此，周而復始，活塞不斷地進行往復運動，吸入氣缸的氣體又不斷地被吸入排出，從而不斷地獲得壓縮的氣體。
2 壓縮機總體設計
已知:排氣壓力為5.0MPa（表壓）
2.1 結構方案選擇
在活塞式壓縮機的結構方案選擇時，應注意以下幾點：機器的型式、級數、列數等。還應根據壓縮機的用途、運轉條件、排氣量、排氣壓力、制造廠的可能性、驅動方式以及占地面積等條件，制定合適的方案。
本次機型為角度式V型壓縮機（無十字頭），兩列氣缸中線線夾角為90°，此機型有以下優(yōu)點：
1、可以將若干的連桿連結在同一曲拐上，曲軸的拐數則可減少，機器的軸向長度可縮短，因此主軸頸就可以采用滾動軸承；
2、氣缸彼此之間錯開一定角度，這樣有利于氣閥的安裝和布置，因而使氣閥的流通面積有可能增加，中間冷卻器和級間管道也可以直接裝在機器上，使結構更加緊湊；
3、各列的一階慣性力的合力，可以用裝在曲軸上的平衡塊使大部分平衡或者完全平衡，可獲取較高的轉速；
4、無十字頭的結構簡單、緊湊，機器的高度偏低，相應的機器重量也較輕，一般不需要專門的潤滑機構，以減少成本。
2.2 級數的選擇和各級壓力比的分配
2.2.1級數的選擇
工業(yè)中用的氣體，有時需要較高的壓力，從而采用多級壓縮。在選擇壓縮機的級數的時候，一般要遵循以下原則：使壓縮機消耗的功達到最小，排氣溫度應在使用條件許可的范圍之內，機器重量輕，造價則低，要使機器具有較高的熱效率，則級數越多越好（各級的壓力比越小越好）然而級數增多，則阻力的損失增加，機器總效率反而降低，結構也更加復雜，造價便大大上升。因此，必須根據壓縮機的容量和工作特點，恰當的選擇所需要的級數和各級壓力比。
要求長期連續(xù)運轉的大、中型壓縮機，可靠性和經濟性放在第一位。在選擇級數Z時，從獲得較高效率的觀點出發(fā)，可以應用曲線圖2.1初步確定所需的級數。圖中橫坐標表示級中相對壓力損失，一般取平均的相對壓力損失值為為，在初步的設計中，大型壓縮機可取中間值，小型壓縮機可取大值?？v坐標表示級中最佳壓力比，按此壓力比確定壓縮機的級數可達較高效率。不同的曲線表示不同壓縮過程指數值n。若已知壓縮機的總壓力比，則壓縮機的級數Z為：
(2.1)
多級壓縮機得主要優(yōu)點是：
(1) 功率相同的壓縮機，列數增多，每列承受氣體作用力就減小，每列的運動機構減輕，機器的轉數從而可取得較高，因此，壓縮機和驅動機緊湊，機體重量較輕。
(2) 每列串聯(lián)的氣缸較少，氣缸和活塞的裝拆就比較方便。
(3) 可通過合理的布置曲柄錯角，來讓切向力比較均勻，因此飛輪的重量可取得較輕。同時，各列的最大慣性力則不會同時發(fā)生，而且相互之間可以抵消。所以機器的慣性力平衡性比較好，機器轉數可以提高，基礎減小。
圖2.1級中最佳壓力比與相對壓力比損失值的關系曲線
2.2.2 各級壓力比的分配
等級數確定后，再按等壓力比的規(guī)律，求得各級的壓力比為：
（2.2）
式中：-----壓縮機的總壓縮比
實際上，由于下列的原因，根據式2.2求出的各級壓力比，往往需進行合理的調整：
（1）為了確保各級排氣溫度比較均勻，一級的吸氣溫度往往取得比較低，所以有意將一級的壓力比提高一些。
（2.3）
（2）調節(jié)方式可能要引起末級壓力比的上升從而造成末級氣缸溫度太高，末級壓力比應該取得較低，按下式：
（2.4）
2.3 壓縮機轉數和行程的確定
轉速和行程的選取對機器的尺寸、制造難易、重量和成本有較大的影響，并且還直接影響機器的效率、壽命和動力特性。如果壓縮機和驅動機直接的相連接，也影響驅動機的經濟性和成本。近代設計中活塞式壓縮機的總趨勢是提高轉數。
轉數、行程、活塞的平均速度的關系式：
（2.5）
式中：-----活塞的平均速度（m/s）
n -----壓縮機的轉數（轉/分）
S -----活塞行程（m）
活塞式壓縮機設計中，在一定的參數和使用條件下，應該首先考慮選擇合適的活塞平均速度，因為：
（1）活塞速度過高，則氣閥在氣缸上難以得到相對應的安裝面積，所以氣閥、管道中的阻力損失就會很大，功率的消耗以及排氣溫度將會過高。嚴重的話會影響壓縮機的運轉的經濟性、使用的可靠性。
（2）活塞平均速度的高低，對壓縮機運動機件中的磨擦和磨損有直接的影響。對氣缸內的工作過程也有較大影響。
一般說來，對于工藝流程中的大、中型壓縮機，活塞速度可以取4～5米/秒；對于大批量生產的動力用固定式空氣壓縮機，為了獲得較高的效率，可取3～4米/秒；移動式壓縮機為了盡量減少機器的重量和外形尺寸，一般也取取4～5米/秒；微型、小型壓縮機，為了使結構變得緊湊，只能采用較小的行程，雖有較高的轉速，但是活塞的平均速度卻較低，只有2米/秒左右。個別小型壓縮機由于氣閥的結構改進，也可取超過5米/秒。在這里，選轉速。
在一定的活塞速度下，活塞行程的選取，與下列因素有關：
1、機器的結構型式?？紤]到壓縮機的使用和維護條件，對于V型結構的壓縮機，活賽的行程不宜取得太長。
2、排氣量的大小。排氣量大的行程應取得長一些，相反則應短一些。
3、氣缸結構。主要應考慮一級缸徑與行程要保持一定比例，如果行程太小，則進入排氣接管在氣缸上的布置將發(fā)生困難。在常壓進氣時，一般當轉速低于500轉/分時，（為一級氣缸直徑）；轉速高于500轉/分時，。
本機取活塞行程S=90mm,則根據式（2.5）得到活塞轉速n=750轉/分。結構圖見圖2.2。
圖2.2壓縮機結構圖
3 壓縮機的熱力計算
3.1 初步確定各級公稱壓力和溫度
壓縮機的熱力計算，應該根據氣體的壓力、容積和溫度之間存在一定的關系，并且結合壓縮機的具體特性和使用要求而進行，其目的是要求得最有利的熱力參數（各級的排氣壓力、所耗動力）和適合的主要結構尺寸（活塞行程、氣缸行程）。
3.1.1 初步確定各級公稱壓力
表3-1各級公稱壓力及壓力比
級次
吸氣壓力
排氣壓力
壓力比
一級
1.03
4.07
3.95
二級
4.07
14.45
3.55
三級
14.45
51
3.53
3.1.2 計算絕熱指數k
在絕熱循環(huán)的壓縮過程中，氣體同外界沒有熱交換?；旌蠚怏w的絕熱指數k值應按下式計算：
（3.1）
式中：k-----混合氣體的絕熱指數
-----混合氣體中某組分的絕熱指數
查表3-2各種成分氣體的絕熱指數k為：
表3-2某些氣體的主要物理性質【3】
表3-3空氣主要成分氣體的絕熱指數
氣體名稱
容積百分數
78.09
20.95
0.03
0.93
k（20℃）
1.40
1.40
1.30
1.66
根據公式（3.1）計算：
由此可得，k≈1.40，則
3.1.3 計算各級排氣溫度T
在壓縮過程中，溫度與壓力間的關系，可按下式計算：
（3.2）
式中：，-----壓縮始點和終點的溫度（）
，-----壓縮始點和終點的壓力（公斤/）
根據式（3.2），計算結果如下：
表3-4各級排氣溫度
級數
吸氣溫度
壓力比
k
排氣溫度
一級
20
293
3.95
1.40
166
439
二級
25
298
3.55
1.40
155
428
三級
25
298
3.53
1.40
154
427
3.2 計算各級排氣系數
壓縮機在運行時，由于存在吸氣閥的彈簧力和管道上的壓力波動、余隙容積的影響、吸氣時氣體與氣缸壁之間的熱交換、氣體泄漏等因素，使氣缸行程容積的有效值相對減少。在氣缸行程容積相同的情況下，上述四因素的影響越大，排氣量則越小。設計計算中，考慮上述因素對排氣量的影響而引用排氣系數，以表示：
（3.3）
式中：-----排氣量
-----行程容積
-----容積系數
-----壓力系數
-----溫度系數
-----氣密系數
3.2.1容積系數
對于大多數壓縮機來說對排氣量的影響相對于其它系數的影響大，設計的時候必須充分考慮。對于實際的氣體，計算時要考慮氣體的壓縮性系數，須按照下式計算：
（3.4）
式中：-----相對余隙容積
-----氣缸的名義壓力比
-----膨脹過程指數
在選取a值時，應注意到：
（1）各種類型的氣閥，在安裝的直徑相同時，但是具有不同的余隙容積。那么直流閥的余隙容積較大，環(huán)狀閥和網狀閥的小些，而進、排氣組合閥的最小。此外，氣閥余隙容積的大小也會直接影響相對余隙容積。
（2）一般大直徑的氣缸具有較小的相對余隙容積，反之小直徑的氣缸具有較大的相對余隙容積。
（3）多級壓縮機中，高壓級的相對余隙容積要比低壓級的相對余隙容積大。
（4）氣閥在氣缸上的布置位置的不同，相對余隙容積也不同。氣閥布置在氣缸端面上的相對余隙容積較小，氣閥徑向布置在氣缸上的相對余隙容積較大；當斜缸上布置氣閥時，相對余隙容積應該介于上述兩者之間。
（5）在相同的活塞線速度和排氣量情況下，高轉速短行程的壓縮機相對余隙容積，要比低轉數長行程的壓縮機相對余隙容積大得多。
本機選取的相對余隙容積分別為：，，。
膨脹過程指數m，膨脹過程指數表示余隙容積中的氣體膨脹時，氣體和缸壁、活塞端部的熱交換情況。
各級的m值參考表3-5選取,得：
表3-5不同壓力下的m值
吸入壓力
m
k為任意值
k=1.4
達1.5
m=1+0.5(k-1)
m=1.2
大于1.5～4
m=1+0.62(k-1)
m=1.25
大于4～10
m=1+0.75(k-1)
m=1.3
大于10～30
m=1+0.88(k-1)
m=1.35
大于30
M=k
m=1.4
容積系數按式（3.4）進行計算：
3.2.1 壓力系數
吸氣終了壓力（相應于氣缸內的壓力），通常應低于公稱吸入壓力（相應于吸氣管中壓力）。氣缸內的壓力，需要達到吸氣管內的壓力，要經過一段預壓縮。這又相當于使有效行程容積縮小，吸氣能力從而再次下降。考慮因吸氣過程中的壓力損失使吸氣能力下降而引用的系數稱為壓力系數。
吸氣結束的時候，造成氣缸內壓力和吸氣管中氣體壓力的差別的主要原因是：吸氣閥存在彈簧力，吸氣管中的壓力波動。
過強的彈簧使閥會導致提前關閉，這將降低接近吸氣終點時氣缸內壓力，增大了管道同氣缸內的壓力差，使下降。
由于活塞式壓縮機吸氣、排氣過程的周期性，吸氣管中的壓力是呈周期性波動的。當吸氣結束時，吸取閥即將關閉的瞬間，吸氣管道中的壓力處于波峰，氣缸內的壓力可能高于吸氣管中的公稱壓力，這時壓力系數應該大于1，在低于公稱壓力的時候，壓力系數小于1。
當常壓吸氣時，，較小值適用于通道截面較小的或者具有過強彈簧的氣閥。在循環(huán)壓縮機的第一級和多級壓縮機得第二級，因吸氣壓力較高，即使同樣大小的壓力損失，相對壓力損失仍然很小，這時。一般壓縮機，在第三級開始的時候就可以認為。但是在長的導管，高的氣流速度或者在導管與氣缸見的緩沖容積不夠大的時候，可發(fā)生很大的壓力波動，這時壓力系數不能按上述范圍選取。
本機可取壓力系數分別為：，，。
3.2.2 溫度系數
吸入氣體的溫度總是高于吸入管中氣體溫度（由于氣缸對氣體加熱），折算到名義吸氣壓力和名義吸氣溫度時的氣體吸入容積將比值小，因而使氣缸行程容積的吸氣能力再次降低。用來表示在吸氣過程中，因氣體加熱而對氣缸吸氣能力影響的系數稱為溫度系數。
圖3.1溫度系數與壓力比的關系
影響氣缸內氣體在吸氣終了時溫度的主要因素是：在吸氣過程同氣體接觸的氣缸和活塞的壁面?zhèn)鹘o氣體熱量的大小，膨脹終了時余隙容積中殘余氣體溫度的高低，氣體在吸氣過程中阻力損失的大小。顯然，在吸氣過程中。氣體吸收的熱量越多，溫度便越高，溫度就越小。要全面的考慮這些因素對溫度系數的影響，精確的求得是比較困難的，計算時可根據壓力比的大小。
根據圖3.1得溫度系數分別為：，，。
3.2.3 氣密系數
由于氣閥、活塞環(huán)、填料以及管道、附屬設備等密封不嚴而造成泄漏，使得壓縮機的排氣量總是要比氣缸的吸氣量小。
壓縮機泄漏的部位不同，對工作所造成的后果也會不同。填料、管道連接處以及單作用活塞的活塞環(huán)密封不嚴密，第一級吸氣閥或延遲關閉，所漏出的氣體將分別漏出的氣體將分別漏人大氣、吸氣管或者與第一級吸氣管相通的容積，這樣的泄漏稱之為外泄漏。外泄漏使壓縮機的排氣量降低，同時也會影響各級的壓力。
選取時應考慮到：
（1）壓力大小和級數：壓力高，則級數多，氣密系數取得小一些；反之取得大些。
（2）氣體性質：分子量小的氣體，其具有較大的滲透性，容易泄漏。低粘度的氣體，泄漏性也大。
（3）壓縮機的結構方案：列數和氣缸排列型式會影響到值。增加壓縮機列數，就增多了填料的數目，使外泄漏增加；多級活塞的串聯(lián)和在高壓缸的背面安裝低壓平衡缸，也會使泄漏量增加。
（4）壓縮機轉數：高轉數壓縮機的氣密系數可取得大一些，反之低轉數取得小一些。
（5）氣閥、活塞、填料結構：不同結構的氣閥、活塞、填料，其密封性能相差大。無油潤滑壓縮機的氣密系數一般都較低。
（6）氣缸的直徑：大直徑的氣缸，氣密系數可以取得大一些，小直徑氣缸則應該取得小一些。
表3-6各級相對泄漏系數
各級相對泄漏系數
一級
二級
三級
氣閥
一級
0.02
二級
0.02
三級
0.02
活塞環(huán)
一級
0.01
二級
0.01
三級
0.01
0.03
0.03
0.03
0.97
0.97
0.97
因此可得氣密系數風別為，，。
綜上可得：
3.3 計算干氣系數和抽氣系數
3.3.1 計算干氣系數
若空壓機一級進口含有水蒸氣，那么氣體經過壓縮后，蒸汽的分壓將被提高，而后在冷卻器中冷卻，當壓縮機的蒸汽分壓超過了冷卻器氣體出口溫度下水的飽和蒸汽壓時，氣體中的蒸汽將冷凝，析出水分。水分的析出將會影響第一級以后各級的吸氣量。計算時，如果不考慮水分的析出，那么使得各級實際壓力同計算結果不相同。
壓縮機各級的干氣系數，表示在不考慮中間抽氣和泄漏的情況下，該級的吸氣容積（換算到一級吸氣狀態(tài)）與一級吸氣容積的比值，用下式計算：
（3.5）
式中：，-----一級和i級吸氣壓力（公斤/零米2）
，-----一級和i級在進口溫度下的飽和蒸汽壓（公斤/厘米2）
，-----一級和i級進口氣體的相對溫度
表3-7飽和水蒸汽在時的壓力p（公斤/厘米2）與重度（公斤/米）
計算干氣系數時應注意：
（1）若，則i級前無水分析出，其中表示i級吸氣壓力與一級吸氣壓力的比值，；
（2）一級為常壓吸氣的壓縮機，在第三級以后，一般其壓力已經超過10公斤/厘米2，氣體中遺留的水分會很少，可按下式計算：
（3.6）
（3）以上方法同樣適用于其它蒸汽（如石油氣中重組分）冷凝時干氣系數的計算。
查表3-7：（20°），（25°）
一級無水析出：
二級根據式（3.6）得：
三級壓力超過10公斤/厘米2，則根據3-6得：
3.3.2 計算抽氣系數
在化工流程中，經常遇到從級間抽氣或者加氣的情況，例如在合成氨生產中，要在不同壓力下清除有害氣體，這樣會使得壓縮機隔斷的重量流量不相等。在確定各級的氣缸行程容積時，也要考慮到它的影響。
本機取各級抽氣系數分別為：
3.4 壓縮機各級行程容積的確定
壓縮機一級的氣缸行程容積按下式計算：
（3.7）
式中：-----壓縮機的排氣量（）
-----壓縮機的排氣系數
多級壓縮機其余各級的氣缸行程容積按式(3.8)至式(3.9)計算。
（3.8）
或簡寫成： (3-9)
以上各式中：，-----一級和i級的公稱吸氣壓力
，-----一級和i級的公稱吸氣溫度
-----i級的排氣系數
根據式(3.7)得一級行程容積：
根據式(3.8)得二級行程容積:
三級行程容積：
3.5 壓縮機各級氣缸直徑的確定
表3-8氣缸的公稱直徑
二級氣缸直徑：
三級氣缸直徑：
一級氣缸直徑：
查表3-8圓整后，各級氣缸直徑分別為： ，，。
3.6 修正各級公稱壓力和溫度
3.6.1 確定圓整后各級實際行程容積
3.6.2 確定各級壓力修正系數及
修正系數：
修正系數：
3.6.3 修正后各級公稱壓力和壓力比
表3-9修正后各級公稱壓力和壓力比
級數
一級
二級
三級
計算行程容積
1.70
0.33
0.077
實際行程容積
1.44
0.38
0.11
修正系數
1
1.36
0.11
續(xù)表3-9
修正系數
1.36
1.68
1
公稱吸氣壓力
1.03
4.07
14.45
1.03
5.54
24.28
公稱排氣壓力
4.07
14.45
51
5.54
24.28
51
修正后的公稱壓力比
5.38
4.39
2.1
注：
3.6.4 修正后各級排氣溫度
表3-10修正后各級排氣溫度
級次
一級
二級
三級
壓力比
5.38
4.39
2.1
吸氣溫度
293
298
298
1.62
1.53
1.25
排氣溫度
474.66
455.94
372.5
3.7 計算活塞力
3.7.1 計算氣缸內實際吸排氣壓力
圖3.2按指示圖確定指定功率
多級壓縮機中，各級的公稱吸氣壓力表示各級吸氣閥前的壓力；而各級的公稱排氣壓力，又是指后一級的公稱吸氣壓力。已知公稱壓力再求得各級間氣體通過中間冷卻器、管道、氣閥等阻力損失，就可以計算氣缸的實際吸排氣壓力。對于大、中型壓縮機，在計算時可從圖3.2按各級公稱壓力查得吸排氣過程的相對壓力損失和，而后按下式求得實際壓力：
（3.10）
式中：，-----i級的實際的公稱吸氣壓力（公斤/厘米2）；
，-----i級的實際和公稱排氣壓力（公斤/厘米2）。
選取壓力損失的時候應注意：
（1）在具有較大阻力的氣閥和管路系統(tǒng)時，應該從實線查得;在具有較小阻力時，應該從虛線查的。
（2）圖3.2是根據空氣以及重度非常接近于空氣的氣體，在活塞的平均速度是3.5米/秒的機器繪出。當應用于其它氣體及別的活塞平均速度時，應該考慮適當修正。
表3-11氣缸內實際的吸排氣壓
級次
修正后公稱壓力
相對壓力損失（%）
氣缸內實際壓力
氣缸內實際壓力比
一級
1.03
5.54
4.5
7
0.955
1.070
0.98
5.93
6.05
二級
5.54
24.28
2.7
5
0.973
1.050
5.39
25.49
4.73
三級
24.28
51
2
3.9
0.980
1.039
23.79
52.99
2.23
3.7.2 計算各列的活塞力
本機為角度式V型壓縮機，分為兩列，一、二級為一列，一、三級為一列。
一、二級：
一、三級：
3.8 計算軸功率，選取電機
3.8.1 計算各級指示功率
壓縮機在單位時間內消耗于實際循環(huán)中的功被稱為指示功率。
在運轉的壓縮機上，用示功器測得氣缸的指示圖3.3,再按照下式3.11算出該氣缸的指示功率：
（3.11）
式中:-----指示圖的壓力坐標比例尺（公斤/厘米2/厘米）；
-----指示圖的容積坐標比例尺（）；
n -----壓縮機主軸轉速（轉/分）
-----指示圖面積（厘米2）
若壓縮機為多級壓縮機，需把每一氣缸的指示功率相加，即為壓縮機總的指示功率。
設計大、中型壓縮機時，指示功率可以根據考慮了壓力損失后的氣缸的實際壓力比（按絕熱過程）來計算，其計算公式如下：
（3.12）
式中：-----公稱吸氣壓力（公斤/厘米2）
-----氣缸的行程容積（/分）
-----容積系數
，-----氣缸的實際排氣壓力和吸氣壓力（公斤/厘米2）
k -----理想氣體的絕熱指數
根據式（3.12）求各級指示功率
一級：
二級：
三級：
則總功率為：
3.8.2 計算軸功率
驅動機傳給壓縮機曲軸的實際功率被稱為壓縮機的軸功率。軸功率應由以下的幾個部分組成：
（1）壓縮機的指示功率；
（2）由壓縮機曲軸直接驅動的附屬機構所需的功率：在壓縮機中常常將潤滑油泵和注油器（空冷式的壓縮機則還有風扇）直接聯(lián)結在壓縮機的主軸上，它們消耗的功率一般不單獨分開計算，所以往往包含在壓縮機的軸功率內。但是如果附屬機構不連接在曲軸上，那么壓縮機軸功率就不包括這部分所消耗的功率，在比較壓縮機軸功率時需要注明。
（3）克服壓縮機運動部件各磨擦部分所需的磨擦功率；
那么，壓縮機的軸功率為。
因為需要計算磨擦功率和輔助功率是很困難的，故軸功率通常按下式計算：
（3.13）
式中：-----壓縮機的指示功率（千瓦），按式（3.12）計算；
-----壓縮機的機械功率。
機械效率表示壓縮機運動機構完善程度，與壓縮機的結構方案、制造質量、裝配質量以及機器的運行狀態(tài)有關聯(lián)。
大、中型壓縮機取：
小型壓縮機?。?
微型壓縮機?。?
高壓循環(huán)壓縮機，機械效率會較低，取。無油潤滑的壓縮機比同類有油潤滑的壓縮機的機械效率低些。
本機機械效率選取0.86.
根據式（3.13）得：
3.8.3 驅動機功率，選取電動機
對于中、小型的壓縮機，如果在驅動機和壓縮機之間有傳動裝置時，驅動機的輸出效率為：
（千瓦） （3.14）
式中：-----傳動效率
按各種傳動方式選取，皮帶傳動取:;齒輪傳動?。?。本機為皮帶傳動，選取。
考慮到壓縮機運轉時候負載的波動、吸氣狀態(tài)的變化、冷卻水溫度的變化以及壓縮機的內泄漏等等因素，會引起功率的增加，驅動機應留有的儲備功率，則選用驅動機功率為：
（3.15）
根據式（3.14），得：
選用異步電動機：
功率，轉數n=1470轉/分（Y180M-4）
功率儲備：
（滿足式（3.15））
一般壓縮機電動機功率儲備在，既選擇的電動機滿足本機的要求。
4 壓縮機的動力計算
動力計算的目的在于計算壓縮機的作用力，確定壓縮機的所需額飛輪矩以及各種型式壓縮機慣性力、慣性力矩的平衡狀況。初步設計壓縮機所需的基礎。
已知活塞行程S=90mm,曲軸轉速n=750rpm，以及第三章熱力計算中所得到的有關資料。
4.1 壓縮機中的作用力
壓縮機中進行作用力的分析，是進行壓縮機零件強度、剛度計算的基礎，也是判斷這些力對壓縮機裝置影響的依據。
壓縮機中主要的作用力有氣體壓力。曲柄連桿機構運動時產生的慣性力和摩擦力。
曲柄連桿機構的運動關系和慣性力：
活塞的位移：
經運算可得：
（4.1）
式中：l ----連桿長度（米）；
r ----曲軸半徑（米）；
----連桿擺角(度)，即為氣缸中心線與連桿中心線之間的夾角；
-----曲軸半徑和連桿長度之比
假定曲軸旋轉角速度為定值:
對式4.1對時間t微分后，得活塞運動速度：
（4.2）
將式4.2對時間t微分，得活塞加速度：
（4.3）
往復品質在運動時產生的往復慣性力I為：
（4.4）
再將式4.3代入上式得：
（4.5）
慣性力I可看作兩部分之和，即：
（4.6）
一階： （4.7）
二階： （4.8）
從數值上說，一階慣性力最大值為二階慣性力的倍。壓縮機中，通常取，因此準復慣性力中，一階起主要作用，準復慣性力沿著氣缸中的作用線。
設計中規(guī)定：從曲軸中心向外的力，引起拉伸的力為正，相反，慣性力的符號與由活塞外止點算起的曲軸柄轉角余弦符號是一致的。
將曲柄連桿機構未平衡的質量分為兩個部分：
(4.9)
式中：----活塞，活塞桿，十字頭的質量；
----連桿的質量；
----往復運動部件總質量；
由式4.9可得：，。
4.2 作各級氣缸示功圖
壓縮機中曲軸的旋轉角速度如果變化太大，對壓縮機的工作將產生以下不利影響：
(1) 根據允許的旋轉角速度的波動范圍，算出所需要的飛輪矩。
（2）在壓縮機運動機件的連接處引起了附加動載荷，并在垂直于曲軸的平面內產生振動、影響機件的強度和降低機械效率。
（3）如果是用電動機直接驅動，那么要引起電動機中電流脈動和供電網中的電壓波動。
一、二級氣缸活塞力為1817.55公斤，一、三級氣缸活塞力為1456.26公斤。
與值有如下關系：
（4.10）
取，得,則，。
圖4.1一、二列第一級設計示功圖
圖4.2一、二列第二級設計示功圖
圖4.3一、三列第一級設計示功圖
圖4.4一、三列第二級設計示功圖
4.3 作往各列氣缸復慣性力圖
由熱力計算得知繞用活塞桿直徑d=90mm，取連桿徑長比，曲軸轉角速度 78.5rad/s。
曲柄旋轉角度與活塞位移x關系：
（4.11）
根據式4.11，可得各列往復運動的慣性力，見表4-1和表4-2。
表4-1一、二列往復慣性力
I(kgf)
x/r
x(mm)
a(度)
0
1.2
1317.736
0
0
360
10
1.1727
1287.808
0.018208
0.000819
350
20
1.0929
1200.129
0.072005
0.003
340
30
0.966
1060.805
0.158974
0.007
330
40
0.8008
879.3411
0.275273
0.012
320
50
0.6081
667.7173
0.415894
0.019
310
60
0.4
439.2464
0.574999
0.026
300
70
0.1888
207.3374
0.746281
0.034
290
80
-0.014
-15.691
0.923335
0.042
280
90
-0.2
-219.621
1.099999
0.05
270
100
-0.362
-397.062
1.270631
0.057
260
110
-0.495
-543.816
1.430321
0.064
250
續(xù)表4-1
120
-0.6
-658.867
1.574999
0.071
240
130
-0.678
-743.99
1.701469
0.077
230
140
-0.731
-803.066
1.807361
0.081
220
150
-0.766
-841.182
1.891024
0.085
210
160
-0.786
-863.648
1.95139
0.088
200
170
-0.797
-875.052
1.987823
0.089
190
180
-0.8
-878.49
2
0.09
180
表4-2一、三列往復慣性力
I(kgf)
x/r
x(mm)
a(度)
0
1.2
1266.158
0
0
360
10
1.173
1237.401
0.018208
0.000819
350
20
1.0929
1153.155
0.072005
0.00324
340
30
0.966
1019.284
0.158974
0.007154
330
40
0.801
844.923
0.275273
0.012387
320
50
0.608
641.582
0.415894
0.018715
310
60
0.400
422.054
0.574999
0.025875
300
70
0.1889
199.222
0.746281
0.033583
290
80
-0.014
-15.077
0.923335
0.04155
280
90
-0.199999
-211.0249
1.099999
0.0495
270
100
-0.362
-381.520
1.270631
0.057178
26