分离器缓冲器和储气罐润滑系统冷却系统概述风冷系统结语参考文献致谢第页共页引言压缩机是用来提高气体压力和输送气体的机械，属于将原动机的动力能转变为气体压力能的工作机。它的种类多用途广，有通用机械之称。压缩机设计的意义在石化领域，往复式压缩机主要是向大容量高压力低噪声高效率高可靠性等方向发展不断开发变工况条件下运行的新型气阀，提高气阀寿命在产品设计上，应用热力学动力学理论，通过综合模拟预测压缩机在实际工况下的性能强化压缩机的机电体化，采用计算机自动控制，实现优化节能运行和联机运行在动力领域，活塞式压缩机目前占有主要市场。但随着人们对使用环境及能耗环保等方面要求的提高，螺杆和涡旋空气压缩机开始占有定的市场在制冷空调领域，往复式制冷压缩机作为种传统的制冷压缩机，适用于制冷量较广范围内的制冷系统。虽然目前它的应用还比较广泛，但市场份额正逐渐减小。活塞压缩机的工作原理活塞式压缩机包括构架包括含有放电室和冷却室的缸盖。冷却室是邻近放电室并包围着放电室。构架还包括了个吸入室，压缩室和个曲柄室。冷却室是孤立于吸入室。气体是从构架外面进入吸入室。可旋转旋转轴支持整个构架。凸轮安置在曲柄室内。活塞是通过凸轮连接到旋转轴。旋转轴的旋转转换为活塞的往复。密封构件切断冷却室和外部的沟通，使得压缩机气缸盖密封。通过引入个互连的冷却室和曲柄室。当曲轴被电动机带动旋转时，通过连杆使活塞在汽缸内往复运动。在汽缸顶部外圈装有环形吸气阀片，顶部中央则装有环形排气阀片，阀片上均设有气阀弹簧。汽缸内的活塞由上向下移动时，缸内容积增大，压力下降，于是吸气管中压力为的空气便顶开吸入阀进入缸内，直到行程的下死点为止，这样便完成了个吸入过程。当活塞从下死点向上回行时，被吸入的气体受到压缩，压力因而升高，吸气阀片在缸内气体压力和弹簧的作用下迅速关闭，活塞继续上行，缸内容积不断减小，压力升高，当缸内压力升到时，气体便顶开排气阀进入排气管路，活塞继续上行，直到上死点。当活塞由上死点向下死点回行时，排气阀在弹簧和排气管中压力的作用下关闭，压缩机又开始下个吸气过程。如此周而复始，完成循环。南昌大学本科生毕业设计论文第页共页总体设计设计依据及参数公称容积流量压缩介质空气进气压力大气压公称排气压力表排气温度总体设计原则设计活塞压缩机应符合以下基本原则满足用户提出的排气量排气压力，及有关使用条件的要求。有足够长的使用寿命应理解为压缩机需要大修时间间隔的长短，足够高的使用可靠性应理解为压缩机被迫停车的次数。有较高的运转经济性。有良好的动力平衡性。维护检修方便。尽可能采用新结构新技术新材料。制造工艺性良好。机器的尺寸小重量轻。结构方案的选择压缩机的结构特点主要体现在气缸的排列的型式和运动机构的结构气缸排列型式的选择根据气缸排列的型式不同，有立式压缩机卧式压缩机对称平衡型压缩对置型压缩机及角度式压缩机。角度式压缩机，气缸中心线具有定的角度，但不等于零度和。按气缸中心线的位置不同，又可以分为型型如图型和扇型。南昌大学本科生毕业设计论文第页共页图型压缩机由于本设计排气量和排气压力比较小，选择角度式中的型压缩机，使其具有较好的平衡性，同曲拐上相邻的汽缸中心线夹角做成。它的好处各列的阶惯性力的合力，可用装在曲轴上的平衡重达到大部分或完全平衡，因此，机械可有较高的转数。气缸彼此错开定的角度，有利于气阀的安装和布置，因而使气阀的流通面积有可能增大相对于立式压缩机而言，中间冷却器和级间管道可以直接装在机械上，结构紧凑。可以将若干列的连杆连结到同曲拐上，曲轴的拐数可减少，机械的轴向长度可缩短，因此主轴颈可以采用滚动轴承。运动机构的结构及选择活塞式压缩机的运动机构有无十字头和带十字头两种，本设计为无十字头。选择无十字头的理由是结构简单紧凑，机械高度较低，相应的机械重量较轻，般不需要专门的润滑机构。但是无十字头的压缩机只能作成单作用的，所以，气体容积的利用不充分因为活塞与气缸之间，只在活塞的侧形成工作腔，气体的泄漏量也比较大，气缸的工作表面所受的侧向力也较大，因而活塞易磨损，另外，气缸的润滑油量也难于控制。本设计采用无油润滑，排气压力为，活塞材料采用聚四氟乙烯，并且是用纳米填料和纳米复合技术提高聚四氟乙烯自滑材料的性能，通过添加石墨碳黑碳纤维等不同的碳素材料。聚四氟乙烯的特点熔点为，具有耐高温长期使用温度，具有塑料中冷却，当压缩后的蒸汽分压超过冷却气体出口温度下水的饱和蒸汽压时，气体中的蒸汽将冷凝而析出水分。水分的析出将影响第级以后各级的进气量。所以设计中必须考虑水分的析出。由吸入空气的相对湿度第级无水分析出表饱和水蒸汽在时的压力与重度南昌大学本科生毕业设计论文第页共页第二级级吸气温度是，由上表得当时各级的行程容积汽缸直径的确定采用单作用气缸第级取式中为气缸直径，为气缸行程容积，为活塞行程为转数，为级气缸数目计算排气温度选取绝热指数南昌大学本科生毕业设计论文第页共页则有排气温度其中所以排气温度计算结果如下表排气温度计算结果级数吸气温度排气温度排气温度各级名义压缩比取第级进气相对压力损失为，排气相对压力损失表各级进气排气压力与实际压力比级次公称压力排气损失实际压力实际压比εⅠ新的容积系数Ⅰ级气缸容积系数南昌大学本科生毕业设计论文第页共页新的相对余隙系数活塞力的计算表中分别为活塞盖侧与轴侧的面积，分别为活塞外止点内止点位置时的活塞力。计算结果如下表表活塞力计算结果注表中轴侧活塞有效工作面积盖侧活塞有效工作面积压力的单位为，活塞力的单位为。可见该机活塞力中最大值为，它产生在活塞的外止点时，负号表示它对活塞杆产生个压缩力，所以得计算轴功率指示功率根据式级次内止点活塞力外止点活塞力轴侧盖侧轴侧盖侧Ⅰ南昌大学本科生毕业设计论文第页共页式中低压级可取，对中压与高压级取。将已知数据代入式得第Ⅰ级式中，机械效率取η则轴功率驱动机的选择活塞式压缩机的驱动包括驱动机和传动装置。驱动方式和压缩机的结构方案和主要参数的选择有着密切的关系，在选择压缩机结构方案和主要参数时，应该同时考虑驱动方式的选择。驱动活塞式压缩机的却大多数是交流电动机，而交流电动机中又以鼠笼式异步电动机为最多。中小功率的鼠笼式电动机可按我国电动机系列等选取。不管是异步电动机还是同步电动机，共同的特点是启动电流大而启动力矩小。取η，则电机功率余度则电机功率取。南昌大学本科生毕业设计论文第页共页动力计算图压缩机作用力图压缩机中的作用力压缩机中作用力的分析，是进行压缩机零件强度和刚度计算的依据，也是判断这些力对压缩机装置影响的基础。压缩机中主要的作用力有气体压力曲柄连杆机构运动时产生的惯性力和摩擦力曲柄连杆机构的运动关系与惯性力由上图可知任意转角的活塞的位移为化简得其中其中为连杆长度米南昌大学本科生毕业设计论文第页共页为曲柄半径米为连杆摆角度，当为时，为正，当为时，为负为曲柄半径与连杆长度之比活塞的速度为活塞的运动加速度为简化为往复质量的惯性力为往复惯性力可以看作两部分之和称为阶惯性力，它的变化周期等于曲轴转转的时间，称为二阶惯性力，其变化周期等于曲轴转半转的时间。从数值上说，阶惯性力的最大值为二阶惯性力最大值的倍，即在压缩机中，通常在的范围选择。即为的倍。综合活塞力计算气缸直径，吸气压力，排气压力，相对余隙，活塞行程，转速，南昌大学本科生毕业设计论文第页共页，盖侧膨胀，则得，盖侧压缩，则得活塞位移和曲柄转角惯性力图时往复惯性力按曲柄转角展开图角速度往复惯性力的计算由以上的压缩机可知最大活塞力为，现选取连杆径长比，曲柄半径,曲轴旋转角速度初步设计时得往复惯性力质量为由书中文献可查得函数的值，计算往复惯性力南昌大学本科生毕业设计论文第页共页计算往复惯性力的极大值极小值作往复惯性力图图往复惯性力图南昌大学本科生毕业设计论文第页共页往复摩擦力的计算压缩机各接触面间的摩擦力取决于彼此间的正压力及摩擦系数，且随曲轴转角变化，难以精确计算。考虑到其数值较气体力和惯性力小得多，故为简单起见将其作为定值处理。已知，，，所以气体力的计算气体力是活塞两侧各工作腔气体压力与相应活塞力面积乘积的差值。压缩过程上式中为压缩过程第点的气体作用力公斤为活塞行程厘米为余隙容积折合长度厘米，为相对余隙容积为点的活塞位移厘米，为压缩过程指数为考虑压力损失后的实际吸气压力公斤厘米为活塞面积厘米膨胀过程上式中为膨胀过程第点的气体作用力公斤为膨胀过程第点的活塞位移厘米，为膨胀过程指数为考虑压力损失后的实际排气压力公斤厘米南昌大学本科生毕业设计论文第页共页在活塞往复运动中，往复运动机构交替地承受拉伸和压缩，而且受力的大小是周期性变化的。这是因为轴侧气缸的气体力为正值，盖侧气缸的气体力使连杆受压缩为负值。本次