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再根据参考工厂图纸，取一侧的轴颈a?18mm，另一侧的轴颈a?21mm。
（4）曲柄厚度t
t?(0.6～0.7)D （ 4-19）
大的曲柄厚度相应于小的曲柄宽度；小的曲柄厚度相应于大的曲柄宽度。在轴颈重合度S较大时，例如SD＞0.3，曲柄厚度t可酌情减少10%～20%。
那么t?(0.6~0.7)?D?(22.8～26.6)mm，取t?24mm。 （5）曲柄宽度h
h?(1.2～1.6)D （ 4-20）
铸造曲轴以取小大的曲柄宽度为宜，以减少机加工切削量。则h?(45.6~60.8)mm，取h?50mm。
（6）曲柄半径r
根据所给定的活塞行程65mm的一半来确定曲柄半径，则曲柄半径r?32.5mm。
4.4 连杆的设计
4.4.1 连杆的结构型式及选材
连杆是将作用在活塞上的推力传递给曲轴，有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。杆体截面有圆形、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。本设计采用工字形。在连杆的大头小头处分别设置大小轴瓦，以方便装配调整，降低连杆的磨损。
连杆材料一般采用35号、40号、45号优质碳素钢或球墨铸铁，高转速压缩机可采用40Cr、30CrMo等优质合金钢。本设计中连杆采用的材料为LY12。 4.4.2 连杆主要结构尺寸的确定
（1）连杆长度的确定
连杆长度L，即连杆大小头孔中心距，由曲柄半径r与连杆长度L的比值??rL决
定。?愈大，愈容易使连杆在运动时与滑道壁相碰；
?值取小了，就会使压缩机外形增
大。所以?值必须取得适当。对立式或角度式压缩机：
??1～144.5，因此可取??14.5，
L?r32.5??1?146mm。 4.5图4.9 小头衬套 本 科 毕 业 设 计（论文）
（2）连杆大头瓦尺寸的确定
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目前大多数压缩机考虑到制造、维修的便利，把曲柄销直径设计成与主轴颈一样，所以大头瓦的设计与主轴瓦设计一样。选择轴瓦的材料为15ChSnSb11-6，取大头瓦内径为38mm。
（3）连杆小头衬套尺寸的确定
小头轴瓦近年广泛采用衬套结构，衬套的厚度S及宽度b取
S?(0.06～0.08)d （4-21）
b?(1～1.4)d （4-22） 式中：d—活塞销直径，mm。
小头衬套材料多采用铜合金。取小头衬套内径d为活塞销直径20mm。那么，
S??1.2~1.6?mm，取S?1.4mm；b??20～28?mm，取b?24mm。
（4）连杆宽度的确定
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，mm；对于大头定位时，为大头瓦宽度，对于小头定位时，则为小头衬套宽度。
大头宽度B1?22mm，可取与大头轴瓦宽度相同的尺寸，则取B1?24mm； 小头宽度B2?22mm，可取与小头衬套宽度相同的尺寸，则取B2?24mm。 （5）连杆大小头孔径的确定
大头孔径取大头瓦外径为D?41mm，小头孔径取小头衬套外径为d?23mm。
（6）连杆杆体结构尺寸的确定 杆体中间截面面积的尺寸
dm?(16.5～24.5)P?10?4 （4-23） 式中：dm—杆体中间截面面积的当量直径，mm； P—最大活塞力，N。
对于活塞力P?(1?104～2?104)N的高速、短行程小型连杆，相对连杆截面较小，为了增强刚性，都应制成工字形截面的杆体。式（4-22）中系数取16.5～21.5。
当P＞2?104N，杆体为工字形截面，式（4-22）中系数取21.4～22.0；杆体为圆形截面，系数取23.0～24.5。
当量直径dm，对圆形截面的杆体，即为杆体中间截面的直径。对于非圆形截面的杆体，从式（4-22）求得dm后，必须再计算成面积：Fm?面面积，再求得工字形或矩形的尺寸。
2?dm4，以Fm为杆体的中间截
Hm?2.5Fm （4-24）
Bm?(0.65～0.75)Hm （4-25）
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杆体的中间截面，即为H＇与H”的平均值处截面。 式（4-22）中系数取16.5～21.5，则
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dm?(11.6～15.2)mm，取dm?15mm；
152?Fm??176.6mm2；
4Hm?2.5?176.6?21mm，取24mm； Bm?(13.65～15.75)mm，取15mm。
杆体截面沿长度通常是直线变化的，并根据受力情况愈接近大头的截面尺寸愈大。 工字形的截面宽度Bm是不变的，其高度变化一般取： 在l＇?(1.1～1.2)d1处
H＇?0.8Hm （4-26）
在l”?(1.1～1.2)D1处
H”?1.2Hm （4-27）
由于d1?20mm，故l＇?(22～24)mm，取l＇?22mm，则H＇?0.8?24?19.2mm；
.2?24?28.8由于D1?38mm，故l＇?(取l\?42mm，则H\?141.8～45.2)mm，
mm。
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5 动力学计算
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动力学计算的两大任务是飞轮矩确定和动平衡设计。动平衡设计的目的是平衡往复和旋转惯性力及其力矩，减小机器振动。
动力学计算的目的有：（1）求出压缩机的各种作用力及其合力在一个周期内的变化规律，从而求得最大切向力和最大法向力，为零部件强度计算提供依据；（2）分析阻力矩和驱动力矩间的差值变化幅度，设置必要的飞轮矩以减小主轴转速的波动。重点是磨难过去设置飞轮的目的，搞清确定飞轮矩的方法和步骤，同时还要掌握气体力曲线的解析求法、各列切向力的叠加和总切向力图的分析。
往复活塞式压缩机常用的运动机构是曲柄-连杆机构，本部分内容就是分析曲柄-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。重点是分析和解决由于回转-往复运动所产生的惯性力及惯性力矩的平衡问题以及探讨为改善压缩机运转中耗功的不均衡性而可能采取的措施。
5.1 列的往复惯性力计算
5.1.1 活塞组件质量mp
由于本次该设计选用的活塞、连杆机构中无活塞杆和十字头，所以活塞组件的质量，包括活塞的质量，活塞环的质量和活塞销的质量。通过增加二级活塞的厚度和减小二级活塞销的开孔直径来平衡两级活塞组件的质量，从而平衡一级惯性力。
作直线往复运动的活塞组件总质量分别为 一级：mp=0.5+0.027+0.018+0.155=0.70kg； 二级：mp=0.55+0.018+0.018+0.014+0.1=0.70 kg。 5.1.2 连杆质量计算
连杆在一平面内作往复摆动。为简化计算，可将其分解为量部分，一部分质量m＇l随
活塞销作往复运动；另一部分质量ml”随曲柄销作回转运动。质量的转化据“转化前后总质量不变，连杆的质心位置也不变”的原则来进行。
由于连杆质心位置无实测数据，故工程上根据统计数据，可取(30～40)%的质量作往复运动，(60～70)%的质量作回转运动，即
m＇30.4l （5-1） ?ml??0.～ ml??0.7～0.6?ml （5-2）
”根据连杆的结构、设计尺寸和选取材料的密度，得出连杆的质量为0.815kg。选取连杆往复运动质量为连杆质量的35%，连杆回转运动质量为连杆质量的65%来进行取值，则可以得出连杆往复运动质量m＇kg；连杆的回～0.4?ml?0.35?0.815?0.285l??0.3
