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1、 1 引言 1.1 均質(zhì)機的現(xiàn)狀與發(fā)展 均質(zhì)技術是一項應用相當廣泛的細化分散技術，廣泛應用于乳品、飲料、食品、化妝品和化工行業(yè)等。所謂均質(zhì)，就是將液態(tài)物料中的固體顆粒打碎，使固體顆粒實現(xiàn)超細化，并形成均勻的懸浮乳化液的工藝過程。多年來．均質(zhì)技術一直未有重大的突破，應用最多、最廣泛的仍然是高壓均質(zhì)技術，其原因是高壓均質(zhì)技術比較成熟．物科經(jīng)均質(zhì)后，平均粒徑一般可以達到lUm以下，效果較好。均質(zhì)機的作用主要有：提高產(chǎn)品的均勻度和穩(wěn)定性、增加保質(zhì)期、減少反應時間從而節(jié)省大量催化劑或添加劑、改變產(chǎn)品的稠度改善產(chǎn)品的口味和色澤等等，均質(zhì)機廣泛應用于食品、乳品、飲料、制藥、精細化工和生物

2、技術等領域的生產(chǎn)、科研和技術開發(fā)。 隨著我國國民經(jīng)濟的迅速發(fā)展和人民生活水平的不斷提高，我國均質(zhì)業(yè)得到了飛躍發(fā)展，已經(jīng)成為我國國民經(jīng)濟的支柱產(chǎn)業(yè)。但是我國研制并生產(chǎn)均質(zhì)機械比較落后，國外相比，起步晚、發(fā)展比較慢。至今，許多行業(yè)仍普遍采用傳統(tǒng)的高壓均質(zhì)機。我國的均質(zhì)機研制并生產(chǎn)是從50年代開始的，直到80年代才開始逐漸的生產(chǎn)均質(zhì)機，而且大多是傳統(tǒng)的高壓均質(zhì)設備。水平相對比較低，無論是材料選擇，加上精度、使用壽命、規(guī)格品種、應用領域及能源消耗，都與國際先進水平有著不小的差距，這顯示我國均質(zhì)機產(chǎn)業(yè)的發(fā)展任重而道遠。 中、高壓均質(zhì)機，因加工工藝和材料等原因，在我國一直是空白。隨著奶制品、飲

3、料、化工、制藥等行業(yè)新產(chǎn)品研制、生產(chǎn)的需要,上?？萍即髮W七十年代末在國內(nèi)率先進行了高壓均質(zhì)機的研制工作，八十年代初研制成功。從此，我國均質(zhì)機生產(chǎn)逐步步入了快速發(fā)展時期。國產(chǎn)低壓、中壓、高壓各種規(guī)格的均質(zhì)機相繼投放市場，極大地滿足了我國各行各業(yè)的生產(chǎn)需求。 隨著人們對均質(zhì)乳化作用的不斷認識和研究，均質(zhì)技術得到了迅猛的發(fā)展，相應地出現(xiàn)了多種不形式的均質(zhì)機，其中典型的有高低壓均質(zhì)機、離心式均質(zhì)機、膠體磨、超聲波均質(zhì)機和剪切式均質(zhì)機。它們已在食品、制藥、化妝品等行業(yè)中得到廣泛應用，不同形式均質(zhì)機的使用范圍有所不同，我們可以根據(jù)物料的濃度、粘度等特性的不同，選擇相應的均質(zhì)設備。離心式均質(zhì)機、超聲均質(zhì)機

4、由于其結(jié)構(gòu)復雜、成本高、能耗大、維修不方便等缺點，使得它們的應用有一定的局限性。近年來，高壓均質(zhì)機，以其獨特的剪切分散機理和低成本、超細化、高質(zhì)量、高效率等優(yōu)點在眾多的工業(yè)領域中得到普遍應用，并在某些領域逐漸地替代傳統(tǒng)的均質(zhì)機?；诖?，有必要對均質(zhì)技術投入更多的研究和探討。 1.2 高壓均質(zhì)機的工作原理及課題設計要求 1.2.1 高壓均質(zhì)機的工作原理 高壓均質(zhì)機以高壓往復泵為動力傳遞及物料輸送機構(gòu)，將物料輸送至工作閥（一級均質(zhì)閥及二級乳化閥）部分。要處理物料在通過工作閥的過程中，在高壓下產(chǎn)生強烈的剪切、撞擊和空穴作用，從而使液態(tài)物質(zhì)或以液體為載體的固體顆粒得到超微細化。如圖1所示。

5、 圖1 高壓均質(zhì)機的工作原理 相對于離心式分散乳化設備（如膠體磨、高剪切混合乳化機等），高壓均質(zhì)機的特點是： 1) 細化作用更為強烈。這是因為工作閥的閥芯和閥座之間在初始位是緊密貼合的， 只是在工作時被料液強制擠出了一條狹縫；而離心式乳化設備的轉(zhuǎn)定子之間為滿足高速旋轉(zhuǎn)并且不產(chǎn)生過多的熱量，必然有較大的間隙（相對均質(zhì)閥而言）；同時，由于均質(zhì)機的傳動機構(gòu)是容積式往復泵，所以從理論上說，均質(zhì)壓力可以無限地提高，而壓力越高，細化效果就越好。 2) 均質(zhì)機的細化作用主要是利用了物料間的相互作用，所以物料的發(fā)熱量較小，因而能保持物料的性能基本不變。 3) 均質(zhì)機能定量輸送物料

6、，因為它依靠往復泵送料。 4) 均質(zhì)機耗能較大。 5) 均質(zhì)機的易損使較多，維護工作量較大，特別在壓力很高的情況下。 6) 均質(zhì)機不適合于粘度很高的情況。 1.2.2 本課題設計要求 本課題要研究或解決的問題：在工業(yè)生產(chǎn)中，均質(zhì)機占有很重要的地位，均質(zhì)技術與人們生活息息相關。本次畢業(yè)設計主要是設計小型高壓均質(zhì)機中的傳動部分及輔助部分，進行性能計算及結(jié)構(gòu)設計。 主要技術要求： 1) 所設計的均質(zhì)機能夠完成對兩種流體物料的均質(zhì)與乳化。 2) 額定壓力為一級60Mpa、二級20Mpa 3) 尺寸規(guī)格為1446×1220×1435mm 4) 額定流量為200

7、0L/h 2 總體方案確定及工作原理 2.1 方案確定 本課題主要設計的是小型高壓均質(zhì)機的傳動及輔助部分。高壓均質(zhì)機的傳動及輔助 部分主要包括電動機、皮帶輪傳動、減速器、曲軸、連桿及柱塞泵。主要通過曲軸連桿機構(gòu)和變速箱將電機高速旋轉(zhuǎn)運動變成低速往復直線運動，采用皮帶輪變速。 變速后，使柱塞往復運動的速度控制在130~170 r／min。這種速度下，機器運轉(zhuǎn)穩(wěn)定、噪聲低，柱塞及其密封耐用性好。其中電動機可根據(jù)參數(shù)計算選擇型號，皮帶輪及減速器同樣由計算得出。具體計算見第三章。工作過程可參見示意圖2。 4 3

8、2 1 1 泵體 2 柱塞 3 連桿 4 曲軸 圖2 均質(zhì)機的工作過程 2.2 工作原理 在圖2 所示中，柱塞的一段伸入到泵體的泵腔內(nèi)．在傳動機構(gòu)的帶動下柱塞在泵腔內(nèi)往復運動。當柱塞向右移動時泵腔內(nèi)形成低壓，排料閥關閉進料閥打開，物料被吸入。當柱塞向左移動時泵腔內(nèi)形成高壓．進料閥關閉，排料閥打開，物料被排出。由于曲軸使連桿相位差為，它們并聯(lián)在一起，使排出的流量基本平衡 柱塞隨曲軸旋轉(zhuǎn)作往復運動。在主泵體內(nèi)通過進料閥、出料閥以及均質(zhì)閥，完成進料一壓縮一泄放一進料一壓縮一泄放??周而復始運行

9、。對于每一個柱塞泵來說，進料和泄放都是間歇的。管道的液流必然是脈沖狀態(tài)，即使是多柱塞合成的液流也成脈動狀態(tài)。這個脈沖(動)頻率會引起管道的振動．如果柱塞運行速度130～170 r／min，柱塞每一個行程周期僅0.36～0.46 S，進出料單向閥開啟時間僅0.18～0.23 S。表明主泵體在短時間內(nèi)完成進料、壓縮和泄放全過程首先必須具備穩(wěn)定進料速度和進料壓力。實踐中，選擇合理均質(zhì)機的進、出料管徑，輸送泵和緩沖管，是十分必要的。 3 主要傳動部件的設計計算與分析 3.1 均質(zhì)機的功率和電動機的選擇 3.1.1 均質(zhì)機的有效功率

10、 在單位時間內(nèi)，均質(zhì)機排除的液體由均質(zhì)機所獲得的能量成為均質(zhì)機的有效功率，也就是均質(zhì)機對排除的液體所做的有效功。均質(zhì)機的有效功率可以根據(jù)全壓力和實際流量進行計算。由于高壓均質(zhì)機的全壓力和均質(zhì)壓力（即排除壓力）基本接近，所以，一般均依照均質(zhì)壓力和實際流量按下式計算： 式中 ——均質(zhì)機的有效功率，kW； ——均質(zhì)機的均質(zhì)壓力，Pa； ——均質(zhì)機的實流量，m3/s。 將 =60103 Pa、=2000 L/h 帶入上式中得 =33.33 kW 3.1.2 均質(zhì)機的輸入功率 均質(zhì)機的輸入功率也就是均質(zhì)機(高壓泵）的軸功

11、率是原動機（如電動機）傳給均質(zhì)機輸入軸上的功率。當均質(zhì)機與原動機直接連接時，均質(zhì)機輸入功率就等于原動機的輸出功率。由于存在機械摩擦等損失，均質(zhì)機的輸入功率大于有效功率。輸入功率可按下式計算： 式中 ——均質(zhì)機的輸入功率，kW； ——均質(zhì)機的有效功率，kW； ——均質(zhì)機的效率。 均質(zhì)機的效率的計算方法很難確定，只能用試驗方法確定。在進行均質(zhì)機設計時，通常要根據(jù)均質(zhì)機的結(jié)構(gòu)型式和參數(shù)以及加工質(zhì)量等預先選取，一般=0.80~0.90。流量較大，壓力較低，制造質(zhì)量高，介質(zhì)含氣量較少時，可選較大值。反之則選較小值。

12、根據(jù)此次課題的要求選=0.85。 計算的==39.18kW 3.1.3 電動機功率及電動機的選擇 上面所述均質(zhì)機的效率只包括均質(zhì)機輸入軸后面機構(gòu)的機械損失，并不包括電動機至輸入軸之間傳動機構(gòu)的機械損失，所以，電動機的功率應按下式進行計算 = 式中 ——電動機功率，kW； ——均質(zhì)機的有效功率，kW； ——均質(zhì)機的效率； ——均質(zhì)機輸入軸前傳動裝置效率。 的取值可根據(jù)電動機至均質(zhì)機輸入軸采用的傳動裝置而定。直聯(lián)時，=1；采用三角帶傳動時，=0.90~0.96；齒輪傳動（閉式)時，=0.95~0.99；蝸輪傳

13、動時（閉式），=0.70~0.94。 式中又稱為均質(zhì)的整機效率。對均質(zhì)機整機效率要求見表1。 表1 均質(zhì)機整機效率 均質(zhì)機壓力（MPa） 20 >20~32 >32~50 整機效率 0.84 0.83 0.80 計算 查表機械傳動和摩擦的效率概略值，確定各部分效率為： 聯(lián)軸器效率=0.99，滾動軸承傳動效率（一對）=0.99，三角帶傳動效率=0.96，閉式齒輪傳動效率=0.97 =2=0.90 則 ==43.53 kW 考慮到均質(zhì)機的流量是脈動的，載荷也是脈動的，其瞬時功率和平均功率差別較

14、大，而且不同類型的均質(zhì)機，差別程度也不同，特別是單柱塞均質(zhì)機，差別最大。此外，在柱塞密封處的機械摩擦損失等也很難精確確定，為使均質(zhì)機在世紀運轉(zhuǎn)中不致超載，在選擇電動機時，應有一定的裕量，這一裕量稱為儲備系數(shù),則實際選擇的電動機功率為 = 式中 ——實際選擇的電動機功率，kW； ——儲備系數(shù)； ——電動機（計算）功率，kW。 儲備系數(shù)可按表2選取。 表2 電動機功率儲備系數(shù) 電動機功率（kW） 2 6 10 20 >20 2 1.5 1.25 1.15 1.10 由于=43.53kW，故選取=

15、1.10 則 =1.10×43.53=47.88 kW 因為載荷平穩(wěn)，電動機額定功率略大于即可。查手冊選用型號為Y315S-8的Y系列三相異步電動機（見圖3）。參數(shù)見表3。 表3 電動機參數(shù) 電動機型號 額定功率 /kW 滿載轉(zhuǎn)速 /（r/min） 同步轉(zhuǎn)速750 r/min，8極 Y280S-8 55 740 1.6 2.0 圖3 三相異步電動機Y280S-8 3.2 柱塞泵的工作原理及設計 3.2.1 結(jié)構(gòu)原理 往復式柱塞泵由液力端及傳動端兩部分組成。液力端視均質(zhì)聊也的過流部分，通常由缸體、

16、柱塞及密封件、媳婦和排除閥組成；傳動端是傳遞動力的部分，主要由機體、曲軸、連桿、潤滑和冷卻等部分組成。 柱塞泵的工作原理是當柱塞向右運動時（見圖4），缸腔容積擴大而腔內(nèi)壓力降低形成低壓，貯槽內(nèi)的液體考壓差而沖開吸入閥門而進缸體內(nèi)達到完成吸入工作過程。柱塞向左運動時，由于缸體容積縮小而壓縮液體，達到工作壓力沖開排除閥完成排液過程。由于柱塞的往復運動是通過曲柄連桿機構(gòu)實現(xiàn)的。因而柱塞泵的平均流量恒定，而瞬時流量成脈動變化；柱塞泵是容積泵，它的排出壓力僅決定于管路的水力特性，與流量無關。在理論上，只要原動機有足夠的功率，泵體強度足夠時，高壓泵的排出壓力可不受限制。 柱塞 圖4 柱塞

17、泵結(jié)構(gòu)圖 3.2.2 柱塞泵的選取 通常用泵在一轉(zhuǎn)中的流量和平均流量之比表示流量的不均勻程度，稱為不均勻度，以m表示。 = 式中 === 3/s 對單作用泵 == 3 /s 所以 == 對于雙柱塞泵，柱塞的相位差為時，它的不均勻度為 == 對于三柱塞泵，柱塞相位差互成時 === 流量的不均勻度越大，其最大流量與平均流量的差越大，

18、流量就越不均勻，泵的操作也就越不穩(wěn)定。由以上不均勻度的計算表明，三柱塞泵流量最穩(wěn)定，得到廣泛應用。故選用三柱塞往復泵。圖5為三柱塞往復泵的示意圖。 圖5中，常見的三柱塞往復泵的柱塞泵是由3個工作室、3個柱塞、3個單向的進料閥和3個單向的出料閥等組成。3個工作室互不相連，但進料管和排料管相通。在設計上曲軸使連桿相位差為120°，它們并聯(lián)在一起，使排出的流量基本平衡。 圖5 三柱塞往復泵 3.2.3 柱塞的設計 柱塞的作用是使吸入過程中缸體內(nèi)形成低壓，而在排出過程中形成壓力，將液體壓出。柱塞在工作中不斷地做往復運動，而且要傳遞產(chǎn)生壓力的力，所以柱塞必須具有足夠的剛度、

19、強度，表面必須光潔、硬度高，以保證良好的耐磨性。當輸送有腐蝕性的介質(zhì)時，還必須有良好的耐蝕性。 柱塞有實心和空心兩種。直徑在125mm以下時采用實心，直徑在大于125mm時，為減輕重量，采用空心。 1) 柱塞與十字頭的連接 柱塞與十字頭連接一般有平面、球面和螺紋等三種連接形式。 一般平面連接是指柱塞一端面與十字頭斷面平面接觸，借助柱塞頸部處的兩個半圓環(huán)用螺母壓緊。這種連接，結(jié)構(gòu)簡單，多用于小型柱塞泵，但不能自動對中，若量連接斷面任何一個與中心線垂直度不能保證，柱塞安裝后就產(chǎn)生偏斜，運轉(zhuǎn)時對密封產(chǎn)生偏磨，影響密封件壽命。 球面連接是在柱塞和十字頭之間裝有墊塊和球面墊。球面連接可

20、實現(xiàn)自動對中，有利于改善密封性能，延長密封性能，延長密封使用壽命，但結(jié)構(gòu)復雜，零件數(shù)量多，球面加工也困難。 螺紋連接結(jié)構(gòu)簡單，加工容易，裝拆方便。一般不能由螺紋辦證對中性，需要另外的配合圓柱面來保證對中，加工時要保證螺紋和圓柱面的同軸度，且圓柱與十字頭接觸的端面應與中心線垂直。 綜上所述，選用螺紋連接。 2) 柱塞直徑行程的初定 按照圖6的運動原理，初定柱塞直徑為40mm,曲柄半徑為50mm,故柱塞行程初定為100mm。所以在設計柱塞的長度時應大于100mm。圖7為柱塞的示意圖。 柱塞 曲柄 圖6 曲柄連桿示意圖 圖7 柱塞

21、 3) 柱塞穩(wěn)定性校核 校核柱塞穩(wěn)定性時，計算長度取自與十字頭連接的端面至柱塞導向套中點。把柱塞近似看做為等截面細長壓桿，根據(jù)材料力學，壓桿柔度為 = 式中 —— 壓桿長度系數(shù)，柱塞可取= ； —— 柱塞計算長度，cm； —— 截面最小慣性半徑，cm，=； J —— 截面慣性矩，4，對圓截面：J= 對圓形截面的柱塞來說 = 即 = mm = 1 cm；

22、 = 即 = =12.33 壓桿柔度不同時，壓桿穩(wěn)定性校核公式見表4 表4 壓桿穩(wěn)定性校核公式 壓桿柔度范圍 校核公式 大柔度桿 >100 中柔度壓桿 40< <100 小柔度桿 <40 = = = 表中符號意義： —— 安全系數(shù)； —— 最大柱塞力，N； —— 柱塞截面積，cm2 ； —— 柱塞計算長度，cm； ——柱塞材料彈性模量，MPa； —— 材料允許抗拉應力，MPa； —— 壓桿柔度；

23、 —— 截面慣性矩，cm4； —— 長度系數(shù)，這里 =； —— 與材料性能有關的系數(shù)，不同強度的鋼材 值見表5； —— 許用安全系數(shù)，柱塞可取=5~8 。 表5 柔度計算用系數(shù) 材料 45鋼 5890 38.00 熔鉬鋼 10000 54.00 由于 =12.33 < 40 ，所以該柱塞桿為小柔度壓桿，應按照公式= 進行穩(wěn)定性校核。 選用材料為 45 鋼，所以通過查閱手冊得出 的范圍為：216~238 MPa。 計算 ： = = cm2 = 12.56 cm

24、2 計算 ： = = 60 ×N = 75360 N 所以將以上數(shù)據(jù)帶入校核公式得 = ~< =~ 故該柱塞穩(wěn)定。 4) 柱塞最小截面積壓應力校核 圖8 柱塞 由于連接的需要，柱塞的界面可能會不等，柱塞的壓應力按最小截面進行校核： = 式中 —— 最小截面壓應力，MPa； —— 最大柱塞力，N； —— 最小截面積，cm2； —— 許用應力，=； —— 安

25、全系數(shù)，一般取 =~。 計算： = 75360 N 在圖8中得柱塞的最小截面的直徑=35 mm，所以 = = cm2= 9.6 cm2 查閱手冊得 = ~MPa，取=，所以 ==MPa = MPa 故 === MPa < 所以柱塞的最小截面滿足要求。 5）柱塞密封 柱塞密封式往復式柱塞泵中重要的易損見之一。柱塞密封的型式有接觸型密封和間隙密封兩種，接觸型密封又可分為壓緊式填料密封和自緊式密封兩類。壓緊式填料密封使用的填料通常是用玻璃纖維、石棉纖維、植物纖維或碳素纖維等編制而

26、成，再填充或浸漬不同性質(zhì)的潤滑劑后壓制成方形或矩形斷面的帶狀品。由于依靠壓緊力來防止泄漏，壓緊式填料密封有著較大的磨損和機械損失，安裝和維護也很麻煩，目前使用范圍已日趨縮小。自緊式密封有著良好的密封性能，依靠液體的壓力使密封圈唇部張開與柱塞表面和泵缸內(nèi)壁緊密交界處面密封，當液體壓力升高時，密封性能自動加強，壓力降低時，密封性能也隨著下降。這種自動調(diào)節(jié)密封性能的特點可以減少摩擦和功率損失，所以在高壓泵的均質(zhì)機上得到了廣泛的應用。 自緊式密封又可分為V型、U型和Y型等不同型式。 （1）V型密封的結(jié)構(gòu)形式 V型密封由V型密封圈、頂圈和底圈所組成，在頂圈前有柱塞導向套，在底圈后有壓蓋及其壓

27、緊螺母，V形圈的開口向著液壓方向安裝。當密封圈較多時，可在密封圈中加設液封環(huán)，液封環(huán)可儲存液體，起潤滑密封或冷卻作用，又有助于V形圈均勻壓緊。有時為了防止空氣吸入液缸，也可以布置少量V形圈開口背向液壓方向，以起到米鞥空氣的作用。 V形密封的頂圈和頂圈不一定是單獨的，有時可把頂圈和導向套制成一體，把底圈和壓蓋也制成一體，這樣可以減少密封填料箱軸向尺寸。液封環(huán)有時也可以兼起頂、底圈的作用。由于設計和結(jié)構(gòu)的不同，有時對密封圈補償壓緊力有困難，可以采用彈簧力自動補償，彈簧力的大小則應依據(jù)V形圈直徑大小而不同。 V形密封圈大多用合成橡膠或多層涂膠織物（夾布橡膠制V形圈）壓制而成。夾布及橡膠應根據(jù)輸送

28、介質(zhì)和使用條件選擇合適的材料。 V形密封圈常把若干個重疊起來使用。壓力越高，格式戶越多，但摩擦力也于是大。當個數(shù)多于4時，摩擦力增加明顯，一般應依照壓力選擇密封圈的個數(shù)。當工作壓力不超過32MPa時，一般使用A型V形圈（D<50mm時）3個即可。 （2）U型和Y型密封的結(jié)構(gòu)形式 U型和Y型密封在本質(zhì)上沒有多少區(qū)別。在形狀和性能上也很接近，因此通?？蓺w并成一類，統(tǒng)稱U型密封。 U型密封圈的唇部內(nèi)徑比柱塞略小，而外徑比填料箱內(nèi)徑略大，組裝后考唇部接觸形成密封。使用于高、中、低壓條件下的U形密封圈的背部厚度是不同的。在壓力低于30MPa時，一般只要用一個U形或Y形密封圈即

29、可，與V形密封相比，U形密封的摩擦力小，密封性能好，裝拆也方便。 用于往復式柱塞的U形密封。由于壓力脈動和柱塞的往復運動，一般需加頂圈（支承環(huán)）來固定U形圈并使唇部張開與柱塞和箱體內(nèi)壁接觸。頂圈壓入唇部的部分沿圓周開有若干個小孔，可使唇部在液壓作用下張開均勻。 （3）間隙密封 當泵的排出壓力很高，填料或密封圈由于強度和剛度所限制，常采用金屬間隙密封。最簡單的間隙密封是用柱塞和液缸體經(jīng)精密配合，使間隙在0.003~0.006mm，表面十分光潔，可密封壓力達100MPa以上。 綜上所述，結(jié)合各種密封型式的結(jié)構(gòu)特點、性能特點及裝配特點，本次設計采用U型密封。裝配型式如圖9所

30、示。 頂圈 密封圈 套筒 導向套 圖9 U型密封裝配示意圖 6) 柱塞導向套 柱塞導向套常常安裝在密封圈頂圈前面或和頂圈制成一體。導向套除了導向外，還可以支撐柱塞重量，減小對填料、密封圈的側(cè)壓力，以提高密封效果。柱塞和導向套是一對重要的摩擦副，其配合應依材料和輸送介質(zhì)的溫度來選擇，對于金屬—金屬來說，一般可選擇或。導向套的長度一般可取柱塞直徑的0.5~2倍，壓力較高，直徑較大者可取大值，反之取小值。 3.3 曲軸的設計 3.3.1 曲軸的運動分析 采用三柱塞往復泵進行液體的傳送，在運動的過程中同一時刻需保證三個柱塞處于不同的位

31、置，三柱塞運動能產(chǎn)生總流量2000。由于曲軸連接三個柱塞，所以曲軸的運動是導致柱塞運動的主要因素。曲軸將電動機的高速旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)變?yōu)橹牡退偻鶑瓦\動，所以在柱塞運動時要保證2000的流量，曲軸的轉(zhuǎn)速設計是非常重要的一項參數(shù)。根據(jù)總流量的要求，可按下式計算曲軸的轉(zhuǎn)速： = 式中 —— 曲軸的轉(zhuǎn)速，； —— 柱塞的行程，； —— 柱塞的截面積，； —— 總流量，。 其中 =0.1 m ，= 2000=0.033 = = cm2 = 12.56 cm2 所以得 ==88.46 3.3.2 曲軸的設計要求

32、 采用整體鑄造曲軸的加工性能好，金屬切削量少，成本低，鑄造曲軸可以獲得較合理的結(jié)構(gòu)形狀，如橢圓形曲柄臂，桶形空心軸頸和卸載槽等，從而使應力分布均勻，對提高曲軸的疲勞強度有顯著效果。鑄造曲軸的應用正在不斷擴大。 曲軸的主要設計要求： 1）足夠的強度，主要是曲柄部分的彎曲疲勞強度、扭轉(zhuǎn)疲勞強度以及功率輸出端的靜強度。要盡量減少應力集中并加強薄弱環(huán)節(jié)； 2）足夠的剛度，減少曲軸撓曲變形，以保證活塞連桿組和曲軸各軸承可靠工作，同時提高曲軸的自診振頻率，盡量避免在工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)發(fā)生共振； 3）盡量輕的質(zhì)量，對于不影響強度和剛度的部位，只要制造工藝允許并易于實現(xiàn)的，就應該去掉，這也是提高曲軸自振頻

33、率的措施； 4）軸頸一軸承副具有足夠的承壓面積和較高的耐磨性。油孔布置合理； 5) 合理的曲柄排列，使其工作時慣性力和慣性力矩能得到較好的平衡。從而運轉(zhuǎn)平穩(wěn)；轉(zhuǎn)矩均勻，軸系的扭振情況得以改善； 6）合理配置平衡塊，減輕主軸承負荷和振動； 7）曲軸各部位形狀的選擇應考慮到制造和裝拆，維修方便，這一點對大型曲軸尤其重要。 3.3.3 曲軸的組成及設計 1）曲軸的組成 曲軸一般由軸端、軸頸和曲柄臂三部分組成，曲軸內(nèi)應開有油孔，作為潤滑油的通道。 （1）曲軸的軸端 軸心線與曲軸旋轉(zhuǎn)中心同心的軸向端部稱為軸端。軸端一般作為曲軸的輸入（輸出）端，與帶輪、聯(lián)軸器、飛輪和驅(qū)動

34、機等聯(lián)接。要求聯(lián)接牢固可靠。 （2）曲軸的軸頸 軸頸包括主軸頸、支撐軸頸和連桿軸頸。安裝滑動軸承的軸頸要有足夠的承壓面積和較高的耐磨性保證供油和散熱。主軸頸與連桿軸頸重疊部分稱為重合度，它對曲軸強度影響很大。重合度增加，曲軸剛性增加，截面變化緩和，應力集中現(xiàn)象改善，應盡量避免重合度等于或接近零。 （3）曲柄臂及曲拐 曲軸上連接主軸頸和連桿軸頸或連接相鄰連桿軸頸的部位叫做曲柄臂。曲柄臂與連桿軸頸的組合體稱為曲拐。 曲拐的結(jié)構(gòu)對曲軸的疲勞強度有很大的影響。曲軸中空可減少不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量，去除材質(zhì)差的部分，改善應力分布的不均勻性，提高疲勞強度，鍛造曲軸中孔由機械加工完成，一般為直

35、筒形。鑄造曲軸可制成合理而復雜的形狀。 曲柄臂的形狀較好的是橢圓和圓形。橢圓材料利用最合理，疲勞強度高。但對自由鍛造曲軸，曲柄外形需要靠模加工。圓形結(jié)構(gòu)簡單，有利于曲軸平衡，加工制造方便。對于低速和小批量曲軸，曲柄臂在連桿軸頸處兩側(cè)棱角常削去，以減輕重量和回轉(zhuǎn)慣量。同樣原因，在曲柄臂背部做成斜角，過大的斜角會影響曲柄強度。 2） 曲軸的設計 應用轉(zhuǎn)矩法作軸徑的估算，計算軸徑公式： (1) 式中 —— 軸的直徑 mm； —— 軸所傳遞的功率 KW； —— 軸的轉(zhuǎn)速

36、r/min； —— 計算常數(shù)，=； —— 許用扭轉(zhuǎn)切應力，MPa，見表5。 表5 軸常用的幾種材料的及值 軸的材料 Q235—A、20 Q275、35 45 40Cr、35SiMn、38SiMnMo /MPa 15 ~ 25 20 ~ 35 25 ~ 45 35 ~5 5 149 ~ 126 135 ~ 112 126 ~ 103 112 ~ 97 彎矩較小或只受扭矩作用、載荷較平穩(wěn)、無軸向載荷或只有較小的軸向載荷、減速器的低速軸，軸只做單向旋轉(zhuǎn)時取較大值，取較小值；反之，取較小值，取較大值。 選用45號鋼為軸的材料，該曲軸既受彎矩又受扭矩，所

37、以取較小值，取較大值。即： =30MPa 所以 == 計算 為軸所傳遞的功率，電動機的功率在經(jīng)過皮帶輪傳動、減速器和聯(lián)軸器傳遞之后會有損失，故應按照下式進行計算 = 式中 —— 電動機的額定功率，KW； ——均質(zhì)機輸入軸前傳動裝置效率。 計算 查表機械傳動和摩擦的效率概略值，確定各部分效率為： 聯(lián)軸器效率=0.99，滾動軸承傳動效率（一對）=0.99，三角帶傳動效率=0.96，閉式齒輪傳動效率=0.97 =2=0.90 所以 = 33.3 KW 將

38、以上數(shù)據(jù)代入公式(1)中得 mm=84.4 mm 所以設計曲軸如圖10 圖10 曲軸 3.3.4 提高曲軸疲勞強度的措施 曲軸的橫斷面沿著軸線方向急劇變化，因而應力分布極不均勻。應力集中較嚴重、疲勞破壞就很容易在應力集中區(qū)產(chǎn)生。因而在設計制造曲軸時，必須采用合適的措施。 1）設計措施 （1）加大過渡圓角 （2) 采用空心軸頸 若以提高曲軸彎曲強度為主要目標，則采用主軸頸為空心的結(jié)構(gòu)即可。若同時減輕曲軸的質(zhì)量和減小連桿軸頸的離心力，以降低主軸承載荷，宜采用全空心結(jié)構(gòu)，并將連

39、桿軸頸內(nèi)孔向外側(cè)偏離一段小距離，可取連桿軸頸直徑的。這種偏心可進一步減小連桿軸頸的旋轉(zhuǎn)質(zhì)量，并使圓角過渡部位的應力分布更加平坦。 （3）加大軸頸重合度 增大軸頸重合度，可顯著提高曲軸的疲勞強度，曲柄臂越薄越窄時，效果越明顯。 2）工藝措施 對于應力集中較嚴重的部位進行局部表面強化，可明顯提高曲軸疲勞強度。常用曲軸強化法見表6。 表6 曲軸的常用強化方法 強化方法 圓角滾壓加工 軟氮化處理 圓角中、高頻淬火 強化 機理 由塑性加工硬化和剩余壓應力，降低粗糙度并消除顯微裂紋、針孔等缺陷 使碳、氮原子固溶于鐵而產(chǎn)生固溶強化和產(chǎn)生是剩

40、余壓應力 馬氏體轉(zhuǎn)變硬化產(chǎn)生剩余壓應力 特點 1. 冷加工，不需加熱而節(jié)能 2. 處理時間短 3. 不能提高耐磨性 1. 軸承滑動部位也可強化 2. 可提高耐磨性 3. 處理時間長 1. 可以局部淬火，軸承滑動部位也可強化 2. 效果明顯 提高曲軸疲勞 強度的效果 鋼曲軸20%~70% 珠光體球鐵曲軸50%~70% 碳鋼曲軸60%~80% 低合金金剛曲軸50%~90% 鋼或球鐵曲軸30%~100% 3.3.5 曲軸的受力分析 為了簡化計算，在分析、計算曲軸受力時通常通常做如下假設和處理： 1）把多支撐曲軸看做是以主軸承中

41、心分開的分段簡支梁（曲軸受力分析的分段法），并把曲軸是為絕對剛體。 2）軸頸上所受的里在軸頸的中點處。 3)不考慮回轉(zhuǎn)慣性力。 4)因加工精度，裝配質(zhì)量以及因使用后磨損，熱變形等造成的附加載荷不考慮。 5)軸頸和曲柄取各自的坐標系。 6)分段簡支梁看成有A、B是三個支撐。計算支撐反力時，按兩個支撐起作用計算。即認為軸前端載荷由軸承A和軸承B支撐。 按上述假設和處理得到的曲軸的計簡圖如圖10所示。圖中、、為作用在連桿軸頸上的切向力；、、為作用在連桿軸頸上的法向力；、、、分別為A、B兩個主軸承處支反力沿坐標方向的分量。按照此計算簡圖推得的軸承支撐

42、處的支反力計算式為: (1) (2) (3) (4) FBy Fr" F't FAy FAz Ft" FBz Fr' Ft Ft Ft Ft 圖10 曲軸的受力分析 3.3.6 曲軸的強度計算 曲軸多是疲勞破壞，因此應在通常易于發(fā)生疲勞裂紋處(如；連桿軸頸的圓角、油孔等）按疲勞強度校核計算。但是在低速曲軸的設計計算中，為了簡化計算，有時也采用靜強度校核的飯食，將曲軸所受載荷看作應力幅度的呢個與自大應力的對稱循環(huán)載荷，并略去應力集中系數(shù)和尺寸系數(shù)的影響，而代之以較

43、大的安全系數(shù)，使復雜的疲勞強度校核計算具有靜強度校核計算的簡單形式。 按靜強度校核主要在軸頸與曲柄臂連接處，軸頸開油孔處的截面進行。 對于活塞式壓縮機和往復泵曲軸，應在下列工況下校核： 1) 輸入轉(zhuǎn)矩為最大時。 2) 綜合活塞力絕對值最大時。 軸頸和曲柄臂各截面的靜強度校核按下式進行 (5) 式中 —— 曲軸材料彎曲疲勞極限，MPa； —— 危險點上的正應力，MPa； —— 危險點上的切應力，MPa； —— 許用安全系數(shù)，推薦。 在曲軸材料的組織均勻程度和力學性能穩(wěn)定性較差，

44、以及軸頸曲柄臂間過渡圓角較小和被校核截面處的表面粗糙度較大時，安全系數(shù)應取較大值。 被校核截面危險點應力的計算，對軸頸為 對于曲柄臂，要校核曲柄臂截面短軸端點，按下式計算： 截面短軸端點應力 式中 —— 抗扭截面系數(shù)，； 、—— 抗彎截面系數(shù)，； —— 截面積，； 計算： 輸入轉(zhuǎn)矩 所以 分解

45、力： 第一個軸頸在圖示位置只受切向力，所以。 第二個軸頸在圖示位置既受切向力又受法向力，所以將力分為切向力和法向力。經(jīng)計算得，。 第三個軸頸在圖示位置既受切向力又受法向力，所以將力分為切向力和法向 力。經(jīng)計算得，。 又，，，。 將以上數(shù)據(jù)分別帶入公式（1）、（2）、（3）、（4）中，計算得 ，，， 計算危險截面1 所以 ， 代入公式（6）中得 所以截面符合要求。 截面2、3、4、5和6的校核方法同上，此處計算過程略。經(jīng)計算得這五個截面均滿

46、足要求。 3.4 減速器的選擇 齒輪減機器是把機械傳動中的動力機（主動機）與工作機（從動機）聯(lián)接起來，通過不同齒形和齒數(shù)的齒輪以不同級數(shù)傳動，實現(xiàn)定傳動比減速（或增速）的機械傳動裝置，減速時稱減速器（增速時稱為增速器）。 1) 減速器分類 減速機是一種相對精密的機械，使用它的目的是降低轉(zhuǎn)速，增加轉(zhuǎn)矩。它的種類繁多，型號各異，不同種類有不同的用途。以下是常用的減速機分類：    (1) 擺線針輪減速機    (5) 三環(huán)減速機    (2) 硬齒面圓柱齒輪減

47、速器    (6) 起重機減速機  (3) 行星齒輪減速機    (7) 蝸桿減速機 (4) 軟齒面減速機     (8) 無級變速器 減速器的類別是根據(jù)所采用的齒輪齒形、齒廓曲線劃分；減速器的品種是根據(jù)使用的需要而設計的不同結(jié)構(gòu)的減速器；減速器的型式是在基本結(jié)構(gòu)的基礎上根據(jù)齒面硬度、傳動級數(shù)、出軸型式、裝配型式、安裝型式、聯(lián)接型式等因素而設計的不同特性的減速器。 2）速器載荷的分類 與減速器聯(lián)接的工作機載荷狀態(tài)比較

48、復雜，對減速器的影響很大，是減速器選用及計算的重要因素，減速器的載荷狀態(tài)即工作機（從動機）的載荷狀態(tài)，通常分為三類：均勻載荷、中等沖擊載荷及強沖擊載荷。 3) 特點 硬齒面圓柱齒輪減速器的齒輪全部采用合金鋼鍛件，齒輪經(jīng)滲碳淬火并磨齒、修緣，精度達到6級以上；箱體經(jīng)精密鏜孔，軸承誒加強型，從而使承載能力和壽命大大提高，比較軟齒面減速器承載能力提高24倍以上，價格增加3倍左右。 選用的減速器應該能將電動機傳到皮帶輪的速度減小為曲軸的轉(zhuǎn)速，由于電動機的轉(zhuǎn)速為750r/min,而曲軸的轉(zhuǎn)速為88.46r/min,傳動比=8.3，故可以選用傳動比為5.6的ZDY型單級圓柱圓柱齒輪減

49、速器。查《機械設計師》手冊得出當傳動比=5.6時，同時滿足轉(zhuǎn)速750r/min和輸入功率大于55kW的減速器規(guī)格為中心距為160mm。故選取型號為ZDY160的減速器。 3.5 聯(lián)軸器的選擇 聯(lián)軸器（機械式聯(lián)軸器的簡稱）是機械產(chǎn)品的傳動裝置中，軸系最常用的連接部件。主要分為剛性聯(lián)軸器、撓性聯(lián)軸器、安全聯(lián)軸器，同時剛性聯(lián)軸器又分為凸緣聯(lián)軸器、徑向鍵凸緣聯(lián)軸器、套筒聯(lián)軸器、夾殼聯(lián)軸器、平行聯(lián)軸器。 剛性聯(lián)軸器是由剛性傳力件組成，連接件之間不能相對運動，因此不具有補償兩軸線相對位移的能力，只適宜用于倍聯(lián)接兩軸相對位移的場合。剛性聯(lián)軸器無彈性元件，不具備減震和緩沖功能，一般只適宜于載荷

50、平穩(wěn)并無沖擊振動的場合。根據(jù)設計要求及運用場合，決定采用剛性聯(lián)軸器，并且為凸緣式聯(lián)軸器。 凸緣聯(lián)軸器是利用螺栓連接兩半聯(lián)軸器的凸緣以實現(xiàn)兩軸連接的剛性聯(lián)軸器，結(jié)構(gòu)簡單、制造方便、成本低、工作可靠，裝拆和維護簡便，可傳遞大轉(zhuǎn)矩，需保證兩軸具有較高的對中精度，一般常用于載荷平穩(wěn)，高速或傳動精度要求較高的傳動軸系。凸緣聯(lián)軸器不具備徑向、軸向、角向的補償性能。使用時如果不能保證被聯(lián)接兩軸的對中精度，將會降低傳動精度、效率和聯(lián)軸器的使用壽命，并引起震動和噪聲。 將要被聯(lián)軸器連接的兩個軸徑分別為：90mm、80mm。所以按照大的軸徑選擇聯(lián)軸器的型號。查《機械設計師》手冊選取型號為YL13的凸緣聯(lián)軸器，

51、性能及尺寸參數(shù)見表7,示意圖見圖11。 表7 YL13型凸緣聯(lián)軸器性能和尺寸 型號 公稱轉(zhuǎn) 矩 Tn /N·m 許 用 轉(zhuǎn) 速 [n] /r·min-1 軸孔 直徑 d (H7） 軸孔長 度 L D D1 螺 栓 L0 質(zhì) 量 m /kg 轉(zhuǎn)動慣 量 I /kg·m2 數(shù)量 n 直徑 M 鋼 鋼 J型 J型 YL13 2500 4300 90 197 220 185 6 M16 2

52、19 35.58 0.646 圖11 YL13型凸緣聯(lián)軸器 3.6 V帶的設計 3.6.1 V帶的計算 電動機的轉(zhuǎn)速降到曲軸的轉(zhuǎn)速的總傳動比為 = 8.3，而減速器的傳動比 =5.6，所以V帶的傳動比 ==1.5。 1) 確定計算功率 式中 —— 計算功率，kW； —— 工作情況系數(shù)； —— 所需傳遞的額定功率，如電動機的額定功率，kW。 查表8得； 故 2）選V帶的型號 根據(jù)，查出此坐標點位于D區(qū)，所以，選用D型計算。 表8

53、工作情況系數(shù) 工 作 機 原 動 機 Ⅰ類 Ⅱ類 一天工作時間（h） 載 荷 變 動 小 液體攪拌機、通風機和鼓風機、離心式水泵和壓縮機、輕負荷輸送機 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 3）確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速 （1）初選小帶輪的基準直徑?？紤]結(jié)構(gòu)緊湊，由表查9得，取小帶輪的基準直徑 （2）驗算帶速 因為，所以帶速合適。 （3）計算大帶輪的基準直徑 查表，圓整為 表9 V帶輪的最小基準直徑 型號 Y

54、Z A B C D E 20 50 75 125 200 355 500 4）確定V帶的中心距和基準長度 （1）一般初選帶傳動的中心距為 取，滿足 （2）計算帶所需的基準長度 由表選帶的基準長度 （3）計算實際中心距a 考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產(chǎn)生的補充張緊的需要，常給出中心距的變動范圍 所以中心距的變化范圍為 。 故選取中心距。 5）驗算小帶輪的包角 ，合適。 6）計算V帶的根數(shù)

55、 由和，查表 插值計算 根據(jù)，和D型帶，查表 插值計算 插值計算 查表得 則 所以取4根。 7) 計算單根V帶的初拉力的最小值 由表查得，故得單根V帶的初拉力 應使帶的實際初拉力 8）計算作用在軸上的壓力 壓軸力的最小值 3.7 V帶輪的設計 3.7.1 V帶輪的設計內(nèi)容 根據(jù)帶輪的基準直徑和帶輪轉(zhuǎn)速等已知條件，確定帶輪的材料，結(jié)構(gòu)形式，輪槽、輪輻和輪轂的幾何尺寸、公差和表面粗糙度以及相關技術要求。 3.7.2 帶輪的材料

56、 常用的帶輪材料為HT150或HT200。轉(zhuǎn)速較高時可以采用鑄鋼或用鋼板沖壓后焊接而成。小功率時可以用鑄鋁或塑料。 3.7.3 帶輪的結(jié)構(gòu)形式 V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂組成。 根據(jù)輪輻結(jié)構(gòu)的不同，V帶輪可以分為實心式、腹板式、孔板式、橢圓輪輻式。 V帶輪的結(jié)構(gòu)形式與基準直徑有關。當帶輪基準直徑為(為安裝帶輪的 軸的直徑，mm）時，可采用實心式；當時，采用腹板式；當，同時時，可采用孔板式；當時，可采用輪輻式。 按照上述要求，同時安裝帶輪的軸的直徑均大于，所以大、小帶輪都選用輪輻式。同時按照手冊要求，當大帶輪的直徑為并且為D型帶時，該帶輪應設計為六橢圓

57、輻輪。小帶輪的直徑為，所以設計為四橢圓輻輪。由ZDY160型減速器軸伸直徑，長度。故大帶輪軸孔直徑應取，轂長應小于。由Y315S-8電動機可知，其軸伸直徑，長度。故小帶輪軸孔直徑，轂長應小于。大帶輪示意圖見圖13，小帶輪示意圖見圖14。 圖13 大帶輪 圖14 小帶輪 4 輔助件及其它設計 4.1 連桿及其它連接件的設計 曲軸通過連桿機構(gòu)與柱塞連接在一起，通過連桿機構(gòu)帶動柱塞進行往復運動。所以連桿機構(gòu)的設計也是一項非常重要的設計。本設計沒有采用滑塊，而是采用了圓柱銷的連接，將連桿套在圓柱銷上，曲軸運轉(zhuǎn)時連桿會在

58、圓柱銷上進行轉(zhuǎn)動。由于柱塞的尺寸有一定要求，所以在設計連桿機構(gòu)時不能與之直接相連，可以通過連接件把二者連在一起。本次設計是設計了一個有內(nèi)螺紋孔的滑塊，同時將柱塞桿的另一端做成為螺紋，這樣可以把柱塞直接與滑塊連接為一體。再將一個有螺紋的短桿與滑塊連在一起，將圓柱銷裝進一個中空的滑塊內(nèi)，短桿在與這個中空的滑塊進行過盈連接，這樣連桿就和柱塞連在了一起，能達到要求的效果。 為了減輕整體機構(gòu)的重量，將連桿設計為中間空的結(jié)構(gòu)。見連桿的示意圖15。 圖15 連桿 4.2 機架的設計 焊接機架與鑄造機架比較，具有強度高，剛度好，重量輕，周期短及施工簡便等優(yōu)點。焊接機架設計時應注意以下幾點：

59、 1）擺脫鑄件結(jié)構(gòu)的束縛，按焊接工藝特點設計焊接機架。 2）盡量減輕焊縫的載荷。 3）盡量避免焊縫密集，避免焊接應力集中。 4) 大型機架可分段焊接組裝。即分段焊接，焊后分段消除內(nèi)應力，分段加工，然后用螺釘連接成整體，這樣還可以減少焊接變形。故選用焊接機架。 5 鍵與軸承的選擇及校核 5.1 鍵的選擇及校核 根據(jù)工作狀況，使用要求和結(jié)構(gòu)設計中的鍵選擇普通平鍵，選擇鍵的尺寸長度根據(jù)輪轂長度選定，鍵長略短于輪轂長度，并取標準長度系列。 平鍵的失效形式主要有，鍵、軸、輪轂三者中較弱的工作面被壓潰，鍵的剪斷。因?qū)嶋H中鍵的剪斷極為罕見，對

60、于平鍵聯(lián)接通常只進行擠壓強度或耐磨性的計算，所以在重要的場合中才進行抗剪強度的校核驗算。 假定壓力沿鍵長和鍵高均勻分布，按平均擠壓應力進行強度或耐磨性的條件校核。 T—— 傳遞的轉(zhuǎn)矩，； d—— 軸的直徑，； k—— 鍵與輪轂的接觸高度，； l—— 鍵的接觸長度，，圓頭平鍵，平頭平鍵,這里L為間的公稱長度，；b為鍵的寬度，mm； —— 鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用應力，MPa，見表10； 表10 鍵連接的許用擠壓應力、許用壓力 許用擠壓應力、 許用壓力 連接工作方式

61、 鍵或轂、軸的材料 載 荷 性 質(zhì) 靜載荷 輕微沖擊 沖 擊 靜連接 鋼 120~150 100~120 60~90 鍵的材料 因壓潰和磨損為鍵聯(lián)接的主要失效形式，所以鍵的材料要有足夠的硬度。一般采用抗拉強度不低于600MPa的鋼制成。 1）曲軸——鍵的選擇及校核 （1）選擇鍵連接的類型和尺寸 選用圓頭普通平鍵（A型）。根據(jù)從手冊中查得鍵的公稱尺寸為：。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長。 （2）校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表10查得許用擠壓應力，取其平均值，。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接

62、觸高度。由上述公式可得 可見連接的擠壓強度不夠。考慮到相差較大，因此改用雙鍵，相隔布置。雙鍵的工作長度。由公式可得 （合適） 鍵的標記為：鍵。 2）減速器——鍵的選擇及校核 選用圓頭普通平鍵（A型）。根據(jù)與聯(lián)軸器連接的軸伸直徑從手冊中查得鍵的公稱尺寸為：。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長。 鍵的校核方法同上，過程略。 經(jīng)校核該鍵連接的擠壓強度夠，選用此鍵合適。 3）電動機——鍵的選擇及校核 選用圓頭普通平鍵（A型）。根據(jù)與聯(lián)軸器連接的軸伸直徑從手冊中查得鍵的公稱尺寸為：。由輪轂寬度并參考鍵

63、的長度系列，取鍵長。 鍵的校核方法同上，過程略。 經(jīng)校核該鍵連接的擠壓強度夠，選用此鍵合適。 5.2 軸承的選擇及校核 深溝球軸承的性能和特點:主要承受徑向載荷，也可同時承受較小的軸向載荷，其當量摩擦系數(shù)最小，在高轉(zhuǎn)速時，可用來承受純軸向載荷。 從均質(zhì)機的工作情況考慮，曲軸讓柱塞往復運動，為達到這個目的，輸送部分必須對曲軸施加徑向和軸向力，由前面計算曲軸時所計算的軸向力和徑向力來看，軸向力不大。由此看來，深溝球軸承就可滿足工作要求， 曲軸的軸伸直徑，則初步選用6220型深溝球軸承。型號尺寸及性能見表11。 表11 6220型深溝球軸承 軸承 代號 基本尺寸

64、/mm 安裝尺寸/mm 基本額定動載 荷 基本額定靜載荷 d D B min min max max 6220 100 180 34 2.1 112 168 2.1 122 92.8 軸承徑向載荷,軸向載荷，壽命 Lh'=5000 h 求比值 查表，深溝球軸承的最大值為0.44，故此時 按照以上數(shù)據(jù)驗算如下： 1） 求相對軸向載荷對應的值與值。相對軸向載荷為；在表介于0.025~0.040之間，對應的值為0.22~0.24，Y值為2.0~1.8。 2） 用

65、線性插值法求值。 故 ， 3） 求當量動載荷P。 4） 驗算6220軸承的壽命，根據(jù)式 即高于預期計算壽命。 故選用此軸承符合要求。  結(jié) 論 通過這一段時間的畢業(yè)設計，使我對以前所學的知識有了更好的鞏固，對機械工程設計的步驟有了更進一步的了解，了解到在工程設計中先調(diào)研收集資料，再方案論證比較，然后確定整體方案，繪制機械裝配圖及零件圖的一般步驟。對怎樣進行機械設計有了初步意識。對各種零件在實際中的具體應

66、用有了進一步了解。更深入的了解到機械在實際中的應用，感受到機械設備給生產(chǎn)帶來的便利，體會到先進機械設備在工廠中的具體應用，也深刻的體會到自動控制給生產(chǎn)帶來得諸多方便，相信隨著生產(chǎn)的不斷發(fā)展，自動化技術的不斷提高，我們的工廠會越來越現(xiàn)代化。在設計期間，老師給了我們很大的幫助，謝謝老師對我們這段時間的指導。  致 謝 四年的大學生活即將過去，在四年的大學學習中，我們系統(tǒng)的學習了與機械相關的基礎課和專業(yè)課，并在金工實習和洛陽第一拖拉機廠的實習中，掌握了一定的生產(chǎn)實踐能力，加深對以往所學知識的理解。而且先后經(jīng)歷了多次的課程設計，直到這次的畢業(yè)設計，

67、使我對機械設計制造及其自動化這門專業(yè)有了深刻的認識，在此借這個機會，向給我們提供這些機會的學校領導和老師表示深深的感謝。 在畢業(yè)設計中我經(jīng)歷了設計----修改---再設計的過程，反復多次的進行。在此期間齊習娟老師的耐心指導，還有其他老師的熱心講解，開闊了我的思路，學到了許多課堂上學不到的東西，從而使我對專業(yè)產(chǎn)生了濃厚的興趣。老師及時幫我解決了設計中遇到的問題，并且耐心的指導，使我的設計才能得以順利的進行。再次要特別感謝齊老師！ 另外，和我一組的同學也給了我很大的幫助，讓我受益匪淺，不僅解決了問題，而且增進了友誼，在此對他們表示感謝！ 最后，在即將離開大學之際，對在四年學習生活中幫助過我的老師同學們致以真誠的感謝！  參 考 文 獻 1 雒亞洲，魯永強，王文磊. 高壓均質(zhì)機的原理及應用[J]. 中國乳品工業(yè). 2