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。

2.3.1驱动侧的曲柄销位置1-1 ............... 错误！未定义书签。

2.3.2驱动侧主轴颈位置III-III ............... 错误！未定义书签。

2.3.3驱动侧主轴颈位置V-V .................... 錯误！未定义书签。

2.4第三个危险位置.................................. 错误！未定义书签。

2.4.1驱动侧的曲柄销位置I —I ................ 错误！未定义书签。

2.4.2驱动侧的曲柄销位置III —III ........... 错误！未定义书签。

2.4.3驱动侧的曲柄销位置V—V ................ 错误！未定义书签。

第三章曲轴的疲劳强度验算....................... 錯误！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：你懂得
设计题目：XXXXX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：
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：XXX
2013.12.24 第一章活塞式压缩机曲轴结构设计
铸造曲轴可节省原材料，耐磨性与消震好•由于铸铁中石墨有利于润滑及贮油，所以耐磨性好.同样，由于石墨的存在，灰口铸铁的消震性优于钢•工艺性能好•
另外，由于石墨使切削加工时易于形成断屑，所以灰口铸铁的可切削加工性优于钢.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的疲劳强度，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 ) . 1.3
=(4.6 〜5.6 ) X 1.140
=5.3 〜6.4 cm
为保证安全，取D=65cm 主轴颈直径
u=(1 〜1.1)D
=(1 〜1.1) X 65
=65 〜71.5mm
为保证安全，取D1= 80mm
曲柄销与主轴颈的中心线间距离S' = 60mm
所以S=D1-(S ' -D1)
2 2
80 sc 65、
= -(60-
)
2 2
=12.5mm
S _12.5
D 65 =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) X 65
=39 〜45.5mm
取t=50mm
曲柄宽度
h= (1.2 〜1.6 ) D
=(1.2 〜1.6 ) X 65
=78 〜104mm
取h=90mm
过度圆角半径
r=( 0.06 〜0.09)X 65
=(0.06 〜0.09 ) X 65
=3.9 〜5.85mm
取r=5mm
2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，轴颈丄值比较小,
并采用刚度高的
d
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。

许用应力二s=420Mpa
420
[；「]= - = =84〜120mm
[n] 3.5~ 5
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
1=365+ (35+2.5+15+50)X 2=470mm
l1 =265+35+15+2.5+50=367.5mm l 2 =35+50+2.5+15=102.5mm
取四个校对位置，三个位置，如图所示位置I —I ,川一川,V —V
材料为稀土 ---镁---球墨铸铁。

加平衡重
I r =0
曲拐平面上： 367.5R -102.5R 2 470 367.5R 2 -102.5R
470
曲拐垂直平面上:
驱动侧的曲柄销位置I-I
弯曲力矩：
M R = B R L 2
M T = B T
L 2 总弯曲力矩：
M .,= M R M T
弯曲应力：
厂.此
尬W
W =0.1d 3 =0.1 663 = 28749.6mm 3
扭曲应力：
M 二 M d -B t r(r = 60mm)
扭转应力：
M T = -- 2W
A T T 1 L i - E L 2 L 367.5j-102.5T 2 470
B T T 2L 1 -T1L 2
367.5T 2 -102.5T 1
470 RL )— R 2 L 2
复合应力:
驱动侧主轴颈位置III-III
弯曲力矩：
M R = B R mi|
M T=B T mi
总弯曲力矩：
M』：》M R M；
3 3
W2=0.1d =61412.5mm
弯曲应力：
旦.
W
扭转力矩：
M =M d
扭转应力：
M
T = ---
2W
复合应力：
2■ 4 ■2
驱动侧曲柄位置V-V
曲拐侧面中弯曲力矩：
M = B
2
弯曲应力:
6M「―、
/（b =50mm.h =90mm）1 hb2
曲拐垂直平面中弯曲力矩：
M z=Md-B T K（由图计算K=34.75）
弯曲应力：
；bh2
位置上最大应力：
一i • 6 • 6
扭转力矩：
M =B T（L2 -？）
2
在曲柄位置上宽方向的扭转应力:
在曲柄位置上狭方向的扭转应力:
9M
2bh2
9M
22bh2
曲柄位置上宽方向的复合应力：
'二二.d ―)2• 42
曲柄位置上狭方向的复合应力：
—S~-1 - -2)2 - 4 2
第二章活塞式压缩机曲轴结构校核2.1第一个危险位置
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：
A R=367-5 3500 -102-5 3150 .2049.73N
470
B R = 367.5 3150 -102.5 3500
470
= 1249N
A T =0
B T =0 M d =0
被驱动侧的曲柄销位置I-I
M R =A R *L2 =2049.73 X102.5=210097.325N *mm M T =A T * L2 =0
M.= M R2M T2 =210097.325^ mm
W=0.1 d3=0.1x66 3=28749.6mm
c =M , = 210097
.
325N
：
mm
W 28749.6mm
=12.4MPa
被驱动侧主轴颈位置III-
III
M R= A R m1 =2049N・15mm=30735Nmm
M T= A R m1= 0
M 二23985N *mm
M , 23985 • mm
一 3 W 61412.5mm =
0.39Mpa
M =M d =0
M 门 .= --- =0
2W 复合应力：
er = J%2
+4, =0.39 MPa
被驱动侧曲柄位置 V-V
曲拐平面的弯曲力矩
M 1 = A R 40=2049.73x40 = 82000N • mm = 2.187MPa
曲拐垂直面中的力矩
弯曲应力二2 =0
位置上拉应力匚厂冬
2049.73N
3 =0.46MPa
bh 50 乂 90mm
位置上最大应力：
「2 二b =2.187 0 0.46 二 2.647MPa
M =A T （L 2
）=0 2
i - （I 二 2）2
4 ・12
=2.187 MPa
；「"=；（二 2 匚 b ）2 4 ¥ 二 0.46MPa
2.2第二个危险位置
取〉二：
Rmax
=230 , n 二n,即曲轴位于最大法向力R max 位置，且压缩机以额定转速 转动
时：
由动力计算部分可知
R max - - 230 , n = n
9M
2b 2
h -0 2
=0
弯曲应力二.1 =
6 82000
2
3
50 *90 *mm
M =M d -B T = 702000N ・mm-4959N *60mm = 505464N * mm
M _ 505464 N *mm 2W "
2 28749.6mm
3 复合应力-
2
42 =10.6MPa
驱动侧主轴颈位置III-III
M R = B R m j = 3938.2 15 =59070N ・mm M T
=B T m =4959 15 = 54840N *mm
M • . = , M R 2
M T 2
=80602.05 N *mm
M. 80602.05—
‘5=61414.5 心呎
扭转力矩：
B T
367.5 7381.1 -102.5 7600 470
367.5 7600 -102.5 7381.1 470 二 3720N = 3938.2N
367.5
6360
_102.5 6540
*59N
470
驱动侧的曲柄销位置I-I
M R = B R L 2 =3938.2 102.5 = 403665.5N * mm M T
二 B T
L 2 =4959 102.5 =335749N ・mm
2 2
R M T
=285689 MPa
M 285689
W 一 28749.6
=9.93 MPa
=8.79MPa
M 二M d = 745000N *mm
M 745000
3
二 6.065 MPa
2W 2 61414.5mm 厂 …:2
4.2 = .1.32
4 6.0652 =6.206MPa
驱动侧的曲柄位置 V-V
ot
M WI =B R (L 2
)=3938.2 (102.5 - 61.25) =3938.2 40 =643863 N • mm 2
6 643863 = 17.3MPa M W2 二M d -^K =745000-4959 34.75 = 618868N *mm 6M W2 6 618868
bh 2
一 50 902
位置上最大应力:
厂-；.-〕；「2 ；「b = 17.3 16.67 0.87 =34.84MPa M 二 B T (L 2 - 一)=4959 4^ 146240N *mm
2
曲柄位置宽方向复合应力:
1
「(17.3—0.87)2—4一2.922 =21.6MPa 二 —(二 2 二b )2
4 ； =(16.67
0.87)2 4 1.6252 二 18.7MPa
2.3第三个危险位置
取〉二:max =290, n 二n,即曲轴位于最大切向力T max 位置，且压缩机一定额定转 速转动时：
2
50 90
6M
W1
b 2h
= 16.67MPa
B R bh 3938.2
50 90
=0.87 MPa
9m 2b 2
h 9 146240
2 502 90 = 2.9248 MPa 9m 2bh 2
9 146240
2 50 902 = 1.625MPa
M 二 M d -
= 900600 -10222 60 二 303450N - mm
驱动侧主轴颈位置III-III
A R 367.5
3325
_
102
.5
595
J i306N
470
B R 36
7.5
5955
_102
.5 ^j^oN 470
A T 367.5 5060"
02.5 12350 =
841N 470 B T
367.5 1235°-
102.5 5060 =i0222N
470 驱动侧的曲柄销位置I-I
M R =B R L 2 =4130 102.5 = 502415N ・mm
M
B T L 2 - 102222 102.5 二 2037366.5 N - mm
M ⑷二 V M R
2
M
T
2
二
1211862 N - mm
M W
1211862 W
28749.6
48.65 MPa
M 2W
303450 2
二
6.5 MPa
MPa
45.86
M R = B R m^ 4130 15 二 61950 N * mm
M T = B T m 厂 10222
15 二 153330 N - mm
M
W
' M
R 2
M T 2
= 182696
N • mm
M w
182696
CT
=
——二 4.3 MPa
W
61412.5
M
二 M
d -
900600 N * mm
M
900600
T
=
= --------
二 8.32 MPa
2 W 2 61412.5
b = J* W 2 + 4 2 = J4.32 + 4
汎
8.322
= 18.65MPa
驱动侧主轴颈位置 V-V M wi = B R (L 2 -
) = 4130 40 = 165200 N * mm 2
6 M w 1 6 165200
2
_
2 b 2
h
50 2
90
M w
厂 M d -
= 90060010222 34.75二 648241N - mm
二 j 「 2
匚 b
二 4.4 9.12 0.87 = 14.39MPa
二 2.71 MP a
二，(4.4 0.87) 2
4 14.72 2
二
18.95 MP a
二「(9.12 0.87) 2
4 2.71 2
二
14.72 MP ;
2.4第三个危险位置
取:=100 , n 二n,即曲轴位于总阻力矩最大值 M max 位置，且压缩机以额定转速 转动时：
6 648241
bh 2
50 90 9.12 MPa B R
4130
bh_
50 90
二
0.87
MPa
4.4 MP a
9M
9 244328 2b 2
h 2 502
90 9M
9 244328
2b h 2
2 50
902
\C- -1
2 2
-b
) 4 1
1
2
CT
CJ
二2，b )2
* 4
-14.72 MP
367.5 (-2987.3 ) - 102.5 366
470
- 2415.6 N
B R367.5 366 - 102.5 (-2987.3 ) -2407 N
470
367.5 6810 - 102.5 8660
928 N
470
B T367.5 8660 - 102.5 6810 4835.16 N
470
驱动侧的曲柄销截面I —I
二B R L2二2407 102.5 二95019 N * mm
=B T L2 = 4835.16 102.5 二541304.9 N * mm
W
M W
R2M T2549579
549579
20.17
28749.6
-B T r = 920200
MP a
-4835.16 60 二603350 N • mm 603350
2W 2 28749.6
12.5 MP a
、上「 4 2二28.63 MPa
驱动侧的曲柄销截面HI —
III
B R E1 2407 15 二13925 N * mm
B T m〔= 4835.16 15 79225 N * mm
R
2 M T284036 N * mm
CT
W
84036
61412.
5
920200
1.41 MP
920200
• mm
2W 2
61412.
5
6.9
6
MP a
2 4 2二13.97 MPa
驱动侧的曲柄销截面V—V
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。

M WI 二
B R
(L 2 - —) = 2407 40 二
37090 N • mm 6M
W1
cy H =
---------- 1 b 2h
M W2 二 M
d 二
1.09 MP a
B T K 二
920200 - 4835.16 34.75 二
736686.25 N ・ mm
6 M
W 2
b h 2 A R B T (L 2 9m
2b 2
h
9m 6 736686.25
80 902
2415.6
0.31 MP a
50 90
6.36 MP a Of )=4835.16 40 2 9 211260 2
6.22 MPa 2 502
90 9 211260 2 = 4.35 MPa 2 50 902 =211250 N • mm
2b h 2
:'=\\ J =
.2 b )2
4 . 22
「「二
b )2
4 『
=J(1.09 0.31)2 4 6.222
二
<(6.36 0.31)2 4 4.352 = 14.07 MP a
二
8.72 MP a
验算的曲拐危险位置取应力情况最严重的位置，也就是轴颈上的 油孔位置以及轴颈和曲柄的连接位置。

如图示取位置I — I,进行校核 当 T
min
- _160 有
367.5
370.1 - 102.5 （ -1750 ）
470
）-102.5
（-175
）
470
-172.3 N
-172.3 102.5
-17660.75
* mm B T L 2
-141.5 367.5= -52001.25 * mm
-min 当 K rnin
B R B T M ；二 13207.5 13207.5
• mm 28749.6 65 16.5 =0.78 MPa
2W
2 28749.6
：
=190° 有 二 1.36 MPa 367.5 58.5
- 102.5 433
367.5
B T L 2
470
-48.68
619.9 - 102.5
470 -135.89
=-48.68
=135.89
102.5 102.5 14795.8
-4990.6 =13928.725 N * mm
• mm N • mm
B T
141.52 N
min
min 2W 4442.1 28749.6 2891.25
2 28749.6
0.15 MPa 二 0.05 MPa 二 610 MPa
二 0.45
0.55 b =0.5 二 0.25
0.27 b :
=0.26 « max — ot
min 28 -0.15
2 2
-max
-T min 8.1 -0.05
2
2 Q
max + 0£
min 28 0.15
2
2
-max + T min 8.1 0.05
2 2 b a
1 a a 4.03 MPa
a =14.1 MPa
4.1 MPa
m 610 1 -13.75 MPa
610 二 158.6 MPa
：m 305 MPa
查图有 12—16, 12 —17, 12—18 表
K =1.88 K T =1.75 =0.75 \ =0.15 T =0.1
；T =0.65
按法向应力计算安全数值 n ff
k" 305
1 88
13.92 0.15 14.1
0.75
二
8.36
按切向应力计算安全数值 n
-1 158.6
+ <P T 1 75 4.03 0.1 4.1
0.65 二
14.1
总安全数值n
轴颈和曲柄过渡弯曲应力集中系数(K) D= ——二 4 . 5
$ <j
轴颈和曲柄过渡扭转应力集中系数
K
(K
) D 2.8
S T
如上
305 / ”n 4.86
4.5 汉13.92 + 0.15 汉14.1
n 迪14
2.8 汉 4.03 +0.1 沃4.1
总安全数值n
4.76 14 .4.76 14 =4.68 >( 1.5~3 )
8.24 14.1
7.11
经过以上疲劳强度校核，可以看出该设计满足疲劳强度, 全标
所以满足安准
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。

在指导老师的指导和帮助下，经过两个星期的不懈努力，我顺利的完成了本次课程设计。

在此，我要感谢我的指导老师，邢万坤老师，感谢您在我设计过程遇到
疑问时的耐心细致的讲解。

老师以高度的责任心、渊博的知识、严谨的治学态度和对学生学业的奉献精神，为我们营造了浓厚的学术气氛，他的谆谆教导让我们受益匪浅。

在本课题的完成过程中，姜老师既积极参与，对我们不懂的问题认真解答，又充分发挥了我们的想象力和动手能力，锻炼了我们的创造能力，培养了我们一丝不苟的工作作风。

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.机械工业出版社.2001
【2】：活塞式压缩机设计编写组.活塞式压缩机设计•北京•机械工业出版社.1984
【3】：郁永江.活塞式压缩机.北京.机械工业出版社.1981
【4】：郁永江.压缩机主要零件的疲劳验算.1977
【5】：郁永江.容积式压缩机原理与结构设计.西安交通大学.1985。