压缩机曲轴设计及校核DOC
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课程设计任务书 (2)
第一章活塞式压缩机曲轴结构设计 ....................................... 错误！未定义书签。
1.1轴径尺寸的确定 ........................................................... 错误！未定义书签。
1.2 曲轴的静强度验算： .................................................. 错误！未定义书签。
1.2.1 驱动侧的曲柄销位置 I-I ............................... 错误！未定义书签。
1.2.2驱动侧主轴颈位置III-III ............................. 错误！未定义书签。
1.2.3 驱动侧曲柄位置V-V ........................................ 错误！未定义书签。第二章活塞式压缩机曲轴结构校核.................................... 错误！未定义书签。
2.1 第一个危险位置 .......................................................... 错误！未定义书签。
2.1.1 被驱动侧的曲柄销位置I-I......................... 错误！未定义书签。
2.1.2被驱动侧主轴颈位置III-III ......................... 错误！未定义书签。
2.1.3 被驱动侧曲柄位置V-V .................................... 错误！未定义书签。
2.2 第二个危险位置 .......................................................... 错误！未定义书签。
2.2.1 驱动侧的曲柄销位置I-I ................................ 错误！未定义书签。
2.2.2驱动侧主轴颈位置III-III ............................. 错误！未定义书签。
2.2.3 驱动侧的曲柄位置V-V .................................... 错误！未定义书签。
2.3第三个危险位置 ........................................................... 错误！未定义书签。
2.3.1 驱动侧的曲柄销位置I-I ................................ 错误！未定义书签。
2.3.2 驱动侧主轴颈位置III-III ............................ 错误！未定义书签。
2.3.3驱动侧主轴颈位置V-V ..................................... 错误！未定义书签。
2.4 第三个危险位置 .......................................................... 错误！未定义书签。
2.4.1驱动侧的曲柄销位置I—I ............................... 错误！未定义书签。
2.4.2 驱动侧的曲柄销位置III—III ...................... 错误！未定义书签。
2.4.3 驱动侧的曲柄销位置V—V .............................. 错误！未定义书签。第三章曲轴的疲劳强度验算................................................ 错误！未定义书签。
课程设计总结 ...................................................................... 错误！未定义书签。参考文献 ..................................................................................... 错误！未定义书签。
课程设计任务书
学生姓名：你懂得
设计题目：xxxxx压缩机曲轴结构设计及强度校核（1）
设计条件和依据：
ZW型压缩机，两列、立式、曲拐错角180°热力、动力计算选取参数如下：
相关位置时曲轴受力：
列
力位置
ⅠⅡ
N--mm T1(N) R1(N) T2(N) R2(N)
P
气max
α=0 0 3500 0 -3150 0
R
max
α=230°6360 7381.1 6540 7600 745000
T
max
α=290°5060 3325 12350 5955 900600
M
max
α=100°6810 -2987.3 8660 366 920200
T
max
α=160°307.1 -120.3 -1750 -175
R
max
α=190°619.9 433 0 58.5
要求：
1、曲轴的结构设计
2、曲轴的强度校核
（1）静强度校核
（2）疲劳强度校核
3、绘制结构设计草图一张（A2）；绘制曲轴的零件图一张（A1）;
绘制曲轴的装配图一张（A1）
4、计算说明书一份
指导教师：xxx
2013.12.24
第一章 活塞式压缩机曲轴结构设计
铸造曲轴可节省原材料，耐磨性与消震好.由于铸铁中石墨有利于润滑及贮油,所以耐磨性好.同样,由于石墨的存在,灰口铸铁的消震性优于钢.工艺性能好.
另外,由于石墨使切削加工时易于形成断屑 ,所以灰口铸铁的可切削加工性优于钢.减少加工工时，并可把曲轴的形状设计合理，轴颈一般铸造成空心结构。内孔径为外径的一半左右。空心结构可以提高曲轴的疲劳强度，减少曲轴的重量。
主轴颈、曲柄、曲柄销三部分的形状应首先保证能达到足够的强度和刚度，使应力尽量均匀分布，抗疲劳强度高，并且重量轻，便于加工。
一般将主轴颈直径设计得大于曲柄直径的10%，油孔直径应大于0.08d ，孔缘的圆弧半径应大于0.04d ，钻斜孔时，倾斜角应小于30°，油孔径取8mm ，平衡重可以抵消旋转质量和往复惯性力及其力矩的作用。平衡重的质量分布应使其重心远离主轴的旋转中心，以减轻起质量。
材料为稀土——镁——球墨铸铁。
材料的特性是具有较高的强度，较小的缺口敏感性，较高的强度及良好的吸震性。
轴径尺寸的确定 曲柄销直径
D=（4.6～5.6）p =（4.6～5.6）3.1 =（4.6～5.6）×1.140 = 5.3～6.4㎝
为保证安全，取D=65㎝ 主轴颈直径 D 1=(1～1.1)D =(1～1.1)×65 = 65～71.5mm 为保证安全，取D 1= 80mm
曲柄销与主轴颈的中心线间距离S ′= 60mm 所以S=21D -(S ′-21D ) =
280-(60-2
65)
=12.5mm
D S =65
5.12
=0.192﹥0 因此符合标准
曲柄销轴颈长度l=70mm 曲柄厚度
t=（0.6～0.7）D =(0.6～0.7)×65 =39～45.5mm 取t=50mm 曲柄宽度
h=（1.2～1.6）D =（1.2～1.6）×65 = 78～104mm 取h=90mm 过度圆角半径
r=（0.06～0.09）×65 =（0.06～0.09）×65 =3.9～5.85mm 取r=5mm
2 曲轴的静强度验算：
本次设计的压缩机主轴承间的问题不大，轴颈d
l
值比较小，并采用刚度高的形状，因此不进行刚度的验算，而进行静强度和疲劳强度的验算。
许用应力s σ=420Mpa
[σ]=
][n s σ=5
~5.3420=84～120mm 静强度计算复合应力许用值60～80Mpa
滚动轴承采用3613调心滚子轴承 l=365+（35+2.5+15+50）×2=470mm l 1=265+35+15+2.5+50=367.5mm l 2=35+50+2.5+15=102.5mm
取四个校对位置，三个位置，如图所示 位置Ⅰ—Ⅰ,Ⅲ—Ⅲ,Ⅴ—Ⅴ
材料为稀土---镁---球墨铸铁。加平衡重I r =0 曲拐平面上：
470
5.1025.3672
12211R R L L R L R A R -=-=
470
5.1025.367122112R R L L R L R B R -=-=
曲拐垂直平面上：
470
5.1025.367470
5.1025.3671
221122
12211T T L L T L T B T T L L T L T A T T -=
-=-=-=
驱动侧的曲柄销位置 I-I
弯曲力矩：
2
2L B M L B M T T R R ==
总弯曲力矩:
2
2T
R M M M +=ω
弯曲应力：
3
3316.28749661.01.0mm d W W
M =?===
ω
ωσ 扭曲应力：
)60(mm r r B M M t d =-=
扭转应力：
W
M
2=τ
22
4τσσω
+= 驱动侧主轴颈位置III-III
弯曲力矩：
1
1m B M m B M T T R R ==
总弯曲力矩：
3
322
25.614121.0mm
d W M M M T
R ==+=ω
弯曲应力：
W
M ω
ωσ= 扭转力矩：
d M M =
扭转应力：
W
M
2=τ
复合应力:
22
4τσσω
+=
驱动侧曲柄位置V-V
曲拐侧面中弯曲力矩：
)2
(21a L B M R -=ω
）
（mm h mm M 90.50b hb 62
1
1===ωωσ
曲拐垂直平面中弯曲力矩：
K B M M T d -=2ω（由图计算K=34.75） 弯曲应力：
2
bh 622ωωσM =
位置上最大应力：
b r σσσσω++=1
扭转力矩：
)2
(2a
L B M T -=
在曲柄位置上宽方向的扭转应力：
2
129bh
M
≈τ
在曲柄位置上狭方向的扭转应力：
2
229bh M
≈τ
曲柄位置上宽方向的复合应力：
212214)(τσσσω++='
曲柄位置上狭方向的复合应力：
212214)(τσσσω++=''
第二章 活塞式压缩机曲轴结构校核
2.1 第一个危险位置
取α=0，即活塞处外止点，且压缩机在满负荷而停止转动时：
由动力计算部分可知 α=0，n=0有：
R A =
367.53500102.53150
2049.73470
N ?-?= R B =
367.53150102.53500
1249470
N ?-?= T A =0 T B =0 d M =0
被驱动侧的曲柄销位置I-I
R M =R A 2L ?=2049.73×102.5=210097.325N ?mm
T M =T A 2L ?=0
ωM =2
2T R M M +=210097.325N ?mm
W =0.13d =0.1x663=28749.6mm 3
ωσ=W
M ω=
3210097.32512.4a 28749.6N mm
MP mm ?=
被驱动侧主轴颈位置III-III
==1m A M R R 2049N ?15mm=30735N ?mm 01==m A M R T
mm N M ?=23985ω
3
2398561412.5M mm W mm ωωσ?=
==0.39Mpa M =0=d M
02==
W
M
τ 复合应力：
224τσσω+==0.39MPa
被驱动侧曲柄位置V-V
曲拐平面的弯曲力矩
140=2049.73x4082000R M A N mm ω=?=? 弯曲应力11223
6682000
2.1875090M MPa b h mm
ωωσ?=
==?? 曲拐垂直面中的力矩
02=-=R A M M T d ω 弯曲应力02=ωσ 位置上拉应力32049.730.465090R b A N
MPa bh mm
σ=
==? 位置上最大应力：
12 2.18700.46 2.647b MPa ωωσσσσ=++=++=
0)2
(2=-
=α
L A M T
0292
1==
h
b M
τ 02=τ '22121()4 2.187MPa ωωσσστ=++=
"2221()40.46b MPa ωωσσστ=++=
2.2 第二个危险位置
取,,230max n n R === αα即曲轴位于最大法向力max R 位置，且压缩机以额定转速转动时：
由动力计算部分可知
n n R ==,230max α
367.57381.1102.57600
3720470
r A N ?-?=
=
N B R 2.3938470
1.73815.10276005.367=?-?=
367.56360102.565404959470T B N ?-?==
驱动侧的曲柄销位置I-I
mm N L B M R R ?=?==5.4036655.1022.39382 mm N L B M T T ?=?==3357495.10249592
22285689R T M M M MPa ω=+=
285689
9.9328749.6
M MPa W ωσ=
== mm N mm N mm N r B M M T d ?=?-?=?-=505464604959702000
MPa mm
mm
N W M 79.86.28749250546423
=??==
τ 复合应力：22
410.6MPa ωσστ=+=
驱动侧主轴颈位置III-III
13938.21559070R R M B m N mm ==?=? 149591554840T T M B m N mm ==?=?
2280602.05R T M M M N mm ω=+=?
80602.05
= 1.361414.5
M MPa W ωωσ=
= 扭转力矩：
745000d M M N mm ==?
3
745000
6.0652261414.5M MPa W mm τ=
==? 22224 1.34 6.065 6.206MPa ωσστ=+=+?=
驱动侧的曲柄位置V-V
12()3938.2(102.561.25)3938.2406438632
W R M B L N mm α
=-
=?-=?=? 1122
6664386317.35090W M MPa b h ωσ?===? 2745000495934.75618868W d T M M B K N mm =-=-?=?
222266618868
16.675090W M MPa bh ωσ?=
==? 3938.20.875090
R b B MPa bh σ===?
位置上最大应力：
1217.316.670.8734.84b MPa ωωσσσσ=++=++=
2()4959401462402
T M B L N mm α
=-
=?=? 122
99146240 2.9248225090m MPa b h τ?===?? 22299146240 1.625225090m MPa bh τ?===??
曲柄位置宽方向复合应力：
222211()4(17.30.87)4 2.9221.6b MPa ωσσστ'=++=++?=
22
2222()4(16.670.87)4 1.62518.7b MPa ωσσστ''=++=++?=
2.3第三个危险位置
取,,290max n n ===?αα即曲轴位于最大切向力max T 位置，且压缩机一定额定转速转动时：
367.53325102.55955
1306470
367.55955102.533254130470
367.55060102.512350841470
367.512350102.5506010222470R R T T A N
B N
A N
B N
?-?=
=?-?==?-?==?-?==
驱动侧的曲柄销位置I-I
24130102.5502415R R M B L N mm ==?=?
2102222102.52037366.5T T M B L N mm ==?=?
221211862W R T M M M N mm =
+=?
121186248.6528749.6
W M MPa
W ω
σ===
9006001022260303450d T M M B r N mm =-=-?=?
303450
6.52228749.6
M MPa W τ===?
22445.86w MPa σστ=
+=
驱动侧主轴颈位置III-III
141301561950R R M B m N mm ==?=? 11022215153330T T M B m N mm ==?=?
22182696W R T M M M N mm =
+=?
182696
4.361412.5
w M MPa W ωσ=
== 900600d M M N mm ==?
900600
8.322261412.5
M MPa W τ===?
22224 4.348.3218.65W MPa σστ=+=+?=
驱动侧主轴颈位置V-V
12()413040165200mm 2
W R M B L N α
=-
=?=?
11
22
66165200 4.4a b h 5090
W M MP ωσ?===? 29006001022234.75648241W d T M M B K N mm =-=-?=?
22
22
666482419.125090
W M MPa bh ωσ?===? 4130
0.875090
R b B MPa bh σ=
==?
MPa b 39.1487.012.94.421=++=++=σσσσωω
122222
'22
2211''22
2222
9924432814.7222509099244328 2.71225090
()4(4.40.87)414.7218.95()4(9.120.87)4 2.7114.72a
a
b a b a
M MP b h M MP b h MP MP ωωττσσστσσστ?≈
==???≈==??=++=++?==++=
++?=2.4 第三个危险位置
取,,100n n == α 即曲轴位于总阻力矩最大值max M 位置，且压缩机以额定转速转动时：
367.5102.5366
2415.6470
367.5366102.52407470
367.56810102.58660928470
367.58660102.568104835.16470R R T T A N
B N
A N
B N
?-?=
=-?-?==-?-?==?-?==（-2987.3）（-2987.3） 驱动侧的曲柄销截面I —I
222222
2407102.5950194835.16102.5541304.9549579549579
20.1728749.6
9202004835.1660603350603350
12.52228749.6
428.63R R T T W R T W W a
d T a
M B L N mm M B L N mm M M M N mm
M MP W M M B r N mm
M MP W MPa
ωστσστ==?=?==?=?=
+=?=
===-=-?=?===?=
+=驱动侧的曲柄销截面III —III
112222
240715139254835.1615792258403684036 1.4161412.5
920200920200
6.962261412.5
413.97R R T T W R T W W a
d a
M B m N mm M B m N mm M M M N mm
M MP W M M N mm
M MP W MPa
ωστσστ==?=?==?=?=
+=?=====?===?=
+=
驱动侧的曲柄销截面V —V
121
1222222212()240740370902
6 1.0992********.1634.75736686.2566736686.25
6.3680902415.60.315090
()4835.1640211250292W R W a
W d T W a R b a
T M B L N mm
M MP b h
M M B K N mm M MP b h A MP b h M B L N mm
m b ωωα
σσσα
τ=-
=?=?===-=-?=??=
==?===?=-
=?=?=2
222
'222211''2222229211260 6.222509099211260 4.35225090
()4(1.090.31)4 6.228.72()4(6.360.31)4 4.3514.07b a b a
MPa h m MPa b h MP MP ωωτσσστσσστ?==???===??=++?=++?==++?=++?=经过以上静强度校核，可以看出各处应力均小于材料许用应力范围，所以上述过程满足设计要求。
第三章 曲轴的疲劳强度验算
疲劳强度的验算目的是验算曲轴在两个危险位置时，曲拐上危险面的安全数值。
两个危险位置可取在变化的法向力和切向力作用下，相应于最大的扭转振幅和最大的总弯曲力矩时的曲拐转角位置。
验算的曲拐危险位置取应力情况最严重的位置，也就是轴颈上的油孔位置以及轴颈和曲柄的连接位置。
如图示取位置Ⅰ—Ⅰ，进行校核 当T min ?=160α有
B R =
367.5102.5172.3470
N
?-?=-（-120.3）（-175）
2222min min
367.5370.1102.5141.52470
172.3102.517660.75141.5367.5=52001.2513207.513207.5
0.7828749.66516.5 1.362228749.6
T R
R T T w R T W B N
M B L N mm
M B L N mm M M M N mm
M MPa W M MPa W στ?-?==-==-?=-?==-?-?=
+=?===?===?（-1750）
当R min α=190°有
2222367.558.5102.5433
48.68470367.5619.9102.50
135.89470
48.68102.54990.6135.89102.513928.72514795.8R T R R T T W R T B N
B N
M B L N mm M B L N mm M M M N mm
?-?=
=-?-?=
===-?=-?==?=?=
+=?
()()min min
11max min max min m 4442.1
0.1528749.62891.250.052228749.6
6100.45~0.550.56103050.25~0.270.26610158.6280.15
13.7522
8.10.05
4.0322W b b b a a m M MPa W M MPa W MPa
MPa MPa
MPa
MPa
ατδαδτδαααττταα======?===?===?=--===--====ax min max min 280.15
14.122
8.10.05
4.122
m MPa
MPa
ατττ++==++===
查图有12—16, 12—17，12—18表
K δ=1.88 K τ=1.75 ε=0.75 ?σ=0.15 ?τ=0.1 ετ=0.65
按法向应力计算安全数值n σ
1
305
8.36
1.88
13.920.1514.10.75
n -1
158.6n 14.1
1.75
4.030.1 4.10.65
a m
a m
n k k σστ
ττσσ
σ?σε
ττ
τ?τε
-=
=
=+?+?=
=
=+?+?按切向应力计算安全数值
总安全数值n
11
.71
.1424
.81.1424.82
2
2
2
=+?=
+=
τ
στσn n n n n
轴颈和曲柄过渡弯曲应力集中系数 （K δ）D =
5.4=σ
σ
εK
轴颈和曲柄过渡扭转应力集中系数
() 2.8D K K τ
δτ
ε=
=
如上
305
4.86
4.513.920.1514.1
158.6
14
2.8 4.030.1 4.1n n στ==?+?==?+? 总安全数值n 2
2
4.7614 4.684.7614
n ?=
=+＞（1.5~3）
经过以上疲劳强度校核，可以看出该设计满足疲劳强度，所以满足安全标准。
课程设计总结
为期两周的课程设计终于结束了，使我们明白了合作的重要性，两周的时间说长也不长，怎么才能在这两周里更好的运用学的知识来完成设计任务呢？这对我们来说既是一个挑战也是一次锻炼。把所学的知识在这次设计中和你自己的想法给结合起来并在自己的作品中体现出来，我认为这才是我们的最终目标。
丰富多彩的大学生活把我们带进了知识的殿堂，为将来更好的服务社会，为了把我们已经基本掌握的基础知识和专业知识更好的融合、贯通，而课程设计就是这道桥梁。
通过此次课程设计，使我对流体机械中压缩机的设计步骤和设计思想有了更进一步的认识，真正的把所学的知识初步的运用到实践之中，收益很大，同时也发现了许多知识掌握不足。
在这段时间里通过查阅资料，向指导老师邢万坤教授请教和同学间的探讨使我掌握了许多新知识，尤其流体机械的工作原理和流体机械设计有了初步的了解。但由于工程设计经验有限，基本知识不能全部的融会贯通，学习心得不够深刻，还不能对所学的知识达到熟练的运用，这就需要在今后不断的学习和提高。
虽然我们如期完成了设计，我们设计的全面性还不够，考虑问题的周密性也不强，所设计的最后结果还没有达到最优效果，这其中有多方面原因，这包括对所学的知识不够熟练，也包括我们对实践中的压缩机的了解不够。在此我们对老师的这次设计中对我们的帮助表示深深的感谢。在指导老师的指导和帮助下，经过两个星期的不懈努力，我顺利的完成了本次课程设计。在此，我要感谢我的指导老师，邢万坤老师，感谢您在我设计过程遇到疑问时的耐心细致的讲解。老
压缩机曲轴设计及校核资料
目录 课程设计任务书 (1) 第一章活塞式压缩机曲轴结构设计 (2) 1.1轴径尺寸的确定 (3) 1.2 曲轴的静强度验算： (4) 1.2.1 驱动侧的曲柄销位置 I-I (5) 1.2.2驱动侧主轴颈位置III-III (6) 1.2.3 驱动侧曲柄位置V-V (7) 第二章活塞式压缩机曲轴结构校核 (8) 2.1 第一个危险位置 (8) 2.1.1 被驱动侧的曲柄销位置I-I (9) 2.1.2被驱动侧主轴颈位置III-III (9) 2.1.3 被驱动侧曲柄位置V-V (9) 2.2 第二个危险位置 (10) 2.2.1 驱动侧的曲柄销位置I-I (10) 2.2.2驱动侧主轴颈位置III-III (11) 2.2.3 驱动侧的曲柄位置V-V (11) 2.3第三个危险位置 (12) 2.3.1 驱动侧的曲柄销位置I-I (12) 2.3.2 驱动侧主轴颈位置III-III (13) 2.3.3驱动侧主轴颈位置V-V (13) 2.4 第三个危险位置 (14) 2.4.1驱动侧的曲柄销位置I—I (14) 2.4.2 驱动侧的曲柄销位置III—III (15) 2.4.3 驱动侧的曲柄销位置V—V (15) 第三章曲轴的疲劳强度验算 (16) 课程设计总结 (19) 参考文献 (20)
课程设计任务书 学生姓名：你懂得 设计题目：xxxxx压缩机曲轴结构设计及强度校核（1） 设计条件和依据： ZW型压缩机，两列、立式、曲拐错角180°热力、动力计算选取参数如下： 相关位置时曲轴受力： 要求： 1、曲轴的结构设计 2、曲轴的强度校核 （1）静强度校核 （2）疲劳强度校核 3、绘制结构设计草图一张（A2）；绘制曲轴的零件图一张（A1）; 绘制曲轴的装配图一张（A1） 4、计算说明书一份 指导教师：xxx 2013.12.24
压缩机曲轴系多体系统动力学仿真
第19卷第4期 系 统 仿 真 学 报? V ol. 19 No. 4 2007年 2月 Journal of System Simulation Feb., 2007 ? 883 ? 压缩机曲轴系多体系统动力学仿真 刘成武，钱林方 （南京理工大学机械工程学院, 江苏 南京 210094） 摘 要：利用柔性多体动力学方法建立了往复压缩机曲轴系动力学仿真分析模型。并根据所建立的模型，对K5206NM 型往复式迷宫压缩机曲轴系的运动学、动力学特性进行了仿真。通过仿真计算，获得了考虑曲轴柔性时的机体动态特性分析最主要的激励—主轴承载荷和活塞导向轴承载荷，为下一步的机体振动噪声特性研究提供了可靠的边界条件。 关键词：往复压缩机；曲轴系统；多体动力学；主轴承 中图分类号：TH457 文献标识码：A 文章编号：1004-731X (2007) 04-0883-03 Multibody Dynamic Simulation of Compressor Crankshaft System LIU Cheng-wu , QIAN Lin-fang (School of Mechanical Engineering, Nanjing University of Science and Technology, Nanjing 210094, China) Abstract: Using flexible multibody system dynamic method, the rigid-flexible coupling multibody dynamic analysis model of the compressor crankshaft system was developed , and the kinematic and dynamic simulation of the K5206NM labyrinth compressor crankshaft system was processed as its object of study. Through the simulation analysis, the main bearing loads of the crankshaft and the piston-guided bearing loads were obtained, which were the principle excitations of the block dynamic analysis. The reliable boundary conditions were provided for the vibration and noise analysis of the compressor block in next work. Key words: reciprocating compressor; crankshaft system; multibody dynamics; main bearing 引 言 往复压缩机是一种用于压缩气体借以提高气体压力的 通用机械，其工作过程是通过曲柄连杆活塞机构以及气阀的协调运动完成的。因此压缩机曲轴系统动力学特性对压缩机的工作可靠性、振动、噪声等有很大的影响[1] 。 由于曲轴系统的整个传动链是由一系列几何形状和刚度、质量各不相同的零部件所组成，而且曲轴通过多个轴承与机体连接，采用传统的曲柄连杆机构双质量模型和截断简支梁法难以准确地确定曲轴各主轴颈的载荷以及压缩机的动态特性。多体系统动力学是研究由柔性体及刚体所组成的系统在空间运动过程中动力学行为的一门新兴学科，运用它可以建立包括活塞组件、连杆组件、曲轴、飞轮在内的整个往复压缩机曲轴系的模型，将曲轴柔性体的变形融入到多体系统的动力学仿真中，不仅可以直接计算出各构件的运动和相互间的作用力，同时还能准确地获得压缩机机体动态特性分析最主要的激励—主轴承载荷和活塞导向轴承载荷，为下一步的机体振动噪声特性研究提供可靠的边界条件[2-3]。 1 柔体动力学的运动微分方程 采用ADAMS 进行曲轴系多体系统动力学分析，其系统 收稿日期：2005-12-05 修回日期：2006-10-30 作者简介 ： 刘成武(1975-), 男, 安徽人, 博士生, 研究方向为结构振动与噪声控制; 钱林方(1961-), 男, 江苏人, 教授, 博导, 研究方向为结构振动与噪声控制。 运动微分采用拉格朗日方程建立，首先选择适当的广义坐标对物体进行描述：对于刚体i ，采用质心在惯性参考系中的笛卡尔坐标和反映刚体方位的欧拉角作为广义坐标，即 [,,,,,]T i i q x y z θ?=Ψ，12[,,]T T T T n q q q q =" 对于柔性体，采用将零件的运动分解为整体(物体参考系)的刚性运动和相对于物体参考系的变形运动的相对描述法，如图1所示。 柔性体上节点P 的位置为3个矢量和 r P P P x s u =++K K K K (1) 其中x K —整体坐标系到柔性体局部坐标系位置矢量； P s K —节点P 在局部坐标下的未变形的位置矢量； P u K —点P 的线性变形矢量。 上面的方程通常用整体坐标系下的矩阵形式表达为 r ()B P P P G x A s u =++K K K K (2) 其中B G A —局部坐标 B 到整体坐标G 的转换矩阵。 变形矢量u P 通常用模态叠加来表示 P P u q =Φ? (3) 其中P Φ—与节点P 的线性自由度相对应的模态矩阵的部分；(1,,)i q i m ="为模态坐标，m 是模态数。则柔性体的广义坐标可表示为 [,,,,,,(1,,)]T i x y z q i m ζθ?=Ψ=" (4) 图1 柔性体变形点P '的位置矢量
概念设计阶段曲轴强度计算规范
CAE规范 第1部分：概念设计阶段曲轴强度计算1 范围 m kg 1 连杆质量rod m kg 2 活塞组质量pst 3 曲柄半径R mm 4 连杆长度L mm 5 缸套内径D mm D mm 6 曲柄销直径p 7 曲柄销长度p L mm
D mm 8 主轴颈直径j 9 主轴颈长度j L mm L mm 10 连杆大头轴瓦宽度ps L mm 11 曲轴主轴瓦宽度js δmm 12 曲柄销凸台厚度p 13 主轴颈凸台厚度jδmm 14 曲柄销圆角凹入深度p T mm 15 主轴颈圆角凹入深度j T mm 16 曲柄臂厚度h mm 17 曲柄臂宽度B mm 18 转速n rpm 19 最大爆压g p MPa 3 计算流程
图2 流程图 4 计算原理 曲轴的设计基于对高应力区域的疲劳安全进行评估。 本规范中的计算基于以下假定： ●曲柄销圆角、主轴颈圆角为高应力区域； ●曲拐简支在主轴颈上且各曲拐相互独立，可简化为截断简支梁模型； ●曲柄销、主轴颈支反力以轴向抛物线、径向120°余弦分布作用在曲柄销、主轴颈上； ●弯曲应力是引起曲轴破坏的主要因素，输出扭矩产生的影响很小，可以忽略不计。 5 计算工况 对长期稳定工作于额定转速的发动机，以全负荷工况为计算工况；对在大转速范围内工作的发动机，以最大扭矩工况为计算工况；对船用发动机，以超负荷（110%负荷）工况为计算工况。 通常，一个工作周期内，由燃气压力和惯性力引起的作用在曲柄销上的径向载荷对所有曲柄位置都应计算。简单起见，径向力可以采用简化计算，并只计算一个工作周期内的最大受拉和最大受压两种状态。
6 曲轴载荷 6.1 曲柄销载荷 曲柄销载荷以轴向抛物线、径向120°余弦分布的分布力作用在曲柄销上，作用范围为连杆大头轴瓦宽度，其大小按以下公式计算： 图3 曲柄销载荷 θθ23 cos )41(25),(22ps ps p p p L x L D F x q -?= 式中： p F ：作用在曲柄销上的径向载荷，N ；p F 可按曲柄连杆动力学或多体动力学计算得到， 对V 型机，p F 应考虑不同的相位和连杆设计（分叉连杆、连接连杆、并列连杆等）分别计算与合成。 6.2 主轴颈支反力 主轴颈支反力以轴向抛物线、径向120°余弦分布的分布力作用在主轴颈上，作用范围曲轴主轴瓦宽度，其大小按以下公式计算：
活塞式空气压缩机课程设计
4L-208型活塞式空气压缩机的选型及设计 （） 摘要：随着国民经济的快速发展，压缩机已经成为众多部门中的重要通用机械。压缩机是压缩气体提高气体压力并输送气体的机械，它广泛应用于石油化工、纺织、冶炼、仪表控制、医药、食品和冷冻等工业部门。在化工生产中，大中型往复活塞式压缩机及离心式压缩机则成为关键设备。本次设计的压缩机为空气压缩机，其型号为D—42/8。该类设备属于动设备，它为对称平衡式压缩机，其目的是为生产装置和气动控制仪表提供气源，因此本设计对生产有重要的实用价值。活塞式压缩机是空气压缩机中应用最为广泛的一种，它是利用气缸内活塞的往复运动来压缩气体的，通过能量转换使气体提高压力的主要运动部件是在缸中做往复运动的活塞，而活塞的往复运动是靠做旋转运动的曲轴带动连杆等传动部件来实现的。 关键词：活塞式压缩机；结构；设计；强度校核；选型 1.1压缩机的用途 4L—20/8型空气压缩机（其外观图见下页），使用压力0.1~1.6Mpa（绝压）排气量20m3 /min，可用于气动设备及工艺流程，适用于易燃易爆的场合。 该种压缩机可以大幅度提高生产率，工艺流程用压缩机是为了满足分离、合成、反应、输送等过程的需要，因而应用于各有关工业中。因为活塞式压缩机已得到如此广泛的应用的需要，故保证其可靠的运转极为重要。气液分离系统是为了减少或消除压缩气体中的油、水及其它冷凝液。 本机为角度式L型压缩机，其结构较紧凑，气缸配管及检修空间也比较宽阔，基础力好，切向力也较均匀，机器转速较高，整机紧凑，便于管理。 本机分成两列，其中竖直列为第一列，水平列为第二列，两列夹角为90度，共用一个曲拐，曲拐错角为0度。
压缩机曲轴箱爆炸原因分析
压缩机可分为往复式压缩机、离心式压缩机和轴流式压缩机三个基本类型。往复式压缩机依靠活塞的往复运动达到对气体压缩的目的。离心式压缩机由蜗壳、叶轮、机座等组成，依靠离心力的作用压缩气体，达到输送气体的目的。 轴流式压缩机也称作轴流风机，是通过旋转的叶片对气体产生推升力，使气体沿着轴向流动，产生压力，达到输送气体的目的。 一、压缩机操作中的危险因素 1．机械伤害 压缩机的轴、联轴器、飞轮、活塞杆、皮带轮等裸露运动部件可造成对人的伤害。零部件的磨蚀、腐蚀或冷却、润滑不良及操作失误，超温、超压、超负荷运转，均有可能引起断轴、烧瓦、烧缸、烧填料、零部件损害等重大机械事故。这不仅造成机械设备损坏，对操作者和附近的人也会构成威胁。 2．爆炸和着火 输送易燃、易爆介质的压缩机，在运转或开停车的过程中极易发生爆炸和着火事故。这是因为气体在压缩过程中温度和压力升高，使其爆炸下限降低，爆炸危险性增大；同时，温度和压力的变化，易发生泄漏。处于高温、高压的可燃介质一旦泄漏，体积会迅速膨胀并与空气形杀 ㄐ云 澹 由闲孤┑懵┏龅钠 辶魉俸芨撸 自谂缟淇诓 驳缁鸹ǘ 贾伦呕鸨 ā?lt;/SPAN> 3．中毒 输送有毒介质的压缩机，由于泄漏、操作失误、防护不当等，易发生中毒事故。另外，在生产过程中对废气、废液的排放管理不善或违反操作规程进行不合理排放；操作现场通风、排气不好等，也易发生中毒。 4．噪声危害 压缩机在运转时会产生很强的噪声。如空气鼓风机、煤气鼓风机、空气透平机等的工业噪声级常可达到92～110dB，大大超过国家规定的噪声级标准，对操作者有很大危害。 5．高温与中暑 压缩机操作岗位环境温度一般比较高，特别是夏季，受太阳辐射热的影响，常产生高温、高湿度、强热辐射的特殊气候条件，影响人体的正常散热功能，引起体温调节障碍而引起中暑。 二、压缩机操作安全 压缩机操作应遵守下列原则：
发动机结构与设计各类计算与校核结构设计
发动机结构与设计各类计算与校核结构设计 一、摩托车发动机结构与设计 （一）、发动机机体 １．气缸体 气缸体的作用除形成气缸工作容积外，还用作活塞运动导向，其圆柱形空腔称为气缸。 由于气缸壁表面经常与高温高压燃气接触，活塞在汽缸内作高速运动（最高速度可达100km/s ）并施加侧压力，以及气缸壁与活塞环几活塞外圆表面之间反复摩擦，而其润滑条件由较差，所以气缸体必须耐高温、耐高压、耐腐蚀，还应具有足够的刚度和强度。 气缸体的材料一般用优质灰铸铁，为了提高气缸的耐磨性，可以在铸铁中加入少量的合金元素，如镍、铬、钼、磷、硼等。 汽缸内壁按二级精度珩磨加工，其工作表面有较高的关洁度，并且形状和尺寸精度也都比较高。 为了保证气缸壁表面能在高温下正常工作，必须对汽缸体和气缸盖随时加以冷却。发动机有风冷和水冷两种。用风冷却时，在汽缸体和气缸盖外表面铸有许多散热片，易增大冷却面积，保证散热充分。用水冷却时在汽缸体内制有水套。 １.1 气缸直径 气缸直径是指气缸内径，与活塞相配合，是发动机的重要参数，许多主要的尺寸如曲柄销直径、气门直径、活塞结构参数等，都要根据气缸直径来选取。 参数设计： 气缸直径已标准化，其直径值按一个优先系列合一个常用系列来选取。根据有关资料可确定气缸的直径D. 1.2 气缸工作容积、燃烧室容积和气缸总容积 上止点和下止点之间的气缸容积，称为气缸工作容积（也称为总排量）（图1）。气缸工作容积与气缸直径的平方、活塞冲程的大小成正比。气缸直径越大、工作容积越大、发动机的功率也就相应地增大。 气缸工作容积的计算公式为 N S D V n ??=42 π 式中： V n ——气缸工作容积(ml); D —— 气缸直径（mm ）; S —— 活塞行程（mm;） N —— 气缸数目。 参数设计： 因设计要求的是单缸发动机的排气量V n 为100ml ，那么其活塞行程为： 2 4n S V d π= 同时活塞行程S =2r ；r 为曲轴半径 那么：2S r = 1.3压缩比 图1 气缸燃烧室容积和工作室容积 （a ）燃烧室容积 （b ）工作室容积
往复活塞式压缩机设计毕业设计(论文)
1 引言 空气压缩机是指压缩介质为空气的压缩机，主要作用是为生活、生产提供源源不断地、具有一定压力的压缩空气。作为一种工业装备，压缩机广泛应用于石油、化工、天然气管线、冶炼、制冷和矿山通风等诸多重要部门；作为燃气涡轮发动机的基本组成元件，在航空、水、陆交通运输和发电等领域随处可见；作为增压器，已成为当代内燃机不可缺少的组成部件。在诸如大型化肥、大型乙烯等工艺装置中，它所需投资可观，耗能比重大，其性能的高低直接影响装置经济效益，安全运行与整个装置的可靠性紧密相关，因而成为备受关注的心脏设备[1]。 压缩机按工作原理可分为容积式和动力式两大类；按压缩级数分类，可分为单级压缩机、两级压缩机和多级压缩机；按功率大小分类，可分为微小型压缩机、中型压缩机和大型压缩机。按压缩机的结构形式可分为立式、卧式和角度式。而且角度式又可分为L型、V型、W型、扇形和星型等。不同形式的压缩机具有其鲜明的特点，根据其工作原理的不同决定了其不同的适用范围[2]。 空气压缩机的选择主要依据气动系统的工作压力和流量。起源的工作压力应比气动系统中的最高工作压力高20%左右，因为要考虑供气管道的沿程损失和局部损失。如果系统中某些地方的工作压力要求较低，可以采用减压阀来供气。空气压缩机的额定排气压力分别为低压（0.7MPa~1.0MPa）、中压（1.0MPa~10MPa）、高压（10MPa~100MPa）和超高压（100MPa以上），可根据实际需求来选择。常见使用压力一般为0.7~1.25MPa[3]。 空气压缩机应用范围极为广泛，且由资料显示国内需求量呈上升趋势，是中小型工业用压缩机一个庞大的族群。中、小型微型工业用往复活塞式压缩机有着相同的传动部件基础上变换压缩级数和气缸直径，迅速派生出多品种变形产品的便利条件。不仅其容积流量、排气压力变化多端，通过适当调整部分零部件材质还可以压缩多种气体，大为扩展服务领域[4]。 活塞式压缩机与其他类型的压缩机相比，特点是 （1）压力范围最广。活塞式压缩机从低压到超高压都适用，目前工业上使用的最高工作压力达350MPa，实验室中使用的压力则更高。 （2）效率高。由于工作原理不同，活塞式压缩机比离心式压缩机的效率高很多。而回转式压缩机由于高速气流阻力损失和气体内泄漏等原内，效率亦较低。 （3）适应性强。活塞式压缩机的排气量可在较广泛的范围内进行选择；特则是在较小排气量的情况下，要做成速度型，往往很困难，甚至是不可能的。此外，气体的重度对压缩机性能的影响也不如速度型那样显著，所以同一规格的压缩机，将其用于不同介质时，较易改造[5~7]。 根据机械部JB1407-85《微型往复活塞式空气压缩机基本参数》规定，额定排气压力分为0.25MPa、0.4MPa、0.7MPa、1.0MPa、1.25MPa和1.4MPa几个档
微型风冷活塞式压缩机(W-80)的设计
摘要 活塞式压缩机是一种容积式压缩。它是用来提高气体压力和输送气体。目前活塞式压缩机广泛应用于工业生产中，如石油裂解气的分离、石油加氢精制、气流纺纱、谷物的气力输送、制冷等领域。 本次设计的压缩机主要用于轻纺工业、冶金工业中。通过了解该压缩机的基本结构极其工作原理，重点掌握其结构设计，学会所含零部件的结构设计方法及其强度校核方法。在设计过程中，理论联系实际，我最终了解设计一个机械设备的基本思路和方法。 整个设计过程主要包括三个部分。第一部分是热力计算，包括气缸行程容、最大活塞力、排气温度、功率和效率以及压缩机其他主要结构尺寸的确定；第二部分是动力计算与分析，包括曲柄连杆机构的受力情况的分析计算、主要零部件的强度校核以及力矩平衡；第三部分主要是曲轴的平衡计算。整个设计过程与设计内容是按设计标准要求进行的，符合工程需求。 关键词：活塞式压缩机；结构尺寸；行程容积；主要零部件强度校核；
Abstract Piston type compressor is a new type of compression. It is used to increase the gas pressure and gas transportation. At present, the piston compressor is widely used in industrial production, such as oil gas separation, oil hydrofining, air spinning, grain pneumatic conveying, refrigeration and other fields. The design of the compressor is mainly used for the textile industry, the metallurgical industry. The basic structure of the compressor is working principle, key grasp its structure design, learn the structure design method contained in parts and its strength check method. In the design process, linking theory with practice, I finally understand the basic idea and design method of a mechanical device. The whole design process mainly consists of three parts. The first part is the thermodynamic calculation, including the determination of the cylinder stroke volume, maximum piston force, the other main structure size, power and efficiency as well as the exhaust temperature of compressor; The second part is the dynamic calculation and analysis, including the analysis of force of crank and connecting rod mechanism, the calculation of main parts of the strength check and balance; The third part is the calculation of crankshaft balance. The whole design process and design are carried out according to the design requirements, meet the demands of engineering. Key words: piston compressor; structure; stroke volume; the main parts of the strength check;
压缩机拆装报告
11ZA-1.5/8型空气压缩机拆装方案 一、制造公司简介： 11ZA—1.5/8型空气压缩机是由江西气体压缩机有限公司(Jiangxi gas compressor company limited)制造的。江西气体压缩机有限公司坐落在历史文化名城赣州，是压缩机设计、制造的知名企业。 公司生产的600余个品种的“JY”牌压缩机，现已广泛应用于空分深冷、节能减排、机械、煤炭、食品发酵、玻璃建材、医药化工、工程建设等诸多行业，产品在国内享有盛誉，并出口远销众多国家和地区。我公司主要设计制造活塞式、螺杆式压缩机、胶印机和一、二类压力容器。压缩机产品现分活塞式和螺杆式两大型式，有M、H、D、L、P、Z、LG、JY等多个系列。产品已涵盖了排气量：0.1～600Nm3/min,压力范围：0.1～32.0MPa,活塞力：1.5～50T，压缩介质：空气、氮气、氧气、氢气、二氧化碳、一氧化碳、天然气、焦炉（高炉）煤气、煤层气、沼气、乙炔气、混合制冷剂、石油伴生气以及各类原料气体。公司现已发展成为四千余台压缩机、二百台胶印机生产能力的综合性企业集团。公司的目标是成为国内品种最全、规模最大的大中型活塞式压缩机制造商之一。 二、11ZA—1.5/8型空气压缩机简介 11ZA—1.5/8型空气压缩机属于活塞式压缩机，现就活塞式压缩机作一简要介绍。 活塞式压缩机的工作是气缸、气阀和在气缸中作往复运动的活塞所构成的工作容积不断变化来完成。如果不考虑活塞式压缩机实际工作中的容积损失和能量损失（即理想工作过程），则活塞式压缩机曲轴每旋转一周所完成的工作，可分为吸气，压缩和排气过程。 工作原理： 压缩过程
空压机曲轴加工工艺设计
1.课程设计任务书 题目：设计空压机曲轴零件的机械加工工艺规程 内容： 1、绘制零件图（按1︰1的比例）1张 2、绘制毛坯图（按1︰1的比例）1张 3、填写零件机械加工工艺规程卡片1套 （包括：机械加工工艺过程卡片1套，机械加工工序卡片1套） 4、编写零件课程设计说明书1份原始资料：零件图样1张 零件生产纲领为120000件/年 每班2000小时/班
2.前言 此次的设计是对大学期间所学各课程及相关的应用绘图软件的 一次深入的综合性的总复习，也是一次理论联系实际的训练。其目的在于： 1．巩固我们在大学里所学的知识，也是对以前所学知识的综合性的检验； 2．通过对活塞式空气压缩机曲轴的机械制造工艺设计，使我们在机械制造工艺规程设计，工艺方案论证，机械加工余量计算，工艺尺寸的确定，编写技术文件及查阅技术文献等各个方面受到一次综合性的训练。初步具备设计一个中等复杂程度零件的工艺规程的能力。 3.能根据被加工零件的技术要求，运用夹具设计的基本原理和方法，学会拟定夹具设计方案，完成夹具结构设计，初步具备设计出高效，省力，经济合理并能保证加工质量的专用夹具的能力。 4．通过零件图，装配图绘制，使我们对于AutoCAD绘图软件的使用能得到进一步的提高。 本次设计的主要内容为：首先运用AutoCAD软件绘制活塞式空气压缩机曲轴的二维零件图，然后根据图纸的技术要求等确定生产类型，经分析本次设计的零件年产量为120000件，属大批量生产。其次进行工艺分析，确定毛坯类型和制造方法，活塞式空气压缩机曲轴的材料为QT600-2，拟采用以铸造的形式进行毛坯的制造，并确定零件的机械加工工艺路线，完成机械加工工序设计，进行必要的经济分析。最后，对某道加工工序进行夹具装配图及主要零件图的设计。
压缩机曲轴设计及校核DOC
目录 课程设计任务书............................................................ 2. 第一章活塞式压缩机曲轴结构设计......................... ?错误！未定义书签。 1.1轴径尺寸的确定................................. 错误！未定义书签。 1.2曲轴的静强度验算：............................. 错误！未定义书签。 1.2.1驱动侧的曲柄销位置1-1 ............... 错误！未定义书签。 1.2.2驱动侧主轴颈位置山-山................... 错误！未定义书签。 1.2.3驱动侧曲柄位置V-V ..................... 错误！未定义书签。 第二章活塞式压缩机曲轴结构校核.......................... 错误！未定义书签。 2.1第一个危险位置................................. 错误！未定义书签。 2.1.1被驱动侧的曲柄销位置1-1 ........... 错误！未定义书签。 2.1.2被驱动侧主轴颈位置山-111 ........... 错误！未定义书签。 2.1.3被驱动侧曲柄位置V-V .................... 錯误！未定义书签。 2.2第二个危险位置.................................. 错误！未定义书签。 2.2.1驱动侧的曲柄销位置1-1 ............... 错误！未定义书签。 2.2.2驱动侧主轴颈位置山-山................... 错误！未定义书签。 2.2.3驱动侧的曲柄位置V-V ................... 錯误！未定义书签。 2.3第三个危险位置.................................. 错误！未定义书签。 2.3.1驱动侧的曲柄销位置1-1 ............... 错误！未定义书签。 2.3.2驱动侧主轴颈位置III-III ............... 错误！未定义书签。 2.3.3驱动侧主轴颈位置V-V .................... 錯误！未定义书签。 2.4第三个危险位置.................................. 错误！未定义书签。 2.4.1驱动侧的曲柄销位置I —I ................ 错误！未定义书签。 2.4.2驱动侧的曲柄销位置III —III ........... 错误！未定义书签。 2.4.3驱动侧的曲柄销位置V—V ................ 错误！未定义书签。 第三章曲轴的疲劳强度验算....................... 錯误！未定义书签。 课程设计总结........................................ 错误！未定义书签。 参考文献................................................ 错误！未定义书签。
4L-20丨8活塞式压缩机过程流体机械课程设计说明书
目录 第一章概述 (2) 1.1压缩机简介 (2) 1.2压缩机分类 (2) 1.3活塞式压缩机特点 (2) 第二章总体结构方案 (3) 2.1设计基本原则 (3) 2.2气缸排列型式 (3) 2.3运动机构 (3) 第三章设计计算 (4) 3.1 设计题目及设计参数 (4) 3.2 计算任务 (4) 3.3 设计计算 (4) 3.3.1 压缩机设计计算 (4) 3.3.2 皮带传动设计计算 (8) 第四章压缩机结构设计 (11) 4.1气缸 (11) 4.2气阀 (12) 4.3活塞 (12) 4.4活塞环 (13) 4.5填料 (13) 4.6曲轴 (13) 4.7中间冷却器 (13) 参考文献 (14)
第一章概述 1.1压缩机简介 压缩机（compressor），是将低压气体提升为高压气体的一种从动的流体机械，是制冷系统的心脏。它从吸气管吸入低温低压的制冷剂气体，通过电机运转带动活塞对其进行压缩后，向排气管排出高温高压的制冷剂气体，为制冷循环提供动力，从而实现压缩→冷凝（放热）→膨胀→蒸发 ( 吸热 ) 的制冷循环。作为一种工业装备，压缩机广泛应用于石油、化工、天然气管线、冶炼、制冷和矿山通风等诸多重要部门；作为燃气涡轮发动机的基本组成元件，在航空、水、陆交通运输和发电等领域随处可见；作为增压器，已成为当代内燃机不可缺少的组成部件。在诸如大型化肥、大型乙烯等工艺装置中，它所需投资可观，耗能比重大，其性能的高低直接影响装置经济效益，安全运行与整个装置的可靠性紧密相关，因而成为备受关注的心脏设备。 1.2压缩机分类 压缩机按工作原理可分为容积式和动力式两大类；按压缩级数分类，可分为单级压缩机、两级压缩机和多级压缩机；按功率大小分类，可分为微小型压缩机、中型压缩机和大型压缩机。按压缩机的结构形式可分为立式、卧式。压缩机具有其鲜明的特点，根据其工作原理的不同决定了其不同的适用范围。 1.3活塞式压缩机特点 活塞式压缩机与其他类型的压缩机相比，特点是： （1）压力范围最广。活塞式压缩机从低压到超高压都适用，目前工业上使用的最高工作压力达350MPa，实验室中使用的压力则更高。 （2）效率高。由于工作原理不同，活塞式压缩机比离心式压缩机的效率高很多。而回转式压缩机由于高速气流阻力损失和气体内泄漏等原内，效率亦较低。 （3）适应性强。活塞式压缩机的排气量可在较广泛的范围内进行选择；特则是在较小排气量的情况下，要做成速度型，往往很困难，甚至是不可能的。此外，气体的重度对压缩机性能的影响也不如速度型那样显著，所以同一规格的压缩机，将其用于不同介质时，较
机械毕业设计12080系列微型风冷活塞式压缩机设计(V80II)
编号 毕业设计（论文） 题目：80系列微型风冷活塞式 压缩机设计（V80II） 信机系机械工程及自动化专业 学号：0923132 学生姓名： 指导教师： 2013年5月25日
摘要 压缩机是现代工业上使用量大，范围广的一种通用机械。按照工作原理区分为两大类，即速度型和容积型，而活塞式压缩机是属于容积型压缩机的其中一种。它是利用活塞在气缸中运动对气体进行挤压，使气体压力提高。它与其它种类的压缩机相比，具有压力范围最广、效率高、适应性强等优点。 在活塞式压缩机设计计算中最根本也是最重要的是热力计算和动力计算。根据任务书中提供的介质、气量、压力等参数要求，经过热力计算计算得到相关的参数，如级数、压力比、轴功率、气缸直径等，经过动力计算得到活塞式压缩机的受力情况。活塞式压缩机的热力计算和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，计算结果的精度将体现活塞式压缩机的设计水平。 关键词：活塞式压缩机；热力计算；动力计算；气缸 II
Abstract Compressor is the modern industrial usage, wide range of a kind of general machinery .According to the principle of work is divided into two categories, namely the speed and volume .The piston compressor is belongs to one of the volume type compressor.It is the use of the piston in the cylinder movement to extrusion of gas, increase the gas pressure .It compared with other types of compressor, pressure range and the advantages of high efficiency, strong adaptability . In the piston compressor design and calculation is the most fundamental and most important thermodynamic calculation and dynamic calculation .According to the specification provided in the parameters such as medium, gas, pressure requirements .Through thermodynamic calculation to calculate the related parameters, such as series, pressure ratio, shaft power, cylinder diameter, etc.Through the dynamic force of the piston compressor is calculated.Piston compressor thermodynamic calculation and dynamic calculation results will provide original parts graphics and basic design data .The precision of the calculation result will reflect the design level of piston compressor. Keywords: Piston Compressor; Thermodynamic Calculation; Dynamic Calculation ; C ylinder III
活塞式压缩机工作原理
一、活塞式压缩机的工作原理 当活塞式压缩机的曲轴旋转时，通过连杆的传动，活塞便做往复运动，由气缸内壁、气缸盖和活塞顶面所构 成的工作容积则会发生周期性变化。活塞式压缩机的活塞从气缸盖处开始运动时，气缸内的工作容积逐渐增大， 这时，气体即沿着进气管，推开进气阀而进入气缸，直到工作容积变到最大时为止，进气阀关闭；活塞式压缩机 的活塞反向运动时，气缸内工作容积缩小，气体压力升高，当气缸内压力达到并略高于排气压力时，排气阀打开 ，气体排出气缸，直到活塞运动到极限位置为止，排气阀关闭。当活塞式压缩机的活塞再次反向运动时，上述过 程重复出现。总之，活塞式压缩机的曲轴旋转一周，活塞往复一次，气缸内相继实现进气、压缩、排气的过程， 即完成一个工作循环。 二、活塞压缩机的优点 1、活塞压缩机的适用压力范围广，不论流量大小，均能达到所需压力； 2、活塞压缩机的热效率高，单位耗电量少； 3、适应性强，即排气范围较广，且不受压力高低影响，能适应较广阔的压力范围和制冷量要求； 4、活塞压缩机的可维修性强； 5、活塞压缩机对材料要求低，多用普通钢铁材料，加工较容易，造价也较低廉； 6、活塞压缩机技术上较为成熟，生产使用上积累了丰富的经验； 7 、活塞压缩机的装置系统比较简单。 三、活塞压缩机的缺点 1、转速不高，机器大而重； 2、结构复杂，易损件多，维修量大； 3、排气不连续，造成气流脉动； 4、运转时有较大的震动。 活塞式压缩机在各种场合，特别是在中小制冷范围内，成为制冷机中应用最广、生产批量最大的一种机型。 活塞式压缩机的分类 双击自动滚屏发布者：admin 发布时间：阅读：399次 1、按所采用的工质分类，一般有氨压缩机和氟利昂压缩机两种。 按压缩级数分类，有单级压缩和两级压缩。单级压缩机是指压缩过程中制冷剂蒸气由低压至 高压只经过一次压缩。而所谓的两级压缩机，压缩过程中制冷剂蒸气由低压至高压要连续经 过两次压缩。 2、按作用方式分类，有单作用压缩机和双作用压缩机。 其制冷剂蒸气仅在活塞的一侧进行压缩，活塞往返一个行程，吸气排气各一次。而双作用压
材料力学课程设计单缸柴油机曲轴
材料力学课程设计 班级： 作者： 题目：单缸柴油机曲轴的强度设计及刚度计算、疲劳强度校核 指导老师： 2007.11.05
一、课程设计的目的 材料力学课程设计的目的是在于系统学习材料力学后，能结合工程中的实际问题，运用材料力学的基本理论和计算方法，独立地计算工程中的典型零部件，以达到综合运用材料力学的知识解决工程实际问题之目的。同时，可以使我们将材料力学的理论和现代计算方法及手段融为一体。既从整体上掌握了基本理论和现代的计算方法，又提高了分析问题，解决问题的能力；既把以前所学的知识综合应用，又为后继课程打下基础，并初步掌握工程中的设计思想和设计方法，对实际工作能力有所提高。 1）使所学的材料力学知识系统化，完整化。让我们在系统全面复习的基础上，运用材料力学知识解决工程实际问题。 2）综合运用以前所学的各门课程的知识（高等数学、工程图学、理论力学、算法语言、计算机等），使相关学科的知识有机地联系起来。 3）使我们初步了解和掌握工程实践中的设计思想和设计方法，为后续课程的学习打下基础。 二、课程设计的任务和要求 要系统复习材料力学课程的全部基本理论和方法，独立分析、判断设计题目的已知所求问题，画出受力分析计算简图和内力图，列出理论依据并导出计算公式，独立编制计算程序，通过计算机给出计算结果，并完成设计计算说明书。三、设计题目 某柴油机曲轴可以简化为下图所示的结构，材料为球墨铸铁(QT450-5)弹性常数为E、μ，许用应力为[σ]，G处输入转矩为e M，曲轴颈中点受切向力t F、
径向力r F 的作用，且r F = 2t F 。曲柄臂简化为矩形截面，1.4≤h D ≤1.6，2.5≤h b ≤4, 3l =1.2r,已知数据如下表： 1/l m 2/l m /E Gpa μ []/Mpa σ 1/Mpa τ- 0.11 0.18 150 0.27 120 180 τ ψ τε /P kW /(/min)n r /r m 0.05 0.78 15.5 280 0.06 (一) 画出曲轴的内力图。 (二) 设计曲轴颈直径d ，主轴颈直径D 。 (三) 校核曲柄臂的强度。 (四) 校核主轴颈H-H 截面处的疲劳强度，取疲劳安全系数n=2。键槽为端铣 加工，主轴颈表面为车削加工。 (五) 用能量法计算A-A 截面的转角y θ,z θ。
活塞式压缩机设计的基本原则
科技信息黑龙江－３８－科技论坛 活塞式压缩机设计的基本原则 张国辉 １李世杰２（１、中国石油吉林石化分公司电石厂，吉林吉林１３２０００２、 中国石油吉林石化分公司电子商务部，吉林吉林１３２０００）１概述１．１分类现代工业中，压缩气体的机械用的愈来愈多。各种形式的压缩机，按工作原理区分为两大类：速度式和容积式。速度型压缩机靠气体在高速旋转叶轮的作用下，得到巨大的功能，随后在扩压器中急剧降速，使气体的动能转变为势能。容积式压缩机靠汽缸内作往复回转运动的活塞，使容积缩小而提高气体压力。１．２特点 活塞式压缩机与其它类型的压缩机相比，特点是：压力范围最广，效率高，适应性强。１．３基本结构 （１）基本部分：包括机身、中体、曲轴、连杆、十字头等部件。其作用是传递动力、连接基础与汽缸部分。 （２）汽缸部分：包括汽缸、气阀、活塞、填料以及安置在汽缸上的排气量调节装置等部件。其作用是形成压缩容积和防止气体泄漏。 （３）辅助部分：包括冷却器、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所必需的。（４）发展趋向：高压、高速、大容量。提高效率和延长使用期限。按系列化、通用化、标准化进行生产，以提高产量、 质量、缩短制造周期，便于产品变型。２总体设计 ２．１设计活塞式压缩机的基本原则 （１）满足用户提出的排气量、排气压力及有关使用条件的要求。（２）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。（３）有较高的运转经济性。（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、重量轻。２．２总体设计的任务 （１）选择结构方案：例如选用ＺＷ－－６／８型活塞式压缩机并且选用带有十字头的结构形式。（２）主要参数：压缩机转数ｎ＝７４０ｒ／ｍｉｎ，活塞行程Ｓ＝０．１２ｍ，则活塞平均速度Ｃｍ＝ｎｓ３０＝７４０×０．１２３０ ＝２．９６ｍ／ｓ。（３）相应的驱动方式。压缩机与驱动的相联方式采用直联，并且选用弹性联轴器。（４）大体确定附属设备的布置。其中包括曲轴、连杆，十字头等部件的方案。２．３结构方案的选择（１）机器的型式：采用立式压缩机，其优点：活塞工作表面不承受活塞重量，因而汽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。占地面积比较小。因为载荷使机身主要产生拉伸和压缩能力，所以机身的形状简单，重量轻。往复运动部件的惯性力垂直作用在基础上，而基础抗垂直振动的能力较强，所以它的尺寸较小。（２）级数和列数： 级数：根据总压力比ｃ＝０．８＋０．１０．１＝９，故压缩机的级数取两级比较合适，而且Ⅰ、Ⅱ级采用双作用汽缸。列数：两列。（３）结构方案：各级汽缸在列中的排列：对称式。各列间的曲柄错角：１８０°。（４）冷却方式：水冷方式。２．４其它部件的选择联轴器，对于中、小型压缩机与电动的连接，多采用弹性的联轴器，设计中采用弹性柱销联轴器。曲轴，曲轴是压缩机中传递力的重要零件，压缩机的曲轴有两种：曲柄轴和曲拐轴。十字头，十字头是连接作摇摆运动的连杆与作往复运动的活塞杆的机件，它具有导向作用。十字头按连接连杆的型式分为开式和闭式两种。气缸，气缸是活塞式压缩机中组成压缩容积的主要部分。气缸因工作压力不同选用不同强度的材料，本设计采用合金铸铁气缸。因本设计采用水冷的方式，故采用具有整体式三层壁结构气缸。填料，填料是阻止气缸内气体自活塞杆与气缸之间泄露的组件，对填料的基本要求是密封性能良好并耐用。它是易损件，故设计中尽量采用标准化或通用化的元件，本设计采用直口三瓣密封圈。飞轮，飞轮的主要作用是使压缩机曲轴旋转均匀，飞轮设计时的主要依据是机器允许的旋转不均匀度及动力计算所得的飞轮矩ＭＤ２的大小。空气滤清器，空气进入压缩机前，必须经过滤清器过滤，以防止气体中的灰尘等杂质进入气缸，增加相对滑动件的磨损。液气分离器，为了减少或消除压缩气体中的油、水及其它冷凝液，必须采用液气分离器。缓冲器和储气罐，为了消除吸、排气管内的气流的脉动，需要在级间配置缓冲器，空气压缩机在末级之后配置储气罐，用来稳定空气管道的压力，储备一定量的气体，维持供需气量之间的平衡。冷却器，压缩机的气缸一般需进行冷却；多级压缩时，被压缩的气体需进行中间冷却；在一些压缩机装置中最后排出的气体还需进行后冷却，以分离气体中所含的油和水。安全阀，压缩机每级的排气管路上如无其它压力保护设备时，都需装有安全阀。润滑系统，循环润滑油的润滑路线：油泵→曲轴中心孔→连杆大头→连杆小头→十字头滑道→回入油箱。３压缩机的安装、试车与调整在压缩机装配完毕后以及新产品使用前，都需进行试车，能过试车能初步了解压缩机的性能以及检查压缩机的设计，制造装配是否合理和完善，以保证正常运转时安全、可靠，避免发生事故。压缩机在试车过程中，往往会出现一些问题。如排气量达不到要求、产生不正常的响声、级间压力过高或过低、排气温度过高、轴承发热以至烧坏 及发生振动等。这些问题的存在将会影响到压缩 机的正常工作，因此必须对压缩机进行调整。压缩机的调整应达到下述目的：使压缩机的 各项参数达到设计要求。使气路、水路、油路畅通。 排除在试车过程中发现的一切故障。使压缩机各 部分在正常工作情况下使用，保证压缩机的使用 寿命和工作可靠性。 ４压缩机的日常维护措施 为了确保压缩机的正常运转，延长其使用寿命。我们还要定期维护检修，进行日常的维护检查 非常重要。在检查中不但要正常使用各种仪表测 知压缩机的运转变化，通常还用看、听、摸的方法来检查。但这三种方法也不是孤立的，而是互相联 系的，单凭其中一种方法不能检查压缩机运转情 况的好坏。第一要用看的方法，可以看出各传动部分的 机件是否松动，各摩擦部分的润滑情况是否良好；各级气缸冷却水和中间冷却器的冷却效率是否良好和冷却水的流动是否畅通；各级气缸和冷却器有否倒气；各连接处有否漏气和漏油。 第二要用听的方法，能较正确的判断出压缩 机的运转情况。因为压缩机运转时，它的响声应是均匀而有节奏的。如果它的响声失去节奏声，而出 现了不均匀的杂单和噪音时，即表示压缩机的内部机件或气缸工作情况有了不正常的变化。第三要用摸的方法，可知其发热程度。 但是一定要注意安全。比如：排气阀盖和运动部位不能摸。 综合以上看、听、摸这三种方法基本上可以保 证压缩机的日常维护，但只凭一种方法还是无法 判断设备工作的情况。因此，我们还必须把观察到 的一些材料加以联贯起来分析，才能得出正确的 结论。例如：气缸的进口伐漏气，可用摸的方法摸出来，因为进口气伐漏气后，其气缸盖的温度会因 漏出的高温气体而升高，但当进口气伐漏气不太 大时，就不一定能用摸的方法摸出来。这就要听的 方法，才能听出来或用看的方法从压力表上看出来。因为气伐漏气以后，这级气缸的进气压力升高而其出口压力降低。 我们在具体的实际操作中能够应用看、听、摸的方法，就能帮助及时和准确的判断出各种不正 常现象的原因而及时预防处理。这样可以使事故 的发生可能性大大减少。灰尘和杂物油污，不但能污染润滑油，增加机件的磨损和锈蚀，甚至会引起机器的故障。这样会延长机器的使用寿命和能确保机器正常运转，确保生产的正常进行。 作者简介：张国辉，中国石油吉林石化分公司 电石厂工程师。李世杰，中国石油吉林石化分公司电子商务部工程师。摘要：介绍了摆动活塞式空气压缩机的基本结构和工作原理，对该类压缩机的分类、特点、基本结构和原则、压缩机的安装、试车与调整。并提出了改进方案和压缩机的日常维护措施。对其提高压缩机的可靠性并扩大其应用领域有重要意义。 关键词：活塞式压缩机；基本原则；总体设计