流体机械课程设计说明书-压缩机设计.docx

目录
第一章 概述 1
1.1压缩机的基本结构[2] 2
1.2往复活塞压缩机的分类[3] 2
1.3 活塞式压缩机的应用 3
1.4 无油润滑压缩机 3
第二章 总体设计 5
2.1 结构形式选择与分析 5
2.1.1 结构形式分析[4] 5
2.1.2 有无十字头问题 5
2.1.3 列数和级在列中的配置 6
2.1.4设计活塞式压缩机应符合以下基本原则 6
2.2 结构参数选择及影响 7
2.2.1活塞行程与一级缸径比 7
2.2.2 活塞平均速度 7
2.2.3 转速 7
2.3 压缩机的驱动机选择 7
2.4 压缩机的转速和行程的确定 8
2.5 设计要求及参数 8
第三章 热力计算 9
3.1结构形式及方案选择 9
3.2 确定汽缸直径 9
3.2.1 初步确定各级名义压力 9
3.2.2确定各级容积效率 10
（1） 确定各级容积系数 10
（2） 选取确定压力系数 10
（3） 选取确定温度系数 10
（4） 抽气系数 11
（5） 确定容积效率 11
3.2.3 确定析水系数 11
3.2.4 确定各级行程容积 11
3.2.5 确定各级汽缸直径 11
3.2.6 调整后的相对余隙系数 12
3.3 计算活塞力 12
3.3.1 计算实际吸、排气压 12
3.3.2 活塞力的计算 12
34 确定各级排气温度 13
3.5 计算轴功率并选配电机 13
第四章 动力计算 15
4.1计算第Ⅰ列的惯性力 15
4.2 计算各列摩擦力 16
4.2.1 往复摩擦力 16
4.2.2 旋转摩擦力 16
4.3 计算第Ⅰ列气体力 16
4.3.1 Ⅰ级盖侧的气体力 16
4.3.2 Ⅰ级缸轴侧的气体力 16
4.3.3 计算第Ⅰ列综合活塞力的切向力 17
4.3.4 第Ⅰ列中各相关力图示 17
4.4 计算第Ⅱ列气体力 22
4.4.1 Ⅱ级盖侧的气体力 22
4.4.2 Ⅱ级缸轴侧的气体力 22
4.4.3 计算第Ⅱ列综合活塞力及切向力 22
4.4.4 第Ⅱ列中各相关力图示 22
参考文献 26

26

第一章 概述
容积式流体机械（Positive displacement fluid machinery）：
靠泵腔容积的变化来吸入与排出介质,来转换能量的为容积式流体机械。主要有：容积式压缩机；容积泵
分类：
(1)按结构分： 卧式

① 往复式 (reciprocating) 立式
活塞式 单缸 单级 单作用 π式
柱塞式 → 双缸 → 双级 → 双作用→ H式
隔膜式 多缸 多级 差 动 V式
L式
W式
② 回转式
螺杆式：单螺杆；双螺杆；三螺杆；四螺杆；五螺杆。
罗茨式：
滑片式：
齿轮式：
涡线式：
液环式：
滚动活塞式：
摇摆转子式：
球型转子式：
半球转子式：

(2) 按排气压力分：
① 低压： p< 1 MPa
② 中压： p = 1~10 MPa
③ 高压： p = 10~100 MPa
④ 超高压： p > 100 MPa

（3）按容积流量分：
① 微型压缩机：
② 小型压缩机：
③中型压缩机：
④大型压缩机：

容积式流体机械的特点
优点：① 压力范围宽。有真空；低压；中压；高压；超高压。
② 效率高。热效率达80%以上。
③ 适应性强，可输送各种介质。
④ 品种多样，适应各种工况及用途。
缺点：① 结构较复杂，易损件多。
② 排出不连续，产生脉动，往复惯性力。
③ 转速低，排量小。
④介质易受油污染。
1.1压缩机的基本结构[2]
其组成大致可以分为三个部分：
（1） 基本部分：包括机身、中体、曲轴、连杆、十字头组成，其作用是传递动力、连接基础和气缸部分。
（2） 气缸部分：包括气缸、气阀、活塞、填料以及安置在气缸上的排气量调节装置等部分，其作用是形成压缩容积和防止气体泄漏。
（3） 辅助部分：包括冷凝器、缓冲器、液体分离器、滤清器、安全阀、油泵、注油器及各种管路系统，这些部件是保证压缩机正常运转。
1.2往复活塞压缩机的分类[3]
（1） 按传动方式分为曲轴驱动和非曲轴驱动两类。
轴驱动的往复活塞压缩机按驱动轴的结构不同又区分为曲轴驱动和非曲轴驱动两种。在曲轴驱动的一类中，一种是无十字头的往复活塞压缩机曲轴转动时通过连杆直接带动活塞在气缸内作往复运动；另一种是有十字头的往复活塞压缩机，连杆通过十字头带动活塞作往复运动。非曲轴驱动的往复活塞压缩机，转盘的转动带动活塞在气缸内作往复运动。非曲轴驱动的往复活塞压缩机通常指自由活塞压缩机和电磁驱动活塞压缩机。电磁驱动是由直线电动机的转子在磁力作用下直接带动活塞在气缸内作往复运动，从而实现对气体的压缩。
（2） 按活塞在气缸内的作用方式分为单作用、双作用和级差式。
（3） 按气体在气缸内受到压缩的方式，分为单级压缩和多级压缩。
（4） 按气缸是否用油润滑，区分为油润滑和无油润滑两种。
（5） 按气缸的布置方式区分有立式结构(气缸垂直布置)和卧式结构（气缸水平布置）两种。在卧式结构中，气缸水平布置在曲轴两侧，相对两列同时作相向或相背运动的结构称对动型压缩机气缸水平布置在曲轴两侧，但相对两列作同向运动或非相向运动的结构称对置型；气缸中心线之间有某一夹角的称为角度式压缩机。
1.3 活塞式压缩机的应用
空气具有可压缩性，经空气压缩机做机械运动使本身体积缩小，压力提高后的空气称为压缩空气。它是一种重要的动力源，有着无污染，清晰透明，输送方便，无害，易燃性小，不怕起负荷等显著的特点。
空气压缩机作为一种重要的能源产生形式，被广泛应用于生活生产的各个环节。尤其是双螺杆式的空气压缩机被广泛应用机械，冶金，电子电力，医药，包装，化工，食品，采矿，纺织，交通等众多工业领域，成为压缩空气的主流产品空压机，就是把一个标准大气压的空气通过能量转化的方式输出来满足用户需求的空气的设备，能量转化一般都是可理解为机械能转为动能。按压缩方式分为动力式和容积式，动力式又分为透干式 离心式等；容积式分为活塞式 螺杆式 滑片式等。在化工生产中，往复式压缩机已成为关键设备，压缩机应用有以下几个方面[4]：
（1） 动力工程应用；
（2） 气体输送应用；
（3） 化工及石油化工工艺应用；
（4） 制冷工程和气体分离应用；
（5） 传统的空气动力：风动工具，凿岩机、风镐、气动扳手，气动喷砂 ；
（6） 仪表控制及自动化装置，如加工中心的刀具更换等；
（7） 车辆制动，门窗启闭；
（8） 喷气织机中用压缩空气吹送纬纱以代替梭子 。
1.4 无油润滑压缩机
由于现代工业的迅速发展，要求气体在压缩时不被润滑油污染，或根本不允许气体与润滑油接触，无油润滑压缩机在现代空间技术、国防、电子、冶金、化学、炼油、纺织、医药、食品和科学研究部门都得到广泛应用。在血多部门要求压缩空气或工艺气体不含润滑油，保证产品质量、生产效率和安全生产的。所谓无油润滑压缩机，一般指气缸无油润滑，运动件（驱动部分），仍然有油润滑，但是也有全无油润滑的压缩机。目前的容积式无润滑压缩机主要应用领域[4]为：
（1） 食品、制药工业，利用压缩空气搅拌浆液；
（2） 大型船用柴油机的起动；
（3） 风洞实验、地下通道换气、金属冶炼；
（4） 油井压裂；
（5） 高压空气爆破采煤；
（6） 武器系统，导弹发射、鱼雷发射；
（7） 潜艇沉浮、沉船打捞、海底石油勘探、气垫船；
（8） 轮胎充气；
（9） 喷漆；
（10） 吹瓶机；
（11） 空分行业。
目前螺杆式压缩机基本可以完全取代活塞式压缩机了，它有很多活塞式所具备的优点，它是一种高速回转的容积式压缩机，通过一对含有螺旋齿槽的转子相互啮合，造成容积的变化进行气体压缩，除了两个高速回转的螺杆转子外，没有其它运动部件，克服了回转式压缩机（如离心式压缩机）和往复式压缩机（如活塞式压缩机）各自的不足，具有如体积小、重量轻、运转平稳、易损件少、效率高、单级压比大、能量无级调节等优点，在压缩机行业得到迅速发展及应用。
由于螺杆制冷压缩机单级有较大的压缩比及宽广的容量范围，故适用于高、中、低温各种工况，特别在低温工况及变工况情况下仍有较高的效率，这一优点是其它机型（如吸收式、离心式等）不具备的。因此，螺杆式制冷压缩机被广泛用于空调、冷冻、啤酒、化工、水利等各个工业、食品领域，是制冷领域特别是工业制冷领域的最佳机型[5]。

第二章 总体设计
2.1 结构形式选择与分析
压缩机的方案选择是指根据容积流量、吸排气压力、压缩介质、具体使用条件等要求，选定压缩机的结构形式、冷却方式、作用方式、（单作用、双作用或极差式），有无十字、级数、列数，级在列中的配置（即排列次序）、各列曲柄错角、气缸中心线夹角、驱动机类型及传动方式等。压缩机结构形式的选择要考虑诸多因素，例如工艺流程、现场条件、制造方式的系列构成、生产条件和加工设备状况、外协状况等。针对某以具体的压缩机，其结构形式的优劣只能说是相对的。
2.1.1 结构形式分析[4]
（1） 立式压缩机
立式压缩机的组要优点是：主机直立，占地面积小；活塞重量不支撑在汽缸上，没有因此产生的汽缸和填料部分的摩擦和磨损；汽缸润滑油沿圆周分布均匀，因而润滑油条件好，省润滑油；活塞与气缸运行时的同心度易于保持，因而适合做成无油及迷宫压缩机；机身、中体等零部件不承受自重导致的弯曲应力，因而壁厚可减薄，机体简单轻便；往复惯性力垂直作用于基础，相比于水平方向作用于基础，易被基础承受。
（2） 卧式压缩机
工艺流程用的卧式压缩机多采用对动式结构，超高压则采用对置式结构。所有汽缸位于曲轴同侧的一般卧式结构在工艺流程中很少采用。卧式压缩机的组要优点是：整机的高度低，视野观察方便，易接近性好，操作管理和维修方便；每列可串联较多的汽缸，从而简化主轴结构；附属设备和管路可方便地置于厂房底层，从而使上层厂房变得简洁，方便主机巡检；附属设备可方便地置于压缩机上方，从而节省整个机组系统的占地面积而便于成撬，方便用户使用。
（3） 角度式压缩机
角度式压缩机的主要优点是：结构紧凑，机组的体积小，占地面积少；每个曲拐上装有两根以上的连杆，使曲轴结构简单，长度较短，并可能采用滚动轴承而提高机械效率；各列汽缸彼此相距较远，气阀有充裕的安装空间，可增加气阀通流面积而减小流动损失；汽缸间的夹角空间可安装中冷器等附件设备，使整机结构紧凑，并缩短气体管路而减小流动损失时，连杆的安装困难，星型结构的润滑问题较难解决。因此，角度式压缩机主要用于中小型压缩机。
2.1.2 有无十字头问题
无十字头压缩机的特点式结构简单紧凑，但只能是单作用或级差式，与相同排量的有十字头压缩机相比，汽缸直径大且靠活塞环密封气体，因而泄漏周长及泄漏量大。无十字头压缩机的筒形活塞承受侧向力，故活塞与汽缸间的摩擦和磨损加大，机械效率也较底。除非机身传动部分也不采用润滑油，否则无十字头压缩机不能实现气体的无油压缩。故此，无十字头压缩机多用于小功率场合，尤其是要求轻便的移动式。
2.1.3 列数和级在列中的配置
为了获得较好的动力平衡力，除微小型压缩机外，各种形式压缩机的列数均以等于或多于两列为宜。但是列数过多将导致压缩机结构复杂，列数需视机型系列化的情况、气量大小、压力高低等来决定。级和列没有明确的关系，多级或单级压缩机都可以是多列，也可以是单列，但级和列会相互影响，级在列中的配置应注意以下问题：
（1） 活塞力的均衡性。即各列活塞力要均衡，有十字头时希望往返行程中的活塞力也能均衡，这样曲轴、连杆的强度利用比较充分。
（2） 密封性。使相邻的压力差较小，减少活塞环出的泄漏；在填料侧配置较低的压力级，以利于填料密封。
（3） 曲轴错角的合理排列。尽量使各列惯性力和惯性力矩相互抵消，以获得较好的动力平衡性；力求总切向力曲线均匀，使所需飞轮矩小；争取使个级间气体管道中的气体脉动相互削弱，减小管道振动。
（4） 制造和装配方便。
2.1.4设计活塞式压缩机应符合以下基本原则
（1） 满足用户提出的排气量、排气压力以及有关使用条件的要求；
（2） 有足够长的是用寿命（应理解为压缩机需要大修时间的间隔长短），足够高的使用可靠性（应理解为压缩机被迫停车的次数）；
（3） 有较好的运转经济性；
（4） 有良好的动力平衡性
（5） 维护检修方便；
（6） 尽可能采用新结构、新技术、新材料；
（7） 制造工艺性良好；
（8） 机器的尺寸小、质量轻。
在选择压缩机级数时要使机器消耗的功最小、排气温度应在条件许可的范围内。机器质量轻、造价低， 要使机器具有较高的热效率，则级数越多越好，然而级数增多，则阻力损失增加，机器总效率反而降低，结构也更加复杂，造价更大大上升。
在无油润滑压缩机中，密封元件采用自润滑材料，有些自润滑材料的最适宜的工作温度也有限制，例如聚四氟乙烯的工作温度，不能草果170℃（压力越高则温度应控制的越低）。在确定级数和各级压力比时应考虑这一点。
因此必须根据压缩机的额容量和工作特点，恰当的选择级数和压力比。综合各因素考虑，选择二级压缩。
2.2 结构参数选择及影响
2.2.1活塞行程与一级缸径比
活塞行程与一级缸径比Ψ=SD1，是压缩机的一个重要结构参数，其值对压缩机的影响主要体现在以下几个方面。
（1） 表征了压缩机外向和尺寸间的关系；
（2） 影响气阀在汽缸上的安装面积；
（3） 影响相对余隙和重量；
（4） 影响压缩机的工作过程。

现代压缩机的Ψ值约处于0.3～0.6，个别高转速机器Ψ值小至0.26。
2.2.2 活塞平均速度
活塞速度是随曲轴转角变化的，故常用活塞平均速度νm=ns30来表征活塞运动的快慢。活塞平均速度是联系机器结构尺寸和转速的重要参数，对压缩机的性能有很大影响。组要体现在以下方面：
（1） 对压缩机耐久性的影响；
（2） 对气阀的影响。
2.2.3 转速
压缩机的转速不仅决定了压缩机的几何尺寸、重量、制造难易、机器的成本，而且还影响摩擦力、磨损、工作过程及动力特征，还会影响驱动机的经济性及成本。
2.3 压缩机的驱动机选择
活塞式压缩机的驱动包括驱动机和传动装置，本设计中拟采用电动机驱动，这是综合考虑使用部门的动力装置，压缩机的功率和转速、工作条件来选定电动机的型式。
2.4 压缩机的转速和行程的确定
转速和行程的选取对机器的尺寸、质量、制造难易和成本又重大影响，并且还直接影响机器效率、寿命和动力特性。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。因此：
（1） 活塞平均速度的高低，对运动机件中的摩擦和磨损具有直接的影响，对气缸内的工作过程也很有影响。
（2） 活塞速度过高气阀在气缸上难以得到足够的安装地基，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，严重的影响压缩机运转的经济性和使用的可靠性。
微型和小型压缩机为使结构紧凑而只能采用较小行程，虽然较高转速，但活塞平均速度却较低。在一定的活塞速度下，活塞行程的选取与下列因素有关：
（1） 排气量的大小：排气量大者行程应取得长些，反而则应短些。
（2） 机器的结构型式：考虑到压缩机的使用和维护条件，对于立式、V型、W型、扇型等结构，活塞行程不宜取得太长。
2.5 设计要求及参数
排气体积： Vd=11m3/min
压缩介质： 空气
吸气压力： 0.8大气压（绝压）
排气压力： 0.6MPa
第一级排气温度： 20℃
第二级排气温度： 25℃
吸入气体的相对湿度： ∅=0.8

第三章 热力计算
压缩机的热力计算是根据气体压力容积和温度之间存在一定的关系，结合压缩机的具体特性和使用要求而进行的。其目的是得到最有力的热力参数（各级的吸排气温度，所消耗力）和适宜的主要结构尺寸（活塞行程、汽缸直径等）。
已知：设计条件
排气体积： Vd=11m3/min
压缩介质： 空气
吸气压力： 0.8大气压（绝压）
排气压力： 0.6MPa
第一级排气温度： 20℃
第二级排气温度： 25℃
吸入气体的相对湿度： ∅=0.8
3.1结构形式及方案选择
查文献[5] 得
εt=P2/P1 （3-1）
根据公式（3-1）得到压力比为：
εt=（0.6+0.1）/0.08=8.75
根据总压力比εt=8.75，压缩机的级数取两级比较合适，为了获得较好的动力平衡性能，可选择V形结构，而且Ⅰ、Ⅱ级采用双作用汽缸。另外，压缩机采用水冷方式。
3.2 确定汽缸直径
3.2.1 初步确定各级名义压力
根据工况的需要，选择级数为两级，按照等压比分配原则有：
第一、二级压力比： ε1=ε2=εt=8.75=2.96
但为使第一级有较高的容积系数，第一级的压力比取稍低值，各级名义进、排气压力比见表3-1

表3-1各级名义压力及压力比
级次
名义进气压力
ps0/MPa
名义排气压力
pd0/MPa
压力比
ε0=pd0/ps0
I
0.08
0.232
2.9
II
0232
0.7
3.0
3.2.2确定各级容积效率
（1） 确定各级容积系数
由表3-2查得绝热指数为K=1.4，各级膨胀过程的等熵指数m为
表3-2等熵指数

则膨胀指数：
m1=1+0.5×1.4-1=1.2
m2=1+0.62×1.4-1=1.25
容积系数： λv=1-α（ε1m-1） （3-2）
现初步确定各级气缸的相对容积系数： α1=0.1 α2=0.12
代入式（3-2）计算得：
λv1=1-0.1×（2.911.2-1）=0.86
λv2=1-0.12×（3.011.25-1）=0.83
（2） 选取确定压力系数
由文献[5]查得： λp1=0.96 λp2=0.97
（3） 选取确定温度系数
由文献[5]查得： λt1=0.92 λt2=0.97
（4） 抽气系数
根据设计条件和工艺过程可知： λc1=λc2=1
（5） 确定容积效率
由 ηv=λvλpλtλlλc 得：ηv1=0.739 ηv2=0.713
3.2.3 确定析水系数
第一级无水析出，故 λφ1=1.0
由文献[4]查得各级对应温度下的饱和蒸汽压psa：
t=20℃ psa1=2.337 KPa
t=25℃ psa2=3.170 KPa
φ1psa1ps2ps1=0.8×2.337×2.9=5.4218 KPa>3.170Kpa
故有水析出。
析水系数 λφ
λφ=ps1-φ1psa1ps2-φ2Psa2×ε1 （3-3）
由公式（3-3）得
λφ2=0.8×105-0.8×23372.32×105-3170×3.0=0.9902
3.2.4 确定各级行程容积
Vs1=qvnηv1=111000×0.739=0.01488m3
Vs2=qvn×ps1ps2×T2T1×λφ2ηV2=111000×0.8×1052.32×105×298293×0.99020.713=0.00536 m3
3.2.5 确定各级汽缸直径
已知转速n=1000r/min，取行程s=150mm，得活塞平均速度
υm=sn30=5m/s
取活塞杆直径d=40mm，又汽缸直径
D=2Vsπs+d22 （3-4）
由（3-5）得：
D1=2×0.014883.14×0.15+0.0422=0.2530 m
D2=2×0.005363.14×0.15+0.0422=0.1535 m
圆整后取得： D1=250 mm D2=160 mm
由式（3-5）得，实际行程容积：
Vs1=0.0145 m3 Vs2=0.00584 m3
由Ⅰ、Ⅱ级均为双作用汽缸，则有效活塞面积：
Ap'=π4×(2×D2-d2) （3-6）
由（3-6）计算得： Ap1'=0.0967 m2 Ap2'=0.0389m2
3.2.6 调整后的相对余隙系数
考虑到圆整值与计算值之间有差值，有容积系数计算公式：
λV'=λVApAp' （3-7）
计算得： λV1=0.8822 λV2=0.7626
相对余隙计算公式：
α=1-λVε1m-1 （3-8）
计算得： α1=0.0825 α2=0.1686
3.3 计算活塞力
3.3.1 计算实际吸、排气压
各级进排气压力损失取值，各级进、排气压力和实际压力比见表3-2。
表3-3 各级进、排气压力和实际压力比
级次
公称压力/MPa
压力损失
实际压力/MPa
实际压力比
ε'
ps
pd
δs'
δd'
ps'
pd'
Ⅰ
0.08
0.232
0.05
0.08
0.076
0.25056
3.3
Ⅱ
0.232
0.7
0.035
0.06
0.22388
0.742
3.3
3.3.2 活塞力的计算
首先计算盖侧和轴侧活塞的面积，见表3-3；止点处气体力计算见表3-4。
轴侧面积：
Aω=π4×D2-d2 （3-9）
盖侧面积：
Ac=π4×D2 （3-10）
内止点处活塞力：
Fω=pd'×Aω-ps'×Ac （3-11）
外止点处活塞力：
Fc=-pd'×Ac+ps'×Aω （3-12）

表3-4 盖侧和轴侧活塞工作面积
级次
轴侧/m2
Aω
盖侧/m2
Ac
Ⅰ
0.0478
0.049
Ⅱ
0.0188
0.02

表3-5 止点气体力计算
列次
内止点/KN
Fω
外止点/KN
Fc
Ⅰ-Ⅰ
8.26
-9.47
Ⅱ-Ⅱ
8.56
-10.63
3.4 确定各级排气温度
因为排气压力不太高，所以空气可以看作理想气体，等熵指数为k=1.4，由于采用水冷的方式，近似的认为各级压缩指数为
n1=1.35 n2=1.4
3.5 计算轴功率并选配电机
各级指示功率为
Nij=160×n×1-δsj×λVj×psj×Vsj×njnj-1×εj×1+δ0jnj-1nj-1 （3-13）
由（3-13）计算得：
Ni1=24.14kW
Ni2=24.89 kW
总的指示功率为 Ni=j=1j=6Nij=49.03 kW
取机械效率ηm=0.90，所以轴功率为
Nz=Niηm=54.48kW
取机械功率余度10%，则电机功率取59.93kW，型号为Y280S-2(额定功率为75kW)。

第四章 动力计算
动力计算的目的在于计算压缩机中的作用力，确定压缩机所需要的飞轮矩以及各种形式压缩机惯性力。惯性力矩的平衡情况初步设计压缩机所需的基础。
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[6]。
压缩机中主要的作用力有气体力，曲柄连杆机构运动时产生的惯性力和摩擦力。
4.1计算第Ⅰ列的惯性力
往复性惯性力分为一阶往复惯性力和二阶往复惯性力[4]。
FIs=msrω2cosα+λcos2α （4-1）
由上章计算可知本压缩机最大的活塞力为10.63KN，即1.08吨，从结构稳定性角度考虑查表可选用的活塞力为2吨的系列，其往复运动构件的质量ms=31KG，先取连杆长λ=14，曲柄旋转角速度ω=πn30=104.67r/s。曲柄销旋转半径r=60㎜ ，计算函数cosα+cos2α的数值，按式（4-1）求的往复惯性力，计算结果列于表4-1。
表4-1 往复惯性力计算表
α
cosα+0.25cos2α
FIs
α
cosα+0.25cos2α
FIs
0
1.25
25.4965
190
-0.7499
-15.2955
10
1.2197
24.8791
200
-0.7482
-15.2608
20
1.1312
23.0734
210
-0.7410
-15.1148
30
0.9910
20.2141
220
-0.7226
-14.7397
40
0.8095
16.5106
230
-0.6862
-13.9965
50
0.5994
12.2256
240
-0.625
-12.7482
60
0.375
7.6489
250
-0.5335
-10.8825
70
0.1505
3.0700
260
-0.4086
-8.3337
80
-0.0613
-1.2498
270
-0.25
-5.0993
90
-0.25
-5.0993
280
-0.0613
-1.2498
100
-0.4086
-8.3337
290
0.1505
3.0700
110
-0.5335
-10.8825
300
0.375
7.6489
120
-0.625
-12.7482
310
0.5994
12.2256
130
-0.6862
-13.9965
320
0.8095
16.5106
140
-0.7226
-14.7397
330
0.9910
20.2141
150
-0.7410
-15.1148
340
1.1312
23.0734
160
-0.7482
-15.2608
350
1.2197
24.8791
170
-0.7499
-15.2955
360
1.25
25.4965
180
-0.75
-15.2979

4.2 计算各列摩擦力
4.2.1 往复摩擦力
Ffs=0.65Ni1ηm-1×602Sn （4-2）
Ffs1=0.65×24.14×10.9-1×602×0.15×1000=0.349kN
Ffs2=0.65×24.89×10.9-1×602×0.15×1000=0.360 kN
4.2.2 旋转摩擦力
Ffr=0.35Ni1ηm-1×60Snπ （4-3）
Ffr1=0.35×24.14×10.9-1×600.15×π×1000=0.120kN
Ffr2=0.35×24.89×10.9-1×60π×0.15×1000=0.123 kN
4.3 计算第Ⅰ列气体力
4.3.1 Ⅰ级盖侧的气体力
余隙行程：
S0=S×α （α=0.0825 为相对余隙容积） （4-4）
按式（4-2）得：S0=150×0.0825=12.375mm ， 盖侧活塞面积 Ac1=0.049m2 ，压缩及膨胀过程的多变指数可取为m=k=1.4， 盖侧的气体力为负值。计算结果见表4-2。
4.3.2 Ⅰ级缸轴侧的气体力
轴侧活塞面积 Aw1=0.0478m2 ，其余参数同盖侧，轴侧气体力为正值。计算结果见表4-3。
4.3.3 计算第Ⅰ列综合活塞力的切向力

将同一曲柄转角α下的惯性力I、摩擦力 Ff、及气体力Fg（轴侧和盖侧）进行相加，求出综合活塞力Fp，然后按式（4-3）计算出切向力FT，计算结果见表4-4。
FT=Fpsinα+λsin2α21-λ2sin2α （4-5）

4.3.4 第Ⅰ列中各相关力图示
如图4-1所示，惯性力I、轴侧气体力、盖侧气体力、综合活塞力和切向力T随曲柄转角α的分布。

图4-1

表4-2 Ⅰ级盖侧的气体力计算表
曲柄转角
α。
活塞位移
xi=r {(1-cosα)+
1λ(1-1-λ2sin2α)}
膨胀过程
Pi=s0xi+s0m
Ps
MPa
进气
过程
Pi=Ps
MPa
压缩过程
Pi=s+s0xi+s0m
pd
MPa
排气
过程
Pi=Pd
MPa
气体力
Fg=-PiAc1
kN
0
0.00000

10
0.00114

20
0.00450

30
0.00992

40
0.01716

50
0.02588

0.076

60
0.03569

0.076

-3.724
70
0.04620

0.076

-3.724
80
0.05697

0.076

-3.724
90
0.06762

0.076

-3.724
100
0.07781

0.076

-3.724
110
0.08724

0.076

-3.724
120
0.09569

0.076

-3.724
130
0.10301

0.076

-3.724
140
0.10908

0.076

-3.724
150
0.11384

0.076

3.724
160
0.11726

0.076

-3.724
170
0.11931

0.076

-3.724
180
0.12000

0.076

-3.724
190
0.11931

0.076565
0.07656
-3.752
200
0.11726

0.078302
0.07830
-3.837
210
0.11384

0.081345
0.08135
-3.986
220
0.10908

0.085940
0.08594
-4.211
230
0.10301

0.092479
0.09248
-4.531
240
0.09569

0.101573
0.10157
-4.977
250
0.08724

0.114162
0.11416
-5.594
260
0.07781

0.131711
0.13171
-6.454
270
0.06762

0.156559
0.15656
-7.671
280
0.05697

0.192555
0.19255
-9.435
290
0.04620

0.246245
0.24625