活塞式空氣壓縮機課程設(shè)計.doc

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1、 4L-208型活塞式空氣壓縮機的選型及設(shè)計 （） 摘要：隨著國民經(jīng)濟的快速發(fā)展，壓縮機已經(jīng)成為眾多部門中的重要通用機械。壓縮機是壓縮氣體提高氣體壓力并輸送氣體的機械，它廣泛應(yīng)用于石油化工、紡織、冶煉、儀表控制、醫(yī)藥、食品和冷凍等工業(yè)部門。在化工生產(chǎn)中，大中型往復(fù)活塞式壓縮機及離心式壓縮機則成為關(guān)鍵設(shè)備。本次設(shè)計的壓縮機為空氣壓縮機，其型號為D—42/8。該類設(shè)備屬于動設(shè)備，它為對稱平衡式壓縮機，其目的是為生產(chǎn)裝置和氣動控制儀表提供氣源，因此本設(shè)計對生產(chǎn)有重要的實用價值。活塞式壓縮機是空氣壓縮機中應(yīng)用最為廣泛的一種，它是利用氣缸內(nèi)活塞的往復(fù)運動來壓縮氣體的，通過能量轉(zhuǎn)換使氣體提高壓力的主

2、要運動部件是在缸中做往復(fù)運動的活塞，而活塞的往復(fù)運動是靠做旋轉(zhuǎn)運動的曲軸帶動連桿等傳動部件來實現(xiàn)的。 關(guān)鍵詞：活塞式壓縮機；結(jié)構(gòu)；設(shè)計；強度校核；選型　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　 1.1 壓縮機的用途 　　4L—20/8型空氣壓縮機（其外觀圖見下頁），使用壓力0.1~1.6Mpa（絕壓）排氣量20m3 /min，可用于氣動設(shè)備及工藝流程，適用于易燃易爆的場合。 該種壓縮機可以大幅度提高生產(chǎn)率，工藝流程用壓縮機是為了滿足分離、合成、反應(yīng)、輸送等過程的需要，因而

3、應(yīng)用于各有關(guān)工業(yè)中。因為活塞式壓縮機已得到如此廣泛的應(yīng)用的需要，故保證其可靠的運轉(zhuǎn)極為重要。氣液分離系統(tǒng)是為了減少或消除壓縮氣體中的油、水及其它冷凝液。 本機為角度式L型壓縮機，其結(jié)構(gòu)較緊湊，氣缸配管及檢修空間也比較寬闊，基礎(chǔ)力好，切向力也較均勻，機器轉(zhuǎn)速較高，整機緊湊，便于管理。 本機分成兩列，其中豎直列為第一列，水平列為第二列，兩列夾角為90度，共用一個曲拐，曲拐錯角為0度。 1.2 壓縮機的工作原理和結(jié)構(gòu)簡介 1.2.1 工作原理 本機為往復(fù)活塞式壓縮機，依靠氣缸內(nèi)往復(fù)運動的活塞壓縮氣體容積而提高其壓力。 當(dāng)驅(qū)動機（電機）開啟后，通過彈性聯(lián)軸器帶動壓縮機的曲軸作旋轉(zhuǎn)運動，不斷

4、旋轉(zhuǎn)的曲軸使連桿不停的擺動，從而牽動十字頭、活塞桿、活塞分別在十字頭滑道內(nèi)和氣缸內(nèi)作往復(fù)直線運動[5]。 壓縮機工作時，在活塞從內(nèi)止點到外止點運動的過程中，氣缸容積處于相對真空狀態(tài)，缸外一級進氣緩沖罐中的氣體即通過吸氣閥進入一級氣缸內(nèi)，當(dāng)活塞行至外止點時，氣缸內(nèi)充滿了低壓氣體。當(dāng)活塞由外止點向內(nèi)止點運動時，吸氣閥自動關(guān)閉，氣缸內(nèi)的氣體被逐漸壓縮而使壓力不斷提高，當(dāng)氣體壓力大于排氣閥外壓力和氣閥彈簧力時，排氣閥打開，排出壓縮氣體，活塞運動到內(nèi)止點時排氣終了，準(zhǔn)備重新吸氣。至此，完成一個膨脹、吸氣、壓縮、排氣、再吸氣的工作循環(huán)。 從一級氣缸排出的氣體，進入中間冷卻器后，再經(jīng)儀表控制管路組件二級

5、氣缸，進行第二次壓縮至需要壓力，經(jīng)過二級排氣緩沖罐排出壓縮機。因此，周而復(fù)始，活塞不斷的往復(fù)運動，吸入氣缸的氣體亦不斷地被吸入排出，從而不斷地獲得脈動壓縮氣體。 1.2.2 結(jié)構(gòu)簡介 （1）壓縮機構(gòu) 1）氣缸組件： 各級氣缸中都有三層壁并行成三層空腔，最里層的薄壁筒為氣缸套，緊貼在內(nèi)壁上，內(nèi)壁與其外面一層形成空腔通冷卻水，稱為冷卻水套；冷卻水套包在整個缸體、缸頭、填料涵腔和氣閥空腔周圍，以期全面冷卻氣缸里的各部件；外層是氣體通道，它被分成兩部分：吸入通道和排出通道，分別與吸入和排出閥相通， 缸體靠近曲軸側(cè)，由于穿過活塞桿，為防止氣體泄漏，設(shè)有填料函腔，整體為鑄鐵結(jié)構(gòu)。 這種結(jié)構(gòu)的特

6、點是氣缸靠軸側(cè)的座蓋與缸體鑄成一體，簡化了座蓋結(jié)構(gòu)，減少了密封面，填料涵和氣缸中心線的同心度很容易保證，氣缸座蓋上有止口與壓縮機中相配合，以保證氣缸和十字頭滑道的同心度，但這種結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，鑄造工藝有一定難度。 2）活塞組件： 圖1.4壓縮機結(jié)構(gòu)簡圖 一級活塞為盤形中空組合活塞，整個活塞分成兩部分；二級活塞為盤形中空整體活塞。均為鋁合金鑄造，表面用陽極氧化處理，可以防腐蝕，一級活塞有一道支撐環(huán)，四道活塞環(huán)，裝配時應(yīng)將活塞環(huán)的開口相互錯開，可以減少泄漏。各級活塞環(huán)均為四氟乙烯，氣缸由注油器實現(xiàn)有油潤滑。 活塞桿有良好的耐磨性，活塞桿與十字頭用螺栓連接，旋入或旋出螺紋即可調(diào)節(jié)氣缸和

7、活塞的間隙。 3）吸氣閥和排氣閥部件： 各級吸氣閥均為環(huán)形閥，由閥座、閥蓋、閥片、彈簧等零件組成。閥片由不銹鋼組成，其它零件都經(jīng)鍍鎘處理，因而氣閥的耐磨性良好。氣閥中均勻分布的彈簧將閥片壓緊在閥座上，工作時，閥片在兩邊壓差和彈簧力的作用下打開或關(guān)閉，由于氣閥閥片自動而頻繁的開啟，因而要求彈簧力均勻，安裝時應(yīng)對彈簧仔細挑選，力求彈簧高度一致。另外，在閥座、閥蓋的密封面上，嚴(yán)禁劃傷或粘上固體顆粒雜質(zhì)。 4）填料部件： 本機填料部件由節(jié)流套、密封環(huán)、閉鎖環(huán)等組成，節(jié)流套內(nèi)的節(jié)密封環(huán)槽用于節(jié)流降壓，減輕密封環(huán)的負荷。閉鎖環(huán)、密封環(huán)靠外圈彈簧和氣體力緊箍在活塞桿上起到密封作用，若內(nèi)表面磨損，密封

8、元件將自行補充，因而不致密封實效。 5）中間接筒部件： 中間接筒、刮油環(huán)座、油封圈等組成中間接筒部件。中間接筒分別與氣缸和機身相連，其上有兩個窗孔，供 裝卸刮油座及填料等用，并開有三個接管口，一個接填料密封潤滑管路，另兩路接排污管路。 （2）傳動機構(gòu) L型機身內(nèi)裝有曲軸，與聯(lián)軸器同步電機相連，曲軸軸徑兩端各裝有一個滾動軸承，曲軸上裝有兩塊平衡塊，以平衡回轉(zhuǎn)部分不平衡質(zhì)量和運動部件的部分慣性力，同一曲軸柄銷上裝有兩根連桿，同時帶動水平列和豎直列的往復(fù)部件。 連桿為球墨鑄鐵鑄造，與曲柄銷連接的大部分都裝有軸瓦，軸瓦與軸頸的間隙可用墊片進行調(diào)節(jié)，大小頭軸瓦之間沿連桿軸向鉆有油孔，連桿與活塞

9、桿之間的空隙，十字頭銷及十字頭體上鉆有油孔，使由連桿進來的潤滑油能進入十字頭。 1.3 壓縮機曲軸組件簡介 1.3.1 概述 曲軸組件，包括曲軸、平衡重及兩者之間的連接件等。 曲軸如下圖所示由三部分組成：主軸頸、曲柄和曲柄銷。曲柄和曲柄銷構(gòu)成的彎曲部分稱之為曲拐[12]。 1——主軸頸 2——曲柄 3——曲柄銷 圖1.5 曲軸組成示意圖 1.3.2 曲軸結(jié)構(gòu) 壓縮機曲軸有三種基本型式：曲柄軸、曲拐軸（簡稱曲軸）和偏心輪軸。 曲軸是目前普遍采用的型式，其曲拐一般兩端支承，剛性較曲柄軸好。 曲軸的支承方式有兩種：全支承是每個曲拐兩側(cè)均設(shè)有主軸承；非全支承方式是每

10、2~3個曲拐的兩側(cè)用兩個主軸承。前者對曲軸的剛性，以及機身系列化時奇數(shù)列要求的滿足有利；后者對縮短壓縮機的長度有利。 曲軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計要點是曲軸定位、軸頸、過渡圓角、油孔、軸端和平衡重的設(shè)計。其主要結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計應(yīng)使配用的軸承有承受負荷的能力，同時曲軸應(yīng)有足夠的強度和剛度，以承受交變彎曲與交變扭轉(zhuǎn)的聯(lián)合作用，保證軸頸偏轉(zhuǎn)角處的 應(yīng)力不超過許用值。 曲軸一般用40#和45#優(yōu)質(zhì)碳素鋼。碳素鋼在合理的熱處理及表面處理后，已可滿足壓縮機曲軸的要求，只有極少場合應(yīng)用40Cr等合金。 1.3.3 曲軸強度 曲軸強度計算主要包括靜強度計算和疲勞強度計算。靜強度計算的目的是求出曲軸各危險部位最大工作應(yīng)

11、力。疲勞強度計算的目的是求出曲軸在反復(fù)承受交變工作應(yīng)力下的最小強度儲備，通常以安全系數(shù)的形式表示。 曲軸的強度計算一般有如下步驟： （1） 軸的受力分析； （2） 軸靜強度校核； （3） 軸疲勞強度校核； （4） 軸剛度校核。 第2章 第2章4L-20/8型空氣壓縮機 2.1 熱力計算 2.1.1 初步確定壓力比及各級名義壓力 （1）確定各級壓力比 壓力比的分配通常按最省工的原則進行，即可按等壓比分配原則[3]。 （2-1） 兩級壓縮總壓力比 取 （

12、2）各級名義進排氣壓力如下： （2-2） （2-3） 2.1.2 計算各級排氣系數(shù) 因壓縮級工作壓力不高，介質(zhì)為空氣，全部計算可按理想氣體處理。 由排氣系數(shù)的計算公式： （2-5） 分別求各級的排氣系數(shù)。 （1）計算容積系數(shù)： （2-6） Ⅰ級多變膨脹指數(shù)： Ⅱ級多變膨脹指數(shù)：

13、 則各級容積系數(shù)為： 2.1.3 計算各級凝析系數(shù)及抽加氣系數(shù) 計算各級凝析系數(shù) （1） 計算在級間冷卻器中有無水分凝析出來 查得水在26℃和35℃時的飽和蒸氣壓： （26℃） （35℃） 則可知： 所以在級間冷卻器中必然有水分凝析出來，這時。 （2） 計算各級凝析系數(shù) （3） 抽加氣系數(shù) 因級間無抽氣，無加氣，故 2.1.4 初步計算各級氣缸行程容積 　　　 2.1.5 確定活塞桿直徑 為了計算雙作用氣缸缸徑，必須首先確定活塞桿直徑，但活塞桿直徑要

14、根據(jù)最大氣體力來確定，而氣體力又須根據(jù)活塞面積來計算，它們是互相制約的。因此須先暫選活塞桿直徑，計算氣體力，然后校核活塞桿是否滿足要求。 （1）計算任一級活塞總的工作面積 　　　　?。╖—同一級氣缸數(shù)）　　　　　　　?。?-8） （2）暫選活塞桿直徑 根據(jù)雙作用活塞面積和兩側(cè)壓差估算出該壓縮機的最大氣體力約為30噸左右，由《化工機器》附錄四暫選活塞桿直徑d=45mm。 活塞桿面積 （3）非貫穿活塞桿雙作用活塞面積的計算 蓋側(cè)活塞工作面積 軸側(cè)活塞工作面積 Ⅰ級： Ⅱ級： （4）

15、計算活塞上所受氣體力 1）第一列（第Ⅰ級） 外止點： 內(nèi)止點： 2）第二列（第Ⅱ級） 外止點： 外止點： 由以上計算可知，第二列的氣體力最大，為-27630N，約合3噸。由附表2可知，若選活塞直徑d=40mm是可以的，但考慮留有余地，取d=45mm。 2.1.6 計算各級氣缸直徑 （1）計算非貫穿活塞桿雙作用氣缸直徑 根據(jù)

16、 （2-9） （2）確定各級氣缸直徑 根據(jù)《化工機器》表3--4，將計算缸徑圓整為公稱直徑： 1.1 2.1 3.1 動力計算 第3章 3.1 3.1.1 運動計算 （1）作，， 運動曲線圖[12] （2）位移： 蓋側(cè)： 軸側(cè)： 速度： 加速度： 每隔10按上述計算，，，，將結(jié)果列入附錄1表1，其中是第Ⅰ列及第Ⅱ列本列的曲柄轉(zhuǎn)角，兩者結(jié)果一樣，故用一個表。 （3）由附

17、錄1表1中值描點連線做出曲線圖如附錄2圖1。 作圖比例尺： ， ， 3.1.2 氣體力計算 用列表計算法作各級氣缸指示圖及氣體力展開圖。 （1）各過程壓力： 膨脹過程： （3-1） 進氣過程： （3-2） 壓縮過程： （3-3） 排氣過程：

18、 （3-4） 本機屬于中型壓縮機，取，是活塞位移，用運動計算中各點的位移值。因本機為雙作用活塞，蓋側(cè)氣體力與軸側(cè)氣體力應(yīng)分別列表計算[12]。 （2）氣體力： 蓋側(cè): 軸側(cè)： 對雙作用活塞蓋側(cè)與軸側(cè)氣體力應(yīng)分別計算，然后將同一轉(zhuǎn)角時兩側(cè)氣體力合成。 氣體力符號規(guī)定：軸側(cè)氣體力是活塞桿受拉，為正；蓋側(cè)氣體力使活塞桿受壓，為負。 （3）將計算結(jié)果列入表中： Ⅰ級蓋側(cè)氣體力列入附錄1表2，Ⅰ級軸側(cè)氣體力列入附錄1表3，Ⅱ級蓋側(cè)氣體力列入附錄1表4，Ⅱ級軸側(cè)氣體力列入附錄1表5，合成氣體力列入附錄1表6。 （4）作各級氣缸指示圖： 用活塞行程為橫坐標(biāo)，以氣體力為縱坐標(biāo)，

19、將表中的數(shù)據(jù)在坐標(biāo)上描點連線即成，Ⅰ級氣缸指示圖如附錄2圖2，Ⅱ級氣缸指示圖如附錄2圖3。 作圖比例尺：， （5） 氣體力展開圖： 以曲柄轉(zhuǎn)角為橫坐標(biāo)，以氣體力為縱坐標(biāo)，將指示圖展開。軸側(cè)氣體力為正，繪在橫坐標(biāo)上，蓋側(cè)氣體力為負，繪在橫坐標(biāo)下，并將合成氣體力繪出，Ⅰ級氣缸氣體力展開圖如附錄2圖4，Ⅱ級氣缸氣體力展開圖如附錄2圖5。 作圖比例尺：， 3.1.3 往復(fù)慣性力計算 （1）往復(fù)運動質(zhì)量的計算 連桿質(zhì)量 取小頭折算質(zhì)量 Ⅰ級活塞組件及十字頭組件質(zhì)量 Ⅱ級活塞組件及十字頭組件質(zhì)量 于是得到各級往復(fù)運動質(zhì)量：

20、 （2）活塞加速度值由運動計算已知。 （3）計算各級往復(fù)慣性力 計算結(jié)果列入附錄1表7，關(guān)于慣性力的符號規(guī)定：以使活塞桿受拉力為正，受壓力為負，這一規(guī)定恰好和慣性力與加速度方向相反的規(guī)定相一致。 3.1.4 摩擦力的計算 （1）往復(fù)摩擦力為總摩擦力的70% （3-5） Ⅰ級往復(fù)摩擦力 Ⅱ級往復(fù)摩擦力 關(guān)于往復(fù)摩擦力的符號規(guī)定： 1）使活塞桿受拉為正，受壓為負。 2）之間為向軸行程，摩擦力使活塞桿受拉，定為正。 在之間為向蓋行程，摩擦力使活塞桿受壓，定為負。 （2）旋轉(zhuǎn)摩擦力

21、的計算 旋轉(zhuǎn)摩擦力為總摩擦力的30% 3.1.5 飛輪矩的計算 （1）壓縮機一轉(zhuǎn)中的能量最大變化量L： （3-7） （2）旋轉(zhuǎn)不均勻度的選取 本壓縮機與電機使用三角帶傳動，由《化工機器》，取。 （3）飛輪矩的計算 （3-8） 3.1.6 分析本壓縮機動力平衡性能 如下圖為L型壓縮機，一列水平配置，一列垂直配置，，垂直列常是低壓氣缸，水平列為高壓氣缸。 設(shè)兩列的往復(fù)運動質(zhì)量相等為。 垂直列的往復(fù)慣性力： 水平列的往復(fù)慣性力：

22、 將兩慣性力合成得： 一階慣性合力的方向角為，則： 故知 二階慣性合力的方向角為： 故 以上表明：一階往復(fù)慣性力的合力是個定值，方向始終沿曲柄方向外指，這樣就可在曲柄的反方向加平衡質(zhì)量，產(chǎn)生的離心慣性力，可使一階慣性力完全平衡。二階慣性力的合力方向總是在與垂直軸線成角的射線方向上，其大小成周期性變化，故不能用平衡質(zhì)量加以平衡。 旋轉(zhuǎn)慣性力可用平衡質(zhì)量離心慣性力平衡。 由于角度式壓縮機各列連桿置于同一曲柄銷上，列間距很小，所以各種慣性

23、力矩很小，可忽略不計。 由此可見，L型壓縮機的動力平衡性很好，結(jié)構(gòu)緊湊，是我國廣泛使用的一種中型壓縮機機型。 17 第4章 曲軸強度計算 4.1 曲軸受力分析 為使計算簡便，對曲軸的受力情況先作如下簡化假定：（1）對于多支承曲軸，作為在主軸承中點處被切開的分段簡支梁考慮；（2）連桿力集中作用在曲柄銷中點處；（3）略去回轉(zhuǎn)慣性力；（4）略去曲軸自重。 4.2 靜強度計算 由于工作負荷引起的曲軸破壞總是疲勞破壞，因此對曲軸要求進行疲勞強度校核。但為使計算簡便，通常把曲軸所受載荷，看成是應(yīng)力幅度等于最大應(yīng)力的對稱循環(huán)載荷，且略去應(yīng)力集中系數(shù)和尺寸系數(shù)對計算結(jié)果的影響，而代之選用較大的

24、安全系數(shù)，從而使復(fù)雜的疲勞強度校核具有靜強度校核的簡單形式[3]。 一般要校核軸頸和曲柄的如下截面：即軸與曲柄連接處和軸頸開油孔處。近似地可取曲軸下述各旋轉(zhuǎn)位置，對曲軸進行靜強度校核：1）被校核一跨的輸入扭矩最大時；2）被校核一跨中，列的綜合活塞力絕對值最大時（在角度式壓縮機情形中，是一拐上各列綜合活塞力矢量和的絕對值最大時）。 軸頸和曲柄各截面的靜強度校核按下式進行： （4-1） 式中 —曲軸材料對稱彎曲疲勞極限； —危險點上的正應(yīng)力； —危險點上的切應(yīng)力； —許用安全系數(shù)，推

25、薦： 被校核危險點的應(yīng)力計算，對于軸頸： （4-2） （4-3） 4.3 疲勞強度計算 軸頸與曲柄間的過渡圓角處，由于有高度應(yīng)力集中現(xiàn)象存在，是曲柄最易發(fā)生破壞的地方，有時要按考慮了應(yīng)力集中系數(shù)和尺寸系數(shù)的疲勞強度計算方法，進行進一步的強度校核。 疲勞強度校核方法如下： （4-4） 式中 —

26、彎扭交變應(yīng)力綜合作用下，曲軸的工作安全系數(shù)； —彎曲交變應(yīng)力作用下，曲軸的工作安全系數(shù)； —扭轉(zhuǎn)交變應(yīng)力作用下，曲軸的工作安全系數(shù)； —許用工作安全系數(shù)。推薦：=1.8~2.5 45優(yōu)質(zhì)碳素鋼 ， 4.4 曲軸剛度計算 首先把曲軸轉(zhuǎn)化為變截面直梁，要求轉(zhuǎn)化梁與曲軸有同樣的抗彎剛度。轉(zhuǎn)化梁與曲軸有同樣的坐標(biāo)系。 可近似地取曲軸的下述旋轉(zhuǎn)位置，對曲軸進行剛度校核，即：被校核一跨列的綜合活塞力絕對值最大時。（在角式壓縮機情形，是一拐上個列綜合活塞力矢量和的絕對值最大時）。 本軸只對軸頸偏轉(zhuǎn)角進行計算即可。 式中 —曲柄銷載荷單獨作用時軸頸偏轉(zhuǎn)角； —軸前端載荷單獨作用時軸頸偏轉(zhuǎn)角。 ，的求取，使用圖解法較為方便。 由以上強度計算和剛度計算結(jié)果可知，4L-20/8型活塞壓縮機的曲軸在強度上和剛度上均滿足使用要求，能夠確保壓縮機曲軸在不斷周期性變化的氣體力、往復(fù)和回轉(zhuǎn)運動質(zhì)量的慣性力以及它們的力矩（轉(zhuǎn)矩和彎矩）共同作用下安全運行，使之不至于產(chǎn)生較大的變形和振動對活塞、連桿、軸承、十字頭等重要零件的工作可靠性和經(jīng)濟性產(chǎn)生較大影響