活塞式空氣壓縮機課程設計

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，大中型往復活塞式壓縮機及離心式壓縮機則成為關鍵設備。本次設計的壓縮機為空氣壓縮機，其型號為D—42/8。該類設備屬于動設備，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，因此本設計對生產(chǎn)有重要的實用價值?；钊綁嚎s機是空氣壓縮機中應用最為廣泛的一種，它是利用氣缸內(nèi)活塞的往復運動來壓縮氣體的，通過能量轉(zhuǎn)換使氣體提高壓力的主要運動部件是在缸中做往復運動的活塞，而活塞的往復運動是靠做旋轉(zhuǎn)運動的曲軸帶動連桿等傳動件來實現(xiàn)的。4L—20/8型空氣壓縮機(其外觀圖見下頁)，使用壓力~(絕壓)排氣量20m3/min，可用于氣動設備及工藝流程，適用于易燃易爆的場合。應、輸送等過程的需要，因而應用于各有關工業(yè)中。因為活塞式壓縮機已得到如此廣泛的應用的需要，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，基礎力本機分成兩列，其中豎直列為第一列，水平列為第二列，兩列夾角為90度，共用一個本機為往復活塞式壓縮機，依靠氣缸內(nèi)往復運動的活塞壓縮氣體容積而提高其壓力。當驅(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)，當活塞行至外止點時，氣缸內(nèi)充滿了低壓氣體。當活塞由外止點向內(nèi)止點運動時，吸氣閥自動關閉，氣缸內(nèi)的氣體被逐漸壓縮而使壓力不斷提高，當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，準備重新吸氣。至此，完成一個膨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氣缸，進行往復運動，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)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，設有填料函腔，整體為鑄鐵結(jié)構(gòu)。這種結(jié)構(gòu)的特點是氣缸靠軸側(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)較復雜，鑄造工藝有一定難度。2)活塞組件：圖壓縮機結(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四道活塞環(huán)，裝配時應將活塞環(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?；钊麠U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，安裝時應對彈簧仔細挑選，力求彈簧高度一致。另體顆粒雜質(zhì)。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封潤滑管路，另兩路接排污管路。(2)傳動機構(gòu)L，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。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]。圖曲軸組成示意圖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)均設有主軸承；非全支承方式是每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)設計要點是曲軸定位、軸頸、過渡圓角、油孔、軸端和平衡重的設計。其主要結(jié)構(gòu)尺寸設計應使配用的軸承有承受負荷的能力，同時曲軸應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力。疲勞強度計算的目的是求出曲軸在反復承受交變工作應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。(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]。kPIⅡ(2)各級名義進排氣壓力如下：2k1kk1(k+1)2k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：vPTl各級的排氣系數(shù)。(1)計算容積系數(shù)：IⅡ級多變膨脹指數(shù)m：n則各級容積系數(shù)為：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bIbⅡ1IbI1bⅡⅡ外1ⅡZⅡ2ⅡgⅡQ1。(2)計算各級凝析系數(shù)(3)抽加氣系數(shù)oIoⅡ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F=Vhk(Z—同一級氣缸數(shù))(2-8)(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《化機器》附錄四暫選活塞桿直徑d=45mm。d44(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F=1(F+f)g2kd軸側(cè)活塞工作面積F=1(F一f)z2kd(4)計算活塞上所受氣體力1)第一列(第Ⅰ級)2)第二列(第Ⅱ級)(1)各過程壓力：Ⅱ內(nèi)2ⅡZⅡ1ⅡgⅡ(1)計算非貫穿活塞桿雙作用氣缸直徑K"SZ2K"SZ2(2)確定各級氣缸直徑 zg (2)agz第Ⅱ列本列的曲柄轉(zhuǎn)角，兩者結(jié)果一樣，故用一個表。xcaa用列表計算法作各級氣缸指示圖及氣體力展開圖。iSidi值。因本機為雙作用活塞，蓋側(cè)氣體力與軸側(cè)氣體力應分別列表計算[12]。(2)氣體力：iigiiz對雙作用活塞蓋側(cè)與軸側(cè)氣體力應分別計算，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(3)將計算結(jié)果列入表中：(4)作各級氣缸指示圖：用活塞行程為橫坐標，以氣體力為縱坐標，將表中的數(shù)據(jù)在坐標上描點連線即成，Ⅰxp(5)氣體力展開圖：以曲柄轉(zhuǎn)角為橫坐標，以氣體力為縱坐標，將指示圖展開。軸側(cè)氣體力為正，繪在橫坐標上，蓋側(cè)氣體力為負，繪在橫坐標下，并將合成氣體力繪出，Ⅰ級氣缸氣體力展開圖ap(1)往復運動質(zhì)量的計算llPIP(2)活塞加速度值由運動計算已知。(3)計算各級往復慣性力力為負，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。(1)往復摩擦力為總摩擦力的70%R==832R==832NⅡ級往復摩擦力R==Ⅱ級往復摩擦力R==871N1)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)摩擦力的計算(1)壓縮機一轉(zhuǎn)中的能量最大變化量L：(2)旋轉(zhuǎn)不均勻度6的選取111本壓縮機與電機使用三角帶傳動，由《化工機器》6=~，取6=。304030(3)飛輪矩的計算MD2=3600L=3600人1164.6=79.65kgm2(3-8)缸，水平列為高壓氣缸。設兩列的往復運動質(zhì)量相等為m。SS2二階慣性合力的方向角為9,：以上表明：一階往復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I,，可使一階慣性力完全平衡。二階慣性力。旋轉(zhuǎn)慣性力可用平衡質(zhì)量離心慣性力I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，所以各種慣性力矩很計算為使計算簡便，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。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，看成是應力幅度等于最大應力的對稱循環(huán)載荷，且略去應力集中系數(shù)和尺寸系數(shù)對計算結(jié)果的影響，而代之選用較大的安全系數(shù)，從而使復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：被校核危險點的應力計算，對于軸頸：M2+M2=yz(4-2)WyMTx(4-3)Wx軸頸與曲柄間的過渡圓角處，由于有高度應力集中現(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華T式中n—彎扭交變應力綜合作用下，曲軸的工作安全系數(shù)；1n—彎曲交變應力作用下，曲軸的工作安全系數(shù)；華n—扭轉(zhuǎn)交變應力作用下，曲軸的工作安全系數(shù)；T[n]—許用工作安全系數(shù)。推薦：[n]=~