天然气压缩机毕业设计说明书

本科毕业设计说明书

天然气压缩机毕业设计

NATURAL GAS COMRRESSOR GRADUATION

DESIGN

学 院： 机械工程学院

专业班级： 过控09—2

学生姓名： ----

指导教师： ------副教授

2013年 6月 1 日

天然气压缩机毕业设计

摘要

往复式压缩机是工业上使用量大、面广的一种通用机械。立式压缩机是往复活塞式

压缩机的一种，属于容积式压缩机，其是利用活塞在气缸中的运动对气体进行挤压使气体压力提高。热力计算、动力计算是压缩机设计计算中基本又是最重要的一项工作，根据任务书提供的介质、气量、压力等参数要求经过计算得到压缩机的相关参数如级数、列数、气缸尺寸、轴功率等以及经过动力计算得到活塞式压缩机的受力情况。活塞式压缩机热力计算、动力计算的结果将为基础设计及整体设计提供原始数据，其计算结果的精确程度体现了压缩机的设计水平。

关键词：活塞式压缩机， 热力计算，动力计算，整体设计

NATURAL GAS COMRRESSOR GRADUATION DESIGN

ABSTRACT

Reciprocating compressor is a common type machine, used in the industry .

Vertical compressors is a kind of reciprocating compressor, belong to the compressor , utilize the pistons in the cylinder moving to squeeze on the gas ,squeezed the gas pressure.Thermal calculation and dynamical computation is basic of compressor design’calculation, is also an important woke, according to medium, displacement, pressure of task-book, by calculating getting related parameters of compressors, such as levels, columns, size of cylinder, shaft power, by dynamical computation getting stressed status of a piston type compression. Heat calculation and dynamical computation of the piston type compressor, which is providing the design data of foundation design and the overall design.The calculations reflect exactly the design level .

KEYWARDS ：piston compressor ，thermal calculation ，dynamical computation ，the overall design

摘要 ········································ I Abstract ····································· II

第一章 引言 ···································· 5

1.1压缩机设计的意义 ······························ 6

1.2活塞压缩机的工作原理 ···························· 6

1.3活塞压缩机的分类 ······························ 7

1.4压缩机的发展前景 ······························ 7

1.5压缩机设计说明 ······························· 8

第二章 总体设计 ·································· 9

2.1设计依据及参数 ······························· 9

2.2总体设计原则 ································ 9

2.3结构方案的选择 ······························· 9

2.3.1压缩机结构形式的选择 ························ 10

2.3.2运动机构的结构及选择 ························ 10

2.3.3级数选择和各级压力比的分配 ····················· 11

2.3.4转速和行程的确定 ·························· 12

第三章 热力计算 ································· 14

3.1确定各级的容积效率 ···························· 15

3.1.1确定各级的容积系数 ························· 15

3.1.2选取压力系数 ···························· 15

3.1.3选取温度系数 ···························· 15

3.1.4 泄漏系数 ······························ 16

3.1.5确定容积效率 ···························· 16

3.2确定析水系数 ······························· 16

3.3 确定各级行程容积 ····························· 16

3.4汽缸直径的确定 ······························ 16

3.5实际行程容积 ······························· 16

3.6新的的容积系数及新的相对余隙 ······················· 17

3.8确定排气温度 ······························· 18

3.9计算轴功率并选配电机 ··························· 18

第四章 动力计算 ································· 18

4.1压缩机中的作用力 ····························· 19

4.2曲柄连杆机构的运动关系和惯性力 ······················ 18

4.3往复惯性力 往复摩擦力 旋转摩擦力的计算 ·················· 20

第五章 汽缸部分的设计 ······························ 22

5.1气缸 ··································· 22

5.1.1结构形式的确定 ··························· 23

5.1.2气缸主要尺寸的计算 ························· 23

5.1.3气缸材料 ······························ 23

5.2气阀 ··································· 23

5.2.1气阀的基本要求 ··························· 24

5.2.2阀设计的主要技术要求 ························ 24

5.2.3阀的分类 ······························ 24

5.2.4阀设计的主要技术要求 ························ 25

5.3活塞 ··································· 25

5.3.1活塞的基本结构型式 ························· 25

5.4活塞环 ·································· 26

5.5活塞基本尺寸 ······························· 27

第六章 基本部件的设计 ······························ 27

6.1曲轴 ··································· 27

6.1.1 曲轴结构的选择 ··························· 27

6.1.2曲轴结构设计 ···························· 28

6.1.3曲轴结构尺寸的确定 ························· 28

6.1.4曲轴材料 ······························ 29

6.1.5曲轴强度校核 ···························· 29

6.2连杆 ··································· 30

6.2.1连杆结构设计 ···························· 30

6.2.2连杆结构设计基本原则 ························ 31

6.2.3连杆尺寸计算 ···························· 31

第七章 轴承 ··························· 错误！未定义书签。

7.1 滚动轴承及其结构确定 ··················· 错误！未定义书签。

第八章 联轴器 ·································· 32

第九章 填料 ··························· 错误！未定义书签。

9.1 填料的基本要求 ······························ 33

9.2 填料的结构 ································ 34

9.3 材料选择 ································· 34

第十章 润滑系统 ································· 34 第十一章 冷却系统 ························ 错误！未定义书签。 11.1 冷却方式 ································ 35 11.2冷却系统 ································· 36 11.3冷却设备 ································· 36 结语 ······························· 错误！未定义书签。

第一章 绪论

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。

1.1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；强化压缩机的机电一体化，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，螺杆和涡旋压缩机开始占有一定的市场；在制冷空调领域，往复式制冷压缩机作为一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。本设计主要针对于船舶，机械，冶金，石油化工，特别是国防等领域需求体积小，结构紧凑，小排量，高压力的压缩机。

1.2活塞压缩机的工作原理

活塞式压缩机的工作原理见下图1。在气缸内作往复运动的活塞向右移动时，气缸

内活塞左腔的压力低于大气压力，吸气阀开启，外界气体吸入缸内，这个过程称为压缩过程。当缸内压力高于输出气管道内压力后，排气阀打开。压缩气体送至输气管内，这个过程称为排气过程。活塞的往复运动是由电动机带动的曲柄滑块机构形成的。曲柄的旋转运动转换为滑动——活塞的往复运动。

这种结构的压缩机在排气过程结束时总有剩余容积存在。在下一次吸气时，剩余容积内的压缩空气会膨胀，从而减少了吸人的空气量，降低了效率，增加了压缩功。且由于剩余容积的存在，当压缩比增大时，温度急剧升高。故当输出压力较高时，应采取分级压缩。分级压缩可降低排气温度，节省压缩功，提高容积效率，增加压缩气体排气量。

图 1 活塞式压缩机工作原理图

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

具体诉述如下：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。汽缸内的活塞由左向右移动时，缸内容积增大，压力下降，于是吸气管中压力为P 0的气体便顶开吸入阀进入缸内，直到行程的下死点为止，这样便完成了一个吸入过程。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P 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，压缩机又开始下一个吸气过程。如此周而复始，完成循环。

1.3活塞压缩机的分类

往复压缩机分类方法很多：1、按在活塞的一侧或两侧吸、排气体，可分为单动和

双动往复压缩机；2、按气体压缩次数可分为单极、双极和多级压缩机；3、按压缩机所产生的最终压力可分为低压、中压和高压压缩机；4、按排气量可以分为小型、中性和大型压缩机；5、按压缩气体的种类可分为：空气压缩机、氨压缩机、氢压缩机等。

1.4压缩机的发展前景

随着近几年经济的飞跃发展，行业集中度有所提高，供货进一步向大企业集中，气

体压缩机产业向布局逐步合理的新局面发展。通过经济战略性重组的推进，不少劣质企业退出，优秀企业已找准定位，突出主业，不断做大做强，达到强强联合，承担起国家重大技术装备项目。在相关政策方面，为应对全球性金融危机对我国经济的影响，早在09年年初，国家已经制定了一系列的刺激经济方案，重点调整振兴包括石化、冶金等气体压缩机的下游产业在内的十大产业。这些措施对气体压缩机产业的发展起到了积极的影响，这也是2009年下半年压缩机行业经济逐渐利好的主要原因。在开拓国际市场方面，压缩机行业应积极而谨慎地探索自己的国际化道路。目前，压缩机行业国际化步伐缓慢，尤其是在2009年一整年中，压缩机出口形势都不容乐观，这主要表现在国内压缩机行业技术发展水平与国外同类企业存在一定差距，尤其是目前还没有形成真正意义上的具有国际竞争力的大型国际企业集团。未来三年，我国石油、化工、冶金、船舶、环保、清洁能源等行业将进一步发展，压缩机市场需求前景依然看好。如大推力往复式压缩机、工艺螺杆压缩机、大排量无油压缩机、高压大排量压缩机、机车配套压缩机、低噪声船用压缩机等。

2010年，是压缩机行业发展的新起点，预计行业未来呈现出新的发展态势。首先是

结构调整将有重大突破。当前我国压缩机行业存在一系列深层次的结构性矛盾，包括总体产能过剩，低水平产能比重过大；企业规模小而且分散，产业集中度低；生产力布局不合理现象依然存在；企业节能减排的任务重；科技创新能力不强；资源控制力不强，保障体系建设滞后等。这些深层次的结构性矛盾，决定了2010年压缩机行业必须下大力量，突出抓好结构调整，实现产业升级，认真解决影响压缩机行业发展的重大问题。第二，行业内要大力推动共性技术研究开发，掌握核心技术、关键技术的自主知识产权。当前，压缩机行业共性技术的科研经费投入不足，研究开发力量薄弱。2010年，各企业应加大在我国重点培育自主知识产权的技术装备研发力量。可以有计划、有步骤地加强国家重点实验室、国家工程技术研究中心、行业科研院所等共性技术研究开发平台的建设，重点支持原创性技术、共性技术及战略性关键技术的研究开发，并培养一支既精通基础技术又熟悉行业技术的高科技人才队伍，努力掌握核心技术、关键技术和重要产品的自主知识产权。第三，进入加快发展制造服务业阶段。当前，压缩机行业存在一些不利于产业发展的缺陷，如缺少高端技术，企业规模偏小等。面临这些问题和激烈的市场竞争，压缩机企业极需提高自身的核心竞争力，转变增长方式。在制造过程中重视服务，从市场调研、售后，直到产品报废回收，努力为客户提供以知识密集、附加值高为特征的服务项目，则是压缩机企业实现可持续发展的一个关键内容。现代服务业大部分是以人力资本和知识资本作为其主要投入，这对压缩机企业在解决发展、升级问题的同时，提升竞争力也具有重要支撑作用。

与国外往复式压缩机技术水平相比，我国的主要差距为基础理论研究差，产品技术

开发能力低，工艺装备和实验手段后，产品技术起点低，规格品种、效率、制造质量可靠性差。另外，技术含量高和特殊要求的产品还满足不了国内需求。

1.5压缩机设计说明

本说明书包括活塞式压缩机的总体设计，热力、动力计算，压缩机的部件结构设计

和计算，及润滑系统，冷却系统以及部件校核等内容，还介绍了国内已经使用的各种活塞式压缩机的结构特点。此外，压缩机设计计算时所涉及的单位换算，常用数据、公式和材料，气体特性图表。

由于本人的专业知识有限，本设计的误差和缺点在所难免，希望老师批评指正，以

期在以后加以充实完善。

第二章 总体设计

2.1设计依据及参数

压缩气体：天然气（主要成分甲烷）

容积流量：2m³/min

进气压力：0.4MPa

排气压力：1MPa

吸气温度：25℃

排气温度：≤60℃

冷却方式：风冷

2.2总体设计原则

设计活塞压缩机应符合以下基本原则：

a. 满足用户提出的排气量、排气压力，及有关使用条件的要求。

b. 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）。

c. 有较高的运转经济性。

d. 有良好的动力平衡性。

e. 维护检修方便。

f. 尽可能采用新结构、新技术、新材料。

g. 制造工艺性良好。

h. 机器的尺寸小、重量轻。

2.3结构方案的选择

压缩机的结构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、

或级差式﹚，有无十字头，级数，列数，级在列中曲柄错角，汽缸中心线夹角，

驱动机类型及传动方式等。

活塞式压缩机的结构方案由下列因素组成：1）机器的型式；2）级数和列数；

3）各级气缸在列中的排列和各列曲柄错角的排列，用上述因素组成的图形，称

为结构方案图，即习惯上所说的机器纵，横剖面图。

选择压缩机的结构方案时，应根据压缩机的用途，运转条件，排气量和排气

压力制造厂生产的可能性，驱动方式及占地面积等条件，从选择机器的型式和级数入手，制订出合适的方案。

2.3.1压缩机结构形式的选择

根据气缸中心线与地平面的相对位置不同，可分为立式压缩机、卧式压缩机、对动式压缩机、对置式压缩机及角度式压缩机。角度式压缩机，气缸中心线具有一定的角度，但不等于零度和180℃。按气缸中心线的位置不同，角度式又可以分为L 型、V 型、W 型、扇型和星型。

为了获得较好的动力平衡性能，可选择立式压缩机，而且采用单作用汽缸。汽缸基本形式可分为:（1）单作用汽缸（2）双作用汽缸（级差式汽缸﹚。另外，压缩机采用风冷方式。

选择立式压缩机，其优点在于：①活塞工作表面不承受活塞重量，因而气缸和活塞的磨损比卧式的小且均匀，活塞环的工作条件有所改善，能延长机器的使用寿命。②占地面积比较小。③因为载荷使机身主要产生拉伸和压缩应力，所以机身的形状简单，重量轻。缺点是：①大型时高度大，需设置操作平台，操作不方便；②管道布置困难；多级时级间设备占地面积大。所以，立式压缩机现仅用于中、小型及微型，使机器高度均处于人体高度便于操作的范围内，且中型压缩机主要用于无油润滑结构——活塞无需支承而仅需导向；此外，级数以少为宜，以避免管道布置的麻烦。

2.3.2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，本设计为有十字头。 原因：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。经后面设计知，本设计压缩机功率大于1.1kW ，不属于小功率范畴。而压缩机的功率主要是由电机提供的。同时国内通常按功率大小将电机分为大型电机、中小型电机、小功率电机等三大类。对于小功率电机的界定：依据“GB2900.27-1995电工名词述语小功率电动机”标准定义，小功率电机是指折算到1500r/min时，最大连续定额不超过1.1kW 的电动机，即1.1kW 及以下电机统称为“小功率电机”，它包含了人们通常所说的“分马力电机”和“微电机”。由于它与人民生活休戚相关，已被列入国家强制性认证目录。小功率电机种类繁多，大致可分为三相异步电动机、三相电泵、洗衣机用电动机、空调器风扇用电动机等27类。

无十字头与有十字头的特点：无字头压缩机特点是结构简单紧凑，但只能是单作用或级差式，与相同排量的有十字头双作用压缩机相比，汽缸直径大且靠活

塞环密封气体，因而泄露周长及泄露量大。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较大，机械效率也较低。除非机身传动部分也不采用油润滑，否则十字头压缩机不能实现气体的无油压缩。 2.3.3级数选择和各级压力比的分配

（1）对于大中型压缩机在选择级数时：

①从省功，获得高效率观念出发，初步确定所需级数和最佳压缩比（按压缩比确定级数可达较高效率），然后根据需要的总压力比求得压缩机级数。

Z =

式中： εt —总的压缩比 ε0—最佳压力比

ln εt

ln ε0

按上式计算的值圆整后就是所求的级数。

其中多级压缩最佳压比分配是在中间冷却效果，完善及不考虑中冷时存在的压力损失条件下, 按压缩机理论耗功为最小来确定的。结论是各级压比分配相等时为最佳。但实际中冷情况并非如此。

②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效率。同时级数越多越好（各级压缩比越小越好），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。同时实际上确定级数时往往根据经验选取，目前常见级数的分级范围见下表。

表2分级范围

（2）压力比的分配：

确定级数后，各级压力比的分配仍以省功为主。按等压力比的规律，求得各级压力比：

ε=t

上式是以压缩机回冷完善，绝热压缩，忽略余隙容积的影响（或认为各级余隙容积相等）为假设前提下，对于实际气体进行压缩比分配时必须考虑压缩因子的影响。特别是在大型压缩机中，为了充分利用一级汽缸容积系数和限制末级温度，需对各级压力比进行必要的分配调整。根据以往设计经验得知：

ε1=（0. 9~0. 95t

∴对于本次压缩机设计：根据上表，及总压力比ε=. 4=2. 5知，压缩机的级数取一级比较合适。 2.3.4转速和行程的确定

表1活塞式压缩机主要结构参数表

转速，行程和活塞平均速度的关系：

c m =

ns 30

式中 c m ——活塞平均速度（米/秒）； n ——压缩机转数（转/分）； s ——活塞行程（米）。

中小型压缩机为使结构紧凑和公司的相关要求，只能采用较小行程, 取s=100mm。

近代压缩机转数n 通常在以下范围：

微型和小型： 1000-3000（转/分） 中型： 500-1000（转/分）

ns 1000⨯100⨯10-3

c m ==≈3. 33m/s

3030

大型： 250-500 （转/分) 取压缩机的转速n=1000r/min，则： 查上表知，其符合活塞平均速度。

第三章热力计算

压缩机的热力计算，是根据气体的压力，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，其目的是要求得最有利的热力参数(各级的吸排气温度，压力，所耗动力）和适宜的主要结构尺寸（活塞行程，气缸直径等）。计算前做以下说明：

a. 压力—在热力计算中使用的压力都是绝对压力，为统一起见，本说明除特别注明外，压力均指绝对压力。

b. 温度—在热力计算中所采用的是绝对温度，它以K 来表示。 绝对温度与摄氏温度之间具有以下关系：T =t +273 c. 比容—单位重量气体所占容积。

理想气体在不同温度和压力下的重量。按下式计算：

pM

γ=11. 79

T

3.1确定各级的容积效率 3.1.1确定各级的容积系数

根据统计，压缩机的相对余隙容积α值多在以下范围内： 压力2～32.1MPa ；α=0.12~0.16；

由于排气压力P=1MPa，则α=0.07～0.12，所以，取相对余隙容积α=0.1

表 2按等熵指数确定膨胀指数

本次设计中气体绝热指数取k=1.25，根据吸入压力值可知各级的膨胀系数m 值如下：

膨胀指数：m =1+0.62(k-1)=1.155

∴ 容积系数： λv =1-α(ε1/m-1) =1-0.1⨯(2.51/1.155-1) =0.878 3.1.2选取压力系数

设计计算中，压力系数一般根据经验选取。 ∴ 根据吸入压力选择压力系数如下：λp=0.96 3.1.3选取温度系数

根据下图3所示关系选取温度系数：

图3

∴ λt=0.96 3.1.4 泄漏系数

泄漏系数一般取值在0.90～0.98范围，则λl =0.95 3.1.5确定容积效率

综上所述，容积效率： ηv =λv λp λt λl =0.878⨯0.96⨯0.96⨯0.95=0.768 3.2确定析水系数 无水分析出，λϑ=1.0 3.3 确定各级行程容积

压缩机各级的气缸行程容积按下式计算：V s =q V /nηv 式中 q V ——压缩机的排气量（米3/分）；

n ——压缩机的转速

行程容积 ： V s =q V /nηv =0. 0026m 3 3.4汽缸直径的确定

气缸直径计算公式：D =2V s /πs +d 2/2 V s ——气缸的行程容积（m 3）；

s ——活塞行程（mm ）；

d ——活塞杆直径； 取活塞杆直径d=30mm

气缸直径：D ' =2V s /πs+d 2/2=0. 1303m =130.3mm ∴ 根据汽缸直径标准，圆整后气缸直径如下:D=140mm 。

πD' πd2' 活塞有效面积为: A p =-=0.026m 2

24

3.5实际行程容积

2

2D d 2

V -) =0.003m 3s =πs(

24

3.6新的的容积系数及新的相对余隙

考虑到圆整值与计算值之间有差值，这里采用维持压力比不变，调整相对余隙容积的方法，利用下式计算容积系数 :

A p '

λv =λv '

A p

πD2πd2

A p =-=0.03

24

λ' v 为上面已计算的值0.026 ∴新的容积系数为:λv =0.76

新的相对余隙: α=1-λv =0.198

1m

ε-1

3.7计算活塞力

①计算实际吸排气压力

各级进排气相对压力损失取值，各级进、排气压力和实际压力见下表。

表3

各级进气、排气压力与实际压力比

级次 1

公称压力

Ps/MPa 0.4

Pd/MPa 1

排气损失 实际压力

ps’/MPa

0.38

Pd’/MPa

1.08

实际压比

δs

0.02

'

δd '

0.08

ε'

2.842

②活塞力的计算

首先计算盖测和轴侧活塞工作面积，见下表4；

止点气体力计算见下表5。

表5止点气体力计算

3.8确定排气温度

因为排气压力不太高，所以天然气可以看做理想气体，由于采用风冷的方式，近似的认为压缩指数为：n 1=1. 4

取T s =293K

(m-1)/m

T d =T s ε ，

∴ 排气温度： T d1=331K

3.9计算轴功率并选配电机 各级指示功率为：

N ij =

1

n(1-δsj ) λvj p sj V sj {[εj (1+δ0j )]60n j -1

n j

n j -1n j

-1}

代入数据得N i 1=14. 374KW

∴ 总的指示功率N i =∑N ij =14. 374KW

取机械效率 ηm =0.94 则轴功率N z =N i /ηm =15.3KW 取电机功率余度10％，则电动机功率取17KW 。

第四章 动力计算

4.1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力、曲柄连杆机构运动时产生的惯性力和摩擦力。

4.2曲柄连杆机构的运动关系

图4 曲柄连杆机构示意图

曲柄连杆机构中活塞、连杆以及曲柄的运动关系可以根据下图4求得。图中 曲柄旋转通过连杆带动活塞沿直线AB 作往复运动，连杆的运动时随着曲柄的旋转运动和随活塞的往复运动合成，其中活塞离曲柄旋转中的最远位置A 点为外止点，最近位置B 点为内止点。曲柄销中心D 至旋转中心O 距离为r, 即曲柄销旋转半径。

另外，为了便于计算，我们这里规定，当曲柄与汽缸中心线的夹角θ=00时，活塞位于外止点处，此时活塞位移为0。当曲柄与汽缸中心线之间的夹角为任意

θ角时，活塞位移如下：

x =OA -OB =r [(1-cos θ) +

1

λ

(1--λ2sin 2θ)]

当θ=00时，x =0, 活塞位于外止点处；当θ=1800，x =S =2r ，活塞位于内止点处。由上式可求出任意θ角时活塞的位移x 。设相对余隙容积折合长度为

S 0=S ⨯α，其中S 为活塞行程，α为相对余隙容积。 通常认为压缩机的转速n 是等速的，故旋转角速度ω为：

d θπn ω==

dt 30

对位移x 求一阶导数，得活塞的速度v 为：

⎛dx λsin 2θ

v

==rw sin θ+⨯ dt 2-λ2sin 2θ⎝

⎫

⎪ ⎪⎭

对位移x 求二阶导数，得活塞加速度a 为：

122⎤⎡22

()cos2θ1-λs in θ+λsin θ⎥2

⎢d x a =2=rw ⎢cos θ+λ⎥322dt 1-λsin θ⎢⎥ ⎣⎦

简化后可得：

1⎡⎤

x =r ⎢(1-cos θ)+λ(1-cos 2θ)⎥

4⎣⎦

λ⎛⎫

v =rw sin θ+sin 2θ⎪

2⎝⎭a =rw 2(cos θ+λcos 2θ)

简化后的公式表明活塞作一阶简谐运动和二阶简谐运动的合运动。 4.3各种作用力的计算

热力计算数据：活塞直径D =140mm ，吸气压力p s =0.4MPa，排气压力

p d =1MPa，膨胀指数m=1.155。

活塞行程s=100mm，转速n=1000r/min，取连杆比λ=1/6。

在初步设计是估计最大往复质量活塞的质量m p ①气体力：

作用在活塞上的气体力，为活塞两侧气体压力与相应活塞有效面积的乘积的代数和。这里规定，轴侧气体力使曲柄连杆机构受拉伸为正，盖侧气体力使曲柄连杆机构受压缩为负。汽缸内的气体压力随活塞运动，即随曲柄转角θ变化，变化规律可由压力指示图或过程方程得到。活塞在压缩、膨胀过程中任意θ角时的

2πn 2⨯3. 14⨯1000ω===104. 7rad/s6060

F =P i A p 式中 P i ——任意θ角时汽缸内气体压力，Pa ； A p ——活塞的有效面积，m 2。

计算盖侧气体力时，F 用-F g 代替；计算轴侧气体力时，F 用F z 代替。 ②惯性力

=7kg

惯性力只有往复运

动质量m s 引起的往复惯性力1

p i (-1) ηm 起的旋转惯性力F Ir 。其中m s 为F Is 和旋转运动质量m r 引F =0. 35

fr

rn π30

整个压缩机运动机构转化在往复运动部分的总质量，

m r 为转化在旋转运动部分的总质量。

a.往复惯性力：

F Is =m s a =m s ω2r(cos α+λcos 2α)=m s ω2r cos α+m s ω2r λcos 2α

b.旋转惯性力：

F Ir =m r rw 2

③摩擦力

a.往复摩擦力（各部分零件间的总摩擦功往复运动部分占60%——70%ηm 现取中间值65%）：

p i 为第i 列的指示功率， 为压缩机的机械效率， s为活塞行程， n为压缩机转速

∴ 代入数据： F fs =0.65

p i (1

-1) ηm ns F fs =0. 1789k W

b.旋转摩擦力（一般旋转摩擦力所消耗的功率占总的机械摩擦功率的30%——40%，现在取35%）：

式中：ηm 为机械效率，取值为0.94

r 为活塞曲柄半径，其取值根据下面曲柄的计算结果 ∴ 代入数据：F fs =0. 15kW ④综合活塞力

压缩机中的气体力、往复惯性力、往复摩擦力都是沿汽缸中心线方向作用的，将他们的代数和称为列的综合活塞力。

F p =F g +F Is +F fs

第五章 汽缸部分的设计

5.1气缸

气缸是活塞式压缩机中的组成压缩容积的主要部分。根据压缩机所达到压力，排气量，压缩机的结构方案，压缩气体的种类，制造气缸的材料以及制造厂的习惯等条件，气缸的结构可以有各种各样的形式。

设计气缸的要点是：

①应具有足够的强度和刚度。工作表面具有良好的耐磨性。

②要具有良好的冷却，在有油润滑的气缸中，工作表面应有良好的润滑状态。 ③尽可能减少气缸内的余隙容积和气体阻力。 ④结合部分的连接和密封要可靠。 ⑤要有良好的制造工艺性和装拆方便。

⑥气缸直径和阀座安装孔等尺寸应符合“三化”要求。 5.1.1结构形式的确定

气缸因工作压力不同而选用不同强度的材料，本设计采用风冷压缩机的单层壁气缸，气缸用铸铁制造，铸铁具有良好的铸造性能，对气缸结构形状的限制较小，所以铸铁气缸的形式较多。极差式的铸铁气缸，根据级在气缸中的布置方式和气缸的尺寸，可以制成整体式和分段的。本设计的气缸为一级气缸。 5.1.2气缸主要尺寸的计算 ①气缸的壁厚δ=

PD

+a 2ζp 气缸布置在气缸盖上，气缸形状较简单且用高强度铁, 许用拉伸应力取[σp ]=250kg/cm2。壁厚的附加项a ，其值按0.5～0.8cm [σp ]=250~400kg/cm2 ，选择，则a=8mm。则计算得:

∴ 取δ=10mm ②连接法兰壁厚

δ' =1.4δ=1.4⨯10=14mm 5.1.3气缸材料

气缸和汽缸套的材料根据压缩气体的性质和承受的压力选取。由于本设计的

工作压力低于5.8MPa ，取用灰铸铁HT20-40、PD 1.08⨯14

δ=+a =+0.8=0.8252cm HT25-47 2ζp 2⨯3005.2气阀

现代活塞式压缩机使用的气阀，都是随着气缸内气体压力的变化而自行开、

闭的自动阀。自动阀由阀座、运动密封组件、弹簧、升程限制器等零件组成。

图5 活塞式压缩机自动阀的组成 1—阀座；2—阀片；3—弹簧；4—升程限制器

5.2.1气阀的基本要求

气阀是活塞式压缩机重要部件之一，它的工作直接关系到压缩机运转的经济性和可靠性。对气阀的基本要求如下：

①使用期限长，不能由于阀片或弹簧的损坏而引起压缩机非计划停车。 ②气体通过气阀时的能量损失小，以减少压缩机动力消耗。对于固定式长期连续运转的压缩机尤为重要。

③气阀关闭时具有良好的密封性，减少气体的泄漏量。

④阀片起、闭动作及时和迅速，而且要完全开启，以提高机器效率和延长和使用寿命。

⑤气阀所引起的余隙容积要小，以提高气缸容积效率。

以此，还要求结构简单、制造方便、易于维修、气阀零件标注化、通用化水平要高。

5.2.2阀设计的主要技术要求

阀座密封表面要经过研磨，内外边缘要倒钝；气阀组装后要进行泄漏检查。 一般环状阀片和网状阀片热处理硬度为RC46～52，同一阀片的硬度差不超过3个单位。在阀片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。

5.2.3阀的分类

压缩机自动阀按运动密封组件的特点可分为：环阀（包括环状阀和网状阀）、孔阀（包括杯状阀、菌状阀、碟状阀等）

、直流阀；其它还有诸如条状阀、槽状

阀、锥形槽状阀等。

此压缩机设计采用环状阀，因为环状阀制造简单，工作可靠，可改变环数来适应各种气量要求，它适用于各种压力、转数的压缩机。 5.2.4阀设计的主要技术要求

阀座密封表面要经过研磨，内外边缘要倒钝；气阀组装后要进行泄漏检查。 一般环状阀片和网状阀片热处理硬度为RC46～52，同一阀片的硬度差不超过3个单位。在阀片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。 5.3活塞

活塞是活塞式压缩机主要的一个零部件，它与气缸配合形成压缩容积。活塞与活塞环刮油环活塞杆或活塞销等主要零件构成活塞组件。活塞可分为筒形和盘形两大类。我国系列压缩机的活塞均采用筒形结构，它由顶部，环部和群部三部分组成。活塞顶部组成封闭气缸的工作面。活塞环部的外圆上，开有安装活塞环的环槽，环槽的深度略大于活塞环的径向厚度，使活塞环由一定的活动余地。活塞裙部在气缸中起导向作用并承受侧压力，且其上设有活塞销座。

活塞材料一般为铝合金或铸铁。灰铸铁活塞过去在制冷压缩机中应用较广，但由于铸铁活塞的质量大且导热性能差，因此，今年来系列制冷压缩机的活塞都采用铝合金活塞。铝合金活塞的优点是质量轻，导热性能好，表面经阳极处理后具有良好的耐磨性。但铝合金活塞比铸铁活塞的机械强度低，耐磨性差。 活塞设计时必须满足下列的要求： ①必须有良好的密封性， ②有足够的强度和刚度；

③活塞与活塞销的连结和定位要可靠；

④重量要轻，两列以上的压缩机中，应根据惯性力平衡的要求配置各列活塞的重量；

⑤制造工艺性好。 5.3.1活塞的基本结构型式

活塞式压缩机中采用的活塞基本结构型式有:筒形、盘形、级差式、组合式、柱塞等。对于小型无十字头的压缩机一般选用筒形活塞。所以本设计选用筒形活塞。

筒形活塞的主要结构尺寸如右图所示：

图6筒形活塞主要结构尺寸

5.4活塞环

活塞环的计算：活塞环是密封气缸镜面和活塞间的缝隙用的零件。另外，它 还起布油和导热的作用。对活塞环的基本要求是密封可靠和耐磨损。

活塞环个数可按下面经验公式估算：

Z =∆P

式中： Z-活塞环个数

ΔP-需要密封的压力差，MPa 。

表6密封压力差与活塞环数关系

由ΔP=1/2(P1-P 2) 可知各级活塞的活塞环个数

一级 ΔP=1/2(P1-P 2) =1/2(1-0.4) =0.3 取 Z=2 5.5活塞基本尺寸 活塞环部尺寸： 活塞直径：D =140mm 活塞环的径向厚度t ： ∴取t=4mm

t =(

活塞环的轴向高度h ：h =(0.4~1.4)t =(0.4~1.4) ⨯4=1.6~5.6mm ∴取h=4mm

1111~)D =(~) ⨯140=6. 36~3. 88mm 22362236

活塞顶面至第一道活塞环的距离：C =(1.2~3)h =(1.2~3) ⨯4=4.8~12mm ∴取C=8mm

活塞环之间的距离：C 1=(0.8~1.5)h =(0.8~1.5) ⨯4=3.2~6mm ∴取C1=5mm

第六章基本部件的设计

6.1曲轴

6.1.1 曲轴结构的选择

压缩机曲轴有两种基本型式，即曲柄轴和曲拐轴。曲柄轴结构，连同电机轴

一起，一般只有两个主轴承。曲拐轴在制造安装方面，虽较曲柄轴为差，但是采用曲拐轴的压缩机，可以实现结构紧凑，重量轻。此外，采用曲拐轴的压缩机，在气缸列数设置方面几乎不受限制，便于满足流程要求。本设计采用曲拐轴。 6.1.2曲轴结构设计 曲轴设计基本原则：

①曲轴的轴颈要有适当的尺寸，使配用的轴承能有胜任的负荷能力

②曲轴要有足够的强度，以承受交变弯曲与交变扭转的联合作用。曲轴的2处，要进行强度校核

③曲轴要有足够的刚度。轴颈偏转角不应超过许用值，以保证轴承可靠的工作。在采用悬挂电机结构时，电机转子中心的绕度应不超过许用值，以保证电机正常工作。

6.1.3曲轴结构尺寸的确定

基于以上几项要求，对于曲拐轴主要尺寸初步确定如下：

图7曲柄的主要尺寸

①曲柄销直径D

P 为压缩时的最大活塞力，

P=10KN

∴为保证安全 取D=55mm ② 主轴颈直径D 1

D 1=(1~1.1)D =(1~1.1) ⨯55=55~60.5mm ，取D 1=60mm D =(4.6~5.6) p =(4.6~5.6) ⨯

10

=4.6--5.6cm 9.8

③轴颈长度：根据选取轴承宽度略大些 轴承：根据主轴颈直径，取d=55mm ④ 曲柄厚度t ：

t =(0.7~0.6)D =(0.7~0.6) ⨯55=38.5~33mm ，取t=35mm

⑥曲柄宽度h

h =(1.2~1.6)D =(1.2~1.6) ⨯55=66~88mm ，取h=70mm

曲柄销距主轴颈中心线的距离 S'=50mm

S =D1/2-(S'-D/2)=55/2-(50-55/2)=5 S/D=5/55=0.09>0 因此符合标准。 ⑦过渡圆半径

r =(0.06--0.09)D =3.3-4.95 取r=5mm。

6.1.4曲轴材料

压缩机上用的较多，制造经验较成熟的，是中碳钢锻造曲轴，近年来由于铸造技术的发展，采用稀土镁球墨铸铁铸造曲轴的越来越多。制造曲轴可以节省原材料和大量减少加工工时，并且有条件把曲轴的形状设计地更合理。本次设计中曲轴材料选用球墨铸铁。 6.1.5曲轴强度校核

为使计算简单，对曲轴的受力情况先作如下简化假定：

①对于多支承曲轴，作为在主轴承中点处被切开的分段筒支梁考虑； ②连杆力集中作用在曲柄销中点处； ③略去回转惯性力； ④略去曲轴自重。

本次压缩机设计轴承不容易断裂，只进行刚度校核。 ⑴静强度校核

9550000

40p

9550000⨯

=17.54MPa =

3

0.2d 0.2⨯503

η=

T =W T

曲轴的材料是球墨铸铁，[τ]=20~25MPa ，所以满足静强度要求。 ⑵疲劳强度校核

n 1=

n σn τn σ+n τ

2

2

≥[n 1]，通过实验验证。符合条件，满足要求。

6.2连杆 6.2.1连杆结构设计

图8连杆杆体主要结构尺寸

1—小头；2—杆体；3—大头；4—连杆螺栓；5—大头盖；6—连杆螺母 连杆是将作用在活塞上的推力传递给曲轴，又将曲轴的旋转运动转换为活塞的往复运动的机件。

连杆包括杆体、大头、小头三部分，如图。杆体的截面有圆形、环形、矩形、

工字形等。圆形截面的杆体，机械加工最方便，但在同样强度时，具有最大的运

动质量，适用于低速、大型以及小批生产的压缩机。工字形截面的杆体在同样强度时，具有最小的运动质量，但其毛坯必须用模锻或铸造，适用于高速及大批量生产的压缩机。本设计由于转速较高，选择工字形截面连杆。

6.2.2连杆结构设计基本原则

连杆的定位：

为了防止连杆在运动时的左右摆动，以及考虑曲轴的热膨胀引起的轴向移动对连杆的影响，连杆必须加以定位，定位的方法有大头定位与小头定位两种。

大头定位是在连杆大头轴颈两端面与曲轴销的配合端面采用较小的配合间隙（约0.2～0.5毫米）；而在小头衬套端面与活塞销的配合端面则取较大的间隙(约为2～5毫米) 。小头定位是在小头衬套端面与活塞销的配合端面采用0.20～0.50毫米的配合间隙，而在大头端面与曲柄销的配合端面，取2～5毫米的间隙。

6.2.3连杆尺寸计算

①连杆长度L 的确定：

连杆长度L ，由曲柄半径R 与连杆长度L 的比值决定。λ愈大，压缩机的外形愈小，愈容易使连杆在运动时与滑道壁相碰；λ值小了的话，就会使压缩机的外形愈大；所以选取要适当。

因为本次设计要求结构紧凑的立式压缩机，λ=1/3.5~1/6选取λ=1/5 行程s =100 mm ，曲柄半径R =S/2=100/2=50mm

∴ 连杆长度L ：λ=R

L ②连杆小头衬套

L =R/λ=50/(1/5)=250mm 尺寸的确定: 图9 小头衬套

连杆小头衬套内径按活塞销决定：d=22mm 连杆小头近年来采用衬套的结构，衬套的厚度s 以及宽度b 选取

:

s =(0.06~0.08) d =(0.06~0.08) ⨯55=1.32~1.76mm ，取s=1.6mm

b=(1～1.4)d=（1~1.4）×55=55~77mm，取b=60mm

小头衬套与活塞销的间隙：

δ=(0.0007~0.0012) ⨯d =(0.0007~0.0012) ⨯55=0.0154~0.0264mm 小头衬套材料多采用铜合金。

③连杆大头内径按曲轴决定：d=55mm

④连杆宽度B 的确定

从工艺上考虑连杆大小头宽度取相等。对于连杆宽度取B=0.9b 式中b 为轴瓦的宽度；对于大头定位时，为大头宽度，对于小头定位时，则为小头衬套宽度。 B =0.9b =0.9⨯60=54mm ，取B=54mm

6.3轴承及其结构的确定

压缩机常用的轴承有滚动轴承和滑动轴承两大类。滚动轴承使用、维护方便，机械效率较高，结构虽然复杂，但由专业厂制造，价格也不很贵，而且通用化标准化程度很高。滑动轴承的结构简单紧凑，制造方便、精度高、振动小、安装方便。一般中、小型压缩机适宜采用滚动轴承；大型压缩机及多支承的压缩机普遍采用滑动轴承。本设计是小型压缩机，采用圆锥滚子轴承。

滚动轴承使用、维护方便，机械效率较高，结构虽然复杂，但由专业厂制造，价格也不很贵，而且通用化，标准化程度很高。此压缩机选用圆锥滚子轴承，能同时承受轴向载荷和径向载荷的联合作用。

轴承内径：

d=(

4.6~5.6 p—最大活塞力

D =(4.6 ~=(4.6~5.6)=4.98~6.06，取D=60mm轴承代号： 根据GB/T297—1994查得圆锥滚子轴承：

轴承代号：30212

d: 60mm D:110mm B:22mm

6.4联轴器

图10 弹性联轴器

压缩机与驱动机的连接，一般分为：1）压缩机与驱动机为同一轴的直连；2）压缩机与原动机两轴间有速比的皮带传动；3）压缩机与原动机两轴间没有速比的联轴器连接。

对于中、小型压缩机与电动机的连接，多采用弹性与半弹性的联轴器。常用的弹性圈柱销联轴器及弹性联轴器（如图），后一种联轴器适用于高速、起动频繁的情况下，安装时允许在径向上与转角上有稍许偏移。弹性圈柱销联轴器通常以不装圈的一半为主动轴。我国已有弹性圈柱销联轴器标准，见JB108—60。它的缺点是加工要求较高，寿命较低，弹性圈常易损坏。为了提高寿命，我国维修工人在实践中创造了木销联轴器。经过几年来的使用，可代替弹性圈柱销联轴器，且结构简单，寿命长，轴向允许有较大的窜动。其中的木销材料可采用：玻璃布层压板，环氧酚醛玻璃布棒，酚醛布棒，酚醛层压板，胡桃木，榆木，白桦木等。以上材料可以就地取材， 因此深受广大工人欢迎。

联轴器根据传递的扭矩，转数及连接的直径，可按JB108—60选取，一般不需计算。如需计算时，主要是校核联轴器中弹簧圈工。作表面的挤压应力σc，柱销的弯曲应力σ。

6.5填料的基本要求

填料是阻止气缸内气体自活塞杆与气缸之间泄漏的组件。填料的要求是密封性能好并耐用。它是易损件，故设计中尽量采用标准化或通用化的元件，以便于生产管理，提高生产效率，降低成本。

6.5.1 填料的结构

压缩机中的填料，都是借助于气体的压力差来获得自紧密封的。根据气体的压差、性质、密封要求的高低、及其结构的不同和使用上的习惯，选择不同类型的密封圈。

密封圈主要有平面和锥形两类，前者用于低、中压，后者用于高压。本次设计的压力为低压，所以选择平面密封圈。

由于低压三瓣密封圈适用于压力差在10公斤/厘米2以下的密封，故采用三瓣密封圈，

且该元件结构简单，易于制造。该密封圈为单向斜口，由于它对活塞杆的比压不均匀，锐角的一方比压较大，因此其内圈磨损也不均匀，主要发生在锐角的一方。密封圈磨损后，在相邻两瓣接口处不可避免的留有间隙，无法阻挡气体的泄漏。

6.5.2材料选择

平面密封圈一般用HT20-40灰铸铁。

第七章润滑系统及冷却系统

7.1润滑系统的选择

压缩机中，在零件相互滑动部位，如活塞与气缸、填料与活塞杆、主轴承、

连杆大头、连杆小头衬套以及十字头滑道等处，要注入润滑剂进行润滑，已达到以下目的：①减少摩擦功率，降低压缩机功率消耗；②减少滑动部分的磨损，延长零件寿命；③润滑剂有冷却作用，可导走摩擦热，使零部件温度不高；④用油作润滑剂时，尚有防止零件生锈的作用。

设计和选择润滑系统的基本要求是：①要有可靠的供油装置，要保证有适量的润滑油输送至各运动部位；②系统中要有便于检查供油情况的部位和仪表；③要有使润滑油净化的过滤装置；④供油管路的布置要紧凑，整齐，便于拆装和清洗，同一管路中管件的选择要力求划一。

本次设计采用飞溅润滑。飞溅润滑适用于无十字头压缩机。该润滑方式是借助于连杆大头的击油杆或击油勺，将曲轴箱内的润滑油飞溅至汽缸镜面及传动机构各摩擦副表面，或者利用挂在曲轴颈台肩上的圆环，将曲轴箱中的润滑油带至主轴颈表面，再在离心力的作用下飞溅至汽缸镜面和传动摩擦副表面。采用上述润滑方式能使汽缸和传动机构同时得到润滑，但二者润滑油只能相同。

尽管该润滑方式存在润滑油量过多的缺点，但结构极为简单，况且通过对溅油器形状的不断改进（例如，设计成窄片状或针状），以及对溅油深度的合理控制，已能使耗油量指标达到甚为理想的程度。所以，飞溅润滑几乎成为泛用微型压缩机润滑的普遍方式。

7.2冷却系统的选择

冷却系统有：风冷系统，水冷系统，本设计采用风冷。

7.2.1 冷却方式

压缩机装置中需要冷却的部位有（即冷却方式）：

①级间冷却-----多级压缩机间排气

②后冷却-----被压缩气体排出压缩机后进行冷却，使其温度降低，便于分离气体中的水分和油雾，也使输送气体的管道直径减小或气体流速和流阻降低；

③润油冷却-----大型压缩机中传动机构润滑油也需要冷却，以维持其良好的润滑性能及对摩擦副的冷却效果；

④汽缸冷却-----限制缸壁温度不要太高，保证缸内润滑效果，限制零部件热变形。

上述热量如果是通过冷却水带走，则称为水冷压缩机

如果是通过空气带走，则称为风冷压缩机

7.2.2冷却系统

①风冷系统

微型和小型压缩机，以及中型压缩机在缺水地区运行时采用风冷。风冷效果差，因而压缩机的指示功率消耗较水冷大，并且鼓风机消耗的动力费用一般也较水冷系统的泵功率大，风冷系统（尤其是较大的机组）还带来很大的鼓风噪音。中型多级压缩机组采用风冷时，一般将各级中冷器、后冷器、油冷器集成一体，用一个大的轴流风机鼓风，风机功率一般为压缩机电机功率的5%～10%； ②水冷系统

按照冷却水应用方式，水冷系统可分为“开式”和“闭式”两类。

7.2.3冷却设备

冷却设备主要是冷却器（换热器）和冷却塔。冷却器形式有水冷和风冷两种。 水冷冷却器多采用管壳式结构，它主要由换热管束冷、外壳、用于固定换热管的端板（也称管板) 、热膨胀补偿装置以及折流板、封头、法兰等构成。

风冷冷却器基本都是翅片管结构，目的在于增大管外侧换热面积，有些是套片式，有些是直接在管外轧制翅片，有些是在光管外再紧密套上一根外翅片管。

参考文献

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[2]王志奎，刘丽英. 化工原理[M].北京：化学工业出版社，2010.

[3]李云，姜培正. 过程流体机械[M].北京：化学工业出版社，2008.

[4]赵程，杨建民. 机械工程材料[M].北京：机械工业出版社，2000.

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[6]郁永章，孙嗣莹. 容积式压缩机技术手册[M].北京：机械工业出版社 2000.

致谢

毕业设计是本科学习阶段一次非常难得的理论与实际相结合的机会，通过这次比较完整天然气往复压缩机的设计，我摆脱了单纯的理论知识学习状态，和实际设计的结合锻炼了我的综合运用所学的专业基础知识，解决实际工程问题的能力，同时也提高我查阅文献资料、设计手册、设计规范以及电脑制图等其他专业能力水平，而且通过对整体的掌控，对局部的取舍，以及对细节的斟酌处理，都使我的能力得到了锻炼，经验得到了丰富，并且意志品质力，抗压能力及耐力也都得到了不同程度的提升，使我认识到，想要成为一名成功的设计者，细节确定成败。

虽然毕业设计内容繁多，过程繁琐但我的收获却更加丰富。各种系统的适用条件，各种设备的选用标准，各种元件的安装方式，我都是随着设计的不断深入而不断熟悉并学会应用的，在设计过程中，我不间断翻阅最新的相关书籍和杂志，不断更新和完善我的设计理念。和老师的沟通交流更使我从经济的角度对设计有了新的认识也对自己提出了新的要求，这些本是我工作后才会意识到的问题，通过这次毕业设计让我提前了解了这些知识，这是很珍贵的。

天然气往复压缩机的设计，主要是热力计算和动力计算，对压缩机的曲轴、连杆、气阀以及活塞的尺寸设计，并对其进行校核。根据任务书提供的介质、气量、压力等参数要求，经过计算得到压缩机的相关参数，如级数、气缸尺寸、轴功率等，经过动力计算得到活塞式压缩机的受力情况。活塞式压缩机热力计算、动力计算的结果将为各部件图形以及基础设计提供原始数据。在设计过程中，通过不断地选定参数，借鉴前人的经验，从而达到构件的强度和刚度要求。

在设计过程中一些构件的尺寸的设计让我很头痛，原因是由于本身设计受到的框定，而又必须考虑本专业的一些要求规范，从而形成了一些矛盾点，这些矛盾在处理上让人很难斟酌，正是基于这种考虑我意识到：要向更完美的进行一次设计，与其他专业人才的交流沟通是很有必要的。

提高是有限的但提高也是全面的，正是这一次设计让我积累了无数实际经验，使我的头脑更好的被知识武装了起来，也必然会让我在未来的工作学习中表现出更高的应变能力，更强的沟通力和理解力，必将是成功塑造一名优秀设计者的一块基石。