毕业设计但大排量矿用乳化液泵站设计说明书.doc

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1、I 大排量矿用乳化液泵站的设计 摘要摘要 此次设计以大排量乳化泵曲轴设计为主,其次是泵传动装置的设计。在第 一章中将根据给定的已知的数据对泵中的一级齿轮减速机构来进行设计及校核, 然后将重点放在曲轴设计及其校核上；第二章实对泵中传动系统其它的零部件 进行设计,并对其进行校核计算。 此次设计，通过综合运用四年所学的知识，不仅巩固了所学的知识，而且 扩大了个人的知识面,增强了自己分析问题与解决问题的能力，为今后的学习和 工作打下了坚实的基础。 关键词：乳化液泵，关键词：乳化液泵， 曲轴，曲轴， 传动装置，传动装置， 校核，零部件校核，零部件 II LARGE DISPLACEMENT MINING

2、 EMULSION PUMP DESIGN ABSTRACT This task is the design of the emulsification pump crank primarily. Next is the pump drive installment design. First will act according to the known data in the first chapter which will assign to in the pump level gear reduction organization to carry on the design and

3、the examination, then with emphasis will place the crank in the design and the examination; Second chapter to the pump in the transmission system other spare parts carries on the design, and carries on the examination computation to it. This design utilizes the knowledge through the synthesis which

4、four years institute studies, not only has consolidated the knowledge which studies, moreover expanded individual aspect of knowledge, strengthened own to analyze the question with to solve the question ability, has built the solid foundation for the next study and the work. KEYWORDS: emulsified liq

5、uid pump, crank, transmission installment, examination, spare part 目录 ABSTRACT.II 1 乳液泵的设计 1 1.1 概述 .1 1.2 乳化液泵的总体设计1 1.2.1 乳化液泵泵型及总体结构形式的选择.1 1.2.2 液力端结构形式的选择.3 2.在选择液力端结构形式时，应遵循下述基本原则：3 3. 本泵为卧式五联单作用泵液力端.3 1.2.3 传动端结构形式选择.4 一、柱塞平均速度的选择 .5 m 二、曲轴转数和柱塞行程长度的选择 6nS 1.3 齿轮和齿轮轴的设计及校核7 1.4 曲轴的设计与较核.16 1.

6、4.1 曲轴的结构设计16 1.5 箱体的设计及计算.30 1.6 连杆尺寸的初步确定.30 1.6.1 连杆各部分的尺寸30 1.6.2 连杆质量的确定32 1.7 柱塞的选择及计算 33 1.7.1 柱塞密封材料、尺寸的选择33 1.7.2 柱塞长度及质量的确定33 2.传动系统的设计.34 2.1 连杆的设计校核.34 2.1.1 连杆的结构设计34 2.1.2 连杆强度和稳定性校核35 1. 连杆小头衬套比压校核公式:.35 3.连杆螺栓强度校核.37 2.2 十字头的设计.39 2.2.1 十字头的结构设计39 2. 十字头体主要尺寸的确定39 2.2.2.十字头强度校核及比压计算

7、.39 三 柱塞的设计校核41 3吸，排液阀的设计计算42 4冷却系统48 总结.50 参考文献.51 致谢.52 1 1 乳液泵的设计 1.1 概述 泵是这样一种机器，它被某种动力驱动，将动力机的机械能传递给它所传 输的介质，使介质的能量增加。 往复泵属容积式泵。它的主要工作机构是往复运动的活塞（或柱塞）和自 动开，闭的吸入，排出阀。处于活塞-介质作用面和吸入，排出阀之间的空间叫 液缸。活塞，泵阀，液缸以及包容它们的缸体（或阀箱） ，再加上液体的引入， 排出管汇及空气包，安全阀等附件，便构成了往复泵的液力端。 往复泵性能和参数及总体结构特点是：瞬时流量是脉动的，平均流量（即 泵的流量）是恒定

8、的；泵的压力取决于管路特性，几乎不受介质的物理性能或 化学性能限制；有良好的自吸性能。 1.2 乳化液泵的总体设计 1.2.1 乳化液泵泵型及总体结构形式的选择 1、根据设计要求在通常情况下，泵的总体设计应遵循下述基本原则： .有足够长的使用寿命（指大修期应长）和足够的运转可靠性（指被 迫停车次数应少） ； .尽可能采用新结构，新材料，新技术； .有较高的运转经济性（效率高，消耗少） ； .制造工艺性能好； .尽可能提高产品的“三化” （系列化、标准化、通用化）程度； 使用、维护、维修方便； .外形尺寸和重量尽可能小。 2、本次设计的属于机动泵，即采用独立的旋转原动机（电动机）驱动 的泵。 因

9、采用电动机驱动又叫电动泵。电动泵的特点是： .瞬时流量脉动而平均流量（泵的流量）Q 只取决于泵的主要结构 参数 n（每分钟往复次数） 、S（柱塞行程） 、D（柱塞直径）而与泵的排 出压力几乎无关，当 n、S、D 为定值时，泵的流量是基本恒定的； .泵的排出压力 P 是一个独立参数，不是泵的固有特性，它只取 2 决于派出管路的特性而与泵的结构参数和原动机功率无关； .机动泵都需要有一个把原旋转运动转化为柱塞往复运动的传动 端，故一般讲，结构较复杂，运动零部件数量较多，造价也较昂贵； 2 .实现流量调节时，必须采用相应措施，或改变 n、S、D 或采用 旁路放空办法来实现； .结构变形较容易。 3.

10、在液力端往复运动副上，运动件上无密封件的叫柱塞。 本乳化液泵称为柱塞泵。柱塞泵的柱塞形状简单，且柱塞密封填料 结构容易变形，因此： .柱塞直径可制的很小，但不宜过大。目前柱塞泵直径范围大多在 3150mm，个别的达 200mm。直径过小会加大加工工艺上的问题；直径过 大，因柱塞自重过大，造成密封的偏磨。影响密封的使用寿命。 .由于结构上的原因，柱塞泵大多制成单作用泵，几乎不制成双作 用泵。 .因柱塞密封（填料箱）在结构上易于变形，在材料选择上也比较 灵活。故柱塞泵适用的排出压力范围较广泛。且宜制成高压泵。 4.乳化液泵柱塞中心线为水平放置的泵，又称卧式泵。 卧式泵的共同特点是： 便于操作者观察

11、泵的运转情况，拆装，使用，维修； 机组高度方向尺寸小时，不需要很高的厂房，但长宽方向尺寸较 大时，占地面积则较大； .因为柱塞做往复运动时，密封件在工作时须受柱塞自重，容易产 生偏磨，尤其当柱塞较重时，悬颈很长时，这种现象将更为严重。 5.联数，缸数和作用数 每一根柱塞以及该柱塞连接在一起的连杆等称为组合体，叫一联。 一般将，该泵有几根柱塞就称几联泵。乳化液泵有五根根柱塞；因此又 可称为五联泵。 只有当 Z 联泵的柱塞间相位差不同各柱塞的直径也不同，并且各联 的排口连接在一起来经同一排出集合管排出时，才可同时称为 Z 联缸， 否则只称 Z 联泵。因此本乳化液泵又称五缸泵。 柱塞每往复运动一次对

12、介质吸入和排出的次数，叫做作用数。由本 乳化液泵柱塞每往复运动依次，介质被吸入，排出各一次，因此又称单 作用泵。 联数是指相对泵的总体结构形式而言，缸数是指相对液力端排出流 量脉动特性而言，作用数是相对柱塞在每一次往复运动中对介质的作用 数而言的。 3 1.2.2 液力端结构形式的选择 1.在往复泵上把柱塞从脱开一直到泵的进口，出口法兰处的部件，称为液力端。 液力端是介质过流部分，通常由液缸体，柱塞机器密封，吸入阀和 排出阀组件，缸盖和阀箱盖以及吸入和排出集合管等组成。 2.在选择液力端结构形式时，应遵循下述基本原则： .过流性能好，水力损失小，为此液流通道应要求端而直，尽量避免拐弯 和急剧的

13、断面变化； .液流通道应该利于气体排出，不允许死区存在，造成气体滞留。通常， 吸入阀应置于液缸体下部，排出阀应置于液缸体顶部； .吸入阀和排出阀一般应垂直布置，以利于阀板正常起动和密封，特别情 况下也可以倾斜或水平布置； .余隙容积应尽可能的小，尤其是在对高压短行程泵后当泵输送含气量大， 易发挥介质时，更要求减小余隙容积； .易损件，更换方便； .制造工艺性好。 3. 本泵为卧式五联单作用泵液力端 由于液力端的每一个缸里吸，排阀中心线均为同一轴线。称为直通式液力 端。 这种泵液力端的特点是：过流性能好余隙容积小，结构紧凑，尺寸小。通 常是吸入阀安装不方便。 直通式液力端按液缸体的结构特点又可分

14、为四通体和三通体两种。乳化液 泵采用四通体通式液力端，柱塞可以从液缸前盖处拆装比较方便。但是在液缸 体内部存在十字交孔，两垂直孔相交处应力集中较大，常因此而导致液缸体疲 劳开裂，特别是当输送强腐蚀性介质时，更容易引起开裂。 乳化液泵代用下导向锥形四通体式液力端。阀板上装有橡胶或聚酯密封圈 以减轻关闭冲击。导翼采用冲压件以减轻重量。为使阀板关闭时不产生偏斜， 采用偏置流道。阀座采用大直径螺纹压盖压紧，便于拆装，但阀箱体尺寸更大 一些。液缸前段可以伸进较长的螺堵，这样既可增加缸盖刚度，又可减少缸内 的余隙容积。同时螺堵中设有放气螺钉，以放尽该腔空气。 4 1.2.3 传动端结构形式选择 1.往复泵

15、上传递动力的部件叫传动端。 对机动泵，传动端是指从十字头起一直到曲轴伸出端为止的部件。如果是 泵内减速的，则传动端包括减速机构。机动泵的传动端主要由机体，曲轴，连 杆，曲柄，十字头及润滑，冷却等辅助设备组成。 2.在选择和设计传动端时，通常应遵循下面的基本原则： .传动端所需要的零部件必须满足该泵最大柱塞力下的刚度和强度要求。 .传动端内各运动副，必须是润滑可靠，满足比压和 PV 允许值，润滑油 温升也应限制在设计要求内，必要时应有冷却措施。 .在结构和尺寸要求允许的范围内，应力求减少连杆比 （R/l） ，这样 不仅能减少十字头处的比压，而且可减少惯性力的影响。从而可改善泵阀的工 作条件和吸入

16、性能。 .要合理选择液缸中心线的夹角，曲柄间的错角，力求使机械的惯性力和 惯性力矩得到平衡，减轻对起初的挠度载荷。 .传动端，尤其是立式泵传动端，要考虑重心的稳定性。 .拆，装，检修方便，大型泵的传动端还应考虑到传动段的各零部件的起 吊方式和措施。 .易损件及运动副应工作可靠，寿命长，更换较为方便。 .加工，制造工艺性好。 3.本乳化液泵采用的是三支点五拐曲柄连杆机构传动端。 这种传动端的曲轴为五拐轴且只有三个支承，分别在前后主轴颈上和曲轴中间 部位。这种传动端的特点及机构特点选择注意事项是： .该传动端的曲轴通常为整体铸，锻件，五拐的曲柄间交错为 72 度惯性力 和惯性力矩能得到较好的平衡，

17、曲轴加工量较少，支承少，拐间距（或泵的液 缸间距）小，泵的总体结构紧凑，尺寸小，重量轻。 .三支点五拐曲轴受力情况复杂，一般不能简化为简单的平面力系或简支 梁。曲轴在工作时的最大挠度和两主轴颈处偏转角均较大。为此，主轴承常采 用转角较大的调心滚子轴承。为了保证曲轴最大活塞力的要能够满足，并保证 主轴承能够正常工作，曲轴必须有足够的强度和刚度。故三支点五拐曲轴均比 较粗大。此外为使前后主轴处偏转角大体相近，除了使曲轴间错角为 72 度外， 还应满足这样的条件，既当第一曲柄转角时，相应的第二，第三，第四， 1 第五曲柄转角应为， 0 5 0 4 0 3 0 2 72,144,216,288 5 尤

18、其是当曲轴前端（动力输入端）有附加载荷时，更应如此。 .连杆大头采用剖分式，否则无法装配。为此连杆大头轴承多采用剖分式 薄壁轴瓦，大头与连杆采用连杆螺栓连接，技术要求高，加工量也较大。 .由于曲轴为整体铸，锻件（毛坯）再经车削加工面而成，故曲轴半径不 易过大，亦即这种传动端组成的五联泵，柱塞行程不宜过大。 本乳化液泵的传动端机体为整体式，刚性好，在机体上方和前后方 各开一个孔供拆，装检修用。 1.2.4 乳化液泵结构参数的选择与确定 2 60240 t ASnZD SnZ QQ （2-1） 泵的实际流量，； 23 8240 m DZDnZ 3 /msQ 3 /ms 泵的理论流量，； t Q 3

19、 /ms 泵的容积效率； 活塞（柱塞）截面积，； 2 4 AD 2 m 活塞（柱塞）直径，；Dm 活塞（柱塞）行程长度，；Sm 曲轴转数（）或活塞（柱塞）的每分钟往复次数，；nrpmspm 泵的联数（活塞或柱塞数） ；Z 活塞（柱塞）平均速度，； 30 m Sn /m s 程径比。 S D 由式 2-1 可知，要确定，必须确定、等与结构有关的参数。QnSDZ 由往复泵的设计实践经验得知，为了、组合的最佳方案，一般应从选nSD 择合适的入手，而后再确定，进而在比较，由此而逐步确定组合的最佳 m n 方案。 一、柱塞平均速度的选择 m 的大小直接影响泵各运动副零、部件的摩擦和磨损，特别是对柱塞及其

20、 m 6 密封这一对运动副的影响尤为显著。 由统计可知，大小主要与折合成单联单作用的有效功率有关，即 m ez N =0.94（2-2） 0.4 mtez K N/m s 式中 活塞（柱塞）平均速度，； m /m s 统计系数，见表 2-5；查得=0.210.70，取=0、53. t K t K t K 折合成单联单作用泵的有效功率， 。 ez Nkw (2-3) 212 () 612 (1)612 (1) ez pp Qp Q N Z KZ K kwkw118. 4 15612 400 5 . 31 式中 泵的流量，当选取时可近似代入理论流量，；Q/ minl m t QQ 泵的排除压力，；

21、 2 p 2 /kgfcm 泵的吸入压力，当或为常压时，全压力； 1 p 2 /kgfcm 2 p 1 p 1 p 212 ppp 系数，对于单作用泵，=0，对双作用泵，.KK01K 二、曲轴转数和柱塞行程长度的选择nS 选定后，但因，所以，必须确定一个或，才能最后确定、 m 30 m Sn nSnS 的组合方案。如果对于新设计的泵，则是待定的，此时可先选取，而后DSn 再确定。S 这里取=320 ，n/ minrmmm n S um 88 320 94 . 0 30 30 当输送常温清水时，输送乳化液选取98 . 0 8 . 0 v n9 . 0 v n 柱塞直径即为确定值mm60 )1 (

22、 240 v nksnZ Q D e 如果、值已经选定，实际上、值已经确定。但是，为了进一步 m nnSD 比较、的组合方案，还应进一步比较值，然后再予以适当调整。nSD 值在直观上反映了的关系，实质上却反映了泵机组总体宽度和长度的关/S D 系。值的一般取值范围是。1.0 3.5 7 最终取，满足要求。mmD 0 . 60mmS8847 . 1 60 88 1.2.5 原动机的选择 6 33 31.5 10400 210 60 1010 e NPQkwkw 1、泵的有效效率： 2、已知泵的原动机功率为 250 kw 泵的效率： 210 0.84 250 e d N N 原动机的选择原则： 1

23、、原动机必须满足要求的功率； 2、选择原动机时应注意转差率； 3、应注意原动机的启动力矩和启动电流； 4、要注意输送介质和操作环境易燃，易爆性； 5、原动机外形尺寸与原动机搭配合适，机组外形美观，便于安装。 因电机功率为 250，且本乳化液泵多用于井下，为保安全，故选择kw 型防爆电机，转速 989。2355 26YBL/ minr 1.3 齿轮和齿轮轴的设计及校核齿轮和齿轮轴的设计及校核 1 、选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数 1）根据传动方案，选用正变位斜齿圆柱齿轮传动 2）根据机械设计表 10-8,选用 7 级精度 3）材料选择。由机械设计表 10-1 选择小齿轮材料为（调质） ，硬度

24、40Cr 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 4）小齿轮转速，大齿轮转速，传动比。选 1 989 / minnr320 2 n 1 . 3 320 989 i 小齿轮齿数，大齿轮齿数 1 20z 62201 . 3 2 z 5）选取螺旋角。初选螺旋角。14o 8 2、按齿面接触强度设计 按机械设计式（10-21）试算，即 3 2 1 21 ttHE t dH K TZ Zu d u (1)确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数=。 t K1.6 2）计算小齿轮传递的扭矩。 55 6 1 1 1 95.5 1095.5 10250

25、2.414 10 989 P TN mmN mm n 3）由机械设计表 10-7 选取齿宽系数。6 . 0 d 4）由机械设计表 10-6 查得材料的弹性影响系数。MpazE8 .189 5）由机械设计图 10-30 选取区域系数。2.433 H Z 6）由机械设计图 10-26 查的，则 1 0.76 2 0.824 。 12 1.584 7）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1，安全系数，得1S Mpa S kN H 5406009 . 0 1lim 1 1 Mpa S kN H 5 . 52255095. 0 2lim2 2 由机械设计图 10-19 取接触疲劳寿命系数；。 1 0.

26、90 N K 2 0.95 N K 由机械设计图 10-21 取齿轮的接触疲劳强度极限；Mpa H 600 1 。Mpa H 550 2 Mpa HH H 25.531 2 21 （2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得 1t d 9 mmd t 155) 25.531 8 .189433 . 2 ( 1 . 3 11 . 3 6 . 11 10414 . 2 6 . 12 3 6 1 2）计算圆周速度。 sm nd v t /022. 8 100060 989155 100060 11 3）计算齿宽 b 及模数。 nt m mmmmdb td 931556 . 0 1 519. 7

27、 20 14cos155cos 1 1 z d m t nt 7 .16519 . 7 225. 2225. 2 nt mh 57 . 5 7 .16 93 /hb 4）计算纵向重合度。 1 0.318tan0.318 0.8 20 tan141.269 dz 5）计算载荷系数。K 由机械设计表 10-2 查得使用系数；1 A K 根据，7 级精度，由机械设计图 10-8 查得动载系数7.707/m s ；1.175 V K 由机械设计表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， ；1.30475 H K 由机械设计图 10-13 查得齿向载荷分布系数；1.2629 F

28、 K 由机械设计表 10-3 查得齿间载荷分配系数。1.2 HF KK 故载荷系数 1 1.175 1.2 1.304751.840 AVHH KK K KK 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由机械设计式（10-10a）得 1583 11 t t k k dd 7）计算模数。 n m 10 665 . 7 cos 1 1 z d mn 3、按齿根弯曲强度设计 由机械设计式（10-17） 3 2 1 2 1 2cos FaSa n dF KTY Y Y m z (1)确定设计参数 1）由机械设计图 10-20 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；c 1 635 FE MPa 大齿轮的弯曲疲

29、劳强度极限； 2 600 FE MPa 2）由机械设计图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数； 1 0.85 FN K 2 0.88 FN K 3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数，由机械设计式（10-12）得1.4S 11 1 0.85 635 385.536 1.4 FNFE F K MPaMPa S 22 2 0.88 600 377.143 1.4 FNFE F K MPaMPa S 4）计算载荷系数。 1 1.175 1.2 1.26291.7807 AVFF KK K KK 6)根据纵向重合度，从机械设计图 10-28 查得螺旋角影响系数1.269 。0.878Y 7）计算当

30、量齿数。 1 1 33 20 21.89 coscos 14 V z z 2 2 33 40 43.47 coscos 14 V z z 8）查取齿形系数。 由机械设计表 10-5 查得； 1 2.80 Fa Y 2 2.40 Fa Y 9）查取应力校正系数。 由机械设计表 10-5 查得; 1 1.55 Sa Y 2 1.67 sa Y 10）计算大、小齿轮的并加以比较。 FaSa F Y Y 11 11 1 2.8 1.55 0.01126 385.536 FaSa F YY 22 2 2.40 1.67 0.01063 377.143 FaSa F YY 大齿轮的数值大。 （2）设计计算

31、 3 2 6 2 2 1.7807 2.414 100.878cos14 0.011265.4 1 201.584 n mmmmm 对比计算结果，由齿面解除疲劳强度计算的法面模数 大于由齿根弯曲疲劳强度计算得法面模数，取，已可满足弯曲疲 n m8.0 n mmm 劳强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有的齿数。于是由 1 196.29dmm 26 cos 1 1 n m d z 取，则。26 1 z76,65.75 212 zuzz取 310 cos2 )( 21 n mzz a 取中心距为 316.mm 4,、变位计算 （1）确定变位系数 按查机械传动

32、设计手册 P141 图 217（a）初取变位系数v1v2z +z =61.94 取图中 P9，从而算得= .6X= .67X n nt tt n1n2 tnt 12 12 =tt n tantan20 =20=arctan=arctan=20.5617 coscos14 a =arccoscos=23.55 a 2(x +x ) inv=tan+inv Xinv- inv=0.67 2tan zz z z ， （） 由 所以，（） （2）确定XX ， 查 2.17（b）由，对应点作的对应辅助线取=0.335 2 Xvz =31 2 13L n2n1=x =0.32x0.67-0.32=0.35

33、， 12 v1v2t nn t z +zcos y =-1 = .6y=xy =0.05 2coscos （）0 27， 5.主要几何尺寸 模数数值（mm） nm8 变位系数n1n1x =0.35x =0.32， 节圆直径 460,173) 1(2 12 1 iddiad 齿顶高 a1ann1 na2ann1 nh =h* +x - y) m =10.4h =h* +x - y) m =10.16（，（ 齿根高 f1ann n1nf2ann n2nh =h* +c* - x ) m =8.8h =h* +c* - x ) m =8.56（，（ 齿顶圆直径a1a11a2a22d =2h + d

34、=161.18d =2h + d =339.32， 齿根圆直径f11 f1f22 f2d = d - 2h =143.6d = d - 2h =301.7， 齿宽 1005,95, 7 .94 1121 BBBdB d 取 6.小齿轮轴的设计 （1）.小齿轮轴的功率 6 111P =250KW,n =989rpmT =2.414 10mmN转速，转矩 （2）求作用在齿轮上的力 已知参数 nna1 tn 1t1 1 1 n m =8=20h* =1z =19 m=mcos =8.245 d =mz =8.245 19156.655 2 3082 tan 1156 cos tan t rt at

35、T FN d FFN FF ， 则 (3).初步确定轴的最小直径： ，由机械设计 P370 表 15-3 查取=105 1 3 1min0 1 66.39 P dAmm n 0A0A 输入轴的最小直径显然是安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与与联IdId 轴器的孔径相适应相同。故需要同时选取联轴器的型号。 由联轴器的计算转矩caATkT 查机械传动设计手册 p1256 取，2.25Ak 则 6 2.25 2.414 1054315caTN 故选用弹性柱销联轴器，型号 LX6 取轴孔直径=85mm，半联轴器长度 L=172mm，半联轴器与轴配合的毂孔长Id 度为=132mm1L 13 初定轴的

36、各段直径和长度如图所示 ?110 ?130 ?85 ?110 ?80 508 1258 140 下面进行强度校核计算： 1).按扭转强度条件计算 查表可知 40Cr 的许用扭转切应力35 55 3 19.65 0.2TI TT MPa Wd 由于 I 轴的直径最小且满足扭转强度条件，其他处轴必定也满足。 2）.按弯扭合成强度条件计算： 做出受力图和轴的载荷分析图 FN H 1 Ft FN H 2 14 FN V1 F N V1 Fr Fa M a FN V2 T Ft Fr Fa w F N V1 FN H 1 FN V1 FN H 2 FN V2 M H M H 15 M v1 M v2 M

37、 V M 1 M 2 M 16 T T 12 12 12 1a 12r a1 r12 12 1212 11 173.6134.80 =1347N=1735 =750 += d 289+173.6+423.8 2 =10066N=-8910N =115.4=134.8=155444N mm =115 tNHNH NHNH NHNH NV NVNV NVNV NVNV HHNHNH VNV FFF FF FFN FFN FFF F FTFF FF MMFF MF 解得：， 解得：， 22 22 111 22 222 .4=1161616.4N mm =134.8=1201068N mm M =11

38、71971N mm M =1211085N mm VNV HV HV MF MM MM 33 1,22 222222 1 ca 1 - M MM=M 1211085.62414000 = 0.1 d0.1 160.8 =4.54a=70a =0.6 MTMT W MPMP 。比较可得 （）（）（0） （注：由于轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，从而） 即知道轴满足要求。 1.4 曲轴的设计与较核 1.4.1 曲轴的结构设计 1、该乳化液泵的曲轴是三支承五曲拐 17 因其支撑少，使曲轴和机体的加工量减少，传动端装配也简单；相反地， 因曲柄错角为的五拐三支承不能简化为平面曲轴，故受力状况复杂

39、，刚度 0 72 和强度较差，在同等条件下就显得粗笨。 2、曲轴各部件名称 轴端 轴中心线与曲轴旋转中心同心的轴向端部叫轴端。轴端外伸 端叫前端。因前端一般均与原动机或泵外减速机相连，并做为总体扭矩的输入 端，故前端也叫输入端。相对的另一端叫后端，也叫尾端。 轴颈 包括主轴轴颈，曲柄颈。主轴颈系指轴端上安装主轴承（滚 动轴承）或曲柄支承在机体主轴承上的部件。曲柄颈是指曲柄上与连杆大头连 接的部件（也叫连杆轴颈） ，它与主轴颈不同心。 .曲拐，曲柄，曲柄半径 曲轴上连接主轴颈和曲柄颈或两相邻曲柄销的部位，叫曲柄。前者又称 为短颈，后者又称为长颈。曲柄和曲柄颈的组合体称为曲拐。靠近主轴颈的 曲拐较

40、短，又叫短拐；连接两曲柄颈的较长的，叫长拐。由主轴颈中心到任 意曲柄颈中心的距离称为曲柄半径。 3.曲拐布置或曲柄错角选定 曲轴的拐数和曲柄错角主要取决于泵的形式，联数和作用数的选择。曲 柄错角选择还应该考虑到有利于流量不均匀（性）度，惯性力和惯性力矩的 平衡并有利于两主轴颈处挠曲变形相接近。因此对于五联单作用泵，不仅取 错角为，而且若以靠近曲轴输入端为第一曲柄，并以它为基准顺旋转方 0 72 向计算时，第二曲柄和第一曲柄间错角取 288，第三曲柄与第一曲柄将错 角取 216第四曲柄与第一曲柄间错角去第五曲柄与第一曲柄将错角度 0 144 取。这样才有利于主轴颈处的变形相近，特别是轴前端主轴颈

41、外伸部位 0 72 有附加力矩时，更是如此。 4.曲轴支承和轴承的选择 五拐曲轴大多为三支承的，支承处安装主轴承。三支承五拐曲轴的刚度较 差，主轴承处的主轴颈变形，倾角较大，故主轴承多采用允许倾角较大的向 心球面球轴承而很少使用滑动轴承。主轴轴承型号 NJ2322。 5.轴颈 由于制造工艺的原因，在曲轴的轴颈一般均制成实心圆柱体。本乳化液泵 曲轴即采用这种实心圆柱体形式，因此是锻件。 6.曲柄 往复泵曲轴常采用的曲柄外形有椭圆形，圆形和矩形三种形式。其中本 乳化液泵采用圆形，其特点是：结构简单，有利于曲轴平衡；加工方便；但材 18 料利用率次于椭圆形曲柄。成形方法：一般为锻造成形，也有用棒料车

42、削而成 的。这种曲轴外形适用于小批量生产各种类型泵，特别是多支承曲轴圆形曲柄 可兼作中间支承颈。曲柄设计原则总是尽肯能的将曲柄不影响强度的多余金属 去掉，以减少曲柄重量，减少旋转惯性质量。 7.过渡圆角 当泵工作时，轴颈与曲柄颈连接处最容易形成应力集中， 导致曲轴早期破坏，因此在此处采用圆滑过渡的圆角以提高曲轴的疲劳强度。 过渡圆角常见形式有单圆弧过渡圆角和双圆弧圆角、内凹过渡圆角。 本乳化液泵采用最常见的过渡圆角，我设计采用了单圆弧过渡 这种过渡圆角的特点是：可减少轴颈与曲轴相连处的应力集中，疲劳强度较高， 并便于轴颈和圆角部分的加工。其中 r=(0.05-0.1)D 式中 D 为 曲柄颈直

43、径。r1t1,t1 由具体结构决定，但不应小于 2mm。圆角面光洁度 0.8。过渡圆角设计是应注意： 圆角半径越大，应力集中就越小，曲轴疲劳强度就越高 但轴颈有有效工作长度变短且圆角制造质量也难保证，因此应合理选取。 轴颈圆柱面和过渡圆角表面应为一次磨成，保证衔接处平 滑。对重要曲轴、圆角表面应施以滚压，以提高疲劳强度的范围。 同一曲轴上的圆角，包括轴颈突然变化处的圆角 r1 应尽量取同一圆角 半径，以利于加工。 8.轴端 轴前端一般与皮带轮、齿轮、联轴器等连接，连接必须可靠。 轴端见形式是：前端多为圆柱体或圆锥体，后端多为圆柱体。圆柱轴 端加工方便，但拆卸较困难。圆柱面配合一般为 H7/K6

44、、H7/js6，光 洁度 0.8。轴端有中心孔，一般取 GB145-1985 选取 60 度中心孔。 9.曲轴结构设计的基本原则 曲轴各部件的尺寸和形状应在保证强度和刚度的条件下确 定，不影响强度和刚度的部件只要是制造工艺允许并易于实现的就应当去掉， 以便于减轻重量。另外工作表面尺寸应考虑到相关文件（轴承内孔等）尺寸和 尺寸数列的标准化，最后进行圆整； 曲柄、曲轴颈尺寸和形状、曲柄半径、曲柄间错角以及曲柄颈 轴间距应均等，两主轴颈间距也尽可能小，并尽量使主轴间距小的同时尽可能 （减小）对曲轴几何中心的不对称，以利于泵运转是惯性力矩的平衡。 曲轴各工作表面过渡圆角在条件允许下应力要求做好表面硬

45、化处理并有足够的尺寸精度和表面光洁度以减少应力集中，提高各工作表面耐 19 磨性和疲劳强度。 曲轴各部件形状尺寸选择还应考虑到制造和拆装维修方便。 本乳化液泵曲轴材料选用 42CrMoA 抗拉强度 ; 屈服强度 110 b MPa95 s MPa 10.确定各轴段的尺寸 曲轴曲拐的直径查往复泵设计 曲柄销直径 取(0.46d 0.66) P(0.460.66)89019mmd130 主轴颈 1 0.911.1dd 1 110dmm 曲柄厚度 0.5 0.7bd65bmm 曲柄宽度 1.4 1.8hdmmh240 圆角半径 0.05 0.1rd3rmm 曲轴个轴段直径的确定 由 d 得轴段 L

46、的直径最小，轴段 B 处安装圆柱滚子轴承， 100dmm mmdA100 选取型号 NJ2322,所以,轴段 E 处安装圆柱滚子轴承选取型号 mmdB110 NU1048,取，轴段 J 处选用 23222/W33,取 mmdE240mmdJ110 曲轴各轴段长度的确定 轴段 L 安装大齿轮和挡圈，所以其长度为 184mm,轴段 B，E 安装圆柱子轴承 故取该轴段长度；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中，mmLmmL BE 80,56 并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为 8mm，轴段中的短臂，根 据计算出的 b 值确定其长度为 25mm；为了防止连杆与曲轴端面不相碰，连杆径 与曲柄之间应当留有一定的间隙，取间隙为 3mm；轴段中连杆径，它与连杆大 头连接，所以其长度应当由连杆大头的厚度来定，取其长度为 82mm；曲轴的长 臂，根据 b 值取该段的长度为 65mm. 如下图 20 1.4.2 曲轴的受力分析及其校核 因为每个曲拐上有一个连杆校核。曲轴的受力十分复杂。除了作用在曲轴 上的重力是恒定不变的，其他如连杆力、惯性力、原动机驱动扭矩和支座外力 间的纵向、横向、扭转振动惯性矩都将随着转动角的变化而变化。此外