4L 208型活塞式空气压缩机课程设计

1、 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D42/8。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

2、动是靠做旋转运动的曲轴带动连杆等传动部件来 实现的。本文通过依据工艺条件对活塞式压缩机进行了热力计算，通过确定气缸直径、计 算活塞力、复算排气量、计算压缩机功率并选择驱动机；依据活塞式压缩机设计 规范对气缸组件和连杆组件进行了详细的结构设计和机械强度计算与校核；通过 采用最新国家标准和行业标准对压缩机的主要零部件及压缩机辅助设备进行了选 型设计，按照一定要求和步骤对压缩机进行安装和维护。在保证压缩机安全平稳运转的前提下，尽量使设计达到经济、环保、高效的目的。关键词：活塞式压缩机；结构；设计；强度校核；选型2014年度细分行业报告汇集制造行业报告互联网行业报告农林牧渔行业报告IIAbstract

3、With the rapid development of the national economy, the compressor has become an gen eral mach inery which used in nu merous sect ions. The compressor is a machine which used to compress the air to in creases air pressure and transport the gas, it can widely applied to petrochemical industry、weaving

4、、smelting、metallurgy、instrument control、medici ne、food and froze n and other in dustrial dep artme nts.ln chemical in dustry p roducti on, large and medium scale rec ip rocati ng comp ressor and cen trif ugal compressor then become critical equipment. The compressor which we design this time is a “a

5、ir compressor ” . Its model number is D42/8. This kind of equipment belongs to moveing equipment, it is the balaneed opposed compressor. This device is intended for p roducti on equipments and pn eumatic con trol in strume nt to pro vide g as source. The piston compressor is the one which is the mos

6、t wid esp read app lied in the air comp ressor. It is the use of rec ip rocati ng p isto n within the cyli nder to comp ress the gas to in crease gas pre ssure. The main moving part through the energy conversion to enhan ce the p ressure is the p isto n which makes reci procal moti on in cyli n der,

7、 piston of the reciprocating motion is done by rotating the crank shaft connecting rods and other drive components to achieve the tran smission.Therefore, this design has a important role to the production.This article carries on the thermal design which is based on the tech no logical con diti ons

8、to the reci procal comp ressor. the determ in ati on of cyli nder bore、the compu tati on of p ist on force、 recalculati on of the air dis pl aceme nt and select ion of the electric motor. It also ide ntifies structure andmaterials of the air cylinder group and connecting rod assembly to meet the tec

9、h no logical requireme nts which based on the rec ip rocal c ompressor design standard. By using the latest national standards and industry standards the main parts of the compressor and auxiliary e quipment carry on the select ion desig n, and it accords to certa in req uireme nts and ste ps to in

10、stall and maintain the comp ressor.Under the premise of ensuring safety and smooth operation, the comp ressor tries to achieve the purposes which is economic、environmentai、 efficie ncy.Keywords:piston comp ressor; structure; desig n;strengthcheck; model selection 目录1.21.3第2章2.12.2第3章3.13.2第4章4.14.24

11、.34.4概述 压缩机的用途 压缩机的工作原理和结构简介 压缩机曲轴组件简介 4L-20/8型空气压缩机已知数据热力计算动力计算 已知数据 动力计算曲轴强度计算曲轴受力分析 静强度计算 疲劳强度计算曲轴刚度计算20202127272930总结 参考文献 致谢 附录1 附录231，错误!未定义书签。 错误!未定义书签。，错误!未定义书签。3545 第1章概述随着国民经济的发展，压缩机的应用也越来越广。压缩机在采矿、冶金、石 油化工生产、机械及建筑等部门得到广泛应用，由于石油化工工业的蓬勃发展， 各种烃类气体的压缩机也日趋增多，压缩机在石油化工业中的地位就显得尤为重 要。将机械能转变为气体的能量，

12、用来给气体增压与输送气体的机械称为压缩机。 各种型号的压缩机，按工作原理可分为两大类：速度式和容积式。速度式压缩机 靠气体在高速旋转叶轮作用下，得到巨大的能量，随后在扩压器中急速降速，使 气体的动能转变成势能（压力能）。容积式压缩机靠在气缸内往复运动或旋转运动 的活塞，使容积缩小，从而提高气体压力 压缩机按结构类型的不同，可分类为：压缩机容积式轴流式速度式离心式混流式滑片式回转式螺杆式 转子式 模式 活塞式往复式适用压力范围广。这种机器依靠工作容积变化的原理工作，因而不论其 都能达到很高的工作压力；热力效率高；对介质及排气量的适应性强，特别是可用于小排气量情况。图1.1压缩机分类活塞式压缩机与

13、其它类型的压缩机相比有许多优点:（1）流量大小，（2）（3）1.1压缩机的用途4L20/8型空气压缩机（其外观图见下页），使用压力0.11.6Mpa （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。图1.2 4L压缩机外观图IDIESIKM9S咏爾洛7-B龍F野皆-* Nr ” U蔬dJlul&i逹龍 18 *I阪X X:鏈瑟乞-jjri nnBQQQO uQBbQq Uokp ngBODa W MST* hjT tSSKTWT 0图1.3 4L-20/8型活塞压缩机总装配图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

14、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 6 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。1.2压缩机的工作原理和结构简介1.2.1工作原理本机为往复活塞式压缩机，依靠气缸内往复运动的活塞压缩气体容积而提高 其压力。当驱动机（电机）开启后，通过弹性联轴器带动压缩机的曲轴作旋转运动， 不断旋

15、转的曲轴使连杆不停的摆动，从而牵动十字头、活塞杆、活塞分别在十字 头滑道内和气缸内作往复直线运动 。压缩机工作时，在活塞从内止点到外止点运动的过程中，气缸容积处于相对 真空状态，缸外一级进气缓冲罐中的气体即通过吸气阀进入一级气缸内，当活塞 行至外止点时，气缸内充满了低压气体。当活塞由外止点向内止点运动时，吸气 阀自动关闭，气缸内的气体被逐渐压缩而使压力不断提高，当气体压力大于排气 阀外压力和气阀弹簧力时，排气阀打开，排出压缩气体，活塞运动到内止点时排 气终了，准备重新吸气。至此，完成一个膨胀、吸气、压缩、排气、再吸气的工 作循环14。从一级气缸排出的气体，进入中间冷却器后，再经仪表控制管路组件

16、二级气 缸，进行第二次压缩至需要压力，经过二级排气缓冲罐排出压缩机。因此，周而 复始，活塞不断的往复运动，吸入气缸的气体亦不断地被吸入排出，从而不断地 获得脉动压缩气体。122结构简介（1）压缩机构1）气缸组件：各级气缸中都有三层壁并行成三层空腔，最里层的薄壁筒为气缸套，紧贴在 内壁上，内壁与其外面一层形成空腔通冷却水，称为冷却水套；冷却水套包在整 个缸体、缸头、填料涵腔和气阀空腔周围，以期全面冷却气缸里的各部件；外层 是气体通道，它被分成两部分：吸入通道和排出通道，分别与吸入和排出阀相通, 缸体靠近曲轴侧，由于穿过活塞杆，为防止气体泄漏，设有填料函腔，整体为铸 铁结构。这种结构的特点是气缸靠

17、轴侧的座盖与缸体铸成一体，简化了座盖结构，减 少了密封面，填料涵和气缸中心线的同心度很容易保证，气缸座盖上有止口与压 缩机中相配合，以保证气缸和十字头滑道的同心度，但这种结构较复杂，铸造工 艺有一定难度。2）活塞组件：一级活塞为盘形中空组合活塞，整个活塞分成两部分；二级活塞为盘形中空 整体活塞。均为铝合金铸造，表面用阳极氧化处理，可以防腐蚀，一级活塞有一 道支撑环，四道活塞环，装配时应将活塞环的开口相互错开，可以减少泄漏。各 级活塞环均为四氟乙烯，气缸由注油器实现有油润滑。活塞杆有良好的耐磨性，活塞杆与十字头用螺栓连接，旋入或旋出螺纹即可 调节气缸和活塞的间隙。3）吸气阀和排气阀部件：各级吸气

18、阀均为环形阀，由阀座、阀盖、阀片、弹簧等零件组成。阀片由不 锈钢组成，其它零件都经镀镉处理，因而气阀的耐磨性良好。气阀中均匀分布的弹簧将阀片压紧在阀座上，工作时，阀片在两边压差和弹簧力的作用下打开或关 闭，由于气阀阀片自动而频繁的开启，因而要求弹簧力均匀，安装时应对弹簧仔 细挑选，力求弹簧高度一致。另外，在阀座、阀盖的密封面上，严禁划伤或粘上 固体颗粒杂质。填料部件：本机填料部件由节流套、密封环、闭锁环等组成，节流套内的节密封环槽用 于节流降压，减轻密封环的负荷。闭锁环、密封环靠外圈弹簧和气体力紧箍在活 塞杆上起到密圭寸作用，若内表面磨损，密圭寸元件将自行补充，因而不致密圭寸实效。中间接筒部件

19、：中间接筒、刮油环座、油封圈等组成中间接筒部件。中间接筒分别与气缸和 机身相连，其上有两个窗孔，供 装卸刮油座及填料等用，并开有三个接管口，一 个接填料密封润滑管路，另两路接排污管路。传动机构L型机身内装有曲轴，与联轴器同步电机相连，曲轴轴径两端各装有一个滚动 轴承，曲轴上装有两块平衡块，以平衡回转部分不平衡质量和运动部件的部分惯 性力，同一曲轴柄销上装有两根连杆，同时带动水平列和竖直列的往复部件。连杆为球墨铸铁铸造，与曲柄销连接的大部分都装有轴瓦，轴瓦与轴颈的间 隙可用垫片进行调节，大小头轴瓦之间沿连杆轴向钻有油孔，连杆与活塞杆之间 的空隙，十字头销及十字头体上钻有油孔，使由连杆进来的润滑油

20、能进入十字头。1.3压缩机曲轴组件简介1.3.1概述曲轴组件，包括曲轴、平衡重及两者之间的连接件等。曲轴如下图所示由三部分组成：主轴颈、曲柄和曲柄销。曲柄和曲柄销构成的弯曲部分称之为曲拐12 01主轴颈2曲柄3 曲柄销图1.5曲轴组成示意图132曲轴结构压缩机曲轴有三种基本型式：曲柄轴、曲拐轴（简称曲轴）和偏心轮轴。 曲轴是目前普遍采用的型式，其曲拐一般两端支承，刚性较曲柄轴好。以及机身系列化时曲轴的支承方式有两种：全支承是每个曲拐两侧均设有主轴承；非全支承方 式是每23个曲拐的两侧用两个主轴承。前者对曲轴的刚性， 奇数列要求的满足有利；后者对缩短压缩机的长度有利。轴端和平衡重的 同时曲轴应有

21、足曲轴的结构设计要点是曲轴定位、轴颈、过渡圆角、油孔、 设计。其主要结构尺寸设计应使配用的轴承有承受负荷的能力，够的强度和刚度，以承受交变弯曲与交变扭转的联合作用，保证轴颈偏转角处的 应力不超过许用值。曲轴一般用40#和45#优质碳素钢。碳素钢在合理的热处理及表面处理后，已 可满足压缩机曲轴的要求，只有极少场合应用 40Cr等合金。1.3.3曲轴强度曲轴强度计算主要包括静强度计算和疲劳强度计算。静强度计算的目的是求 出曲轴各危险部位最大工作应力。疲劳强度计算的目的是求出曲轴在反复承受交 变工作应力下的最小强度储备，通常以安全系数的形式表示。轴的受力分析； 轴静强度校核； 轴疲劳强度校核; 轴刚

22、度校核。曲轴的强度计算一般有如下步骤：（1）（2）（3）（4）曲轴的强度计算是压缩机设计中必不可少的重要步骤，具体的计算过程详见 第五章。第2章4L-20/8型空气压缩机2.1已知数据结构型式：4L-20/8型空气压缩机L型（即气缸中心线分别与水平面垂直、平行，且成 L型排列）两列双作用（每只活塞两侧均形成相同级次工作容积的压缩机） 数等于曲轴的曲拐数）水冷式压缩机，公称容积流量 工艺参数：I级名义吸气压力（绝） n级名义排气压力（绝） 排气量（I级吸入状态） 空气相对湿度： 结构参数：活塞行程：电机转速：活塞杆直径：气缸直径：相对余隙容积：电动机：20m3 /min，压力 8单重（重105

23、Pa13。2rPi0.14 MPaP2nVd0.81.0M Pa20m3/min吸气温度：T1 吸气温度：T1n2 120 240mm492r/min45mmI级：D 420 mmn级：Dn0.06n 0.010TR127-8 型 130KW电动机与压缩机的连接：三角带传动连杆长度：L 500mm运动部件质量（kg）见表2-1。26 C35 C250mm名称I级n级活塞及十字头组件76.945.5连杆44.744.7表2-1运动部件质量kg0 #0 2.2热力计算2.2.1初步确定压力比及各级名义压力确定各级压力比压力比的分配通常按最省工的原则进行，即可按等压比分配原则3两级压缩总压力比竺 7

24、.140.14广 2.67(2-1)各级名义进排气压力如下:P2kP1kk(2-2)(2-3)p(k 1)P2k级次名义吸气压力P名义排气压力P2I0.140.374n0.3751.0表2-2各级名义进、排气压力MPa2.2.2初步计算各级排气温度(2-4)按多变过程方程可得各级排气温度:级次名义吸气温度计算参数名义排气温度CKP2/P1kk 1P -P1KCI262992.671.41.324396123n353082.671.41.324408135k 1T2T1k表2-3各级名义排气温度 2.2.3计算各级排气系数因压缩级工作压力不高，介质为空气，全部计算可按理想气体处理。由排气系数的计

25、算公式：(2-5)分别求各级的排气系数。计算容积系数：(2-6)其中，多变膨胀指数的计算按化工机器表I级多变膨胀指数m :3 -2查得30.5(k1)0.5(1.4 1)1.2n级多变膨胀指数m则各级容积系数为:rnin0.62(k1)10.62(1.4 1)1.250.0951mnn11 0.098 3125 10.862吸气管中圧力波动不大，两极圧差也不大，TTn0.96 0(2-7)数P的选择：考虑到用环状阀，气阀弹簧力中等，可选取 P 0.97， P n 0.98 0温度系数T的选取：考虑到压缩比不大，气缸有较好的水冷却，气缸尺寸级转速中等，从化工 机器图3-12查得T在0.935 0

26、.975范围内，可选取泄漏系数I的计算：用相对漏损法计算：考虑气阀成批生产，质量可靠，阀弹簧力中等，选取气阀相对泄漏值：Vv Vvn 0.02活塞均为双作用，有油润滑，缸径中等，压力不高，选活塞相对泄漏值:vr 0.006Vrn 0.0073）有油润滑，压力不高，选取填料相对泄漏值：Vp0.0005Vp n 0.001由于填料为外泄漏，须在第I级内补足，所以第I级相对泄漏中也包括第u 级填料的外泄漏量在内，泄漏系数的计算列入下表：表2-4泄漏系数的计算漏损部位相对泄漏值I级n级气阀Vv0.02Vvn0.02活塞环Vr0.006Vr n0.007填料Vp0.0005Vpn0.0010.001总相

27、对泄漏V0.02750.028泄漏系数11Vi0.9730.973（5）各级排气系数计算结果列入下表:表2-5各级排气系数计算结果级数VpTlV P T 1I0.8580.970.960.9730.777n0.8620.980.960.9730.7892.2.4计算各级凝析系数及抽加气系数 计算各级凝析系数13（1）计算在级间冷却器中有无水分凝析出来查化工机器表3-5得水在26C和35C时的饱和蒸气压: 查化工机器表3-5得水在26C和35C时的饱和蒸气压: #Pb3.170 kPa (26C)5 .621 kPa(35C)则可知:1 Pb 10.8 3.170 2.67 6.771kPa P

28、bn5.621k Pa所以在级间冷却器中必然有水分凝析出来，这时计算各级凝析系数1。P11PbP1nnPm1nPbnR10.8 0.073751 0.123351 O.981(3)抽加气系数因级间无抽气，无加气，故oon2.2.5初步计算各级气缸行程容积20400VhoVdVh n1 1n 0.777n on P Tn Vd0.06435m3nPn T|n10.7890.98113233 313空 0.02138m34002.2.6确定活塞杆直径但活塞杆直径要根据为了计算双作用气缸缸径，必须首先确定活塞杆直径，最大气体力来确定，而气体力又须根据活塞面积来计算，它们是互相制约的。因 此须先暂选活

29、塞杆直径，计算气体力，然后校核活塞杆是否满足要求。计算任一级活塞总的工作面积FkVhkS Z (一同一级气缸数)(2-8)匚VhnF nS Z0.064350.24 10.021380.24 1230.26813m2681.3m230.08908m890.8m暂选活塞杆直径30吨左d=45mm。根据双作用活塞面积和两侧压差估算出该压缩机的最大气体力约为 右，由化工机器附录四暂选活塞杆直径 活塞杆面积d244.52215.90cm2（3）非贯穿活塞杆双作用活塞面积的计算盖侧活塞工作面积Fgfd轴侧活塞工作面积FzFkI级:Fgfd2681.315.9021349cmFzfd2681.315.90

30、21333cmn级:F gnFnfd890.815.90453cm2FznFnfd2 890.815.90438cm2（4）计算活塞上所受气体力1）第一列（第I级）外止点:P 外P1F ZP2Fg1 105 1333 10 431051349 10 427140N内止点:P 内P 2F ZP1F g3 105 1333 10105 1349 10 426500N2）第二列（第n级）外止点:Pn 外Pn FznPznF gn外止点:3 10543827630NPn内P2nFz n pn9 105 43810 4Fgn10 49 105453 10 43 105 453 10 425830Nd=4

31、5mm。由以上计算可知，第二列的气体力最大，为-27630N，约合3吨。由附表2可 知，若选活塞直径d=40mm是可以的，但考虑留有余地，取227计算各级气缸直径根据Dk 化 d22D烈d2i 2 0.064350.045V3.14 0.24 12Dn,2Vhnd2I 2 0.021380.045V SZ 23.14 0.24 12(2)确定各级气缸直径(1)计算非贯穿活塞杆双作用气缸直径0.415m0.241m(2-9)根据化工机器表3-4,D 420m将计算缸径圆整为公称直径Dn 250m3.2.2.8计算气缸直径圆整后的实际行程容积，各级名义压力及压力比(1)计算各级实际行程容积非贯穿活

32、塞杆直径双作用气缸行程容积：2Vhk 72Dkd2 S Z(2-10)2Vh - 2D4d2 S Z2230.422 0.04520.24 1 0.066m3Vhn严d2 S Z2230.250.0450.24 10.023m(2)各级名义压力及压力比因各级实际行程容积Vhk与计算行程容积Vhk不同，各级名义压力及压力比必 然变化。各级进、排气压力修正系数k及k1分别为：1)各级进气压力修正系数:VhnVh2)各级排气压力修正系数:Vhk VVhVhVnVhnVhkVhkVh0.0660.02138“0.95 0.064350.023(2-11)VhVh k 1VhVh k 1(2-12)Vh

33、Vh 10.0660.02138 门“0.950.064350.023Vh 1VhVhp2n11 Rn3)修正后各级名义压力及压力比P1kkP1kP2kk 1 P2k(2-13)P2kPik(2-14)计算结果列入下表:表2-6气缸直径圆整后的实际行程容积，各级名义压力及压力比级次In计算行程容积Vhkm30.064350.02138实际行程容积Vhkm30.0660.023修正系数VhVhkkVhVhk10.95VhVh(k 1)k 1VhVh(k 1)0.951名义吸气压力(MPa)Pk0.10.3P1kk P1k0.10.29名义排气压力(MP a)F2k0.30.9P2kk 1 P2k

34、0.290.9修正后名义压力比P2kpk2.93.10229按修正后的名义压力考虑压力损失后计算缸内实际压力缸内实际压力:PsPdP2 1 d由化工机器图3-16,查得d，计算各级气体内实际压力，结果见表3-7。级次修正后名义压力(MP a)相对压力损失1S1d缸内实际压力(MP a)实际压力比PP2SdPsPd巳I0.10.290.050.0810.951.0810.0950.3143.31n0.290.90.0340.0610.9661.0610.280.9553.41表考虑压力损失后的缸内实际压力及压力比2-72.2.10根据实际压力比，计算各级实际排气温度k 1（2-15）T2 T1-

35、按k=1.4和m=1.3两种情况计算，计算结果见表 &从中可以看出，按k=1.4计算出的排气温度超过了 180C的允许范围，但实际 测出的排气温度接近多变压缩 m=1.3的结果，认为在允许的范围内。表2-8根据实际压力比求得各级实际排气温度级次吸气温度实际压力比k=1.4m=1.3（C）（K）k 1T2（C ）T2（K）m 1mT2（K）T2（C ）I403133.311.4084401671.318413140n503233.411.4204581851.3274291562.2.11缸内最大实际气体力并核算活塞杆直径气缸直径得圆整，活塞杆直径的选取及各级吸气排气压力的修正都直接影响 到气体

36、力，需要新计算如下:(1) 一列1)盖侧:FgD220.421384.7 1044轴侧:FzFgfd 0.13847 15.90 10 41368.8 10 4m22)压力:Ps0.95 105 Pa3)气体力外止点Pd3.14 105 PaPs FzPd Fg0.95 1051368.8 10 43.14 1051384.7 10 4(第I级) 活塞面积30476N内止点P内PdFzPsFg543.14 101368.8 100.95 10541384.7 1029826N(2)二列1)(第n级) 活塞面积:盖侧:F gn490.6 104m2轴侧:FznFg nd 0.0490615.90

37、 10 4474.7 10 4m22)压力：Psn2.8105 Pa3)外止点Pdn9.55105 Pa气体力:Pn外PSn F ZnPd n F g n2.8 10533561N454474.7 109.55 10490.6 10内止点P内Pdn FznPsnF gn10560 内止点P内Pdn FznPsnF gn10560 54549.55 10474.7 102.8 10490.6 1031597N有以上计算表明，最大气体力在第n列外止点(-33561),但没有超过活塞杆 的允许值，可用。2.2.12复算排气量气缸直径圆整后，压力比发生变化,1m 1引起容积系数相应的变化。11 0.0

38、95 2.91210.864vH11 0.098 1.2512510.856如其它系数不变,则排气系数为:-0.77708640.7820.858vnnvn经上述修正后的排气量为：o.789 牆 o.784Vd Vhn 0.066 0.784 400 20.69m3/min计算结果与题目要求相近，说明所选用的气缸是合适的。2.2.13计算功率选用电机(1)计算各级指示功率kk 1NikPskk 1vk Vhk k kn60(2-16)NiPsVhn601.4 0.95 1.4 10.8640.0661.4 13.31 1.44001 Ni n50.54KWPsH vHk 11 #1 1 4-2

39、.8 0.856 0.023 3.41 1.4 1.4 1空1056052.9KW整机总指示功率：Ni Ni Ni n 50.5450.9101.44KW轴功率因本机为中型压缩机，取机械效率Nim 0.93 则Nz101.44109.07KW0.93(4)所需电机功率因本机是三角皮带传动，取传动效率NzNe1.05 1.151.05 1.15ee 0.97，则109.070.97118.06129.01KW实际本机选用TR127-8型电动机，功率为300KW是足够的，说明以上计算可用。2.2.14热力计算结果数据(1)名义、实际压力及压力比表2-9 各级名义、实际压力及压力比级次名义压力(MP

40、a)实际压力(MPa)PP2PsPdI0.10.292.90.0950.3143.31n0.290.93.100.280.9553.41各级实际排气温度T2413KT2n 429K(3)D气缸直径420 mmDn 250mm气缸行程容积 Vh0.066m3VhH0.01m3(5)实际排气量Vd20.69m3/min(6)最大气体力PmaxPu外 33561N(7)电动机功率Ne 130KW(8)活塞杆直径d=45mm第3章动力计算3.1已知数据动力计算部分需要使用热力计算部分所得的结果，现将动力计算已知数据 汇总见表3-1。表3-1 动力计算已知数据级次In活塞面积m2Fg0.138470.0

41、4906Fz0.136880.04747压力(MPa)吸入Pi0.10.29Ps0.0950.28排出P20.290.9Pd0.3140.955温度吸入ts (C)4050Ts (K)313323排出td (C)140156Td (K)413429相对余隙容积0.0950.098行程(mm)S240240余隙容积折合行程(cm)SoS2.282.35指示功率(KW)Ni50.5452.9轴功率(KW)Nz114.6机械效率m0.93转速(r/min)n400连杆长(mm)l5003.2动力计算3.2.1运动计算(1)作 Xc ，s/2240/2r/l 120/500运动曲线图12120mm0.

42、2441.92 n 40060300.12 41.95.028m/s2 20.12 41.9210.67m/s(2)位移:盖侧:Xgr 1 coskJ轴侧:XzS Xg速度:r sin加速度:a r cos每隔10按上述计算Xg，Xz，c，a，将结果列入附录1表1,其中 是第 I列及第n列本列的曲柄转角，两者结果一样，故用一个表。由附录1表1中值描点连线做出曲线图如附录 2图1。作图比例尺：mx 40mm /cm， mc 1m/s/cm2ma 40m/s /cm ，ma 20 /cm3.2.2气体力计算用列表计算法作各级气缸指示图及气体力展开图。(1)各过程压力：膨胀过程:PPdS0Xi(3-

43、1 )进气过程:PPs(3-2)压缩过程:mPiPsSS0S0Xi(3-3)排气过程:PiPd(3-4)本机属于中型压缩机，取位移值。因本机为双作用活塞,(2)气体力：m m 1.4 , Xi是活塞位移，用运动计算中各点的 盖侧气体力与轴侧气体力应分别列表计算12。盖侧：Pi RFg轴侧：P PiFz对双作用活塞盖侧与轴侧气体力应分别计算，然后将同一转角时两侧气体力 合成。气体力符号规定：轴侧气体力是活塞杆受拉，为正；盖侧气体力使活塞杆受 压，为负。将计算结果列入表中：I级盖侧气体力列入附录1表2,1级轴侧气体力列入附录1表3,n级盖侧 气体力列入附录1表4,n级轴侧气体力列入附录1表5,合成

44、气体力列入附录1 表6。作各级气缸指示图：用活塞行程为横坐标，以气体力为纵坐标，将表中的数据在坐标上描点连线 即成，1级气缸指示图如附录 2图2，n级气缸指示图如附录2图3。作图比例尺：mx 1cm / cm , mp 2kN /cm(5)气体力展开图：以曲柄转角为横坐标，以气体力为纵坐标，将指示图展开。轴侧气体力为正, 绘在横坐标上，盖侧气体力为负，绘在横坐标下，并将合成气体力绘出，1级气 缸气体力展开图如附录2图4，n级气缸气体力展开图如附录 2图5。作图比例尺：m 20 /cm， mp 4kN/cm3.2.3往复惯性力计算(1)往复运动质量的计算 36 连杆质量 mi 21.9kg取小头

45、折算质量mi0.3ml0.3 21.96.57kgI级活塞组件及十字头组件质量mp49 14.44 63.44kgU级活塞组件及十字头组件质量mPI 25.5 14.4439.94kg于是得到各级往复运动质量：mSmPm63.446.5720.01kgmsimP nmn39.946.5746.51kg活塞加速度值由运动计算已知。计算各级往复惯性力I ms a计算结果列入附录1表7,关于惯性力的符号规定：以使活塞杆受拉力为正, 受压力为负，这一规定恰好和惯性力与加速度方向相反的规定相一致。3.2.4摩擦力的计算(1)往复摩擦力为总摩擦力的70%10.7 Nik 丄 160im2SnRs(3-5)

46、I级往复摩擦力Rs10.7 50.54 160093 832N 2 0.24 400II级往复摩擦力Rsn10.7 52.9 160093 871N2 0.24 400关于往复摩擦力的符号规定：使活塞杆受拉为正，受压为负。之间为向轴行程，摩擦力使活塞杆受拉，定为正。在之间为向盖行程，摩擦力使活塞杆受压，定为负。(2)旋转摩擦力的计算旋转摩擦力为总摩擦力的30%Ri10.3Ni 1 60mSn10.350.54 52.91600.93465N0.24 4003.2.5综合活塞力计算及综合活塞力图的绘制 气体力、往复惯性力及往复摩擦力合成就得到综合活塞力PP P I Rs计算结果列入附录1表&表9

47、。活塞力P是随着曲柄转角而变化的其正负号规定同前。列的综合活塞力图的绘制将每列的气体力、往复惯性力及往复摩擦力相叠加，绘在同一比例尺的图上，就得到列的综合活塞力图，横坐标为曲轴转角，纵坐标为活塞力P如附录2图&附录2图7。作图比例尺：m 20 /cm， mp 4kN/cm3.2.6切向力的计算及切向力图的绘制(1)切向力的计算T P ) P sincossin a22+2 sin(3-6)计算结果列入附录1表&表9。总切向力的计算将in列切向力和旋转摩擦力合成就得出总切向力，合成时要注意列的相位 差，n列按旋转方向超前 270,即将n列270时的切向力与i列0时的切向 力叠加，n列280时的切

48、向力与i列10时的切向力叠加，以此类推，合成结 果列入附录1表10。作切向力图1 )横坐标为曲柄转角，比例尺为m 20 /cm，换算为长度 比例尺S 0.24 20,ml 0.0419m/cml 360 cm8。 纵坐标为切向力，比例尺：mT 2kN / cm根据切向力的计算表作切向力图，如附录图平均切向力的计算1)由列表计算的切向力求平均切向力 Tm36TTm -22.83kN2)由热力计算所得的轴功率计算平均切向力Tm 30N22.8kNrn3)计算作图误差晋 1。0.12%4)5)误差没有超过将平均切向力5%在允许的范围内。Tm水平线画在切向力图上。3.2.71.作幅度面积向量图用求机仪

49、(或其它方法)求的平均切向力与总切向力曲线所包围的面积:2 2F10.721cm2F2 16.685cm22 2F38.354cmF40.6cmF54.761cm2F6 1.244 cm2F74.693cm2作幅度面积向量图2.将平均切向力下方的面积定为-向上作向量，平均切向力上方的定为+向下 作向量，把所有这些向量依次首尾相接平行作出(最末一个向量的终点与第一个 向量的始点在同一个水平线上)，得到向量图上最高点与最低点间得差值maxfmax 16.685cm2，如附录 2 图 8。 比例尺：1cm 2cm2。3.2.8飞轮矩的计算(1)压缩机一转中的能量最大变化量L :L mlmT fmax

50、 1164.6N(3-7)(2)旋转不均匀度的选取本压缩机与电机使用三角带传动，由化工机器丄丄，取 丄。304030(3)飞轮矩的计算r”23600LMD 2 2n3600 1164.6 7c 2279.65kgm2 2 131.42 4002 一30(3-8)3.2.9分析本压缩机动力平衡性能如下图为L型压缩机，一列水平配置，一列垂直配置, 是低压气缸，水平列为高压气缸。90，垂直列常 设两列的往复运动质量相等为ms。 垂直列的往复惯性力:Iimsrcos水平列的往复惯性力:IiIimgr2cos290ms r 2 cosmsr 2 cos 29090msr 2 sinmsr 2 sin 2

51、将两惯性力合成得:IiJli2 Ii 2msrI2JI22 I2272msr2cos2，贝U:sin 丄 tg coscos2cos一阶惯性合力的方向角为tg f11故知二阶惯性合力的方向角为+ I 2 tg TI 2故45以上表明：一阶往复惯性力的合力是个定值，方向始终沿曲柄方向外指，这 样就可在曲柄的反方向加平衡质量，产生的离心惯性力Iro，可使一阶惯性力完全平衡。二阶惯性力的合力方向总是在与垂直轴线成45角的射线方向上，其大小成周期性变化，故不能用平衡质量加以平衡。旋转惯性力可用平衡质量离心惯性力I ro平衡。由于角度式压缩机各列连杆置于同一曲柄销上，列间距很小，所以各种惯性 力矩很小，

52、可忽略不计。由此可见，L型压缩机的动力平衡性很好，结构紧凑，是我国广泛使用的一种 中型压缩机机型。第4章曲轴强度计算4.1曲轴受力分析4.1所示。其中：T为作用在Fy、Fz为轴前端载荷沿坐标Nbz为A、B两个主轴承处支反力沿坐标方向的分量；5-1所示。为使计算简便，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简支梁考虑； （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。作如上假设后，规定轴颈与曲柄的坐标系，如图 曲柄销上的切向力；Rx为作用在曲柄销上的法向力； 方向上的分量；NAyNAzNByM为输入扭矩；M0为相邻一

53、跨传来的阻力扭矩。内力正负号规定如图|.2+Mx图4.1曲轴受力图及正负号规定表5-1曲轴所受外力表4-1曲轴所受切向力序 号曲轴旋 转位置 特点曲柄 转角( 度)列M(N m)Naz(N)NAy(N)Nbz(N)NBy(N)Rx kNTkN1列综合 活塞力 最大绝 对值290-7.1225.523062.43507.78-12572.83611.98-12936.22列切向 力最大 值4017.6937.494498.8-8715.86-18471.3-8974.14-19018.73列切向 力最小 值350-35.2617.672120.417372.6-8715.917887.4-896

54、3.994列法向 力最大 值23019.6122.732727.6-9661.8-11199.1-9948.15-11530.95列法向 力最小 值180-44.4821.422570.421915.310553.62567.7-10866.4表4-2 曲轴内力序 号曲轴旋转位置特 点曲柄转角(度)曲轴截 面i i绕轴弯矩Miy(N m)绕轴弯矩Miz(N m)绕轴扭矩Mix(N m)轴力Qi(N)1列综合活塞力最 大绝对值2903 3447.17-11948.91552.3静强度计5 5315.72276.61131.6-3507.8算用2k r Xrr 凸-l-TU /古403 3-111

55、1.02-17569.52282.2列切向力最人值5 503344.31662.48715.9疲劳3k r Xrr 凸-l-TU /古403 32282.2列切向力最人值强度 计算45列切向力最小值石/ r卄右-L.1. /古3502303 35 5-869.61075.7列法向力最人值用6列法向力最小值1805 51972.4刚度列综合活塞力最0 000计算7大绝对值2907 7727.9-1508.7用8 800被校核一跨的结构尺寸如图4-1所示。在这一跨中，一列中分别布置I级n级 气缸。按照强度计算和刚度计算的需要，从动力计算提供的各列活塞力表、切向力 表合法向力表，找出曲轴的几个特殊旋

56、转位置1、 2、 3、，再找出与1、2、3、相应的法向力Rx、切向力T和输入扭矩M。根据图4-1和表4-1已知数据，按支反力计算公式计算各支反力。计算结果填入表5-10按照强度计算和刚度计算的需要，根据图 4-1尺寸和表4-1数据，按曲轴各截 面弯矩、扭矩、轴力计算公式表计算曲轴在各特殊旋转位置时有关截面上的弯矩、 扭矩、轴力。计算结果如表4-2所示。4.2静强度计算由于工作负荷引起的曲轴破坏总是疲劳破坏，因此对曲轴要求进行疲劳强度 校核。但为使计算简便，通常把曲轴所受载荷，看成是应力幅度等于最大应力的 对称循环载荷，且略去应力集中系数和尺寸系数对计算结果的影响，而代之选用 较大的安全系数，从

57、而使复杂的疲劳强度校核具有静强度校核的简单形式3 0一般要校核轴颈和曲柄的如下截面：即轴与曲柄连接处和轴颈开油孔处。近 似地可取曲轴下述各旋转位置，对曲轴进行静强度校核：1）被校核一跨的输入扭矩最大时；2）被校核一跨中，列的综合活塞力绝对值最大时（在角度式压缩机情 形中，是一拐上各列综合活塞力矢量和的绝对值最大时）轴颈和曲柄各截面的静强度校核按下式进行：(4-1)(4-2)(4-3)1n , nJ 24 2式中1曲轴材料对称弯曲疲劳极限；危险点上的正应力；危险点上的切应力；n 许用安全系数，推荐：n 3.5 5被校核危险点的应力计算，对于轴颈：Jm 2 M 2WyMaWx对于曲柄的校核。截面为

58、矩形时，要校核:截面短轴端点；截面长轴端点；矩形角点。故如图所示，静强度校核截面3-3和截面5-5,计算结果如表4-3所示。表4-3静强度计算结果序号曲轴 旋转 位置 特点曲柄转角(度)曲轴截面i i危险点安全系数许用安全系数是否安全1列综 合活 塞力 绝对 值最 大2903 36.54.5安全5 5短轴端点长轴端点矩形角点3110.410.2555安全安全安全2列切 向力 最大值403 36.04.5安全5 5短轴端点长轴端点矩形角点1259.69.6555安全安全安全4.3疲劳强度计算轴颈与曲柄间的过渡圆角处，由于有高度应力集中现象存在，是曲柄最易发 生破坏的地方，有时要按考虑了应力集中系

59、数和尺寸系数的疲劳强度计算方法， 进行进一步的强度校核。疲劳强度校核方法如下：nin nPni2 2Vn n(4-4)ni =1.82.51150200M Pa式中 n1弯扭交变应力综合作用下，曲轴的工作安全系数; n 弯曲交变应力作用下，曲轴的工作安全系数； n 扭转交变应力作用下，曲轴的工作安全系数； n1 许用工作安全系数。推荐：45优质碳素钢 1250 340MPa ，故疲劳强度计算截面和截面所在过渡圆角，过渡圆角半径为8mm,计算结果如表5-4所示。表4-4疲劳强度计算结果曲柄旋转位置特点列切最大列切最小列法最大列法最小曲柄转角（度）40350230180曲柄截面4.62MPaMPa

60、11.460.612.74.54.5安全系数3.382.54.4曲轴刚度计算首先把曲轴转化为变截面直梁，要求转化梁与曲轴有同样的抗弯刚度。转化 梁与曲轴有同样的坐标系。可近似地取曲轴的下述旋转位置，对曲轴进行刚度校核，即：被校核一跨列 的综合活塞力绝对值最大时。（在角式压缩机情形，是一拐上个列综合活塞力矢量 和的绝对值最大时）。本轴只对轴颈偏转角 进行计算即可。式中z，y曲柄销载荷单独作用时轴颈偏转角； z , y 轴前端载荷单独作用时轴颈偏转角。z J y ? z J根据图根据图 果如表5-5所示。y的求取，使用图解法较为方便，其步骤如下：4-1,确定变截面转化梁各段的长度尺寸，如图 5-2