活塞式压缩机气阀设计

毕业设计（论文）

2012年 6 月 8 日

毕业设计（论文）任务书

V-0.17/7活塞式空气压缩机之气阀设计

摘 要

我国微型空压机的发展基本上是从上世纪九十年代中期开始并逐渐发展起来的。活塞式压缩机属於最早的压缩机设计之一， 但它仍然是最通用和 非常高效的一种压缩机。活塞式压缩机通过连杆和曲轴使活塞在气缸内向前运动。 如果只用活塞的一侧进行压缩，则称为单动式。 如果活塞的上、下两侧都用，则称为双动式。

活塞式压缩机主要由机体、曲轴、连杆、活塞组、阀门、轴封、油泵、能量调节装置、油循环系统等部件组成。其中曲轴是活塞式制冷压缩机的主要部件之一，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，工作条件恶劣，要求具有足够的强度和刚度以及主轴颈与曲轴销的耐磨性。故曲轴一般采用40、45或50号优质碳素钢锻造，但现在已广泛采用球墨铸铁（如QT50－1.5与QT60－2等）铸造。

关键词：活塞式压缩机，活塞，曲轴，材料

目 录

第一章 绪论 .............................................. 1

1.1设计题目 .......................................... 1

1.2问题来源 .......................................... 1

1.3无油润滑压缩机的显著特点 ........................... 2

1.4压缩机发展概况 ..................................... 2

第二章 总体设计 .......................................... 4

2．1机构方案的选择 .................................... 4

2.1.1根据设计要求选V型压缩机 ...................... 4

2.1.2冷却方式的选择 ................................ 5

2.1.3驱动方式的选择 ................................ 5

2．2压缩机的机构参数 .................................. 5

2.2.1活塞平均速度 .................................. 5

2.2.2转速与行程 .................................... 6

2.2.3级数 ......................................... 6

2.3压缩机方案设计中影响结构设计的其他因素 ............. 7

2.3.1十字头的影响 .................................. 7

2.3.2级在列中的配置 ................................ 7

第三章 压缩机设计热力计算 ................................ 8

3.1热力计算 .......................................... 8

3.2计算过程 .......................................... 8

3.2.1估计排气温度 .................................. 8

3.2.2容积效率度的确定 .............................. 9

3.2.3工作容积的确定 ................................ 9

3.2.4确定活塞行程S及汽缸直径D .................... 9

3.2.5实际指示功wi计算 ............................ 10

3.2.6指示功率pi及轴功率 .......................... 11

3.2.7电机功率的选取 ............................... 11

第四章 零部件计算 ....................................... 12

参考文献 ................................................ 25

谢辞 .................................................... 26

第一章 绪论

1.1设计题目

设计v-0.17/7型活塞式空压机

已知：

1. 介质：空气；

2．进气状态:进气压力:常压

进气温度:常温(

相对湿度:

3．排气状态:额定排气压力0.7Mpa

额定排气量0.37m/min

排气温度(各级):

4. 汽缸排列型式是V型风冷式，电机驱动。

1.2问题来源

压缩机是一种将气体压缩从而提高气体压力或输送气体的机器，在国民经济和国防建设的许多部门中应用极广，特别是在石油、化工、动力等工业中已成为必不可少的关键设备，是许多工业部门工艺流程中的心脏设备。在压缩机应用和设计中，就出现新的要求和问题，主要表现在：

1．在压缩气体过程中，有些气体则对润滑油起腐蚀作用降低有的粘度，使得润滑油的性能下降，无法起到正常的润滑的作用。

2．由于气缸与活塞之间的高速摩擦，使得润滑油的应用越来越广泛，在压缩气体过程中，气体不可避免与润滑油接触，同时温度又高，当工作介质为某些z助燃气体时，很可能引起爆炸而发生事故。

3．在石油工业中，某些气体要求在较低的温度下进行操作，而一旦压缩机

吸入的气体温度极低，润滑油可能凝固，无法起到润滑的作用，或气体中携带的润滑油会导致反应器中催化剂中毒等情况。

4．对于一些纯度要求较高的气体，被压缩的气体在有润滑油压缩机中势必受到润滑油的污染，从而达不到事先的要求。

5．一旦气体中携带了油，会造成某些气动仪的失灵，如控制系统中的压力表

基于以上各种原因，要求设计一种无油润滑压缩机，且其规格要齐全。到目前为止，无油润滑压缩的开发与研发已取得很大的发展，但目前形势来看，无忧润滑压缩机的规格还不够齐全还不能满足社会的需求，因此开发新规格的无油润滑压缩机日益为人们所关注，同时随着无油润滑压缩机向大排气量、大功率的方向发展，为我们这次设计提供了宝贵的经验。

1.3无油润滑压缩机的显著特点

1．被压缩气体不带油污，不需脱油处理，不污染环境

2．无油润滑压缩机系统取消了注油器，油分离器等设备，不但大大降低系统的阻力，还利用增加产量，而且还减少了注油器，油分离器的检修工作量和检修用

3．理想的有无油润滑压缩机由于密封摩擦件摩擦因数小，因而使用寿命长，减少了非生产检修时间及其费用，因此，比有油润滑压缩机的效益高

4．提高了气缸或者气缸套，活塞杠的使用寿命，一般情况下，使用后的气缸或者气缸套经过一定时间的跑合期后，镜面粗糙度会有所提高，而摩擦较小 无油润滑压缩机在各行业中具有广泛的用途及无法取代的地位，无油润滑有着广泛发着前景。

1.4压缩机发展概况

早在三、四千年前，我们的祖先便掌握了压气鼓风从事治炼的技术，最早是有兽皮做成“老虎皮”；公元三十一年，东汉的杜诗创造了用水力鼓风设备——排水；一直沿用到现代活塞式压缩机的追雏行。

1934年，采用有自润滑性能的石墨作密封元件，实现了气缸不用油润滑；

但石墨比较脆，石墨磨损后的粉末也能污染气体。1935年，苏尔寿公司研制成了利用曲折密封原理的迷宫式压缩机，它去消了金属密封元件，也实现了气缸无油润滑；但这种结构制造要求极高，比且严重的泄露使其热效率较一般压缩机为低。1952年，具有自润滑性的塑料聚四氟乙烯开始用于压缩机作密封元件。由于聚四氟乙烯经过适当改制后的巨大优越性，因此很快得到了推广，已成为现在实现气缸无油润滑的主要手段。

活塞式压缩机在本世纪四十年代末到七十年代这几十年中，随着世界生产的发展，科学技术及工艺的进步，它也获得了很大的发展和进步。在技术方面，它所取得的成果是：

1.现代压缩机的可靠性和耐久性已大大提高，可以连续运行八千小时而中间无需修理，每年的开工率95%以上；

2.由于采用了低的阀隙流速和大的缓冲容积，使压缩机功率消耗进一步降低；

3.在中、大型范围内，由于采用了对动式等动力平衡性能好的结构型式，使压缩机转速成倍的提高，从而使压缩机的尺寸和重量相对大大减少；

4.在一定的压力范围内，气缸能比较容易的实现无油润滑，使被压缩机的气体不再为油所污染：

近年来，在中、小型范围内，压缩机普遍实现机组化，采用弹性支承来代替基础，使机器的安装和基建费用都显著降低。

随着人们对环境噪声污染的严格控制，努力使压缩机噪声限制在85Db以下，在这方面也取得了很大成绩。

最近，优化设计理论取得了很大进展，并且已开始进入压缩机的设计领域，它必将推动压缩机向更新的水平前进。

在我国，目前压缩机制造工业的一个重要组成部分全国已有几十专业生产工厂，制造着各种各类型的压缩机，已能基本满足国名经济各部门的需要。

可以预期，随着我国四个现代化的逐步实现，在全国现有的和未来的压缩机工作者的努力下，活塞式压缩机也将步入世界先进的行列。

第二章 总体设计

无油润滑压缩机的方案设计结构的基础。诸多实例充分证明，存在着一种或数种较严重缺陷的方案设计，在压缩机制造后，很难予以弥补。压缩机方案设计直接关系到压缩机运行的可靠性、经济性，制造成本的高低，外形尺寸和重量的大小，安装、维修的简便性。

压缩机方案设计包括如下内容：结构型式选择、冷却方式、作用方式，有无十字头、压缩级数、驱动机类型的选择和功率、转向、转速匹配，传动方式等。

2．1机构方案的选择

压缩机结构型式的选择要考虑诸多因素，例如：工艺流程、现场条件，制造方的系列构成、外协状况等。 2.1.1根据设计要求选V型压缩机

一、各列的一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，机器可取较高的转速。

二、气缸彼此错开一定角度，有利于气阀的安全与布置。因而使气阀的流通面积有可能增加。中间冷却器和极间管道可以直接装在机器上，结构紧凑。 三、角度式压缩机可以将若干列的连杆连接在同一曲拐上，曲轴的拐数可减少，机器的轴向长度可缩短，因此主轴颈能采用滚动轴承。

本设计属于微型中压压缩机常规设计，综合考虑其设计参数及市场现状，采用V型结构。

2.1.2冷却方式的选择

压缩机的冷却方式有风冷和水冷两种，水冷的效果要比风冷的效果好，但本设计为小型压缩机，考虑到工作环境，经济效益等因素，采用风冷方式因此为此设计只有一经，所以不需要冷却系统。 2.1.3驱动方式的选择

活塞式压缩机可分为：电驱动，活塞式发动机，旋转式发动机。 一、电动机

电动机主要包括异步电动机和同步交流电动机，驱动活塞式压缩机的绝大部分是交流电动机，而交流电动机中，以鼠笼异步电动机为多。电动机的特点是启动电流大而启动转矩小，因此若采用电动机驱动时，必须实行卸载启动，防止电动机过载，鼠笼式电动机最好采用直接接入电源启动这样可以避免采用复杂的启动设备。

综合材料及以上的内容故本设计采用异步电动机为驱动机。

2．2压缩机的机构参数

2.2.1活塞平均速度

转速和行程的选取对机器的尺寸、重量、制造难易和成本有重大影响，并且还直接影响机器的效率、寿命和动力性能。如果压缩机与驱动直接连接，则也影响驱动机的经济性和成本。近代设计活塞式压缩机的总趋势是提高转速。

转速、行程和活塞平均速度的关系式如下： Cm=nS/30=2m/s 式中：Cm-活塞平均速度，m/s： n-压缩机转速，r/min； S-活塞行程，m。

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，因为：

一、活塞平均速度的高低，对运动机件中的摩擦和磨损有直接的影响。对气缸内的工作过程也有影响。

二、活塞速度过高，气阀在气缸上难以得到足够的安装面积，所以气阀、管道中的助力损失很大，功率消耗及排气温度将会过高。严重地影响压缩机运转的经济性和使用的可靠性。

移动式压缩机为尽量减少机器重量和外形尺寸，所以取活塞速度为在（4-5）m/s，而本设计就属于此类。由于微型和小型压缩机为使结构经凑，而只能采用较小行程，所有较高转数，但活塞平均速度却较低，只有2m/s左右。本设计采用2m/s。 2.2.2转速与行程

在一定的活塞速度下，活塞行程的选取，与下列因素有关：排气量的大小：机器的结构形式;气缸的结构。

现代活塞式压缩机的行程与活塞力之间，按统计与分析，有下列关系：

S式中：P—活塞力，t；

A—系数，其值在0.065-0.095之间，较小值相应与短行程的机器，较大值相应与长行程的机器。

选择压缩机转速时应注意到惯性力的影响，惯性力的大小与转速成平方关系；通常应遵循惯性力不超过活塞力的原则。另外转数过高对阀片、活塞环、填料的使用寿命也会产生不利影响。

一般说来，活塞力较大的机器，转数相应地较低，因为活塞较大则运动部件的尺寸和重量也相应的增加，惯性力增长的程度往往显著地超过活塞力增长的程度。此外，由于各种机构的压缩机的动力平衡性不同，所以转数也会有所区别。另外，压缩机与驱动机直联时，应顾到驱动机额定转数。 2.2.3级数

在选择压缩机的级数时，一般应遵循下列原则：使压缩机消耗的功最小、排

气温度应在使用条件许可的范围内、机器重量轻、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，机机器总效率反而降低，结构也更加复杂，造价便大大上升。因此，必须根据压缩机的容量和工作特点，恰当地选择所需的级数和各级压力比。本设计排气压力为0.7MPa，故采用一级压缩。

气阀的气缸上的布置要求是：通道截面面积大，余隙容积小，安装维修要方便。小型有十字头压缩机，为了简化结构，气阀安装在汽缸盖上，使气阀的中心线相对于气缸的中心线作平行布置。

2.3压缩机方案设计中影响结构设计的其他因素

2.3.1十字头的影响

活塞式压缩机的运动机构有：无十字头与有十字头两种。本设计选择带十字头的作为运动机构。

带十字头运动机构的特点: 由于带有十字头，汽缸工作表面不承受连杆传来的侧压力，所以，气缸与活塞间的摩擦和磨损较小，充分利用了汽缸容积，润滑剂易于控制；可以设置填料密封，所以，气体的泄漏量小，特别是对于易燃、易爆、有毒的气体只能采用此种结构。当然，带十字头的压缩机增多了十字头、活塞杆及填料等部件，使机器的结构复杂，高度和重量也相应增加 2.3.2级在列中的配置

一、活塞杆反向负荷原则 二、谋求活塞力均衡原则 三、谋求最佳气密性原则 四、曲柄错角排列原则

五、活塞组件运动与导向的精确对中和直线性原则 六、谋求压缩机整机刚强性原则 七、谋求便于制造、安装和维修原则 八、谋求管道系统布置合理原则

第三章 压缩机设计热力计算

3.1热力计算

一般压缩机设计均需作热力计算,即根据设计任务要求,以知容积流量与拍

气压力等热力参数,在确定总体方案的情况下,计算各个热力及结构尺寸如:容积大小、转速、气缸直径、行程，所需轴功率及相应的效率，也可对以有的参数进行复算性计算。

3.2计算过程

以知条件：吸气温度取25゜C，吸气压力p=0.1Mpa

1

排气压力p=0.7Mpa（表压） 额定排气量q=0.37m³/min

2

v

压缩机结构型式及总体方案：单作用，单级压缩气缸V型排列，气

缸数2

3.2.1估计排气温度

T1T1

由于PT/T=常数，即P1T

T1

T

/T=P/T2

2

1

p„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„(3-1)

TT()2

T

1

21

T

1

式中KT为温度等熵指数，空气选取kT=1.24 T1= 进气温度、T2=排气温度、

P进气温度、p

1

2

排气温度。p接绝对压力值即p=0.7+0.1=0.8M pa，

2

2

1

T

因此T2=

T()P

2

1

1

T

=（25+273）（

0.8(0.24/1.24)

） =446K 0.1

T=446-273=173゜c 排气温度估算值在T1=25゜C时为173゜C

2

3.2.2容积效率度V的确定

容积效率是排出的气体折算成进口状态的容积值与工作容积之比对一台压缩机而言，容积效率流量与理论容积流量之比。 容积效率VPTL„„„„„„„„(3-2)

V



V

容积系数 压力系数 温度系数 泄露系数



P

T

L

按（2）公式计算的话较为繁琐，我们按压缩机技术手册，查表对微型空压机排量0.15-0.9m³/ min的空压机值为V值0.5-0.65考虑到无油机泄露较大，取值为0.6

3.2.3工作容积的确定 VS=

qv

„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„(3-3) n

v

vs工作容积 q容积流量 n空压机转速 n初定为1000 因此vs=0.37/(0.6×1000)=0.000617m³ 3.2.4确定活塞行程S及汽缸直径D 初定行程 s=25mm=0.025m

V=S.Z Z为气缸数z=2

2

S

4

可求出D=4vs= [（4×0.000617）/（3.14×0.025×2）]0.5=0.125m=125mm

sz 将气缸直径圆整至标准系列值D取125mm 圆整后工作容积

2

=3.141.25/40.0252=0.06133m³ vs

3.2.5实际指示功wi计算

实际指示公是指压缩机经过吸气、压缩、排气一个循环所需功 wiv1

kpv1k

T

1

s

T

T

1

T



1）（1ci)12„„„„„„„(3-4)

2z1

其中:v1(31）„„„„„„„„„„„„„„(3-5)

1

z

T

1

为相对间隙容积 取0.1 z2 z1为排气终了与进气开始气体 压缩指数,查手册z20.7 z20.96 名义压缩比

1

0.7

1.

v10.1(0.96241)0.71

p2

0.8

k

T

1.24

1

cn1

i

n



n1n

n1n

1





总压力损失



0.p2

0.3

0.0.3

0.13

N压缩指数 n=kT1.24 

c

i

1.241

1.24

8

1.2411.24

1.2411.24

0.130.076

1

根据(3-4)

1.241

1.240.70.96

1.241)(10.076)0.7111000000.0011(186Nm wi1.24120.96

3.2.6指示功率

p及轴功率

i

pin1865501705w1.705kw

i

60

60

空压机功率是指示功率p与摩擦功率p之和也就是说使一台压缩机运转所

i

f

必需具备的功率

p

轴



pp

i

f



p 为机械效率对微型空压机

i

m

m

0.820.9 无

m

油润滑压缩机活塞环摩擦功耗较大,去下限值, =0.82

mm p

轴

p

i



m

1.705

2.01kw 0.85

3.2.7电机功率的选取

上述中轴功率2.01kw,选取电机时功率储备系数取1.05则电机功率

p=2.011.05=2.11kw

按电机标准功率选p=2.2kw,我们选择三相异步电动机,功率2.2kw。

第四章 零部件计算

气阀

4.1气阀的结构型式

压缩机自动阀按运动密封元件的特点可分为：环阀；孔阀；直流阀；其它还有诸如条状阀、槽状阀、锥形槽状阀等。 直流阀

直流阀的阀座通道是许多截面呈矩形的槽，阀座的背面有宽度很大的凹槽作为升程限制器；阀片是用弹性材料制成的薄片，既是阀片，又是弹簧片，阀片二端个开一条窄缝，二窄缝之间的部分即为阀片运动密封部分，窄缝外侧为固定部分；由若干个阀座i、阀片组合在一起构成直流阀。

直流阀关闭时，阀片贴合在阀座各通气槽边缘保持密封，在气流压力作用下克服阀片的弹性力，阀片产生弯曲变形并贴合在相邻阀座背面的凹面上。当气阀全开时，阀片自由端所产生的最大弯曲变形即为阀片升程。

直流阀可以做成矩形的和圆形的。矩形直流阀的阀座、阀片尺寸相同，用螺栓紧固在一起。圆形直流阀的阀座、阀片尺寸不尽相同，一般用固紧圈箍紧，或用锥形环箍紧，并用T形销锁牢。

气体通过直流阀时，气流几乎没有什么转折，所以，直流阀具有最低的阻力

系数，允许有比其它型式气阀为高的流速。直流阀片质量轻，因此特别适用于高转速、高活塞速度的低压压缩机。在小型告诉压缩机上为了简化结构，也可以采用矩形的吸排气阀组合在一起的直流阀。

4.2气阀弹簧的种类

气阀弹簧是气阀的重要零件。弹簧特性及弹簧力大小影响气阀的能量损失和阀片寿命。弹簧特性主要由弹簧结构所决定。理想的气阀弹簧特性是：气阀全闭时弹簧力小，而气阀全开时弹簧力比较大。经常应用的气阀弹簧有如下几种形式：

4.2.1不变刚性弹簧

弹簧单位变形所产生的弹簧力称为弹簧刚性。环形弹簧和柱形弹簧都属于不变刚性弹簧。环形弹簧只应用于环状阀，弹簧中径即为阀片的平均直径。由于环形弹簧直径打，弹簧旋绕比大，致使弹簧刚性小，气阀全开弹簧力与全闭弹簧力相差无几，很难达到气阀要求的全开弹簧力，只适用于低速压缩机气阀直径不大、环数较少的情况，现在设计的压缩机中已很少应用。柱形弹簧直径小，旋绕比小，弹簧刚性较大，比环形弹簧更适合气阀要求，用于各种参数压缩机的环状阀、网状阀和孔阀。由于柱形弹簧钢丝直径小，对腐蚀缺口敏感性较大，影响使用寿命，在设计和使用柱形弹簧时应予以注意。

4.2.2变刚性弹簧

这类弹簧有锥形弹簧、塔形弹簧和各种版形弹簧，锥形弹簧两端直径不同呈截锥状，弹簧各圈旋绕比不同，各圈的刚性也不同；在外力作用下最大变形产生在直径最大的工作圈处，当直径最大的工作圈与弹簧的支撑圈并合后，就不再参加工作，而其余的工作圈继续变形，这是弹簧的工作圈数减少，弹簧工作圈的最大直径也减小，弹簧刚性在变形过程中继续增大。锥形弹簧的这种变刚性特性，比柱形弹簧更合适压缩机气阀工作的特点，但要注意控制弹簧的预压缩量，使弹簧特性的转折点位于气阀开闭过程之中，否则在气阀开闭过程中弹簧变刚性效果不明显。

塔形弹簧也具有变刚性的特点，其特性曲线为曲线。它是用带钢绕制成的，

直径较小的一圈套在直径较大的一圈里面。

锥形弹簧和塔形弹簧稳定性好，与升程限制器弹簧孔没有摩擦；塔形弹簧各圈之间没有碰撞和摩擦，但制造工艺较复杂，目前国内应用不普遍。

板型弹簧也是一种变刚性弹簧，压缩机气阀中使用的板形弹簧主要有下列几种：

（1） 悬臂式板弹簧

（2） 柱面形板弹簧

（3） 波形板弹簧

（4） 弹簧垫圈形板弹簧

处于工艺上的原因，波形板弹簧很少应用。弹簧垫圈形板弹簧多用于小型 高速压缩机的环状阀。

4.3气阀材料和主要技术要求

4.3.1阀片材料

阀片在工作时承受重复冲击和交变弯曲载荷。为了保证发片具有足够的强度和较长的使用寿命，阀片材料应具有强度高、韧性好、耐磨、耐腐蚀等性能。对于空气、氮氢气、石油气等没有腐蚀性介质的压缩机，其阀片材料经常使用30CrMnSiA。

采用上述材质的冷轧或热轧钢板来制造环状阀或网状阀阀片。供制造环状阀阀片用的热轧30CrMnSiA薄钢片。

直流阀等阀型所用的自弹性阀片，一般采用弹簧钢60Si2,60Si2Mn，65Mn，50CrVA等材料的冷轧带钢制造。当有腐蚀性介质时，可采用4Cr13,1Cr18Ni9Ti等不锈钢制造；为了提高阀片寿命也可采用Cr15Ni9A1或Cr15Ni5Mo等材料。 除上述的各种金属材料外，也有用工程塑料制造阀片，可供应用的工程塑料有：

纯聚四氟乙烯：使用压差4公斤/厘米

排气阀均可使用。

填充聚四氟乙烯：使用压差20公斤/厘米²，使用温度160℃以下，压缩机吸排气阀均可使用。

浇铸尼龙—6：使用压差80公斤/厘米²，使用温度低，只能用于压缩机吸气2, ，使用温度160℃以下，压缩机吸

阀。

4.3.2阀座和升程限制器材料

在一般介质下使用的环状阀和网状阀阀座及升程限制器的材料，根据气阀两侧压差选取。

升程限制器的材料，一般与阀座材料相同，也可以选用比阀座低一级的材料。 超高压压缩机气阀阀座和升程限制器材料，采用33CrNi3MoA，使用效果较好。

CO2压缩机在低压时可采用灰铸铁，中，高压时采用1Cr13、1Cr18Ni9Ti等

不锈钢。

氧气压缩机的阀座和升程限制器一般采用黄铜和不锈钢制造。黄铜和不锈钢不仅可以防锈，而且在与阀片碰撞时不会产生火花。近来已开始试用经氮化处理后的稀土球墨铸铁制造压力在30公斤/厘米²以下的氧气压缩机气阀阀座，取得了一定效果。

无油润滑压缩机的阀座、升程限制器应采用防锈蚀的合金铸铁或不锈钢制造。

直流阀阀座由30刚或45刚制造，或由铝合金压铸。

4.3.3气阀弹簧材料

弹簧常用的材料有三类：

1. 碳素弹簧钢丝：分为III，IIa，II，I三级。特点是材料来源方便，钢丝表

面质量及耐疲劳性能也不低于合金钢丝。缺点是使用温度较低，因为在弹簧冷卷后不再进行热处理，当工作温度较高时，弹簧自由高度容易变小。所以碳素弹簧钢丝绕制的弹簧常用于排气温度较低的一般压缩机气阀。

2. 合金弹簧钢丝：主要有50CrVA，60Si2Mn，60Si2 ，65Mn等材质的钢丝。合

金弹簧钢丝绕制的弹簧使用温度较高。50CrVA钢丝除了使用温度较高外，对缺口的敏感性较小，适于在长期工作的压缩机气阀上使用。

3. 不锈钢及有色金属等耐腐蚀材料：如4Cr13，1Cr18Ni9Ti，Cr18Ni12Mo2Ti，

Cr18Ni12Mo3Ti，17-7PH，3-1硅锰青铜，4-3锡锌青铜，铍青铜等。这些材

料主要用于制造二氧化碳压缩机、氧气压缩机的气阀弹簧。

制造板形弹簧材料有60Si2,60Si2Mn，50CrVA等板材，在介质有腐蚀性的情况

下，可用4Cr13,1Cr18Ni9Ti等不锈钢来制造。

4.3.4气阀连接螺栓、螺母材料

螺栓材料一般用35,40,45,35CrMo材料，当介质有腐蚀性时采用40Cr。 螺母材料一般用A2，A3。

4.3.5主要技术要求

阀座密封表面要经过研磨，阀片上下平面光洁度不低于▽9，内外边缘要

倒钝；气阀组装后要进行泄露检测。

一般环状阀片和网状阀片热处理印度为RC46~52，同一阀片的硬度差不超过3个单位。阀片在精磨后要进行补充回火，其温度不超过第一次回火温度。 用30CrMnSiA钢板制造的环状阀片，金相组织为回火马氏体。

4.4气阀的计算

气阀的计算就是确定气阀的主要特性参数和校核主要零件强度。

4.4.1主要特性参数

气阀的通流截面有阀座通道、阀隙通道和升程限制器三个通流截面，相应有三种气流速度。发作通道气流速度关系着阀片的运动速度，影响阀片寿命；阀隙面积通常最小，阀隙速度最高，其值直接影响气阀的能量损失；至于升程限制器，一般都可以获得较阀隙、阀座为大的通道截面，对气阀工作影响不显著。

阀缝隙通道气流速度过大，导致气阀能量损失增大；过大的阀片升程会引发阀片开启不完全和阀片滞后关闭，不仅不能有效地降低气阀能量损失，起不到提高压缩机效率的作用，反之，导致阀片过早损坏。因此，必须根据压缩机的转数、气阀的工作压力、选用的气阀结构特点和压缩机的使用条件，恰当地选择阀片升程。过低的气流速度固然对减少气阀的能量损失和提高阀片寿命有利，但势必导致气阀尺寸过大，在气缸上难于布置，也给制造、维修带来很难困难，所以必须恰当地选择气阀中的气体流速。

重度较大的气体应选取较低值，重度较小的气体应选取较高值。

对一些功率消耗有较高要求的中型固定式压缩机和活塞平均速度比较低的压缩机、小型压缩机、循环机等应选取较低数值，甚至可以低于下限。

一些短期或间歇工作的高速压缩机应选用较高数值，甚至可以超出上限。 排气阀中的气流平均速度允许比吸气阀高20%

选择气流平均速度时，还要顾及采用的气阀结构。对于单通道的环状阀，可以选用较高的数值。

阀缝隙通道的气流速度确定之后，即可近似地按照气体连续流动的原理，计算所需要的阀缝隙通道面积： f'vFCm=2100 (毫米²) zCv'

式中F——活塞有效面积（毫米²） 63000

Cm——活塞平均速度 2m/s

C’v——选择的阀缝隙通道气体平均速度（米/秒） 40m/s

z——同时作用的同名气阀数。 2

确定阀片升程时应注意：过小的阀片升程虽然对阀片寿命有利，但一般是压缩机转数愈高，采用较小的阀片升程。处于同一级的排气阀阀片升程应比吸气阀为低。

孔阀的流通能力较差，为了扩大它的缝隙面积，允许有较大的阀片升程，最大可达4~5毫米。

直流阀因阀片质量小，允许采用较高的阀片升程。

气阀弹簧力是影响气阀能量损失和阀片寿命的主要因素，气阀完全关闭时的弹簧力，主要关系到阀片关闭的及时性和减轻阀片对升程限制器的冲击，对阀片起保护作用。气阀全闭时的弹簧力以取得小为宜，气阀全开时的弹簧力就要取得较大，但不能过大和过小。弹簧力过小，导致阀片滞后关闭，不仅使阀片冲向阀座速度增加，对阀片寿命不利，而且还使得气体“回流”，影响压缩机效率。气阀完全开启时，若弹簧力过大，大到气流压力不足以克服弹簧力将阀片“贴于”升程限制器上时，阀片便在阀座与升程限制器之间来回震动，使有限的气阀缝隙面积不能充分利用，增加气阀额外的能量损失，降低压缩机效率，而且在关闭时，阀片以较大的速度冲向阀座，对阀片寿命不利。理想的情况是：随着阀片的开启，弹簧力呈非线性的增大，在气阀全开时有最大值，保证阀片开启、关闭的及时性和迅速性。

由此可见，正确选择弹簧力是很重要的，弹簧力的大小与压缩机转数、气阀工作压力、气阀中气体的流速、气阀运动零件质量、阀片升程等因素有关。很难用计算方法来确定，目前已有的计算方法，其结果与实际要求相差也较大。

一般原则是：转数愈高、气阀工作压力愈高，则应选用较大的弹簧力。处于同一压缩级的排气阀应有比吸气阀为高的弹簧力。

气阀全闭时的弹簧力应为气阀全开弹簧力的30~70%。

4.4.2环状阀结构尺寸的选择和主要零件强度校核

1. 结构尺寸的选择：气阀的主要特性参数确定后，就要确定阀座通道宽度b、

阀片宽度B、和阀座相邻通道平均直径差△D。

阀座通道宽度b与阀片开启高度h应维持一定的比例关系：

2h =0.3~0.85 b

11b值要选取整数。b=22.2~14.7~5.2 0.30.85

阀片宽度B与阀座通道宽度b有如下关系：

B=b+2a1 =5+2×1.25=7.5（毫米）

阀座相邻通道平均直径差△D：

△D=2（B+b’）=2（7.5+5）=25（毫米）

式中b’——升程限制器通道宽度，b’=（1~1.2）b=（1~1.2）×5=5~6毫米。

为了保证升程限制器通道气体流速恒为最低，b’要选取较大值。

阀座最内环通道平均直径：

fs'i1D1D=25mm（毫米） bi2

式中f’s——需要的阀座通道面积； fs'

f’v——阀缝隙面积；

i——阀座通道数 b'5fv21002400 2h22.2

计算得出的D1值，一方面要顾到选用连接螺栓尺寸和安置升程限制器最内

环通道的可能性，另一方面，对D1要进行圆整，使其阀片尺寸符合推荐的环状

阀系列。D1=27.5mm

对D1 进行圆整选择后，即可确定阀座其余各环通道平均直径：

Di=D1+(j-1)△D（毫米）

D127.5

D227.5212552.5

D327.5312577.5

式中j——从最内环算起的环数，j=2,3,4，„„i。

阀座实际通道面积：

fs=πb（D1+D2+„„..+Di）=3.14527.552.577.52472.75（毫米²）

阀缝隙通道面积：

fv=2πh（D1+D2+„.+Di）=23.142.227.552.577.52176.02（毫米²）

根据气阀工作压力和阀片直径，选取阀片厚度：

环状阀阀片：δ=0.8~3毫米，一般取1.8~3毫米。

网状阀阀片：δ=08~2.5毫米，一般取1.5~2毫米。

阀座的安装直径：

D0=Di+B+2C177.57.52595（毫米）

式中 Di——阀座最外环通道平均直径（毫米）；

C1——最外圈阀片的外缘到气阀安装止口的最小距离

阀座的最大外径：

Dmax=Do+2a29525115 （毫米）

式中 a2——阀座安装凸缘的高度。

阀座的安装直径Do和阀座最大直径Dmax在计算后应进行圆整。

阀座厚度H，一方面是保证阀座的强度，更主要的是保证阀座具有足够的刚性。特别是在高压下使用的气阀，阀座刚性尤为重要。

H0.12~0.211515~25

阀座安装凸缘高度：

H1=（0.35~0.5）H0.35~0.5258.75~12.5（毫米）

阀座通道无法连接筋部分的深度：

h4=（0.5~1）b（毫米）

h4一般取3~10毫米

升程限制器的厚度：

H’=L’max+C2 （毫米）

式中 L’max——升程限制器上的最大弹簧孔深度（毫米）；

C2——升程限制器弹簧孔底的最小厚度（毫米）

升程限制器的最大外径D’：对于开式结构，D’等于最外圈阀片的外径；对于闭式结构，则等于阀座的最大外径。

气阀工作时连接螺栓承受的载荷很小，为了保证气阀的连接刚性和必需的螺栓预紧力，一般根据气阀的安装直径选择连接螺栓的直径。

2. 气阀零件强度校核

1）阀座密封口的比压：

kba1pdps=51.250.70.11.5（MPa） 2a121.25

式中 b——阀座通道宽度（毫米）；

a1——阀座密封宽度（毫米）；

pd——排气压力（MPa）

ps——吸气压力（MPa）

2）阀片强度校核：阀片按静压力作用下的弯曲应力进行强度校核。

B3ba12

42pdps351.250.70.14.4（MPa） 4222

式中σB ——阀片中径处得弯曲应力；

δ——阀片厚度（毫米）

3）阀座的强度校核：阀座按静压力作用下，危险截面的弯曲应力进行校核： σB =M（MPa） W

3. 直流阀阻力计算

直流阀阀座进气通道面积：fs=z1ebz2 =40（毫米²）

式中 z1——每个阀座上通气槽个数；

e——通气槽深度（毫米）；

b——通气槽宽度（毫米）；

z2——阀座个数

一般取：b=3.5~6毫米；e=（1.25~3）h（毫米）；h为阀片自由端开启高度。 直流阀阀隙面积fv，取阀片自由端的阀隙为计算截面：

fv=B1hz2 （毫米）

式中 B1——阀座出口端通道长度。

4.5气阀弹簧的设计计算

根据气阀的主要特性参数及其结构形式，尺寸来设计气阀弹簧

4.5.1根据确定的气阀结构尺寸选择气阀弹簧的形式和布置方案。

4.5.2计算气阀全开时，每个弹簧所产生的最大弹簧力： P'

外环：P'q'fsjni(kg) 0.0011216.750.203kg 6

0.001824.250.206kg 中环：P'4

0.001431.750.144kg 内环：P'3

式中 q’——气阀全开时，阀座单位通道面积上的弹簧力（MPa）0.001MPa fsj——一排弹簧所对应的阀座通道面积（mm2）

外环：fs13.14577.51216.75mm2

中环：fs23.14552.5824.25mm2

内环：fs33.14527.5431.75mm2

nj ——一排弹簧个数

4.5.3确定弹簧钢丝直径

d

0.526mm(mm) 选取值：d=0.6mm

式中 Dm——弹簧的平均直径（mm），环状阀采用环形弹簧时，Dm为阀座通道平均直径Di，环状阀采用柱形弹簧，一排弹簧顶一环阀片时，Dm=(0.75~0.85)B（B为阀片宽度），当一排弹簧顶二环阀片时，Dm=

D 2

，不同弹簧材料的值见书附录 ——弹簧材料的许用剪应力（MPa）

K——弹簧的曲度系数，与弹簧旋绕比有关，在初步计算时只能近似选取，对于圆柱弹簧：K=1.15，对于环形弹簧：K=1.05

4.5.4 初步确定弹簧刚性：

CP'P00.2060.0650.064MPa MPa=h2.2

式中Po——气阀全闭时的弹簧力，初步选取为Po=（0.3~0.7）P’。 外环：P00.30.2030.0609kg

中环：P00.30.2060.0618kg

内环：P00.30.1440.0432kg

选取：P00.065kg。

4.5.5有效圈数io和总圈数i1 ：

80000.64Gd4

7.37 =i0348Dmc86.50.064

圆整取i08

式中 G——弹簧材料剪切弹性模数（MPa）

计算结果要圆整成整数

弹簧总圈数i1 ：

i1=i0+i’=8+1.5=9.5

式中 i’——弹簧两端并死不工作的圈数，一般取1.5，为使弹簧受力均匀，增加弹簧工作稳定性，弹簧两端并死圈的尾部相差180°，所以弹簧总圈数是带有半圈的数值。

4.5.6 复算弹簧刚度：

Gd480000.64

0.0590（MPa） =C38Dmi0886.53

4.5.7计算每个弹簧的最大变形△l和予压缩变形△l0 ：

l

P'mm,l0lhmm c

0.2033.441mm 取3.5mm 0.0590

0.2063.491mm 取3.6mm 中环：l0.0590

0.1442.441mm 取2.5mm 内环：l0.0590外环：l

4.5.8弹簧自由状态下的长度：

L0L1l(mm)=7+3.6=10.6mm

式中L1——弹簧在工作状态下，使弹簧各工作圈不致并紧所允许的最小长

度。

L1di0i'0.5dmm=0.60.281.50.50.67mm

式中——弹簧在最大负荷时，各工作圈之间的间隙，一般取≥0.1d毫米（最小值不小于0.2毫米）。

l要去计算中的最大值。

为了保持气阀弹簧在工作中的稳定性，其自由状态下的长度L0与弹簧平均直径Dm只比应保持2左右，最大不能超过2.6，即

10.61.636.52.6 符合。 L02.6 Dm

4.5.9 校核最大弹簧力和弹簧应力：

压缩机气阀所使用的圆锥形弹簧的结构尺寸要满足下列要求：

圆锥形弹簧的节距是定值：

Dm2Dm1

2i0d

6.3755.625

2

0.3754.880.6 符合

式中 Dm2——锥形弹簧最大工作圈的平均直径（m）；

Dm20.857.56.375mm

； Dm1——锥形弹簧最小工作圈的平均直径（mm）

Dm10.757.55.625mm

d——锥形弹簧钢丝直径（mm）；

i0——锥形弹簧有效圈数。

最大的弹簧工作圈与支撑圈开始并合时的作用力：

GJPL0Lm101.710.64.8P(kg)=3.68kg 1Dm26.375282i022

式中GJP——钢丝截面的抗扭刚度（MPa）

GJP=Gd4

32=80000.64

32101.7MPa

L0——锥形弹簧在自由状态下的长度（mm）；

Lm

mm4.8mm 最大的弹簧工作圈与支撑圈开始并合时的弹簧变形：

l10.251q21qL0Lmmm=

0.2510.88210.8810.64.84.84mm 

式中q=Dm1=0.88。 Dm2

锥形弹簧工作圈均相互并合时的极限作用力P2：

P23.68P15.4kg kg=0.883q3

气阀全开时的弹簧力P'应介于P1，P2之间，即P1

最大的弹簧工作圈，开始并合时弹簧的剪应力：

K8PD83.686.3751m2MPa1.5414.9 =33d0.6

式中K——曲度系数

Dm26.3751410.6150.615K==1.50 m2m244440.60.6dd4

最大弹簧力P'事的弹簧剪应力：

8P'Dm80.2066.51.523.7 MPa=330.6d

D6.54m31410.6150.615式中 K——曲度系数， K==1.50 m3m344440.60.6ddK

参考文献

1《往复活塞式压缩机设计》 机械工业出版社

2《压缩机制造工艺学》 西安交通大学出版社

3《化工机器》 化学工业出版社

4《活塞式压缩机的无油润滑》 工业出版社

5《机械设计实用手册》 化学工业出版社出版

谢辞

衢州学院的生活就这样结束了，带着些许不舍。关于这份毕业设计我要感谢指导老师冯老师，以及三年来教导我们的各位老师，让我们学到了很多知识，感谢你们有意无意的栽花。谢谢你们。

孙晨彬2012年6月1日