ZWT M8500压缩机曲轴结构设计及强度校核
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。
ZW型液化石油气压缩机曲轴仿真分析与设计
ｗｉ ｔ ｈ ｔ ｈ ｅ Ｓ ｏ ｌ ｉ ｄ ｗ ｏ ｒ ｋ ｓ ｓ ｏ ｆ ｔ ｗａ ｒ ｅ ，ａ ｎ ｄ ｔ ｈ ｅ ｉｓ ｒ ｋ ｐ ｏ ｉ ｎ ｔ ｏ ｆ ｆ ａ ｔ ｉ ｇ ｕ ｅ ｆ ａ ｉ ｌ ｕ ｒ ｅ ｏ ｆ ｔ ｈ ｅ ｃ ｒ ａ ｎ ｋ ｓ ｈ ｆｔ ａ ｗ ａ ｓ ｏ ｂ ｔ ａ ｉ ｎ ｅ ｄ ．Ｔ ｈ ｅ ｏ ｐ ｔ ｉ ｍｉ ｚ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ
ｓ ｈａ ｆｔ ｉ ｆ ｎ ｉ ｔ ｅ ｅ ｌ ｅ ｍｅ ｎ ｔ ａ ｎａ ｌ ｙｓ ｉ ｓ ｗａ ｓ ｃ ｏ ｎ ｄ ｕ ｃ ｔ ｅ ｄ ｏ ｎ ｔ ｈ ｅ ｂ ａ ｓ ｉ ｓ ｏ ｆ ｔ ｈ ｒ ｅ ｅ— — ｄ ｉ ｍｅ ｎ ｓ ｉ ｏ ｎ ａ ｌ ｍｏ ｄ ｅ ｌ ｏ ｆ ｔ ｈ ｅ ｃ ｒ ａ ｎ ｋ ｓ ｈａ ｆｔ ｅ ｓ ｔ ａ ｂ ｌ ｉ ｓ ｈｅ ｄ
分析 ， 得 到 了曲轴 疲 劳破 坏 的危 险点 。最后 利 用 Ａ Ｎ Ｓ Ｙ Ｓ软 件 建立优 化模 型并 对优化 后 的 曲轴
强度 进行 了验证 。结果表 明 ， 有 限元 法 可 以较 准确地 对 曲轴进 行疲 劳分析 ， 进 而对 曲轴 的设计
和 改进提 供理 论依 据 。
关键 词 ： 活塞式压缩机； 曲轴； 有限元； 优化
ｃ ｏ ｍｐ ｒ ｅ ｓ ｓ ｏ ｒ ｃ ｒ ａ ｎ ｋ ｓ ｈ ｆｔ ａ ｇ ｒ ｅ ａ ｔ ｌ ｙ ｉ ｍｐ ｒ ｏ ｖ ｅ ｓ ｏ ｐ ｅ ｒ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ｒ ｅ ｌ ｉ ａ ｂ ｉ ｌ ｉ ｔ ｙ ｏ ｆ ｃ ｏ ｍｐ ｒ ｅ ｓ ｓ ｏ ｒ ．Ｔａ ｋ ｉ ｎ ｇ ＺＷ 一０． ８ ／１ ０ —１ ６ ａ ｉ ｒ—ｃ ｏ ｏ ｌ ｅ ｄ
中图分类 号 ： Ｔ Ｈ ４ ５ ７
往复式压缩机曲轴强度校核分析
往复式压缩机曲轴强度校核分析作者：李炜来源：《科技风》2017年第13期摘要：本文以一台4列压缩机为研究对象，对曲柄连杆机构进行多体动力学分析，得到曲轴的动态载荷边界条件。
将载荷边界条件导入Ansys中对曲轴进行应力分析，得到了曲轴的应力分布及应力历程曲线，最后根据应力分析结果对曲轴进行了静强度和疲劳强度校核。
结果表明设计工况下该曲轴的强度符合设计规范要求，此种曲轴分析方法可以为同类型压缩机曲轴设计提供借鉴。
关键词：曲轴；多体动力学；有限元分析；强度校核Abstract： In this paper， a fourcolumn reciprocating compressor is used as research object，and the dynamic load boundary conditions of crankshaft were obtained by the multibody dynamics analysis of crank mechanism. Then the dynamic load boundary conditions were introduced into Ansys to analyze the stress of the crankshaft. The stress distribution and stress curve of the crankshaft were obtained. Finally， the static strength and fatigue strength of the crankshaft were checked according to the stress analysis results. The result shows that the strength of the shaft is in accordance with the design specification requirements， and this method can be used for reference to the design of the same type compressor crankshaft.Key words： crankshaft； multibody dynamics； finite element analysis； strength check往复式压缩机广泛应用于石化行业，是该行业的核心增压设备，它的安全性直接关系着整个生产线的正常运转[1]。
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。
空气压缩机曲轴零件的机械加工工艺及夹具设计目录及摘要word文档
目录摘要 (I)ABSTRACT (2)1 绪论·························错误！未定义书签。
2 零件分析························错误！未定义书签。
2.1零件的作用·····················错误！未定义书签。
2.2零件的工艺分析···················错误！未定义书签。
2.3零件加工的主要问题和工艺过程设计分析········错误！未定义书签。
3 工艺规程设计·····················错误！未定义书签。
(整理)空气压缩机曲轴零件毕业设计
空气压缩机曲轴零件的机械加工工艺及夹具设计目录摘要 (I)ABSTRACT (I)1 绪论 (1)2 零件分析 (2)2.1零件的作用 (2)2.2零件的工艺分析 (2)2.3零件加工的主要问题和工艺过程设计分析 (2)3 工艺规程设计 (5)3.1确定毛坯的制造形式 (5)3.2基面的选择 (5)3.2.1 粗基准选择 (5)3.2.2 精基准的选择 (5)3.3制定工艺路线 (5)3.4机械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的确定 ·························错误！未定义书签。
3.5 确定切削用量及基本工时·················································错误！未定义书签。
3.6 时间定额计算及生产安排·················································错误！未定义书签。
无油压缩机可拆装组合曲轴的扭转变形规律研究
无油压缩机可拆装组合曲轴的扭转变形规律研究王衡，赵忖，彭程宇，张文珊（西安交通大学能源与动力工程学院，陕西西安710049）[摘要]：空压机的无油化是一种必然的趋势，而制造微小型无油空压机的难点在于曲轴和活塞销的无油结构设计，针对此问题，有学者设计了一种用于无油空压机的可拆装的组合式曲轴，此类曲轴在工作受力状态下的的强度、挠度和抗扭转变形性能与其结构尺寸的关系确定，是这种曲轴投入工程应用的首要问题。
本文通过理论计算得出了载荷作用下，曲轴上的外力和关键截面上的内力的解析解，对不同结构参数和载荷的曲轴进行有限元计算，分析了各参数对曲轴形变的影响，为后续相关工程应用提供理论依据。
[关键词]：无油空压机；组合曲轴；曲轴扭转变形中图分类号：TH45文献标志码：A文章编号：1006-2971（2020）04-0001-06Research on Torsional Deformation of Detachable AssemblyCrankshaft of Oil-free CompressorWANG Heng,ZHAO Cun,PENG Cheng-yu,ZHANG Wen-shan(School of Energy and Power Engineering,Xi'an Jiaotong University,Xi'an710049,China)Abstract:It's an inevitable trend for air compressors to be oil-free,and the difficulty of manufacturing small oil-free air compressors is the design of oil-free structure of crankshaft and piston pin.Some researchers designed a kind of detachable assembled crankshaft used for oil-free air compressors,and the relationship between the strength,deflection and torsional deformation resistance of such crankshafts under working stress and their structural dimensions is the primary problem in the engineering application of this crankshaft.In this paper, force reaction and internal stress on the key section were calculated,finite element calculations were performed on crankshafts with different structural parameters and loads,and the influence of each parameter on the deformation of the crankshaft was analyzed.It has provided theoretical basis for the further relavant engineering application.Key words：oil-free air compressor;assembly crankshaft;torsional deformation1引言在现今的动力装备行业，节能减排是最重要指标之一，市场上现有的微、小型空压机中，滴油活塞式空压机占比很高，进入气缸的润滑油会与排出的压缩空气一起进入大气环境，造成空气污染，使用过的润滑油也是环境的污染物，同时收稿日期：2020-02-06参数数值主轴转速n （r/min ）1350曲柄连杆比λ0.4额定排气量Q （min ）350额定排气压力p d （MPa ） 1.3一级气缸缸径（mm ）90一级排气压力（表压）（MPa ）0.33二级气缸缸径（mm ）45二级排气压力（表压）（MPa ）1.3图1组合式曲轴三维模型它的消耗也会增加空压机的使用成本，因此，很多学者认为，空压机的无油化是一种必然的趋势[1-3]。
l型压缩机曲轴的结构设计和校核计算
l型压缩机曲轴的结构设计和校核计算下载温馨提示：该文档是我店铺精心编制而成，希望大家下载以后，能够帮助大家解决实际的问题。
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曲轴皮带轮螺栓强度校核
学术|制造研究ACADEMIC曲轴皮带轮螺栓强度校核Strength Check of Crankshaft Pulley Bolt（上汽通用五菱汽车股份有限公司，柳州 545007）（SAIC GM Wuling Automobile Co.,Ltd.，Liuzhou 545007，China）莫家驹、梅夏、韦善景、黄振华、穆建华、高树亮Mo Jiaju、Mei Xia、Wei Shanjing、Huang Zhenhua、Mu Jianhua、Gao Shuliang摘要：本文通过对某型号发动机前端负载进行分析，叠加出加载在曲轴前端上的最大扭矩；计算由于皮带轮螺栓夹紧力的作用，及形成曲轴链轮与曲轴端面产生的摩擦力矩。
将摩擦力矩与最大扭矩的比值作为螺栓的安全系数，比较该螺栓安全系数和评价标准，评估得出该螺栓的强度不满足设计要求。
在增大螺栓直径后，经过计算，新的螺栓强度满足设计要求。
关键词：曲轴皮带轮；螺栓；强度；安全系数中图分类号：U464.13 文献标识码：AAbsrtact ：In this paper，by analyzing the front-end load of a certain type of engine, the maximum torque loaded on the front-end of crankshaft is superimposed，calculate the friction torque between crankshaft sprocket and crankshaft end due to the clamping force of pulley bolt. The ratio of friction torque and maximum torque is taken as the safety factor of the bolt，and the safety factor and evaluation standard of the bolt are compared. It is concluded that the strength of the bolt does not meet the design requirements. After increasing the diameter of the bolt, the strength of the new bolt can meet the design requirements.Keywords ：crankshaft Pulley ；bolt ；strength ；safety factorl0 引言发动机运行过程中，曲轴、皮带轮和曲轴链轮是通过它们之间的接触面摩擦力进行力矩的传递，进而带动曲轴前端的一系列轮系进行转动。
ZW 型液化石油气压缩机曲轴仿真分析与设计
ZW 型液化石油气压缩机曲轴仿真分析与设计范恒亮;周毅钧;侯克邦;杨丙雪【摘要】曲轴是活塞式压缩机的关键零部件之一，对压缩机曲轴的疲劳强度进行准确的分析可以极大地提高压缩机的运行可靠性。
以ZW－0．8／10－16风冷立式双缸单作用液化石油气压缩机为例，首先利用Solidworks软件建立了曲轴的三维模型，接着通过对压缩机曲轴的有限元分析，得到了曲轴疲劳破坏的危险点。
最后利用ANSYS软件建立优化模型并对优化后的曲轴强度进行了验证。
结果表明，有限元法可以较准确地对曲轴进行疲劳分析，进而对曲轴的设计和改进提供理论依据。
%The crankshaft is one of the key parts of piston compressor; accurate analysis of fatigue strength in compressor crankshaft greatly improves operation reliability of compressor.Taking ZW-0.8/10-16 air-cooled vertical two-cylinder single-acting liquefied petroleum gas compressor as an example, the compressor crank-shaft finite element analysis was conducted on the basis of three-dimensional model of the crankshaft established with the Solidworks software, and the risk point of fatigue failure of the crankshaft was obtained. The optimization model was established by ANSYS software to verify the optimized crankshaft strength .The results showed that the crankshaft fatigue analysis is more accurate with the finite element method, which provides a theoretical basis for design and improvement of the crankshaft .【期刊名称】《安徽理工大学学报（自然科学版）》【年(卷),期】2015(000)002【总页数】4页(P60-63)【关键词】活塞式压缩机;曲轴;有限元;优化【作者】范恒亮;周毅钧;侯克邦;杨丙雪【作者单位】安徽理工大学机械工程学院，安徽淮南 232001;安徽理工大学机械工程学院，安徽淮南 232001;安徽理工大学机械工程学院，安徽淮南 232001;安徽理工大学机械工程学院，安徽淮南 232001【正文语种】中文【中图分类】TH457曲轴是活塞式压缩机的重要部件之一，其主要作用是将电机的回转运动转变为活塞在气缸内的往复运动。
往复压缩机曲轴强度校核
往复压缩机曲轴强度校核程万波【摘要】On the basis of compressor synthesis force, the software of Matlab is used to compute the stress of dangerous section of the crankshaft, and check the strength of the crankshaft by composite stress. Results show that static strength and fatigue strength safety factor meet the requirement, which provides theoretic reference for crankshaft design of similar types of reciprocating compressors.%基于压缩机综合活塞力,利用Matlab软件编写程序求解曲轴危险截面上的应力,利用复合应力对曲轴进行强度校核.结果表明工况下曲轴静强度和疲劳强度安全系数满足要求,为同类型往复压缩机曲轴设计提供了理论参考.【期刊名称】《压缩机技术》【年(卷),期】2017(000)006【总页数】6页(P28-32,35)【关键词】应力;曲轴强度;Matlab;压缩机【作者】程万波【作者单位】自贡机一装备制造有限公司,四川自贡 643000【正文语种】中文【中图分类】TH457压缩机曲轴在不同的设计方案（工况）下受力情况不同，为保证曲轴的安全性和可靠性，应对每种设计方案（工况）进行校核。
曲轴校核过程如图1。
现以常压进气，5.0 MPa排气，775 Nm3/h，行程100 mm，转速1000 r/min，曲柄销直径120 mm（参数见表1，结构见图2）为例，计算得出综合活塞力后，利用Matlab软件求解曲轴危险截面的应力，对曲轴进行静强度和疲劳强度校核。
基于UG环境下的压缩机曲轴强度计算与分析
基于UG环境下的压缩机曲轴强度计算与分析邢万坤;尹来【摘要】利用有限元分析的方法和UG软件的功能,对活塞压缩机的曲轴创建三维力的分析模型,探讨进行曲轴的静强度和疲劳强度的校核方法,并结合曲轴实例建模、解算.【期刊名称】《压缩机技术》【年(卷),期】2014(000)001【总页数】3页(P6-8)【关键词】活塞压缩机;曲轴;强度计算;分析【作者】邢万坤;尹来【作者单位】吉林化工学院,吉林吉林132022;吉林化工学院,吉林吉林132022【正文语种】中文【中图分类】TH457在活塞压缩的运动机构中，曲轴是最重要的零部件之一。
由于其结构较一般的轴类特殊和承受着周期性变化的综合活塞力而传递过来的切向力、法向力及驱动机带来的驱动力矩的特点。
各截面受力比较复杂，强度校核计算比较繁琐。
利用功能强大的UG NX高端工程软件，运用有限元分析和计算基础进行结构分析和强度校核，具有精度高，运算速度快，方便、直观，操作界面友好的优势。
可优于传统的计算手段，并便于结构方案对比，为后续数字化加工制造奠定基础。
2.1 校核过程框图（如图1）2.2 曲轴受力图（如图2）2.3 轴承处支反力计算在曲拐水平面上轴承支反力在曲拐垂直平面轴承支反力以2列立式曲拐错角δ=180°的2Z-6/8型压缩机为例，结构、性能参数如下：曲轴转速n=740 r/min连杆比λ=0.218活塞行程s=120 mm曲拐错角δ=180°曲轴材料QT600-3抗拉强度 [σb]=600 MPa屈服极限 [σs]=420 MPa切向力、法向力、输入扭矩由动力计算提供，输入后计算出轴承处支反力。
在结构设计完成后，曲轴的强度校核是分别根据曲轴所受的实际最大载荷，做机械强度和刚度的验算。
机械强度计算主要指静强度、疲劳强度的验算；刚度的验算指变形值的验算。
由于曲轴结构的特殊性和受非对称交变载荷复杂的特点，一般要在受力分析的基础上，分别验算4个最大载荷的危险位置时，危险截面上的最大应力、应变。
采用多体动力学的压缩机曲轴结构优化
采用多体动力学的压缩机曲轴结构优化王枫;陈征;李花;冯健美【摘要】以小型活塞式压缩机为研究对象,提出了降低曲轴系统扭振幅值、提高曲轴强度、轻量化曲轴的优化设计方法.在考虑电机转动惯量影响的同时建立了曲轴系统多体动力学模型,利用正交试验方法从多个设计参数中筛选出影响曲轴系统扭振和强度性能的显著因子,并在显著因子和曲轴系统一个周期内的最大扭转角、峰值应力及质量下拟合了二阶响应面模型,采用非劣排序遗传算法(NSGA-Ⅱ)对二阶响应面拟合模型进行了优化.通过对某W型活塞式压缩机平衡重过渡圆角半径、曲轴偏心距和曲柄厚度进行优化显示,压缩机曲轴质量、自由端扭转角、峰值应力与初始值相比分别下降了11.31％、22.9％、25.10％,表明优化后曲轴系统的扭振幅值下降,质量减轻,强度提升.研究结果可为优化压缩机设计、提高曲轴的性能提供参考.%An optimization design for the crankshaft of small reciprocating compressors is proposed aiming at reducing the torsionalvibration,improving the strength and reducing the mass of the crankshaft system.A multi-body dynamic model of the crankshaft is established considering the motor moment inertia,and the orthogonal test is applied to determine the most remarkable factors affecting vibration and strength of the crankshaft system.A second-order response surface model is constructed by fitting the parameters of the selected remarkable factors,i.e.maximum torsional angular,mass and peak stress during every working cycle.All second-order analytic models are optimized with non-dominated sorting genetic algorithm.A case of W-type reciprocating compressors is investigated,where the parameters of the round radius ofthe counterweights,the eccentric distance,and the crank thickness are optimized,and the mass,the torsional angular and the peak stress are then reduced by 11.31％,22.9％ and 25.10％ respectively.The optimal results show that the crankshaft mass and torsional vibration amplitude are reduced,and the strength is improved.【期刊名称】《西安交通大学学报》【年(卷),期】2017(051)003【总页数】7页(P7-13)【关键词】活塞式压缩机;曲轴;优化设计;动力学【作者】王枫;陈征;李花;冯健美【作者单位】大连交通大学动车运用与维护工程学院,116028,辽宁大连;大连交通大学动车运用与维护工程学院,116028,辽宁大连;大连交通大学动车运用与维护工程学院,116028,辽宁大连;西安交通大学能源与动力工程学院,710049,西安【正文语种】中文【中图分类】TH457;TB652随着市场对低振、低噪产品需求的日益增加，压缩机的振动、噪声特性无疑是客户衡量和采购产品的重要参考依据。
活塞压缩机曲轴的强度计算
根据曲轴的受力情况 ,除承受原动机输入的扭 矩外 ,还要周期性地承受由于压缩气体产生的气体 力和惯性力 ,因而各截面产生交变的弯曲应力及扭 转应力 。一般静强度验算要校核的危险截面包括驱 动侧主轴颈与曲柄过渡处截面 、曲柄销油孔截面处 、 曲柄截面等 ,见图 1 曲轴受力及危险截面示意图 。 主轴颈 、曲柄销截面的应力情况见图 2所示 ,曲柄截 面应力比较复杂见表 2中截面应力图 。 212 主要计算过程
Ⅳ截面 ,参见图 1。分析各截面应力并按顺序分别
·45·
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表 4 计算结果
内容
静强度校核 [σ] = 60～80 MPa
疲劳强度校核 [ n ] ≥115～3
截面
最大应力 宽方向复合应力 窄方向复合应力 复合应力 总安全系数
σ (MPa) σ′(MPa)
σ″(MPa) σ (MPa)
[ 6 ] 陈永江. 容积式压缩机原理与结构设计 [M ]. 西安 :西安交通 大学出版社 , 1985: 253 - 263.
利用 Excel软件直接进行压缩机曲轴的强度计
作者简介 :张秀兰 ,女 ,副教授 ,主要从事基础理论的教学和科研工 作。
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The Strength Ca lcula tion of the P iston Type Com pressor Crankshaft
ZHANG Xiu2lan, X ING W an2kun
( J ilin Institu te of Chem ica l Technology, J ilin 132022, Ch ina)
AR
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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 驱动侧的曲柄销截面 I-I ............................... 错误！未定义书签。
1.2.2驱动侧主轴颈截面III-III ............................. 错误！未定义书签。
1.2.3 驱动侧曲柄截面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 第一个危险截面 .......................................................... 错误！未定义书签。
2.1.1 被驱动侧的曲柄销截面I-I......................... 错误！未定义书签。
2.1.2被驱动侧主轴颈截面III-III ......................... 错误！未定义书签。
2.1.3 被驱动侧曲柄截面V-V .................................... 错误！未定义书签。
2.2 第二个危险截面 .......................................................... 错误！未定义书签。
2.2.1 驱动侧的曲柄销截面I-I ................................ 错误！未定义书签。
2.2.2驱动侧主轴颈截面III-III ............................. 错误！未定义书签。
2.2.3 驱动侧的曲柄截面V-V .................................... 错误！未定义书签。
2.3第三个危险截面 ........................................................... 错误！未定义书签。
2.3.1 驱动侧的曲柄销截面I-I ................................ 错误！未定义书签。
2.3.2 驱动侧主轴颈截面III-III ............................ 错误！未定义书签。
2.3.3驱动侧主轴颈截面V-V ..................................... 错误！未定义书签。
2.4 第三个危险截面 .......................................................... 错误！未定义书签。
2.4.1驱动侧的曲柄销截面I—I ............................... 错误！未定义书签。
2.4.2 驱动侧的曲柄销截面III—III ...................... 错误！未定义书签。
2.4.3 驱动侧的曲柄销截面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：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：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=（4.6～5.6）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-(60-265) =12.5mmD S =655.12=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=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dl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，三个截面，如图所示 截面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：4705.1025.367212211R R L L R L R A R -=-=4705.1025.367122112R R L L R L R B R -=-=曲拐垂直平面上：4705.1025.3674705.1025.367122112212211T T L L T L T B T T L L T L T A T T -=-=-=-=驱动侧的曲柄销截面 I-I弯曲力矩：22L B M L B M T T R R ==总弯曲力矩:22T R M M M +=ω弯曲应力：33316.28749661.01.0mm d W WM =⨯===ωωσ 扭曲应力：)60(mm r r B M M t d =-=扭转应力：WM2=τ224τσσω+= 驱动侧主轴颈截面III-III弯曲力矩：11m B M m B M T T R R ==总弯曲力矩：332225.614121.0mmd W M M M TR ==+=ω弯曲应力：WM ωωσ= 扭转力矩：d M M =扭转应力：WM2=τ复合应力:224τσσω+=驱动侧曲柄截面V-V曲拐侧面中弯曲力矩：)2(21a L B M R -=ω)90,50(21mm h mm b hb M ===ωωσσ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：222bhM ωωσσ=截面上最大应力：b r σσσσω++=1扭转力矩：)2(2aL B M T -=在曲柄截面上宽方向的扭转应力：2129bh M≈τ在曲柄截面上狭方向的扭转应力：2229bh M≈τ曲柄截面上宽方向的复合应力：212214)(τσσσω++='曲柄截面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 第一个危险截面取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 =N 159947023505.10227005.367=⨯-⨯ R B =N 124947027005.10223505.367=⨯-⨯ T A =0 T B =0 d M =0被驱动侧的曲柄销截面I-IR M =R A 2L ∙=1599×102.5=163898N ∙mmT M =T A 2L ∙=0ωM =22T R M M +=163898N ∙mmW =0.13d =ωσ=W M ω=36.287491638981mm mmN ∙=5.7Mpa被驱动侧主轴颈截面III-III==1m A M R R 1599N ∙15mm=23986N ∙mm 01==m A M R Tmm N M ∙=23985ω=∙==35.6141223985mm mmN W M ωωσ0.39Mpa M =0=d M02==WMτ 复合应力：224τσσω+==0.39MPa被驱动侧曲柄截面V-V曲拐平面的弯曲力矩mm N A M R ∙=⨯=63960401ω 弯曲应力MPa mmhb M 7.1905063960632211=∙∙⨯==ωωσσ 曲拐垂直面中的力矩02=-=R A M M T d ω 弯曲应力02=ωσ 截面上拉应力MPa mmN bh A R b 36.0905015993=⨯==σ 截面上最大应力：MPa b 06.236.007.121=++=++=σσσσωω0)2(2=-=αL A M T02921==hb Mτ 02=τ MPa 06.24)(21221'=++=τσσσωωMPa b 36.04)(2122"=++=τσσσωω2.2 第二个危险截面取,,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 αN A r 3.371947069005.1021.66815.367=⨯-⨯=N B R 2.39384701.66815.10269005.367=⨯-⨯=N B T 6.327547055605.10257405.367=⨯-⨯=驱动侧的曲柄销截面I-Imm N L B M R R ∙=⨯==5.4036655.1022.39382mm N L B M T T ∙=⨯==3357495.1026.32752MPa M M M T R 9.52504222=+=ωMPa W M26.186.287499.525042===ωσmm N mm N mm N r B M M T d ∙=∙-∙=∙-=505464606.3275702000MPa mm mmN W M79.86.28749250546423=⨯∙==τ 复合应力：MPa 3.25422=+=τσσω驱动侧主轴颈截面III-IIImm N m B M R R ∙=⨯==59073152.39381mm N m B M T T ∙=⨯==49134156.32751mm N M M M T R ∙=+=9.7683522ωMPa W M 25.15.614149.76935==ωωσ扭转力矩：mm N M M d ∙==702000MPa mm W M 72.55.61414270200023=⨯==τ MPa 51.1172.5425.142222=⨯+=+=τσσω驱动侧的曲柄截面V-Vmm N L B M R W ∙=⨯=-⨯=-=157528402.938.)25.615.102(2.3938)2(21α MPa h b M W 2.4905015752862211=⨯⨯==σσω mm N K B M M T d W ∙=⨯-=-=9.58817275.346.32757020002MPa bh M W 71.890509.58817262222=⨯⨯==σσω MPa bh B R b 88.090502.3938=⨯==σ 截面上最大应力：MPa b 79.1388.071.82.421=++=++=σσσσωωmm N L B M T ∙=⨯=-=131024406.3275)2(2α MPa h b m 14.290502131024929221=⨯⨯⨯==τ MPa bh m 46.190502131024929222=⨯⨯⨯==τ 曲柄截面宽方向复合应力：MPa b 06.614.24)88.02.14(4)(222121=⨯++=++='τσσσωMPa b 02.1046.14)88.071.8(4)(222222=⨯++=++=''τσσσω2.3第三个危险截面取,,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：NB NA NB NA T T R R 2.610847042605.10290005.3672.136847090005.10242605.3673.355847025255.10252555.3673.82847052555.10225255.367=⨯-⨯==⨯-⨯==⨯-⨯==⨯-⨯=驱动侧的曲柄销截面I-Imm N L B M R R ∙=⨯==8.3647255.1023.35582mm N L B M T T ∙=⨯==5.6260905.1022.61082 mm N M M M T R W ∙=+=8.72456822M PaW MW 5.256.287498.724568===ωσmm N r B M M T d ∙=⨯-=-=520108602.6108886600 MPa W M0.96.2874925201082=⨯==τMPa w 21.31422=+=τσσ驱动侧主轴颈截面III-IIImm N m B M R R ∙=⨯==5.53374153.35581 mm N m B M T T ∙=⨯==91623152.6681mm N M M M T R W ∙=+=9.10603522M Pa W Mw73.15.6141207.119356===ωσm m N M M d ∙==886600M Pa W M22.75.6141228866002=⨯==τMPa W 54.1422.7473.142222=⨯+=+=τσσ 驱动侧主轴颈截面V-Vmm 142332403.3558)2(21∙=⨯=-=N L B M R W αa 79.390501423326hb 2211M P M W =⨯⨯==σσω mm N K B M M T d W ∙=⨯-=-=05.67434075.342.61088866002 M Pa bh M W 99.9905005.67434062222=⨯⨯==σσω M Pa bh B R b 79.090503.3558=⨯==σ MPa b 57.1479.099.979.321=++=++=σσσσωωab a b a a T MP MP MP h b M MP h b M m mN L B M 12.1171.24)79.099.9(4)(80.1089.44)79.079.3(4)(71.29050224432892989.490502244328929244328402.6108)2(222222''222121'2222212=⨯++=++==⨯++=++==⨯⨯⨯=≈=⨯⨯⨯=≈∙=⨯=-=τσσστσσστταωω2.4 第三个危险截面取,,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：N B N A N B N A T T R R 16.483547060105.10278605.3672.298547078605.10260105.3671.2464703.22975.1023265.3672.17254703265.1023.22975.367=⨯-⨯==⨯-⨯==⨯-⨯==⨯-⨯=驱动侧的曲柄销截面I —IMPaMP W M m mN r B M M MP W M m mN M M M m m N L B M m m N L B M a T d a W W T R W T T R R 16.26483.96.2874924.56509024.5650906013.483585520026.176.287497.5114603.462729.4956035.10216.483525.252255.1021.246222222=+==⨯==∙=⨯-=-====∙=+=∙=⨯==∙=⨯==τσστσω驱动侧的曲柄销截面III —IIIMPaMP W M m mN M M MP W M m mN M M M m m N m B M m m N m B M a d a W W T R W T T R R 97.13496.65.614122855200285520018.15.6141228.7262128.726214.725271516.48355.3691151.246222211=+==⨯==∙=====∙=+=∙=⨯==∙=⨯==τσστσω 驱动侧的曲柄销截面V —Va b a b T a b a b a W T d W aW R W MP MP MPa h b m MPa h b m m mN L B M MP MP h b AR MP h b M m m N K B M M MP h b M m mN L B M 99.715.24)38.036.6(4)(75.787.34)38.0042.0(4)(15.2905024.19340692987.3905024.1934069294.1934064016.4835)2(782.638.036.6042.038.090502.172536.690802.68717862.68717875.3416.4835855200042.09844401.246)2(222222''222121'2222212212222221121=⨯++=⨯++==⨯++=⨯++==⨯⨯⨯===⨯⨯⨯==∙=⨯=-==++=++==⨯===⨯⨯==∙=⨯-=-===∙=⨯=-=τσσστσσσττασσσσσσσσσαωωωωωω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。