压缩机曲轴设计及校核

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压缩机曲轴设计及校核

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 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:

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=-

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

空气压缩机毕业设计_说明

第一章、空气压缩机简介 (2) 第一节、空气压缩机的作用和类型 (3) 一、作用 (3) 二、类型 (3) 第二节、回旋式空气压机泵体的结构和工作原理 (5) 一、泵体组成的零部件 (5) 二、回转式空气压缩机工作原理 (7) 第二章、空气压缩机的三维造型及装配 (9) 第一节、轴承座的三维设计 (9) 第二节、曲轴的三维设计 (14) 第三节、空气压缩机泵体重要零部件的设计过程 (14) 1.1设置工作目录 (14) 1.2曲轴的绘制 (14) 第四节、泵体的装配 (21) 第三章、轴承的加工工艺 (23) 第一节、生产纲领 (23) 第二节、零件结构公用分析 (24) 第三节、确定毛坯 (25) 第四节、选择设备及工艺装备 (27) 第五节、工序设计及工艺文件的填写 (27) (一)、工序设计 (27) (二)、填写工艺文件 (29) 1、填写机械加工工艺过程综合卡 (29) 2、填写指定工序的机械加工工序卡 (29)

第一章、空气压缩机简介 空气压缩机(英文为:air compressor)是气源装置中的主体,它是将原动机(通常是电动机)的机械能转换成气体压力能的装置,是压缩空气的气压发生装置。空气压缩机的种类空气压缩机的种类很多,按工作原理可分为容积式压缩机,速度式压缩机,容积式压缩机的工作原理是压缩气体的体积,使单位体积气体分子的密度增加以提高压缩空气的压力;速度式压缩机的工作原理是提高气体分子的运动速度,使气体分子具有的动能转化为气体的压力能,从而提高压缩空气的压力。 我国的空气压缩机行业的市场规模均为8%以上的增速增长,2010-2011年增长率甚至超过了28%,市场规模扩迅速。然而,在规模如此巨大的市场上,过去很长一段时间由外资企业掌握绝大部分市场。2009年度,我国空气压缩机行业共有生产企业近400家,其中资企业数量接近90%,实现销售收入总额约为60亿元,占全行业的40%;外资

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

发动机曲轴结构设计

2.1 曲轴的结构 曲轴的作用是把活塞往复运动通过连杆转变为旋转运动,传给底盘的传动机构。同时,驱动配气机构和其它辅助装置,如风扇、水泵、发电机等【18】。 曲轴一般由主轴颈,连杆轴颈、曲柄、平衡块、前端和后端等组成,如图1.1所示。一个主轴颈、一个连杆轴颈和一个曲柄组成了一个曲拐,直列式发动机曲轴的曲拐数目等于气缸数,而V型发动机曲轴的曲拐数等于气缸数的一半。 图1.1 主轴颈是曲轴的支承部分,通过主轴承支承在曲轴箱的主轴承座中。主轴承的数目不仅与发动机气缸数目有关,还取决于曲轴的支承方式。 曲柄是主轴颈和连杆轴颈的连接部分,断面为椭圆形,为了平衡惯性力,曲柄处常设置平衡重。平衡重用来平衡发动机不平衡的离心力矩及一部分往复惯性力,从而保证了曲轴旋转的平稳性【19】。 曲轴的连杆轴颈是曲轴与连杆的连接部分,曲柄与主轴颈的相连处用圆弧过渡,以减少应力集中。直列发动机的连杆轴颈数目与气缸数相等而V型发动机的连杆轴颈数等

于气缸数的一半。 曲轴前端装有正时齿轮,以驱动风扇和水泵的皮带轮以及起动爪等。为了防止机油沿曲轴轴颈外漏,在曲轴前端装有一个甩油盘,在齿轮室盖上装有油封。曲轴的后端用来安装飞轮,在后轴颈与飞轮凸缘之间制成档油凸缘与回油螺纹,以阻止机油向后窜漏。 曲轴的形状和曲拐相对位置取决于气缸数、气缸排列和发动机的发火顺序。多缸发动机的发火顺序应使连续作功的两缸保持尽量远的距离,这样既可以减轻主轴承的载荷,又能避免可能发生的进气重叠现象。此外作功间隔应力求均匀,也就是说发动机在完成一个工作循环的曲轴转角,每个气缸都应发火作功一次,以保证发动机运转平稳。 曲轴的作用:它与连杆配合将作用在活塞上的气体压力变为旋转的动力,传给底盘的传动机构。同时,驱动配气机构和其它辅助装置,如风扇、水泵、发电机等。工作时,曲轴承受气体压力,惯性力及惯性力矩的作用,受力大而且受力复杂,并且承受交变负荷的冲击作用。同时,曲轴又是高速旋转件,因此,要求曲轴具有足够的刚度和强度,具有良好的承受冲击载荷的能力,耐磨损且润滑良好【20】。 2.2 曲轴的疲劳损坏形式 曲轴的工作情况十分复杂,它是在周期性变化的燃气作用力、往复运动和旋转运动惯性力及其他力矩作用下工作的,因而承受着扭转和弯曲的复杂应力。曲轴箱主轴承的不同心度会影响到曲轴的受力状况,其次,由于曲轴弯曲与扭转振动而产生的附加应力,再加上曲轴形状复杂,结构变化急剧,产生了严重的应力集中。最后曲轴主轴颈与曲柄销是在比压下进行高速转动,因而产生强烈的磨损。因此柴油机在运转中发生曲轴裂纹和断裂事故不为鲜见,尤其是发电柴油机曲轴疲劳破坏较多。依曲轴产生裂纹的交变应力的性质不同,主要有以下三种疲劳裂纹:弯曲疲劳裂纹、扭转疲劳裂纹和弯曲一扭转疲劳裂纹【21】,如图2.1所示。

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

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

发动机曲轴结构设计说明

目录 1 绪论 (1) 1.1 本课题的目的及意义 (1) 1.2 国外研究的现状与发展趋势 (1) 1.2.1 曲轴结构设计的发展 (1) 1.2.2 曲轴强度计算发展 (2) 1.3 有限元分析 (3) 2 1015柴油机曲轴结构设计 (4) 2.1 曲轴的结构 (4) 2.2 曲轴的疲劳损坏形式 (5) 2.2.1 弯曲疲劳裂纹 (6) 2.2.2 扭转疲劳裂纹 (6) 2.2.3 弯曲--扭转疲劳裂纹 (6) 2.3 曲轴的设计要求 (7) 2.4 曲轴的结构型式 (7) 2.5 曲轴的材料 (8) 2.6 曲轴的主要部件设计 (8) 2.6.1 主轴颈和曲柄销 (8) 2.6.2 曲柄臂 (9) 2.6.3 曲轴圆角 (10) 2.6.4 润滑油道 (11) 2.6.5 平衡重 (12) 2.6.6 曲轴两端和轴向止推 (12) 2.6.7 曲轴的强化 (13) 2.7 曲轴的强度校核 (14) 2.7.1 曲柄销应力 (14) 2.7.2 圆角形状系数 (17) 2.7.3 安全系数 (19)

3 有限元分析 (21) 3.1 ANSYS软件介绍 (21) 3.2 整体曲轴有限元模型的建立 (22) 3.2.1 有限元网格的划分 (22) 3.2.2 载荷状况的确定 (22) 3.3 曲轴整体模型计算结果分析 (24) 3.3.1 压应力分析 (24) 3.3.2 拉应力分析 (25) 3.4 疲劳强度校核 (26) 3.5 结论 (26) 4 总结 (26) 参考文献 (28) 致 (32)

1 绪论 1.1 本课题的目的及意义 柴油机与汽油机相比其燃料、可燃混合气的形成以及点火方式都不相同,而柴油机采用压缩空气的办法提高空气温度【1】,因此柴油机的功率更大、经济性能更好,这也导致柴油机工作压力大,要求各有关零件具有较高的结构强度和刚度,所以柴油机比较笨重,体积较大;柴油机的喷油泵与喷嘴制造精度要求高【2】,所以成本较高;另外,柴油机工作粗暴,振动噪声大;柴油不易蒸发,冬季冷车时起动困难。因而柴油发动机一般用于大、中型载重货车上【3】。 曲轴是发动机的关键零件,其尺寸与燃机整体尺寸和重量有很大关系,如曲柄销直径直接影响连杆大端尺寸和重量,后者又影响曲轴箱宽度,曲轴单位曲柄长度影响燃机总长度,曲轴尺寸大小在很大程度上影响着发动机的外形尺寸和重量。曲轴是燃机曲柄连杆机构的主要组成部分、三大运动件之一,是主要传力件。它的功用是把气缸中所作的功,通过活塞连杆汇总后以旋转运动形式输出。此外,曲轴还传动保证燃机正常工作需要的机构和系统附件(如配气机构、燃油泵、水泵、润滑油泵等),因此曲轴工作的可靠性和寿命在很大程度上影响燃机工作的可靠性和寿命。【4】。曲轴的工作情况及其复杂,基本工作载荷是弯曲载荷和扭荷;对不平衡的发动机曲轴还承受弯矩和剪力;未采取扭转振动减振措施的曲轴还可能作用着幅值较大的扭转振动弹性力矩。这些载荷都是交变性的,可能引起曲轴疲劳失效。曲轴的破坏事故可能引起其它零件的严重损坏。曲轴又是一根连续曲梁,结构形状复杂,刚性差,材质要求严,制造要求高,是燃机造价最贵的机件。随着燃机的发展与强化,曲轴的工作条件愈加严酷了【5】,必须在设计上正确选择曲轴的结构形式,并根据设计要求选择合理的尺寸、合适的材料与恰当的工艺,以求获得满意的技术经济效果【6】。由以上所述可以看出曲轴设计的重要性。 1.2 国外研究的现状与发展趋势 1.2.1 曲轴结构设计的发展 曲轴结构设计在过去的几十年中得到了飞速的发展。在曲轴的设计初期一般是按照已有的经验公式计算或者与已有的曲轴进行类比设计【7】。在进行了初步的设计后造出曲轴样品再进行试验,通过实验数据进行适当的改进【8】。曲轴设计发展到今天已经有了很大的发展。随着燃机向高可靠性、高紧凑性、高经济性的不断发展,传统的以经验、试

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:

压缩机毕业设计

四川理工学院毕业设计 0.42/150型空气压缩机 学生:田虎 学号:08011010318 专业:过程装备与控制工程 班级:2008.3 指导教师:唐克伦 四川理工学院机械工程学院 二O一二年六月

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,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。 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,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,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;气缸;曲轴

Abstract Reciprocating compressor is a common type machine, used in the industry .V- type of piston 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, due to reduce the vibration is very important. heat calculation and dynamical computation of the piston type compressor, which is providing design data. The calculations reflect exactly the design level of the compressor. Keywords: piston compressor; thermal calculation; dynamical computation; cylinder; cranksh

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

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。

空气压缩机全套设计毕业论文

空气压缩机全套设计毕业论文 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]。

发动机曲轴结构设计

发动机曲轴结构设计 Document number:PBGCG-0857-BTDO-0089-PTT1998

曲轴的结构 曲轴的作用是把活塞往复运动通过连杆转变为旋转运动,传给底盘的传动机构。同时,驱动配气机构和其它辅助装置,如风扇、水泵、发电机等【18】。 曲轴一般由主轴颈,连杆轴颈、曲柄、平衡块、前端和后端等组成,如图所示。一个主轴颈、一个连杆轴颈和一个曲柄组成了一个曲拐,直列式发动机曲轴的曲拐数目等于气缸数,而V型发动机曲轴的曲拐数等于气缸数的一半。 图 主轴颈是曲轴的支承部分,通过主轴承支承在曲轴箱的主轴承座中。主轴承的数目不仅与发动机气缸数目有关,还取决于曲轴的支承方式。 曲柄是主轴颈和连杆轴颈的连接部分,断面为椭圆形,为了平衡惯性力,曲柄处常设置平衡重。平衡重用来平衡发动机不平衡的离心力矩及一部分往复惯性力,从而保证了曲轴旋转的平稳性【19】。 曲轴的连杆轴颈是曲轴与连杆的连接部分,曲柄与主轴颈的相连处用圆弧过渡,以减少应力集中。直列发动机的连杆轴颈数目与气缸数相等而V型发动机的连杆轴颈数等于气缸数的一半。

曲轴前端装有正时齿轮,以驱动风扇和水泵的皮带轮以及起动爪等。为了防止机油沿曲轴轴颈外漏,在曲轴前端装有一个甩油盘,在齿轮室盖上装有油封。曲轴的后端用来安装飞轮,在后轴颈与飞轮凸缘之间制成档油凸缘与回油螺纹,以阻止机油向后窜漏。 曲轴的形状和曲拐相对位置取决于气缸数、气缸排列和发动机的发火顺序。多缸发动机的发火顺序应使连续作功的两缸保持尽量远的距离,这样既可以减轻主轴承的载荷,又能避免可能发生的进气重叠现象。此外作功间隔应力求均匀,也就是说发动机在完成一个工作循环的曲轴转角内,每个气缸都应发火作功一次,以保证发动机运转平稳。 曲轴的作用:它与连杆配合将作用在活塞上的气体压力变为旋转的动力,传给底盘的传动机构。同时,驱动配气机构和其它辅助装置,如风扇、水泵、发电机等。工作时,曲轴承受气体压力,惯性力及惯性力矩的作用,受力大而且受力复杂,并且承受交变负荷的冲击作用。同时,曲轴又是高速旋转件,因此,要求曲轴具有足够的刚度和强度,具有良好的承受冲击载荷的能力,耐磨损且润滑良好【20】。 曲轴的疲劳损坏形式 曲轴的工作情况十分复杂,它是在周期性变化的燃气作用力、往复运动和旋转运动惯性力及其他力矩作用下工作的,因而承受着扭转和弯曲的复杂应力。曲轴箱主轴承的不同心度会影响到曲轴的受力状况,其次,由于曲轴弯曲与扭转振动而产生的附加应力,再加上曲轴形状复杂,结构变化急剧,产生了严重的应力集中。最后曲轴主轴颈与曲柄销是在比压下进行高速转动,因而产生强烈的磨损。因此柴油机在运转中发生曲轴裂纹和断裂事故不为鲜见,尤其是发电柴油机曲轴疲劳破坏较多。依曲轴产

W型空气压缩机设计

W型空气压缩机设计

W型空气压缩机设计

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几个档次,并规定

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