毕业设计论文活塞式压缩机设计管理资料Word文档格式.docx
- 文档编号:17770037
- 上传时间:2022-12-09
- 格式:DOCX
- 页数:36
- 大小:494.91KB
毕业设计论文活塞式压缩机设计管理资料Word文档格式.docx
《毕业设计论文活塞式压缩机设计管理资料Word文档格式.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《毕业设计论文活塞式压缩机设计管理资料Word文档格式.docx(36页珍藏版)》请在冰豆网上搜索。
2.2设计要求
选取适宜的级数、冷却方式等,确保排气量≥。
压缩机主机设计转速范围(800~1500)r/min。
压缩机的结构紧凑,便于移动。
2.3总体结构示意图
2.4方案设计
由题目可知压缩机型式为W型型式,特点是连杆与活塞直接连接,无十字头和活塞杆,结构紧凑。
级数选择为一级,单机压缩结构简单,结构上主要考虑惯性力平衡问题。
采用单作用气缸。
压缩机转速为1000r/min,相对微小型压缩机,气阀型式一般选择舌簧阀。
考虑到成本和结构简单等问题,冷却方式选择风冷,驱动方式选择电机驱动。
各列气缸布置按照总体结构示意图。
3热力学计算
压缩机的热力计算,是根据气体压力、容积和温度之间存在的热力学关系,结合压缩机的具体特性和使用要求而进行的,其目的是确定压缩机的结构型式、合理的热力参数(各级的吸排气温度、压力、功耗等)和合理的结构参数(活塞行程、曲轴转速和气缸直径等),为动力学计算和零部件结构设计提供依据。
3.1初步确定名义压力和温度
初步确定压力
,压力比为8。
考虑到压缩机的结构、重量以及运输方便,单级压缩既可以满足压力比,又有结构简单,重量轻和便于携带等优势。
因而压缩机采用单级压缩,,,压力比为8。
初步确定排气温度
对于微小型压缩机,各级气体的等熵指数近似取标准状态下的k=。
排气温度按下式计算
(3-1)
式中:
Td—级的排气温度,K;
Ts—级的吸气温度,K;
n—压缩过程指数。
对于微小型空气压缩机:
n=(~)k
将吸气温度ts=20℃即Ts=293K,ε=8,n=,k=(3-1)式,结果得Td=491K,则td=218℃。
3.2计算排气系数
计算容积系数
(3-2)
按下表计算各级膨胀过程指数m。
表3-1不同压力下的m值[1]
进气压力105MPa
任意k值时
k=
m=1+(k-1)
~4
4~10
10~30
>
30
m=k
相对于微小型压缩机,一般采用舌簧阀,α=~。
将α=,ε=8,m=(3-2)中,得到λv=。
确定压力系数
一般多级压缩级数越高,压力系数越大。
压力系数的取值范围:
~。
综合各种参数按经验取值,λp=。
确定温度系数
选取温度系数的原则:
(1)压力比大时,温度系数应小一些;
(2)温度系数随冷却效果增加而增大,水冷比风冷的温度系数大;
(3)转速高时,温度系数应取大值;
(4)气阀阻力小时,温度系数应取大值;
(5)大中型压缩机比小型压缩机温度系数要大。
综合各种参数按经验取值,λT=。
确定泄漏系数
选取泄漏系数的原则:
(1)气缸直径越大,泄漏系数越大;
(2)无油润滑时,泄漏系数取小些,有油润滑时,泄漏系数取大些;
(3)转速大时,泄漏系数取大值;
(4)压力高,级数多时,泄漏系数取小些。
泄漏系数的取值范围:
综合各种参数按经验取值,λl=。
定排气系数
(3-3)
将上述的各种参数带入式(3-3)中,解得λd=。
3.3确定气缸行程容积和气缸直径
气缸行程容积的确定
压缩机Ⅰ级行程容积的计算公式:
(3-4)
—压缩机的排气量,m3/min;
λd—压缩机的排气系数。
将
代入式(3-4)中,解得
=。
确定气缸直径
确定气缸的行程容积后,对于单作用气缸,气缸直径的计算公式:
(3-5)
—级的气缸行程容积,m3/min;
s—活塞行程,m;
n—压缩机转速,r/min;
z—同级气缸数。
=,s=,n=1000r/min,z=3代入式(3-5)中,解得D=。
3.4修正名义压力和温度
在气缸直径计算出后,依据国家标准进行圆整。
气缸圆整后,压力和温度会发生变化,需要进行修正。
圆整后的气缸直径D=90mm。
确定圆整后的实际行程容积
相对于单作用气缸:
(3-6)
将D=(3-6)中,解得
计算圆整后的名义吸、排气压力
相对于单级压缩来说,压力修正系数β=1,则吸气压力p1=,p2=。
圆整后的实际吸、排气压力
实际吸、排气压力按下式计算
(3-7)
(3-8)
δs,δd—分别为吸气和排气相对压力损失,可查图得到。
由图中得到δs=%,δd=%。
修正相对压力损失公式如下:
(3-9)
Cm—活塞的平均速度,m/s;
ρꞌ、ρ—所用气体的密度,kg/m3。
将δs=%,δd=%代入式(3-9)中,解得δs’=%,δd’=%。
即将修正的相对压力损失代入式(3-7)与(3-8)中,得到实际吸气压力ps=,实际排气压力pd=。
3.5计算活塞力
单级单作用气缸最大活塞力(气体力)发生在外止点处。
规定:
使连杆受拉为正,使连杆受压为负。
活塞力(气体力)的计算公式如下:
轴侧:
(3-10)
盖侧:
(3-11)
ps,pd—分别为同列气缸的实际吸气和排气压力,Pa;
Fz,Fg—分别为同列气缸内的轴侧和盖侧活塞工作面积,m2。
轴侧工作面积计算公式:
(3-12)
盖侧工作面积计算公式:
(3-13)
将ps=,pd=,Fz=×
10-3m2,Fg=×
10-3m2代入式(3-10)(3-11)中,解得Pz=3799N,Pg=4679N。
3.6计算轴功率,选择电动机
计算指示功率
对于理想气体,指示功率将按下式计算:
(3-14)
p1、p2—分别为名义吸排气压力,MPa。
将已知数据代入式(3-14)中,解得N=。
轴功率
指示功率是压缩机活塞作用于气体的功率,属于内功率。
驱动机传给压缩机主轴的功率称为轴功率,它除了提供内部功率外还要克服摩擦副之间的机械摩擦功率,通常摩擦损失耗功都用ηm表示,因而轴功率计算公式:
(3-15)
对于小型不带十字头压缩机来说,ηm=~。
将N=,ηm=(3-15)中,解得Nz=。
电机输入功率
微小型压缩机选择皮带传动时,还需要考虑到传动损失,则驱动机的功率公式:
(3-16)
ηc—为传动效率,一般皮带传动ηc=~。
将Nz=,ηc=(3-16)中,解得Nc=。
一般驱动功率还应留有(5%~15%)的功率储备,因而驱动机的功率公式:
将Nc=,按留有功率储备10%代入式(3-16)中,解得Nc’=。
参照《机械设计手册》[2],应选择电机型号为Y132S2-2。
电机额定功率:
。
电机转速:
2900r/min。
3.7压缩机的比功率
压缩机的比功率是指单位排气量所消耗的轴功率。
它是衡量空气压缩机先进性的重要指标。
比功率的计算公式:
(3-17)
将Nz=(3-17)中,解得Nr=
4结构设计
4.1活塞环设计
活塞环的结构形式及材料选择
活塞环的切口形式有直切口、斜切口和搭接口三种,为了工艺简便,采用直切口。
如图4-1所示。
活塞环的材料通常采用铸铁或专用钢[3]。
对于小直径活塞环,可选用合金铸铁制造。
因此,参考工厂经验,活塞环的材料可选择VTi合金铸铁。
活塞环数的确定
活塞环的环数可按以下式计算:
(4-1)
z—活塞环的环数;
—活塞两边最大压差,MPa。
将p1=,p2=(4-1)中,解得z=。
取z=2。
主要尺寸的确定
(1)径向厚度
(4-2)
t—活塞环径向厚度,mm;
D—气缸直径,mm。
将D=90mm代入式(4-2)中,解得t=(~)mm,取t=。
(2)轴向高度
(4-3)
h—活塞环的轴向高度,mm。
其中较小值用于大直径活塞环;
较大值用于小直径活塞环和压差较大的级中的活塞环。
轴向高度对密封性的影响不大,为减小摩擦面,不宜取得太大。
但轴向高度增加,活塞环的弹力也增加,易于克服其端面和活塞环槽面的摩擦,故密封压差较大时,增加高度是有益的。
将t=(4-3)中,解得h=(~)mm,取h=3mm。
(3)活塞环开口热间隙
公式如下:
(4-4)
α—活塞环材料的线性膨胀系数(1/℃)。
铸铁α=×
10-5/℃;
D—活塞环外径,mm;
t1—检验尺寸δ时活塞环本身的温度,通常取室温20℃;
t2—活塞环工作时的温度,通常取排气温度,℃。
将所得数据代入式(4-4)中,解得δ=,选择δ=~。
(4)自由状态下,活塞环开口宽度
(4-5)
pk—活塞环的比压,即在环本身的弹力作用下,使环紧贴气缸壁时,对缸壁的单位面积的压力,MPa;
设计压力可在下列范围内选取:
D>
150,pk=(~)MPa;
150≥D>
50,pk=(~)MPa;
E—弹性模量,MPa。
将所得数据代入式(4-5)中,解得A=,选择A=11~13mm。
4.2刮油环设计
刮油环的材料通常选择VTi合金铸铁。
刮油环的轴向厚度比活塞环略大些,其上铣有径向回油孔,刮油环的轴向厚度h3=。
4.3活塞销计算
活塞销的结构形式及材料选择
活塞销如图4-3所示,外形是一个等截面圆柱体,中间一般为与外圆同轴线的空心圆柱体[4]。
活塞销连接活塞和连杆,在活塞运动过程中,承受连杆的重量和连杆作用在活塞销的力,所以活塞销要有足够的强度和刚度。
材料多以20Cr为主。
活塞销主要结构尺寸的确定
活塞销的尺寸,根据最大活塞力作用下活塞销投影工作面上的许用比压初步确定后,按弯曲和剪切作用校核其强度。
活塞销的计算尺寸如图4-4所示。
(1)活塞销的直径
(4-6)
d—活塞销直径,mm;
Pmax—最大活塞力,N;
l0—连杆小轴衬套宽度,mm;
如图4-4所示;
[k2]—活塞销许用比压,活塞力始终在一个方向时,[k2]≤(12~15)×
106Pa;
活塞力的方向有变化时,[k2]≤(15~25)×
106Pa。
因为本设计中活塞力始终在一个方向,但变化较大,取[k2]=150×
105Pa,则d=。
参照市场实际尺寸,取d=20mm;
(2)活塞销的中心孔径
活塞销中心孔径一般取d0=(~)d=(~)×
20=12~14mm。
本设计取d0=12mm。
(3)连杆部件与活塞销座的间隙
连杆部件与活塞销座之间应留出一定间隙,使活塞销受力均匀,取间隙为
=mm。
(4)活塞销总长
l=2
+2l′+l0(4-7)
l′—活塞销与一侧活塞销孔的配合长度孔,按图4-10所示。
将已知尺寸代入式(4-7)中,解得活塞销总长l=80mm。
4.4活塞设计
活塞的结构形式及材料选择
活塞式压缩机的活塞基本结构型式有:
筒形、盘形、级差式、组合式、柱塞等。
对于微小型无十字头压缩机,气缸直径在150mm以下时,多数采用筒形活塞,如图4-5和图4-6所示。
目前,国内外用做活塞的材料,除铝合金外,还有铸铁、钢、陶瓷及复合材料等。
其中,铝合金应用的最多,铸铁次之,其它则较少[5]。
活塞的主要结构尺寸的确定
(1)不计密封环和刮油环高度时的活塞高度
(4-8)
Nmax—最大侧向力,N,Nmax=λPmax,λ=
;
Pmax—最大活塞力,N;
D—活塞直径,mm;
[k1]—筒形活塞支撑表面的许用比压,MPa,[k1]≤(~)MPa,
高转速压缩机为降低运动质量计取较大值;
低转速压缩机为减小摩擦取较小值。
根据热力学设计数据,不计密封环和刮油环高度时各级的活塞高度H′=。
(2)活塞的总高度
(4-9)
n,m—活塞环数和刮油环数;
h,h3—活塞环轴向高度和刮油环轴向高度,mm。
因而活塞高度:
H≥+2×
3+1×
活塞总高度H与活塞直径D一般关系为:
H=(~)D(4-10)
取H=70mm。
(3)活塞顶面至第一道活塞环的距离
c=(~)h(4-11)
将h=3mm代入式(4-11)中,解得c=(~9)mm,取c=5mm。
(4)活塞环之间的距离
c1=(~)h(4-12)
将h=3mm代入式(4-12)中,解得c1=(~)mm,取c1=3mm。
(5)裙座到底边的高度
L=(4-13)
将H=70mm代入式(4-13)中,解得L=48mm。
(6)活塞销中心线到底边的距离
h1=(4-14)
将L=48mm代入式(4-14)中,解得h1=29mm,取h1=32mm。
(7)活塞销座处的表面压力按下式确定
(4-15)
q—表面压力,MPa;
d—如图4-10所示,为活塞销外径,mm;
l′—活塞销在一侧销座中的支撑长度,mm,如图4-10所示。
表面压力的许用值:
活塞销在销座中为紧固支撑,铸铝活塞[q]≤(135~140)MPa。
活塞销直径d=20mm,取l′=mm,则q=,在允许范围之内,符合要求。
4.5曲轴设计
曲轴的结构形式及选材
曲轴是压缩机最主要运动件之一,其合理性、加工优劣和尺寸参数的精确对压缩机工作性能有巨大影响[6]。
压缩机曲轴有两种基本型式,即曲柄轴和曲拐轴[7]。
采用曲拐轴的压缩机,可以实现角式、立式等先进结构型式,使压缩机的结构紧凑,重量轻,而且在气缸列数设置方面几乎不受限制,便于满足要求。
因而用曲拐轴的居多[8]。
然而设计中选择曲柄轴。
Zjiang[9]使用
C++
编程对曲轴设计的进行了进一步的开发。
压缩机上用得较多,制造经验较成熟的,是中碳钢锻造曲轴。
但近年来由于铸造技术的发展,多采用球墨铸铁铸造曲轴,这样不仅可以节省原材料,还可以大量减少加工工时,并且有条件把曲轴的形状设计得更合理。
本设计选择曲轴的材料为45钢。
曲柄销直径
(4-16)
P—最大活塞力合力,N。
将最大活塞力P=4679N代入式(4-16)中,解得D=(~)mm。
参考工厂图纸,选择曲柄销直径D=38mm。
主轴颈直径
主轴颈直径公式:
(4-17)
D—曲柄销直径,mm。
将D=38mm代入式(4-17)中,解得D1=(38~42)mm,参考工厂图纸取D1=40mm。
为了便于安装,选择远离曲柄的轴颈直径D2=35mm。
轴颈长度
轴颈长度要与轴承宽度相适应。
参考工厂图纸,取主轴颈长度为18mm,另一轴颈长度为21mm。
曲柄厚度
(4-18)
大的曲柄厚度相应于小的曲柄宽度;
小的曲柄厚度相应于大的曲柄宽度。
在轴颈重合度S较大时,例如S/D>
,曲柄厚度t可酌情减小(10~20)%。
那么,将D=38mm代入式(4-18)中,解得t=(~)mm,参考工厂图纸,可取t=25mm。
曲柄宽度
(4-19)
将D=38mm代入式(4-19)中,解得h=(~)mm,参考工厂图纸,取h=45mm。
曲柄半径
根据所选取的活塞行程65mm的一半来确定曲柄半径,则曲柄半径r=。
4.6连杆设计
连杆是连接压缩机活塞与曲轴的一个重要组件,是主要运动受力部件之一,在工作时受到由活塞和连杆本身运动产生的惯性力、连杆螺栓的预紧力和气体力的作用,机械负荷重,工作条件恶劣。
因此,在连杆设计中,要保证连杆具有足够的结构刚度和疲劳强度,并最大限度地减缓应力集中[10]。
连杆的结构形式及选材
连杆包括杆体、大头、小头三部分。
杆体截面有圆形、环形、矩形、工字形等。
通常选择工字形截面,这样的杆体在同样强度时,具有最小的运动质量,但其毛坯必须用模锻或铸造,适用于高速及大批量生产的压缩机。
在连杆的大头小头处分别设置大小轴瓦,以方便装配调整,降低连杆的磨损。
传统上,多数连杆带有衬套(易损件),维修时只需更换大小头衬套,以降低维修费用。
选择与曲轴相同材料设计连杆,主要结构参数如图4-13所示。
连杆长度的确定
连杆长度l,即连杆大小头孔中心距,由曲柄半径r与连杆长度l的比值
决定。
λ越大,越容易使连杆在运动时与滑道壁相碰;
λ值越小,压缩机外形变大。
所以λ值必须取得适当。
对不同类型的压缩机,λ值取:
立式或角度式压缩机:
曲柄半径r=,则l=(130~146)mm,取l=140mm。
连杆大头瓦尺寸的确定
目前大多数压缩机考虑到制造、维修的便利,选择轴瓦的材料为ChSnSb11-6,取大头瓦内径为曲柄销直径近似,取D=39mm,参考工厂图纸,厚度S=mm,宽度b=18mm。
连杆小头衬套尺寸的确定
小头轴瓦近年广泛采用衬套结构,衬套的厚度S及宽度b(即l0)取:
(4-20)
(4-21)
d—十字头销或活塞销直径,mm。
小头衬套材料多采用ZQSn10-1。
取小头衬套内径d为活塞销直径20mm,则
S=×
20=mm,取S=2mm;
b=×
20=20mm,取b=18mm,即l0=18mm。
连杆的宽度
在工艺上考虑连杆大小头宽度取相等。
对于连杆宽度取B=mm,式中b为轴瓦的宽度,mm;
对于大头定位时,为大头瓦宽度;
对于小头定位时,则为小头衬套宽度。
大头宽度B1=×
18=mm,可取与大头轴瓦宽度相同的尺寸,则取B1=18mm;
小头宽度B2=×
18=mm,可取与小头衬套宽度相同的尺寸,则取B2=18mm。
连杆大小头的孔径
大头孔径取大头瓦外径为44mm,小头孔径取小头衬套外径为24mm。
连杆杆体结构尺寸的确定
(1)杆体中间截面的尺寸
(4-22)
dm—杆体中间截面面积的当量直径,mm;
P—列的最大活塞力,N。
当P>
2×
104N,杆体为工字形截面,式(4-22)~;
由于是非圆形截面的杆体,从式(4-22)求得dm后,必须再计算成当量面积:
(4-23)
以当量面积Fm为杆体的中间截面面积,再求得工字形的尺寸。
工字形截面的尺寸,如图4-14所示:
(4-24)
Bm=(~)H(4-25)
杆体的中间截面,即为H′与H′′的平均值处截面。
因而dm=(~)mm,取dm=15mm。
Fm=177mm2。
可解的Hm=,取Hm=20mm。
Bm=13mm,参照工厂图纸取Bm=5mm。
(2)杆体截面变化尺寸
杆体截面沿长度通常是直线变化的,并根据受力情况愈接近大头的截面尺寸愈大。
工字形的截面宽度Bm是不变的,其高度变化一般取:
在l′=(~)d1处:
H′=(4-26)
在l′′=(~)D1处:
H′′=Hm(4-27)
则l′=×
24=,取l′=20mm;
H′=×
20=16mm,取H′=20mm。
则l′′=×
44=,取l′′=40mm;
H′′=×
20=24mm,取H′′=24mm。
5动力学计算
动力学计算的主要任务是设计气缸的排列方式,选择电机转向和计算飞轮矩。
在零部件设计中,尽可能的把各列的往复运动质量设计成相等。
对W型压缩机,各列往复运动质量相等(即ms′=ms′′=ms),气缸中心线夹角为60°
(即γ=60°
)时,Ⅰ阶往复惯性力的变化规律是一个圆,可以用平衡重完全平衡掉。
5.1列的往复惯性力计算
活塞组件(包括活塞、活塞环、活塞销等)质量
活塞组件作直线往复运动,可按直线运动系统上任何质点的运动状态都一样的原则,简单地把活塞组件的质量当作集中在活塞销上,其总质量以mp表示。
根据设计选用的活塞无活塞杆和十字头,所以活塞组件的质量mp包括活塞的质量、活塞环的质量、刮油环的质量和活塞销的质量。
表5-1活塞组件的质量单位kg
活塞环(HT)
×
2
活塞(ZL)
刮油环(HT)
活塞销(20Cr)
连杆(组件)
连杆长度l=140mm,夹角为60°
作往复运动的总质量为:
mp=+×
2++=。
计算连杆质量
连杆在一平面内作往复摆动。
把连杆质量分解成两部分:
一部分(小头部分)随活塞组件作往复运动;
一部分(大头部分)随曲柄销作回转运动。
连杆质心位置无实测数据,工程上根据统计数据可取(30%~40%)作往复运动,(60%~70%)作回转运动,即:
连杆往复运动质量:
ml′=(~)ml(5-1)
连杆回转运动质量:
ml′′=(~)ml(5-2)
根据连杆的结构、设计尺寸和选材的密度,,,,既可以解得连杆往复运动质量ml′=(~)ml=×
=,连杆回转运动质量ml′′=(~)ml=×
列的往复运动总质量
列的往复运动总质量公式:
ms=mp+ml′(5-3)
则列的往复运动总质量为:
ms=mp+ml′=+=。
计算列的往复惯性力
压缩机中各运动零部件不等速运动或作旋转运动时,会产生惯性力,包括往复惯性力和旋转惯性力。
从牛顿第二定律知惯性力等于质量与加速度的乘积,且惯性力的方向恒与加速度方向相反,所以由往复运动质量所产生的往复惯性力为:
(5-4)
ω—曲柄的选择角速度,其值为πn/30,rad/s;
α—曲柄转角,°
λ—曲柄半径与连杆长度之比。
曲柄半径r=,曲柄旋转角速度ω=πn/30=,λ=1/,代入式(5-4)计算出曲柄转角从(0°
~360°
)一转的变化值,得:
I=×
(cosα+)=
- 配套讲稿:
如PPT文件的首页显示word图标,表示该PPT已包含配套word讲稿。双击word图标可打开word文档。
- 特殊限制:
部分文档作品中含有的国旗、国徽等图片,仅作为作品整体效果示例展示,禁止商用。设计者仅对作品中独创性部分享有著作权。
- 关 键 词:
- 毕业设计 论文 活塞 压缩机 设计 管理 资料