ZWT_M8500压缩机曲轴结构设计及强度校核.doc

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21.1轴径尺寸的确定31.2 曲轴的静强度验算：41.2.1 驱动侧的曲柄销截面 I-I51.2.2驱动侧主轴颈截面III-III61.2.3 驱动侧曲柄截面V-V7第二章活塞式压缩机曲轴结构校核82.1 第一个危险截面82.1.1 被驱动侧的曲柄销截面I-I92.1.2被驱动侧主轴颈截面III-III92.1.3 被驱动侧曲柄截面V-V92.2 第二个危险截面102.2.1 驱动侧的曲柄销截面I-I102.2.2驱动侧主轴颈截面III-III112.2.3 驱动侧的曲柄截面V-V112.3第三个危险截面122.3.1 驱动侧的曲柄销截面I-I122.3.2 驱动侧主轴颈截面III-III132.3.3驱动侧主轴颈截面V-V132.4 第三个危险截面142.4.1驱动侧的曲柄销截面II142.4.2 驱动侧的曲柄销截面IIIIII152.4.3 驱动侧的曲柄销截面VV15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：好心人设计题目：ZWT M8500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N-mmT1(N)R1(N)T2(N)R2(N)P气maxa=0027000-23500R maxa=23055606681.157406900702000T maxa=2904260252590005255886600M maxa=1006010-2297.37860326855200T maxa=160247.1-953-1190-105R maxa=19053.9383053.5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： 2012.12.24 第一张活塞式压缩机曲轴结构设计 铸造曲轴可节省原材料，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法人疲劳强度，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=（4.65.6） =（4.65.6） =（4.65.6）1.140 = 5.36.4为保证安全，取D=65主轴颈直径D=(11.1)D =(11.1)65 = 6571.5mm为保证安全，取D= 80mm曲柄销与主轴颈的中心线间距离S= 60mm所以S=-(S-) =-(60-) =12.5mm = =0.1920因此符合标准曲柄销轴颈长度l=70mm曲柄厚度t=（0.60.7）D =(0.60.7)65 =3945.5mm取t=50mm曲柄宽度h=（1.21.6）D =（1.21.6）65 = 78104mm取h=90mm过度圆角半径r=（0.060.09）65 =（0.060.09）65 =3.95.85mm取r=5mm2 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=420Mpa=84120mm静强度计算复合应力许用值6080Mpa滚动轴承采用3613调心滚子轴承l=365+（35+2.5+15+50）2=470mml=265+35+15+2.5+50=367.5mml=35+50+2.5+15=102.5mm取四个校对位置，三个截面，如图所示截面, 材料为稀土-镁-球墨铸铁。加平衡重I=0曲拐平面上： 曲拐垂直平面上： 驱动侧的曲柄销截面 I-I弯曲力矩： 总弯曲力矩: 弯曲应力： 扭曲应力： 扭转应力： 复合应力： 驱动侧主轴颈截面III-III弯曲力矩： 总弯曲力矩： 弯曲应力： 扭转力矩： 扭转应力： 复合应力: 驱动侧曲柄截面V-V曲拐侧面中弯曲力矩： 弯曲应力： 曲拐垂直平面中弯曲力矩： （由图计算K=34.75）弯曲应力： 截面上最大应力： 扭转力矩： 在曲柄截面上宽方向的扭转应力： 在曲柄截面上狭方向的扭转应力： 曲柄截面上宽方向的复合应力： 曲柄截面上狭方向的复合应力： 第二章 活塞式压缩机曲轴结构校核2.1 第一个危险截面取=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=0，n=0有：=0 =0 =0被驱动侧的曲柄销截面I-I=1599102.5=163898Nmm=0=163898Nmm=0.1=5.7Mpa被驱动侧主轴颈截面III-III1599N15mm=23986Nmm0.39Mpa=复合应力：=0.39被驱动侧曲柄截面V-V曲拐平面的弯曲力矩弯曲应力曲拐垂直面中的力矩弯曲应力截面上拉应力截面上最大应力： 2.2 第二个危险截面取即曲轴位于最大法向力位置，且压缩机以额定转速转动时：由动力计算部分可知驱动侧的曲柄销截面I-I复合应力：驱动侧主轴颈截面III-III扭转力矩：驱动侧的曲柄截面V-V截面上最大应力：曲柄截面宽方向复合应力：2.3第三个危险截面取即曲轴位于最大切向力位置，且压缩机一定额定转速转动时：驱动侧的曲柄销截面I-I驱动侧主轴颈截面III-III驱动侧主轴颈截面V-V2.4 第三个危险截面取 即曲轴位于总阻力矩最大值位置，且压缩机以额定转速转动时：驱动侧的曲柄销截面II驱动侧的曲柄销截面IIIIII驱动侧的曲柄销截面VV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。验算的曲拐危险截面取应力情况最严重的截面，也就是轴颈上的油孔截面以及轴颈和曲柄的连接截面。如图示取截面，进行校核当T 有BR =当R a=190有查图有1216, 1217，1218表 Kd=1.88 K=1.75 e=0.75 j=0.15 j=0.1 e=0.65按法向应力计算安全数值n总安全数值n轴颈和曲柄过渡弯曲应力集中系数（Kd）D=轴颈和曲柄过渡扭转应力集中系数如上总安全数值n （1.53）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。由于种种原因，课程设计的结果还不是非常完美，同时也存在许多缺点和不足，望各位老师给予批评指正，这将对我们今后的学习、工作将更有益。参考文献【1】：朱圣东，邓健，吴家声. 无油润滑压缩机. 北京.