空气压缩机设计.doc

1 引言毕业设计是学完所有课程后应用四年所学到的课本知识及课外的知识而进行的综合性、开放性的训练，是培养学生工程意识和创新能力的重要环节，也是考查学生四年学习成果的重要途径。此次毕业设计的主要内容是通过对活塞式压缩机热力性能和动力性能的计算，完成压缩机的校核和选型工作。通过近两个月的设计过程，对于我掌握过程流体机械选型基本方法、基本步骤和基本原则起到了明显的效果，达到了预期的训练目的。同时，通过毕业设计环节，使我的计算机应用能力得到了提高，培养了我的设计能力和解决实际问题的能力。毕业设计要求学生正确运用和查阅与本课题相关的设计标准、规范、手册、图册等技术资料，独立的进行理论计算、结构计算、绘制工程图样、编写设计说明书等。掌握机械设计的基本要求、基本方法、基本步骤，为走向工作岗位打下坚实的基础。 V-0.17/8空气压缩机设计的主要任务是了解空气压缩机的基本原理与结构类型，着重了解和掌握活塞式空气压缩机的基本原理、组成结构、材料、制造加工工艺、冷却润滑方式等。1.1设计参数题目V-0.17/8空气压缩机设计排气压力Pd0.8MPa吸气压力Ps0.1MPa排气量Q0.17m3/min转速n2840r/min1.2 空气压缩机的结构及工作原理空气压缩机是气源装置中的主体，它是将原动机（通常是电动机）的机械能转换成气体压力能的装置，是压缩空气的气压发生装置。 空气压缩机的种类很多，按工作原理可分为容积式压缩机，速度式压缩机，容积式压缩机的工作原理是压缩气体的体积，使单位体积内气体分子的密度增加以提高压缩空气的压力；速度式压缩机的工作原理是提高气体分子的运动速度，使气体分子具有的动能转化为气体的压力能，从而提高压缩空气的压力。本机属于容积式空气压缩机。往复式空气压缩机主要有曲轴连杆活塞式、曲柄连杆活塞式和曲柄滑管式三种形式。其主要由活塞、气缸、曲轴、连杆、吸气阀片和排气阀片等组成。连杆小头主要通过活塞销与活塞相连，而连杆大头套在曲轴的曲轴柄部分，曲轴由带轮带动旋转，气缸顶部安装有阀板组件。活塞在气缸中主要通过做往复直线运动来完成对空气的压缩，而压缩机每完成一次对空气的压缩，需要经过压缩、排气、膨胀和吸气四个过程。1 排气阀 2 气缸 3 活塞 4 活塞杆5 滑块 6 连杆7 曲柄 8 吸气阀 9 阀门弹簧图1.1压缩机工作原理图当活塞式压缩机的曲轴旋转时，通过连杆的传动，活塞便做往复运动，由气缸内壁、气缸盖和活塞顶面所构成的工作容积则会发生周期性变化。活塞式压缩机的活塞从气缸盖处开始运动时，气缸内的工作容积逐渐增大，这时，气体即沿着进气管，推开进气阀而进入气缸，直到工作容积变到最大时为止，进气阀关闭；活塞式压缩机的活塞反向运动时，气缸内工作容积缩小，气体压力升高，当气缸内压力达到并略高于排气压力时，排气阀打开，气体排出气缸，直到活塞运动到极限位置为止，排气阀关闭。当活塞式压缩机的活塞再次反向运动时，上述过程重复出现。总之，活塞式压缩机的曲轴旋转一周，活塞往复一次，气缸内相继实现进气、压缩、排气的过程，即完成一个工作循环。图1.2往复式压缩机的示意图及工作过程 图1.2中的四个过程分别表示了压缩机工作中的四个过程。到最低位置称活塞的下止点时，汽缸吸满气体。而活塞转而向上，这时吸、排汽门都关闭，汽缸容积缩小，气体被压缩，一直压缩到排汽压力为止。图中b为排汽过程当压力达到一定值大于排汽管内压力时，排汽阀开启，活塞继续上移，气体排出，一直到活塞上移到最高位置这位置称活塞的上止点时，排汽结束。图中c是余隙膨胀过程为了防止活塞与吸排汽阀碰撞，活塞上移到上止点时，活塞与汽缸顶部之间留有一定间隙，称余隙。当活塞转而向下运动时，排汽结束时留在余隙内的高压气体阻止吸汽阀开启，吸气不能开始。这时余隙内的气体随着活塞下移而进行膨胀，一直膨胀到吸气压力以下时才结束。图中之d是吸气过程吸汽阀开启，随着活塞往下运动而吸汽，一直进行到活塞下移到活塞下止点为止。1.3 活塞式压缩机特点优点 1 、适用压力范围广，不论流量大小，均能达到所需压力； 2 、热效率高，单位耗电量少； 3 、适应性强，即排气范围较广，且不受压力高低影响，能适应较广阔的压力范围和制冷量要求； 4 、可维修性强； 5 、对材料要求低，多用普通钢铁材料，加工较容易，造价也较低廉； 6 、技术上较为成熟，生产使用上积累了丰富的经验； 7 、装置系统比较简单；缺点 1 、转速不高，机器大而重； 2 、结构复杂，易损件多，维修量大； 3 、排气不连续，造成气流脉动； 4 、运转时有较大的震动。随着工业的发展，活塞式压缩机的使用日趋广泛。主要应用于采矿、冶金、石油、化工、机械、建筑等部门。2 空气压缩机热力计算2.1 热力计算的目的压缩机的热力计算是以热力学理论为基础，根据气体的压力、容积和温度之间存在的一定关系，结合压缩机具体的工作特性和使用要求进行的。其目的是要求得最有利的热力参数（如各级的吸排气温度、压力和所耗功等）和适宜的主要结构尺寸（如活塞行程、气缸直径等）。压缩机热力计算常用的方法有常规热力计算、工作过程的模拟计算和优化设计计算等。本次课程设计采用常规热力计算方法。常规热力计算是采用简化的热力学方程，根据已知压缩机吸入气体的热力参数（压力、温度、相对湿度等）、容积流量、排气压力及其他一些条件和使用中的一些要求，确定压缩级数、工作容积、转速、结构尺寸（如气缸直径、行程等）、多级压缩机的级间压力和温度、功率和效率等，这种计算即为设计性热力计算。对压缩机的热力过程进行分析计算，这是设计压缩机时必须进行的。 压缩机结构型式与方案选择。1.首先计算总压力比，选择级数，然后根据排气量、级数及压缩机用途等选择合理的结构型式及各级气缸的布置方案；2.确定各级压力比分配，初步估算排气温度；3.计算并确定各级的诸系数如v、p、T、l、0和等；4.计算各级行程容积及缸径；5.计算各列最大活塞力、功率及压缩机效率；6.确定驱动机功率并选定驱动机。2.2 活塞行程与气缸直径的确定根据往复式空气压缩机的实际工作情况，可以取活塞的相对余隙容积为c3,膨胀指数m1.4,压力比PdPs0.80.18 则容积系数v1-c（1m-1）1-0.03（811.4-1）0.8975 （2-1）压力系数p 1-1cvPsPs1-10.030.89750.0594 （2-2）式中Ps/Ps是影响压力系数的主要因素，Ps/Ps0.050.30温度系数考虑到排气压力较高，进气压力损失较大，机器运转速度高以及气缸不易冷却等因素，取t0.85泄露系数l0.98容积效率vptl0.89750.940.850.980.7028 （2-3）气缸工作容积VhQn0.17X0.702885.17cm3 （2-4）确定缸径D、行程S和工作容积一般（sD）0.40.8,取0.7，由Vs4D2S0.74D3得 （2-5） D34Vs0.75.38cm53.8mm （2-6）选取实际缸径D52mm活塞行程S0.7D0.75236.4mm （2-7）所以压缩机的实际工作容积Vs4D2S452236.477.26cm32.3 压缩机功率与效率计算2.3.1 绝热压缩的指示功率Pt1.30910-2vpin PsSD2kk-11-- （2-8）式中是吸排气过程中平均相对压力损失之和 （2-9）参考已有资料，取0.10,Pdmpd0.115则00.2115，Pt988.70W2.3.2理论绝热压缩功率 取进气温度ts25摄氏度，Ts27325298K,排气温度td170摄氏度，Td273170443K 由工程热力学附录7得进口状态下空气的焓值h1300.43kJkg,压缩终了的焓值h2446.83kJkg 压缩机进口处的比容111.1690.855m3kg （2-10）输气系数 0.7028实际质量输气量 QaVh/0.70283.6610-3/0.8553.00810-3kg/s理论绝热压缩功率PtsQaWts440.37w （2-11）2.4功率计算指示功率 tptsPt440.37/988.700.45 （2-12）摩擦功率 取平均摩擦压力Pm0.30.3105PaPminVhph3600128403.660.310586.62w （2-13）理论容积输气量 Vh4inD2S/603.6610-3m3/s （2-14）轴功率 Pzptpm988.7086.621075.32w （2-15）机械效率 mPt/Pz988.70/1075.320.919 （2-16）轴效率 ztm0.450.9190.414 2-17电效率 取电动机的效率m00.85， 电效率 ezm00.4140.850.352 2-18电功率 PePts/e440.37/0.3521251.1w 2-19由此可选用功率为1500w的单相异步电动机作为它的动力。3. 空气压缩机的动力计算3.1 曲柄连杆机构的运动关系 动力计算是以往复压缩机的运动机构即曲柄连杆机构为主要研究对象，分析曲柄连杆机构的运动规律、受力情况以及对压缩机动力性能的影响。这是压缩机总体结构设计，各零部件的强度、刚度计算以及压缩机基础设计的力学基础。动力计算的任务是计算压缩机中的作用力，分析压缩机的动力平衡性能，确定压缩机所需的飞轮矩，解决惯性力和惯性力矩的平衡问题。动力计算的任务是计算压缩机中的作用力，分析压缩机的动力平衡性能，确定压缩机所需的飞轮矩，解决惯性力和惯性力矩的平衡问题。1压缩机中主要作用力的求解 压缩机中的主要作用力有气体连杆机构运动时产生的惯性力和相对运动表面间产生的摩擦力。根据各力间的相互关系，得出压缩机中的综合活塞力，分析综合活塞力对压缩机的作用效果；2确定飞轮矩 通过计算各列的切向力值，作出切向力图及幅度面积向量图，求得压缩机所需的飞轮矩，解决驱动力矩与阻力矩之间的不均衡问题，以保证压缩机运转均匀，从而减小电机和电网的电流、电压波动幅度。3动力平衡性能分析往复压缩机中的惯性力和惯性力矩是外力，它的大小和方向均随曲柄转角作周期性的变化，若在机器内部没有相应的平衡力和平衡力矩与之相平衡，则会导致压缩机的振动，并且还会传给基础。为了确保压缩机的平稳安全运转，应力求惯性力和惯性力矩在机器内部的完全平衡。 3.2 活塞的运动 压缩机的曲柄连杆机构在进行动力分析时，往往简化成如图3.1所示。即主要运动不见简化为单独的质点，分别为活塞的往复直线运动及曲柄梢部分的等速圆周运动。图3.1曲柄连杆机构的运动图 图中X轴与气缸轴线重合，Y轴与X轴垂直。O点为曲轴旋转中心，OA代表曲轴，AB代表连杆，A点代表曲柄梢中心，而C为活塞外止点时的活塞销中心位置，D点为活塞内止点时的活塞销中心位置。 活塞的位移从外止点C算起时为x,长度为L的连杆与气缸中心线的夹角为，曲柄的转角为。从图上的几何关系可以得出活塞位移的近似公式Xr（1-cos）r4（1-cos） 3-1在空气压缩机中，通常在1/3.51/6的范围内，取1/5有热力计算可知S36.4mm,S2r,则r18.2mm,l91mmX18.21-cos18.2/161-cos 3-2活塞速度的近似公式rwsin2sin2 3-3Wn303.14284030297.25rad/s 3-4r18.2mm0.0182m, 则 0.0182297.25sin2sin2 3-5活塞的加速度 arw2coscos2m/s2 3-6曲柄梢的加速度 arrw2m/s23.3 连杆的质量转化 把连杆质量ml的一部分集中在活塞销中心B点为ml1,集中在曲柄销中心A处的为ml2,如图3.3所示图3.2 连杆简图 根据图3.3，运用大学物理知识得，mlml1ml2, ml1l1ml2l2 得出ml1mlll2, ml2mlll1 3-7根据已有连杆的统计结果，ml10.30.4ml ,ml20.60.7ml活塞、活塞销等零件只做往复运动，可认为其质量集中在B点，用mp表示。曲拐部分做旋转运动，可认为曲轴、曲柄销的质量集中在A点，用mk表示。综上，整个运动机构的总往复质量为msmpml1 3-8 总旋转质量为mrmkml2 3-93.4 计算活塞力 压缩机中的气体力Fg、往复惯性力Fs和摩擦力Fmp三者的代数和为活塞力Fp. FpFgFsFmp 3-103.4.1 气体力 取进、排气压力的损失分别为s0.05,d0.10进气过程气体力FgsPs1-sAp0.11061-0.0540.0522201.65N排气过程的气体力FgdPd1dAp0.810610.1040.05221867.92N3.4.2 往复惯性力Fsmaxmsrw2（1）1334.73N 3-11 式中msmaxFgmaxrw2（1）1867.92-201.650.0182297.2521140.83Kg在止点位置停车时，FpmaxFgmaxFgd-Fgs1666.27N 3-133.4.3 摩擦力 Fmp0.660Pt2Sn1m-10.660988.7010.919-120.0364284015.17N 3-144. 空气压缩机结构设计V-0.17/8空气压缩机的结构是将两列气缸相错600安装在机体上，机体用螺栓固定在储气罐的支撑板上，电机的四个机脚也用螺栓固定在储气罐的支撑板上，传动方式为皮带传动，大带轮带动曲轴旋转，进而使曲柄连杆机构做往复直线运动。曲轴的固定由角接触球轴承、端盖及挡圈来完成。外部形状如下图所示图4.14.1 活塞设计活塞是活塞式压缩机的一个主要零件，它与气缸配合形成压缩容积。活塞设计的好坏与压缩机的性能（如排气量）有很大关系。活塞与活塞环、刮油环、活塞销等零件组成活塞组件。活塞设计时必须满足的要求是（1）具有足够的刚度和强度 ；（2）导热系数高。活塞在气缸中压缩气体时，高温的气体将热量传给活塞，因此要求活塞的导热系数高，尽快的将热量传给气缸体，通过气缸体向外放热，这样可以降低活塞的温度，提高输气系数。（3）耐磨性好，热膨胀性小；（4）工艺性良好，价格低。设计时应使同一系列的压缩机的活塞大部分尺寸相同，这样，加工非常方便。材料上讲，铸铁价格低，热膨胀系数小，有良好的耐磨性；采用粉末冶金活塞，可以减少加工量和加工工序，节约工时，使制造成本降低。（5）铸造性能良好，重量轻。以减少往复惯性力。图4.2连杆式压缩机使用的活塞活塞行程缸径比 SD36.4520.7 4-1活塞的平均速度CpSn300.0363028403.45m/s 4-24.2 活塞的几何尺寸与相互关系在开启式压缩机中，常常采用图4.3的固定方式，即把活塞销用压力机压销孔固定，销孔两端压上挡圈。图4.3活塞的长度L与直径D之比为0.61.3，活塞销孔中心线距活塞顶部的距离与直径之比L1D为0.351。活塞销孔直径d与外径D之比dD0.270.45,活塞与连杆小头的连接宽度b与直径之比为0.320.5。图4.4 活塞几何尺寸的相互关系图4.5 尺寸d、b与D的关系综上，D52mm,LD0.8,L42mmL1D0.5,L126mm;dD0.3,d16mm;bD0.4.b21mm. 4-3取活塞侧壁的厚度t,3mm。活塞顶部的厚度t0.40.5DPmaxmm， 取t4mm 4-4活塞材料为ZAlSi12,HBW50,活塞外表面为加工面。活塞顶部的强度验算由于活塞顶部并非自由支承，若圆盘厚度为，直径D52mm，则直径截面处的最大弯曲应力为 bD42gmax 4-5式中gmax为最大气体压力差对于圆形活塞，可以取0.68，D为活塞直径；为活塞顶部最薄处的厚度。PgmaxPd1d-Ps1-s0.785MPa 则 4-6b0.685210-3420.785106b180105N/m2 得出2.2mm，所以强度符合要求。 4-74.3 活塞销设计4.3.1 活塞销的材料由于气体力和往复惯性力作用在活塞销上，加上活塞销直径一般很小，故活塞销承受很大的交变弯曲应力和冲击力。活塞销在交变弯曲应力的作用下，油膜不易形成，因而润滑条件差，易磨损。为此，应尽可能使用表面硬度高、具有韧性的材料。取活塞销材料为20Cr.活塞销的长度l总是小于活塞直径D。一般l0.850.95D46mm活塞销的外径d1应使连杆小头孔有合适的比压K.连杆小头孔德宽度b21mm图4.6 活塞销强度验算简图比压KFgmaxd1b式中 FgmaxFgd-Fgs1867.92-201.651666.27N 4-8许用比压K 150200105N/m2将上述数据代入公式得 d15.29mm取d118mm,d2（0.30.7）d1, d212mm4.3.2 活塞销的强度计算 把活塞销作为简支梁对待，验算其弯曲应力和剪切应力。连杆小头的作用力为均布载荷，销座的支反力假设为集中力，只考虑气体力的影响，于是作用于活塞销上的最大弯矩为 MmaxFgmax4lm-b2 4-9式中 lm为两销座中心的距离，lml-l1,取为20mm最大弯曲应力 bFgmax0.4lm-b2d1d14-d241666.270.40.020-0.02120.0180.0184-0.012488.64105N/m2 4-10对于碳素钢， b 600-1200105N/m2 4-11活塞销横截面的剪切应力 2Fgmaxd12-d2221666.273.140.0182-0.012258.96105N/m2 4-12对于碳素钢， 500105N/m2 4-13综上，强度符合要求。4.4 连杆4.41 连杆基本尺寸 在曲柄连杆机构中，曲轴的旋转运动就是通过连杆使活塞在汽缸中作往复直线运动的。根据连杆大头的结构，可分为整体式和剖分式，整体式连杆（图4.7）用于行程短的曲轴或采取偏心轴的结构。整体式连杆的加工精度容易保证，由于加工时可以同时加工大小头孔，又省去了连杆螺栓、螺母、垫片等零件，不但加工简单，而且装配也很方便，制造成本低。在这里采用整体式连杆。 连杆在工作中主要承受气体压力和惯性力所产生的交变载荷，因此，对连杆的结构要求是具有足够的强度和刚度；具有较高的加工精度和表面粗糙度；在保证连杆强度和刚度的条件下，应尽量减少连杆的质量；减小连杆大小头孔中心距，可使压缩机总体尺寸和重量下降；连杆大小头孔耐磨性良好；连杆易于加工和测量，成本低等。图4.7 整体式连杆 由前面动力计算得，连杆长度l91mm（1）杆身中间截面尺寸当量直径dm1.652.45Fpmax10-48.210-3m 4-14（2）杆身中间截面当量面积Amdm243.148.22452.8mm2 4-15（3）杆身中间截面尺寸 高度 Hm1.7Am1.752.89.5mm 4-16 宽度 Bm0.6Hm5.7mm 4-17图4.8 连杆中间截面简图 图4.9 连杆简图（4）连杆小头轴向内径因连杆小头轴孔与活塞销外径配合，故取dd118mm（5） 连杆小头轴承宽度B11.2d21.6mm（6） 连杆大头轴向内径连杆大头与曲柄销配合，故取D39mm（7）连杆中间长度L1L-D2-B124.4.2 杆体的稳定性计算 连杆的杆身必须具有足够的刚度和强度，为此，多数连杆的杆身的横截面是矩形或工字形。曲柄销旋转时，连杆大头作摆动，由于离心力的作用，对杆身产生弯矩，因此从小头到大头的截面组件增大。 杆身截面处所受的压应力为 cFgmaxAm1666.752.810-6315.58N/m2 4-18在连杆摆动平面内，连杆两端可以看成是铰接支承，这时，杆体中间截面在这方面的纵弯曲应力by为 byFgmaxcL2Jxm 4-19式中 cs2E,取c6.010-4,JxmHm3Bm6814.5mm4 4-20在垂直于连杆摆动平面的平面内，连杆两端可以看成是固定支承，杆体中间截面在这方向上纵弯曲应力为bx bxFgmaxcL124Jym, JymHm3Bm12407.25N/mm4 4-21连杆杆体所受压缩和纵弯曲应力的总应力xcbx, ycby 4-22许用应力 8001200N/m2,x, y 强度符合要求4.4.3 杆体的强度验算 连杆小头处于最小杆体截面积按最大压差工况下的压缩应力考虑。其压缩力为FgmaxAm315.58N/m2 4-23 故强度符合要求。4.5 曲轴 曲轴是活塞式空气压缩机的主要部件之一（图4.10），传递着压缩机的全部功率。其主要作用是将电动机的旋转运动通过连杆改变为活塞的往复直线运动。曲轴在运动时，承受拉、压、剪切、弯曲和扭转的交变复合负载，要求具有足够的强度和刚度以及主轴颈与曲柄销的耐磨性。曲轴一般采用优质碳素钢锻造，这里采用45号钢。图4.10 曲柄机构示意图4.5.1 曲轴的计算曲柄销直径D2（0.70.8）D，取D239mm 4-24主轴颈直径D1（1.01.1）D2， 取D140mm 4-254.5.2 曲轴的强度校核 曲柄销上的弯矩为M1Fpl41666.270.16466.65Nm 4-26 曲柄部分的弯矩为 M2Fp2l12a216.66Nm 4-27 主轴颈部分的弯矩为M3Fpl1412.50Nm 4-28 曲轴的平均扭矩为Md60Pzn26.94Nm 4-29 合成弯矩Mr0.35Mt0.65Mt2M1296.379Nm 4-30 对于曲柄销部位的合成弯曲应力 eMr32D2316.56MPa80100MPa 4-314.6 机体和气缸 4.6.1 机体 机体是活塞式空气压缩机非常重要的部件，机体支承着曲轴、连杆机构和气缸等零部件，并使这些零件互相保持着合适的位置与间隙。机体的作用有承受压缩机中的作用力；此外，机体还可以将曲柄连杆机构的重量，电动机的重量，在有些场合还可以将缸体、活塞、级间的重量还给基础。（2）给传动机构提供定位和导向基础；如曲轴支承在机体的主轴承上，十字头以机身滑道为导向。（3）作气缸和某些辅助部件的承座。如某些润滑系统、冷却系统等就安装在机体上。对机体的要求有 机体除承受曲轴、连杆机构和气缸等零件的重量外，还承受着大小和方向不断变化的气体力和惯性力。因此，在设计机体时，应合理的构型，尽量使应力均匀分布，使机体具有足够的强度和刚度，保证各运动零部件的正确位置和间隙。在具有足够的强度和刚度的条件下，应尽量减小机体的重量和尺寸。良好的铸造工艺性和加工工艺性。机体一般采用优质灰铸铁，机体的铸件应尽量造型简单，起模简单，便于清砂。4.62 气缸 图4.11气缸 气缸是往复式压缩机中直接进行气体压缩的部分。它与活塞、气阀等共同组成气体的工作腔。 对气缸的要求是应具有足够的强度和刚度，工作表面具有良好的耐磨性；应尽可能减小气缸内的余隙容积；结合部分的连接和密封要可靠；具有良好的铸造工艺性，拆装方便。 气缸的壁厚度 tPdD2k20.885223022.7mm 4-32式中 D为汽缸直径，Pd为最大排气压力，k2为材料的许用应力，对于铸铁，k2为3040MPa, 为铸造误差造成增加的厚度。4.7 气阀 阀分进、排气阀两种，均为单向阀，由弹簧、阀片、阀座及升程限制器组成。通过弹力和气体压力的作用实现自动开启。阀片是活塞式压缩机的关键零件之一，它控制着压缩机吸气和排气，影响到压缩和膨胀过程。活塞向内止点移动时，余隙容积中的高压气体膨胀，使气缸内的压力降低。当气缸内外的压力差大于阀片的弹簧力时，阀片打开，气体被吸入气缸。在活塞接近内止点之前，进气阀片一直是开启的；在活塞接近内止点时，由于活塞移动速度下降，阀片前后的压力差减小，阀片在弹簧力的作用下关闭，吸气过程结束。活塞到达内止点后，开始向外止点移动，此时，吸气阀片和排气阀片都是关闭的，汽缸容积缩小，气体被压缩，因而气体压力提高。当活塞接近外止点时，气缸内气体的压力与排气阀片外的压力差大于排气阀片本身的弹簧力时，排气阀片打开，这就是排气过程。当活塞到达外止点时，排气过程结束。活塞从外止点向内止点移动时，膨胀过程开始，气体在气缸内膨胀时，吸气阀片和排气阀片都是关闭的。气阀受阀片两侧气体压力差控制而自行启闭的自动阀，它主要由阀座、阀片、气阀弹簧和升程限制器四个主要零件组成。气阀工作是否正常，直接关系到压缩机的性能。因此，气阀设计的基本要求是1 气体流过气阀的阻力要小；2 气阀形成的余隙容积要小；3 气阀及时启闭，并且应有良好的密封性，关闭后不允许泄露；4 气阀的寿命要长；气阀的使用寿命不但与阀片的材料、工艺过程有关，而且与升程、转速等有关，阀片的寿命最好与压缩机的寿命相同。5 结构简单，制造方便，易于维修，通用化程度高。对阀片的材料的要求1 高疲劳强度。阀片的断裂主要是疲劳破坏。因此阀片必须具有高的冲击、弯曲疲劳强度以及低的疲劳缺口敏感度。阀片表面是疲劳裂纹核心容易产生的地方，在工作状态下，表面处应力最大，因此应提高阀片表面强度。对阀片进行离子氮化处理，是提高阀片表面硬度和冲击韧性的有效措施。2 非金属夹杂物含量和带状组织级别要低，阀片中的非金属夹杂物主要是氧化物和硫化物。选择阀片材料考虑的因素阀片所受应力及材料综合性能、使用温度、耐腐蚀性、材料质量、价格等。故选用马氏体不锈钢3Cr13.4.8 带轮的设计4.8.1 设计参数功率Pd1.5kw转速n12840r/min n2980r/min传动比i3.04.8.2 带轮的计算 确定计算功率Pca ,由表8-7得，KA1.1 PcaPdKA1.51.11.65kw 4-33 由Pca 、n ,选择Z型 确定带轮的基准直径dd和验算带速V由表8-6和8-8.，取小带轮的基准直径dd1112mm带速Vdd1n16010003.14112284060100016.6m/s, 带速符合 4-34大带轮的基准直径 dd2idd13112336mm 4-35确定V带的中心距a和基准长度Ld 由式0.7dd1dd2a02dd1dd2得a0400mm 4-36 Ld02a02dd1dd2dd2-dd124a01570.09mm 4-37由表8-2选Ld1400mm实际中心距aa0Ld-Ld02315mm 4-38验算小带轮上的包角1 1180-dd2-dd157.3a135.890 4-39计算带的根数Z 由dd1112mm和n12840r/min,由表8-4a得P00.82kw由表8-4b得p00.04kw ,由表8-5得k0.882由表8-2得kL1.14 Prp0p0kkL0.865kw 4-40 ZPcaPr1.650.8651.90 取根数为2根。大带轮的结构设计 采用椭圆轮辐式 dd2355mm ,d11.8d1.83664.8mm 取bd8.5mm,hf8mm,e12mm,f8mm,ha2.5mm, 6mm BZ-1e2f2-1121628mm LB28mm, C14B7mm,SC7mm D1dd2-2355-12343mm h12903Pn2Za29031.5980421mm f10.2h10.2214.2mm b10.4h18.4mm b20.8b10.88.46.72mm