0166-三缸單作用乳化液泵的設計【全套5張CAD圖】,全套5張CAD圖,三缸單,作用,乳化,設計,全套,cad 第一章 緒論 1.1.選題的意義 乳化液泵作為一種通用機械，在國民經(jīng)濟各個領(lǐng)域中都得到了廣泛的應用。它是井下綜合采煤工作面支護設備的動力源泉，其工作狀態(tài)好壞與安全生產(chǎn)密切相關(guān)，要實現(xiàn)煤礦井下安全作業(yè)，提高采煤工作效率，防止出現(xiàn)重大設備安全事故，保障乳化液泵井下安全運行是十分必要的一個環(huán)節(jié)。乳化液泵是煤礦井下支護作業(yè)和安全生產(chǎn)的重要裝備與工具，其傳動方式簡單可靠，量大面廣，具有高效低耗、安全可靠、移動靈活輕便、操作簡單，無污染的特點，深受廣大煤礦工作者的歡迎 。這些產(chǎn)品填補了國內(nèi)空白，擁有多項國家專利，其核心技術(shù)上具有完全自主知識產(chǎn)權(quán)，處國內(nèi)領(lǐng)先水平。乳化液泵在其他行業(yè)也有廣泛的應用，市場的需求量特別大。 1.2乳化液泵的用途 乳化液泵站是井下綜合采煤工作面支護設備的動力源泉，煤礦井下支護作業(yè)“外注式單體液壓支柱”及“液壓支架”的專用小型推移式注液設備，也是支護作業(yè)更換維修的不可缺少的工具。?乳化液泵具有體積小、重量輕、操作簡便、移動靈活、工作平穩(wěn)可靠和高效、節(jié)能、安全的特點，尤其是在空間狹小的坑道口、掘進頭、低煤層和回采面等地段，更是一般大型注液泵站無法替代的產(chǎn)品，深受廣大煤礦工作者的歡迎。乳化液泵是要實現(xiàn)煤礦井下安全運行的十分必要的一個環(huán)節(jié)。由于乳化液泵具有流量均勻、壓力穩(wěn)定、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、強度高、脈沖小、油溫低、噪聲小、使用維護方便等特點，?所以還廣泛適用于管道清洗、工件清洗、玻璃清洗、工程掘進等。 1.3設計的理論基礎(chǔ)研究的內(nèi)容及方法 乳化液泵在許多行業(yè)中都有廣泛的應用，通過對流體力學、液壓傳動、機械制圖和流體機械等的學習對設計有了一定的理論基礎(chǔ)，在實習過程中到車間的參觀和對泵的一些零部件及工作原理的認識使我對乳化液泵的設計有了基本的思路，利用理論課學過的知識進行理論分析熱力學分析和對比計算，再通過查閱資料與分析計算相結(jié)合進行方案的設計，根據(jù)計算校核進行及時的修改和設計修訂，實現(xiàn)優(yōu)化設計，并能很直觀的反映出乳化液泵的內(nèi)部結(jié)構(gòu)和工作原理。 隨著經(jīng)濟的發(fā)展在很多生產(chǎn)技術(shù)領(lǐng)域內(nèi)，廣泛使用著以曲柄連桿機構(gòu)為傳動方式的柱塞泵。此種傳動方式，簡單可靠，量大面廣。從小型的實驗室計量泵到超過1 MW的大功率石油鉆井泵，以及油田注水、壓裂、固井、輸油、輸液等工況往復泵，幾乎均被此種傳動方式所覆蓋，可謂獨領(lǐng)風騷、經(jīng)久不衰，。應該肯定，以往對傳統(tǒng)往復泵的理論研究和實驗研究，系統(tǒng)完整，揭示其運動規(guī)律與動力特性，對發(fā)展生產(chǎn)技術(shù)將繼續(xù)發(fā)揮重要作用。但與任何其它事物的發(fā)展過程一樣，恰恰在對傳統(tǒng)往復泵工作機理研究逐步深入并取得積極成果的同時，也開始認識到傳統(tǒng)的曲柄連桿機構(gòu)所決定的運動與動力特性局限了其自身的應用范疇及發(fā)展。 通過以上分析可以領(lǐng)悟出一個道理，即在曲柄連桿機構(gòu)傳動的往復泵中，其所以要發(fā)展三缸泵、四缸泵、五缸泵、六缸泵甚至七缸泵等多缸泵，從動力學特性的本質(zhì)上來判斷，都僅僅是為了盡可能減少疊加加速度，以減小液流慣性損失，以及減小疊加排量波動度，以改善吸入性能和排液工藝質(zhì)量，即采用增加結(jié)構(gòu)復雜性的手段來改善曲柄連桿傳動方式的動力特性與運動特性，這在機械設計中是常見的事情，但其所付出的代價是巨大的。 在傳統(tǒng)的曲柄連桿機構(gòu)傳動的往復泵發(fā)展過程中，排量、壓力的波動以及吸入系統(tǒng)慣性損失對自吸性能的嚴重影響，始終制約著泵速的提高。雖然排出預壓空氣包、吸入緩沖器及吸入灌注泵的配套使用能在一定程度上緩解這些矛盾，但不是從根本上解決問題，所以，20世紀80年代初期出現(xiàn)的“適當增長沖程長度、合理降低額定泵速、發(fā)展中速往復泵”的技術(shù)路線。這種對策的實質(zhì)，實際上就是對曲柄連桿機構(gòu)往復泵適用范圍的標定，也就是說，在綜合考慮運行工況、使用條件、制造水平、基礎(chǔ)工業(yè)水準的條件下，曲柄連桿機構(gòu)的往復泵只適應在中速或較低的泵速下才能確保其運動的可靠性。如果提高泵速，則必須附加排出端減振裝置和吸入端灌注設備。在這種情況下，由于提高泵速所導致的減小往復泵體積及質(zhì)量的優(yōu)點，將被附屬設備復雜程度的提高、質(zhì)量的增加以及維修成本的增加抵銷得一干二凈。也就是說，企圖在單純的參數(shù)設計上提高泵速、縮短沖程來減小往復泵的體積與質(zhì)量，主觀愿望在情理之中，客觀效果在意料之外，因而限制了它的進一步發(fā)展。 但任何事物的發(fā)展都存在矛盾，并且任何新生事物也只能在一定的領(lǐng)域內(nèi)具有適應性，歸納起來，有以下幾點認識作為引玉之磚： (1)傳統(tǒng)的往復泵，仍將繼續(xù)在生產(chǎn)技術(shù)領(lǐng)域內(nèi)發(fā)揮巨大作用，一般地說，在中速和較低的泵速下，可靠性程度較高，“適當增長沖程長度、合理降低泵速”的技術(shù)路線仍是切合實際和具有現(xiàn)實意義的。 (2)恒排量往復泵，以發(fā)展三缸單作用型式為宜，如果盲目增加缸數(shù)，其效果將與發(fā)展恒排量泵的宗旨背道而馳，如果毫無顧忌地提高泵速，也將引起單缸內(nèi)的汽化并使工況惡化，因此，凸輪傳動的恒排量往復泵的參數(shù)設計，似宜為“適當縮短沖程長度、合理提高額定泵速”。 (3)恒排量往復泵對油田注水泵、增壓注水泵、注聚合物泵特別適應，具有現(xiàn)實的技術(shù)開發(fā)價值，并將對驅(qū)油泵(特別是稠油泵)等有特殊工藝要求的泵的發(fā)展起促進作用。 (4)傳統(tǒng)往復泵與恒排量往復泵，在相當長的歷史階段內(nèi)必將長期共存，并按技術(shù)特征、工況條件、工藝要求、經(jīng)濟效益來劃分其各自占領(lǐng)的領(lǐng)域、各揚其長、各得其所、互相補充、共同發(fā)展。 第二章 總體方案的確定 ２.１泵型的選擇及特點 根據(jù)給定的設計參數(shù)和壓力高等應用特點，選用的泵型為往復泵，往復泵可以分為機動泵、手動泵、柱塞泵、隔膜泵、計量泵、立式泵、臥式泵、對置式泵、軸向平行式泵等，這些泵之間有著密切聯(lián)系[22]。 2.1.1機動泵及其共同特點 用獨立的旋轉(zhuǎn)原動機（如電動機、柴油機、汽油機等）驅(qū)動的泵，稱為機動泵。用電動機驅(qū)動的泵又叫電動泵。 機動泵通常由液力端、傳動端、減速機，原動機及其附屬設備（潤滑、冷卻系統(tǒng)等）所組成。 機動泵的共同特點： ⑴.瞬時流量脈動而平均流量（泵的流量）只取決于泵的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)（每分鐘往復次數(shù)）、 (柱塞的行程)、（柱塞直徑）而與泵的排出壓力幾乎無關(guān)，當、、為確定值時，泵的流量是基本恒定的?！? ⑵.泵的排出壓力是一個獨立參數(shù)，不是泵的固有特性，它只取決于排出管路的特性而與泵的結(jié)構(gòu)參數(shù)和原動機的功率無關(guān)。 ⑶.機動泵都需要有一個把原動旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為柱塞往復運動或隔膜周期性彈性變形的傳動端，故一般講，結(jié)構(gòu)較復雜，運動零部件數(shù)量較多，造價也較昂貴。 表2-1 常見的幾種機動柱塞泵的參數(shù)范圍[22] 用途（介質(zhì)） 化工用泵（化工介質(zhì)） 液壓機（乳化液） 泵型 臥式三聯(lián)（缸）單作用柱塞泵 臥式三聯(lián)（缸）單作用柱塞泵 （m/h） (10N/m) (spm) (10m) (10m) (m/s) (kw) 2.1.2直接作用泵及其特點 液力端柱塞與動力端直接連接的泵，通稱為直接作用泵。動力端的工作介質(zhì)可以是蒸汽，壓縮氣體（通常是空氣）或有壓液體（一般是油）。其中最常用的是蒸汽，也叫蒸汽直接作用泵。 直接作用泵通常由液力端、動力缸，配汽（氣或液）機構(gòu)及其它附屬設備所組成。 直接作用泵的共同特點： ⑴.瞬時流量脈動較小，平均流量（泵的流量）也只取決于、、.但在蒸汽泵中，由于蒸汽源的壓力是恒定的，因此當在蒸汽進口截流時，進入汽缸（動力缸）的蒸汽量和蒸汽壓力將同時發(fā)生變化，相應的柱塞速度和或?qū)l(fā)生變化，從而泵的流量就不能恒定；另一方面，如果泵的排出壓力增高時，由于汽缸內(nèi)蒸汽壓力不變，所以柱塞速度（或）就會自行降低，泵的流量也隨之減小。故蒸汽直接作用不會過載。 ⑵.泵的排出壓力取決于管路特性，因此，對于直接作用泵來講，泵的最大排出壓力取決于它和動力端工作介質(zhì)的壓差。這樣一來，安全閥就可設置工作介質(zhì)一側(cè)，既可以保護動力源設備又使操作上比較安全。 ⑶.直接作用泵無須具備由旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為柱塞往復運動的傳動端，因此，就泵本身來講，結(jié)構(gòu)較簡單，易損件少，造價也較低廉。但對于需要自備動力源的直接作用泵，泵機組還是較為復雜的。 ⑷.直接作用實現(xiàn)流量調(diào)節(jié)則較為方便，只要改變工作介質(zhì)的流量就可以達到泵的流量調(diào)節(jié)的目的。 ⑸.直接作用泵，特點是蒸汽直接作用泵，因無產(chǎn)生火花的動力裝置，因此適用于要求防火的場合。 ⑹.直接作用的型式較少，只有雙聯(lián)（缸）雙作用，雙聯(lián)（缸）單作用，單聯(lián)（缸）雙作用或單聯(lián)（缸）單作用幾種有限的型式。 由于上述特點，直接作用泵使用范圍沒有機動泵那樣廣泛。目前，蒸汽直接作用泵主要用于輸送石油及其副產(chǎn)品，如石蠟、瀝青等；以氣或液體為工作介質(zhì)的直接作用泵則主要用作產(chǎn)生高壓或超高壓的增壓泵[22]。 2.1.3手動泵及其特點 用人力通過杠桿機構(gòu)驅(qū)動柱塞做往復運動的泵，稱為手動泵。 手動泵的特點： ⑴.泵的流量和均勻度均無定植，它取決于人力在單位時間內(nèi)的操作次數(shù)和操作均勻程度。 ⑵.泵的排出壓力取決于排出管路特性和排出端壓力。泵的額定排出壓力則與泵的結(jié)構(gòu)強度，液力端密封質(zhì)量及人力大小有關(guān)。 手動泵主要用于缺少動力或無須其他動力的場合。例如：簡易水壓試驗，簡易農(nóng)藥噴霧、農(nóng)村簡易深井提水，食品工業(yè)提升液狀物以及簡易消防用泵等。 2.1.4柱塞泵及其特點 在液力端往復運動副上，運動件上無密封元件的叫柱塞。相應的泵稱為柱塞泵. 柱塞泵的特點： ⑴.柱塞泵的柱塞形狀簡單，柱塞直徑可制得很小，但不宜過大目前所見到的柱塞直徑范圍大多在=3 ～150（10m）,個別的達0.2m。直徑過小，會遇到加工工藝上的困難，直徑過大，特別是臥式泵，因柱塞自重過大造成對密封的偏磨，影響密封的使用壽命。 ⑵.由于結(jié)構(gòu)的原因，柱塞泵大多制成單作用的，幾乎不制成雙作用泵。 ⑶.因柱塞密封（填料箱）在結(jié)構(gòu)上易于變形，在材料選擇上也比較靈活，故柱塞泵適用的排出壓力范圍較廣泛，且宜制成高壓泵。 2.1.5 隔膜泵及其特點 泵的液力端借助于隔膜（膜片、波紋管等）來組成工作腔，以隔膜周期彈性變形來代替柱塞的往復運動的泵，稱為隔膜泵。 隔膜泵的特點： ⑴.在泵的液力端以隔膜的靜密封代替了柱塞的動密封，因此可作到輸送介質(zhì)絕對不外漏。因此，隔膜泵適于輸送易燃、易爆、劇毒、惡臭以及具有放射性等對人體有害的介質(zhì)，也用于輸送純度高、價格昂貴的物料。對于強腐蝕、易揮發(fā)、易結(jié)晶以及磨礪性很強的懸浮液，有時也采用隔膜泵，以改善柱塞密封的工作條件，延長其使用壽命。 ⑵.為了保證隔膜的強度和使用壽命，隔膜的彈性變形撓度通常很小，故對隔膜泵來講，隔膜工作腔的行程容積不可能很大，否則其徑向尺寸就會很大。另外，隔膜泵的每分鐘的往復次數(shù)也較低。 ⑶.由于結(jié)構(gòu)上的原因，隔膜泵的余隙容積較大，而且在泵的吸入過程中需要額外克服隔膜變形的阻力，故隔膜泵吸入性能較差，容積效率也較低。 ⑷.隔膜泵，特別是液力隔膜泵在結(jié)構(gòu)上要比柱塞泵復雜，使用、維護的技術(shù)要求也較高。 2.1.6臥式泵及其共同特點 液缸或柱塞中心線為水平布置的泵，均稱為臥式泵。 往復泵多為臥式泵，其共同特點如下： ⑴.便于操作者觀察泵的運轉(zhuǎn)情況，拆、裝、使用、維修較為方便。 ⑵.機組在高度方向尺寸時，不需要很高的廠房；但在長、寬方向尺寸較大時,占地面積則較大。 ⑶.因為柱塞做水平往復運動，密封件在工作時須承受柱塞自重，容易產(chǎn)生偏磨，尤其當柱塞較重、懸臂很長時，這種現(xiàn)象更為明顯。 ⑷.臥式泵的機械慣性力水平分力較大，而泵的基礎(chǔ)承受水平分力的能力又較差，故臥式泵對基礎(chǔ)的強度和剛度要求較高。 2.1.7 立式泵及其共同特點 液缸或柱塞中心線是垂直布置的泵，稱為立式泵。 立式泵的共同特點： ⑴.高度方向尺寸較大，廠房高，但長、寬方向尺寸小，、占地面積少。 ⑵.運轉(zhuǎn)時，柱塞密封不承受柱塞自重，不易產(chǎn)生偏磨。 ⑶.機械慣性力水平分力小，垂直分力大，而泵基礎(chǔ)有較強的承受垂直分力的能力，故對基礎(chǔ)要求不高。 ⑷.一般講，立式泵的吸排閥、吸排管布置上較困難，拆裝、維護也不太方便，特別是當液力端置于下側(cè)時更明顯。但當把液力端置于上側(cè)時，則有所改善。 通過對以上幾種型式泵的特點的對比，再結(jié)合乳化液泵本身的結(jié)構(gòu)特點及其用途，此次設計選用三聯(lián)單作用機動臥式柱塞泵。 2.2液力端結(jié)構(gòu)型式選擇 在往復泵上把柱塞從滑塊處脫開一直到泵的進出口處的部件，稱為液力端，液力端是介質(zhì)過流部分，通常由液缸體，活塞和缸套或柱塞及其密封（填料箱）、吸入閥和排出閥組件、缸蓋和閥箱蓋以及吸入和排出集合管（或集液器）等所組成，液力端結(jié)構(gòu)型式的選擇應與泵型及總體結(jié)構(gòu)型式時，應遵循下述基本原則： ⑴.過流性好，水力阻力損失小，為此，液流通道應力求短而直，盡管避免拐彎和急劇的斷面變化。 ⑵.液流通道應利于氣體排出，不允許有死區(qū)，造成氣體滯留，通常，吸入閥應置于液缸體下部，排出閥應置于液缸體頂部。 ⑶.吸入閥和排出閥應垂直布置，以利于閥板正常啟閉和密封，特殊情況下也可以傾斜和水平布置。 ⑷.余隙容積應盡可能小，尤其是對高壓短行程泵或當泵輸送含氣量大，易揮發(fā)性介質(zhì)時，更應力求減小余隙容積。 ⑸.易損件壽命長，更換方便。 ⑹.制造工藝性好 不同的泵有不同的液力端，甚至相同的泵型也有不同的液力端，因此液力端結(jié)構(gòu)型式很難統(tǒng)一劃分，按泵的吸入閥、排出閥的布置型式、液流通道特性和結(jié)構(gòu)特性可分為：直通式、直角式、階梯式。對于臥式三聯(lián)單作用柱塞泵的液力端選用直通式。 2.3傳動端結(jié)構(gòu)型式選擇 往復泵上傳遞動力的部件叫傳動端，對于機動泵，傳動端是指從滑塊起一直到主軸（曲軸）伸出端（動力輸入端）為止的部件，如果是泵內(nèi)減速的，則傳動端包括減速機構(gòu)，如果是泵外減速的，則傳動端不包括減速機構(gòu)，減速機獨立，如果是直聯(lián)泵則傳動端沒有減速機構(gòu)，也無減速機。對直接作用泵，傳動端即指動力缸（汽缸、氣缸）等部件。機動泵的傳動端主要由機體、曲軸連桿、曲柄、滑塊及潤滑冷卻等輔助設備所組成[11]。傳動端結(jié)構(gòu)型式選擇也應和泵型及總體結(jié)構(gòu)型式選擇同時進行，在選擇和設計傳動端時應遵循以下基本原則： ⑴.傳動端所屬主要零部件必須滿足泵最大柱塞力下是強度和剛度的要求。 ⑵.傳動端內(nèi)各運動副，必須是潤滑可靠，滿足比壓和Pv允許值，潤滑油溫升也限制在設計要求以內(nèi)，必要時應有冷卻設備。 ⑶.在結(jié)構(gòu)和尺寸要求允許的范圍內(nèi)，應力求減小連桿比這樣不僅可減小滑塊處的比壓，而且可減少慣性水頭的影響，從而可改善泵閥工作條件和泵的吸入性能。 ⑷.要合理的選擇液缸中心線的夾角，曲柄間錯角，力求使機械的慣性力和慣性力矩得到平衡，減輕對基礎(chǔ)的撓力載荷。 ⑸.傳動端，尤其是立式泵傳動端，應考慮重心的穩(wěn)定性。傳動端頂部應設有運轉(zhuǎn)時排氣，停車時封閉的排氣裝置，底部應設有排放潤滑油的油脂。 ⑹.拆、裝、檢修方便，大型泵的傳動端還應考慮到傳動端各零部件的起吊方式和措施。 ⑺.易損件及運動副應工作可靠，壽命長，更換較方便。 ⑻.加工、制造工藝性好。 圖2-1 乳化液泵總體結(jié)構(gòu)圖 1 機體 2 連桿 3 滑塊 4 曲軸 5 減速機構(gòu) 6 缸套組件 7 柱塞 第三章 泵的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的選擇與確定 3.1泵的主要尺寸參數(shù)的確定 3.1.1給定設計參數(shù) 工作介質(zhì)：乳化液油（含3﹪-5﹪乳油的中性溶液） 排出壓力：P=35MP 排量：Q=80L∕min 往復泵柱塞個數(shù)：Z=3個 泵的排出壓力額定值僅取決于結(jié)構(gòu)強度、液力端密封對對質(zhì)量及原動機的額定功率而與流量無關(guān)。 由公式[22] 10m/s 式中 ──泵的實際流量,10m/s ──泵的理論流量,10m/s ──泵的容積效率 ──柱塞截面積，m ──柱塞直徑，m ──柱塞行程長度，m ──曲軸轉(zhuǎn)數(shù)（rpm）或柱塞的每分鐘往復次數(shù)spm ──泵的聯(lián)數(shù)（柱塞數(shù)） ──系數(shù) （—柱塞桿截面積，m） =（—柱塞桿直徑，m） ──柱塞的平均速度，m∕s ──程徑比 由上式可知，流量與、、、、等結(jié)構(gòu)參數(shù)有關(guān)，如果在總體設計時預先選定了泵型和總體結(jié)構(gòu)型式，那么、即為已知，因此，決定Q的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)就是、、和，對于柱塞泵則只有、、三個主要結(jié)構(gòu)參數(shù)[22]。 3.1.2柱塞直徑和行程的確定 1.柱塞平均速度的選擇 的大小直接影響泵各運動副零、部件的摩擦和磨損，特別是對柱塞及其密封這一對運動副的影響尤為顯著。不應選擇過大，過大摩擦和磨損嚴重，特別是當柱塞及其密封一旦嚴重磨損，泄露就將增加，流量下降，排出壓力也不能達到額定值。也不能選擇過小，要獲得一定的值，當一經(jīng)確定，即為確定值如果選擇過小，值就必須較大，這樣一來。不僅使液力端徑向尺寸增加，而且因柱塞力是和成正比的，傳動端受力也隨之聚增，從而會使泵的總體尺寸和重量增大。 ⑴.選取值的一般原則和方法 可參考泵的有效功率來選取，一般講，越大，也越大，反之則宜取較小值，因為大，柱塞力趨于增大，為了減小活塞力，或加大，或提高，其結(jié)果都使增大。 ⑵.活塞平均速度的確定[22] 的大小主要與折合成單聯(lián)單作用泵的有效功率有關(guān) =m/s 式中 ──柱塞平均速度，m∕s ──統(tǒng)計系數(shù) （0.18～0.8） ──折合成單聯(lián)但作用泵的有效功率，kw （3-1） 式中 Q──泵的流量，L∕min當選取時 ──泵的排出壓力，10N/m ──泵的吸入壓力，10N/m，當?或為常壓事，全壓力- ──泵的聯(lián)數(shù) ──系數(shù) ，對于單作用泵 K=0 對雙作用泵， ,（取0.3） 由公式（3-1） kw 所以：m∕s 2.曲軸轉(zhuǎn)數(shù)和柱塞行程長度的選擇 當選定后，柱塞的直徑可算出由公式查表2-6常見泵型的值范圍及建議值[22]，對一般的臥式三聯(lián)單作用機動泵值范圍現(xiàn)有產(chǎn)品（180～720spm）取 通過圓整取行程m 對于機動泵～16）S m 3.柱塞直徑的確定 由經(jīng)驗公式[22]： （3-2） 式中 ──曲軸的轉(zhuǎn)數(shù)r∕min ──柱塞的行程長度m ─—柱塞的面積m ──聯(lián)數(shù) ──容積效率 ──泵的流量L∕min 對于容積效率的選擇：當輸送常溫清水時=0.80～0.98，當輸送石油產(chǎn)品、熱水、液化脛等介質(zhì)時，=0.60～0.80。對乳化液泵取=0.9 由公式（3-2） 解出柱塞直徑m 4.程徑比 5.吸入和排出管內(nèi)徑的選擇 這兩個值的選取主要取決于吸入、排出管內(nèi)介質(zhì)的流速和。、過大；水力阻力損失過大，消耗能量多，泵的吸入性能差，而且容易產(chǎn)生液缸內(nèi)空化和汽蝕以及泵的過流量現(xiàn)象；、過小，管路和液力端尺寸較大。在往復泵中，通常要限制、值，尤其值限制更重要，一般取值范圍是：～2m∕s，～2.5 m∕s為了制造方便常常采用相同的、值，即取，令 m∕s 式中 ──吸入管內(nèi)徑 m ──排出管內(nèi)徑 m ──泵的流量m∕s ──吸入管內(nèi)介質(zhì)的平均流速m∕s ──排出管介質(zhì)的平均流速m∕s 3.2電動機的選擇 3.2.1原動機功率的選擇與確定 1.原動機的選擇 kw =PS 式中 ──泵的全壓力 ──泵的實際流量L∕min 也可以按下列公式計算 kw 式中 ──泵的全壓力 10N/m ──泵的實際流量L∕min 2.泵的軸功率（輸入功率） （3-3） 式中 ──泵的效率，電動泵的效率范圍～0.9 取 由公式（3-3） kw 3.原動機的功率 kw (3-4) 式中 ──泵的傳動裝置效率 ──原動機的效率 取=0.99 由于泵的效率已包括了泵的傳動機構(gòu)的摩擦損失，所以，泵的傳動裝置效率只與泵的減速機構(gòu)的機械損失有關(guān)。當采用齒輪傳動時，～0.99（閉式）；采用平皮帶傳動時=0.92～0.98，三角皮帶傳動時=0.90～0.94 由公式（3-4） kwkw 3.2.2電動機的選擇 圖3-1 Y250M—4型電動 表3-1[20]原動機功率儲備系數(shù) 泵的型號 電動機的功率 機動泵 >2 儲備系數(shù) 2 1.5 1.25 1.15 1.10 kw 通過圓整后取kw 查表3-2 Y系列電動機技術(shù)數(shù)據(jù)可知[20]，選取Y250M—4型電動機=55kw A r∕min 功率因數(shù)0.88 第四章 主要零部件的設計 4.1液力端主要零部件的設計 柱塞泵液力端通常由液缸體和缸蓋，吸入和排出閥箱、閥蓋、缸套柱塞和填料箱以及進出口法蘭等。液缸體是柱塞泵中主要承受液壓的零件之一，由于它的形狀復雜、壁后不均，內(nèi)有十字或T型交孔、應力集中大，而且是與輸送介質(zhì)接觸，并承受內(nèi)壓交變載荷，因此，它的設計合理性，對其壽命有較大的影響。特別是當輸送高溫、高壓、強腐蝕性介質(zhì)時，應注意以下幾點： ⑴.要選取合適的材料和熱處理方式，既要有較高的強度指標和抗腐能力，又要特別注意到材料對應力集中的敏感性。 ⑵.在結(jié)構(gòu)設計上要求形狀簡單，壁厚均勻，內(nèi)部流道孔相交也應盡可能減少，實踐證明；在同等條件下，T型交孔要比十字型交孔的液缸體壽命長一些。 ⑶.如果加工工藝允許，在內(nèi)部流道交孔應予導圓，并對加工表面做強化處理，以減弱應力集中的影響。 ⑷.如果在總體和液力端部件設計時就能注意到把液缸體內(nèi)的高度應力集中部位和高度變載荷區(qū)分開來，將會有效地提高液缸的使用壽命。 圖4-1a直通式布置的液缸體 圖4-1b 垂直布置的液缸體 液缸體的結(jié)構(gòu)型式主要是服從本泵的總體結(jié)構(gòu)型式和液力端結(jié)構(gòu)選型，液缸體的結(jié)構(gòu)特點可按泵的數(shù)分為單作用液缸體和雙作用液缸體。對于單作用柱塞泵適合于整體式液缸體，此形式的泵的多個工作腔在同一個塊體上，這種液缸體鋼性好，工作間距小，機加工量少，但工件較大。整體式柱塞泵液缸體除特殊型外，大多是由若干個垂直相交圓柱面流道孔所組成的一個多工作腔體。下圖是典型的液缸體剖視圖。圖（a）是吸入閥和排出閥組直通式布置的液缸體;圖(b)是吸入閥和排出閥互相垂直布置的液缸體. 4.1.1液缸體壁厚的確定及強度校核 1.液缸體壁厚的確定 假定液缸體為一外圓半徑為，內(nèi)圓半徑為的等厚壁圓筒且壁厚相對輪?。ǎr，則可由薄壁筒公式確定壁厚： 10m （4-1） 一般取C=0.3~0.8(10m)對于球墨鑄鐵=600~800 10N/m 式中 ──壁厚，10m ──焊接系數(shù)，無焊接=1 ──缸內(nèi)最大工作壓力，10Pa ──液缸體內(nèi)徑，10m ──考慮鑄造偏心及腐蝕所留的裕量 由公式（4-1） m 2.強度校核 對于薄壁筒（） 10N/m （4-2） 因為液缸體一般不焊接支管，所以=1 由公式（4-2） 符合要求。 圖4-2缸套組件 4.2傳動端主要零部件的設計 4.2.1機體的組成及設計 機動往復泵傳動端主要由機體、曲軸、連桿、滑塊等主要零部件所組成。 機體是傳動端主要零部件之一，通常由機身、機蓋、軸承蓋等主要零部件所構(gòu)成。 1.機體的主要作用 ⑴.作為傳動機構(gòu)和曲柄連桿機構(gòu)的支承、定位及運動導向用； ⑵.承受或傳遞泵的作用力和力矩； ⑶.作為液力端的支承作用并用天安裝某些輔助設備。 泵的機體，按其毛坯的形式可分為鑄造機體和焊接機體兩種。 一般講，鑄造機體具體有較高的剛度和抗震能力，穩(wěn)定性好，易于獲得所需的強 度，生產(chǎn)周期短，成本也較低，因而在柱塞泵中廣為應用。但鑄造機體壁厚較厚，整個機體很笨重，通常只適用于固定基礎(chǔ)安裝。焊接機體多采用低碳鋼組焊而成，重要較輕，便于移動。但此種機體剛性較差，制造周期長，成本高。通常只用于要求往常移動的泵。 2.機體的結(jié)構(gòu)設計 機體結(jié)構(gòu)設計的一般原則 ⑴.應有足夠的強度和剛度，在此前提下，力求重量輕 ⑵.結(jié)構(gòu)上力求簡單，外形力求美觀。鑄造和機加工工藝性能應良好。在結(jié)構(gòu)設計上要有便于制造、加工的基準面，以期能較好的保證各加工表面的幾何形狀、尺寸精度和形狀位置分差。不必要的加工表面應力求減小，簡化工表，縮短生產(chǎn)周期，降低成本 ⑶.便于曲柄機構(gòu)和傳動機構(gòu)的拆裝，調(diào)整和檢修，便于機體內(nèi)部的清洗和潤滑油的排放和更新 ⑷.機體底部應有足夠的承重面積，盡可能的降低重心，保證其承載能力和泵運轉(zhuǎn)時的穩(wěn)定性。 3.減速機構(gòu)的設計 由于從電動機軸輸出的轉(zhuǎn)速過高，采用泵內(nèi)減速，即一級齒輪減速。 1. 傳動比的計算 查表2-2 Y系列電動機技術(shù)數(shù)據(jù)可知[20]，選取Y250M—4型電動機kw L∕min 功率因數(shù)0.88 A 式中 ──電動機轉(zhuǎn)數(shù)，r∕min ──電機效率 ──曲軸的轉(zhuǎn)數(shù)，r∕min 圖4-3 減速機構(gòu) ⑵.選定精度等級、材料及齒數(shù) ①.此機器為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度 ②.選小齒輪材料為40Cr (調(diào)質(zhì))硬度為HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為HBS ③.選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取 ⑶.按齒面接觸強度設計 （4-3） ①.試選載荷系數(shù) ②.計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 N.m ③.查表10-7選取齒寬系數(shù)[21] ④.查表[21]10-6查得材料的彈性影響系數(shù) ⑤.查圖10-21d按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限 MPa[21] ⑥.計算應力循環(huán)次數(shù)查由表10-13得[21] 式中 ──齒輪轉(zhuǎn)速 ──齒輪每轉(zhuǎn)一圈時，同一齒面嚙合的次數(shù) ──齒輪的工作壽命（單位為h） ⑦.查圖10-19查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)[21] ⑧.計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%。安全系數(shù)S=1 MPa MPa ⑷. 按齒面接觸強度設計計算 ①. 試算小齒輪分度圓直徑，代入中極小值 由公式（4-3） =0.078m ②.計算圓周速度 m∕s ③.計算齒寬 查表10-7，取齒寬系數(shù)[21] m ④.計算齒寬和齒高之比 模數(shù) mm 齒高 m ⑤.計算動載荷系數(shù) 根據(jù)m∕s，7級精度，查由圖10-8查得動載荷系數(shù)[21]，對于直齒輪，假設>100N∕mm，查由表[21]10-3查得，查表10-2查得使用安全系數(shù)[21] 查表10-4查得7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時[21] 代入數(shù)據(jù)后 由 查圖[21]10-13得 故載荷系數(shù) ⑥.按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 m ⑦.計算模數(shù) mm ⑸.按齒根彎曲強度設計 由彎曲強度的設計公式為 （4-4） 確定系數(shù) ①. 查圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 MPa，大齒輪的彎曲疲勞強度極限 MPa[21] ②. 查圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)、[21] ③.計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞系數(shù) MPa MPa ④.計算載荷系數(shù) = ⑤.查取齒形系數(shù) 由表[21]10-5查得 ⑥. 查取齒形系數(shù) 由表[21]10-5查得 ⑦.計算大小齒輪的并加以比較 ⑹. 按齒根彎曲強度設計計算 由公式（4-4） mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，反與齒輪直徑（即模數(shù)和齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取彎曲強度算得的模數(shù)3.33mm進行圓整為標準的值mm，按接觸強度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù) 通過圓整后取 大齒輪齒數(shù) ，取 這樣設計出的齒輪傳動既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 ⑺.幾何尺寸計算 ①. 計算分度圓直徑 m m ②. 計算中心距 m 計算齒輪寬度 m 取m m ⑻.驗算 N N∕m>100000 N∕m 由驗算可知符合要求。 4.2.2曲軸設計 曲軸是把原動機的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為柱塞往復運動的重要部件之一。工作時，它為承受周期性的交變載荷，產(chǎn)生交變的扭轉(zhuǎn)應力和彎曲應力。 1.曲軸的結(jié)構(gòu)特點和選擇 對于乳化液泵采用兩支承三曲拐曲軸型式，這種型式的曲軸因具支承少，使曲軸和機體的加式量減少，傳動端裝配也簡單。相反的，因曲柄錯角為120o的三拐二支承曲軸不能簡化成平面曲軸，故受力狀況復雜，剛度和強度較差，在同等條件下就顯得粗笨。 曲軸典型結(jié)構(gòu)及各個部位 ⑴.軸端 　　軸心線與曲軸旋轉(zhuǎn)中心同心的軸向端部叫軸端。曲軸通常有兩端，軸的外伸端叫前端。因前端一般均與原動機或機泵外減速機相連接，并作為總扭矩的輸入端，故前端也叫輸入端。相對的另一端叫后端，也叫尾端。 ⑵.軸頸 軸頸包括主軸頸，支承軸頸和曲柄銷。 主軸頸系指軸端上安裝主軸承或曲軸支承中間軸承上的部位。顯然支承軸頸須與主軸頸同軸心。曲柄銷是指曲軸上與連桿大頭連接的部位（也叫連桿軸頸），它與主軸頸不同心。 ⑶.曲拐，曲柄，曲柄半徑 曲軸上連接主軸和曲柄銷或連接兩相鄰曲柄銷的部位叫做曲柄，前者又稱為短臂，后者又稱為長臂。 曲柄與曲柄銷的組合體稱為曲拐，靠近主軸頸的曲拐較短又叫短拐。連接兩曲柄銷的拐較長，又叫長拐。 由主軸頸中心（亦即旋軸中心）到任意曲柄銷中心的距離稱為曲柄半徑。 ①曲拐布置或曲柄錯角選定 曲軸的拐數(shù)和曲軸柄錯角主要取決于泵的型式，聯(lián)數(shù)和作用數(shù)的選擇。曲柄錯角的選擇還應考慮有利于減小流量不均勻度，慣性力和慣性力矩的平衡并有利于兩主軸頸處撓曲交形相接近，對于三聯(lián)單作用泵取曲柄錯角為120o（各錯角均等），而且若以靠近曲軸輸入端為第一曲柄，并以它為基準，順旋轉(zhuǎn)方向計算時，第二曲柄與第一曲柄間的錯角取為240o，第三曲柄與第一曲柄的錯角則取為120o。這樣才有利于主軸頸處的交形（傾角）接近。特別軸前端主軸頸外伸部位有附加力矩時，更是如此。 ②曲軸支承和軸承選擇　　　　 對于二支承三拐曲軸的剛度較差，主軸承處的主軸頸變形傾角較大，故主軸承多采用允許傾角較大的向心球軸承而很少采用滑動軸承。 ⑷.軸頸 　　鑄造曲軸則因鑄造工藝能夠獲得較為復雜的形狀，故軸頸可采用空心結(jié)構(gòu)。內(nèi)孔徑約為外圓直徑的2/5～1/5，空心結(jié)構(gòu)可以減輕曲軸重量，降低材料應力集中，使應力分布均勻，有利于提高曲軸的疲勞強度（一般空心比實心軸可提高疲勞強度約50%）。 ⑸.曲柄 　　采用橢圓形的曲柄，材料利用最合理，疲勞強度高。但對自由鍛造曲軸，曲柄外形需靠模加工成型。 ⑹.過渡圓角 泵工作時，軸頸與曲柄連接處最容易形成應力集中，而導致曲軸早期破壞，因此在此處應取圓滑過渡的圓角以提高曲軸的疲勞強度。 ⑺.油孔 曲軸軸頸一般采用有壓潤滑油強迫潤滑和冷卻，為此曲軸內(nèi)應有油孔作為潤滑油的通道。曲軸主油孔（軸向）直徑一般?。?.07～0.08）（其中為曲柄銷直徑）。但最小不應小于0.004m。曲柄銷上的徑向油孔直徑比主軸孔直徑略小，一般取0.05。其出口與軸頸表面相貫處，應倒圓、拋光，以避免此處應力集中和降低曲軸疲勞強度。倒圓的圓角半徑約為油孔直徑的一半。 ⑻.軸端 軸端常見的形狀是：前端多為圓柱體或圓錐體。后端多為圓柱體。圓柱軸端加工方便，但拆裝較困難。圓錐軸端便于拆裝，但加工較麻煩，錐面錐度一般取1：10也可取1：15或1：20。因前端為總扭矩輸入端，故前端多有鍵槽以備安裝鍵來傳遞扭矩。 ⑼.軸封 軸前端為外伸端，為防止?jié)櫥陀赏馍焯幮孤?，在相應的機體處應設軸封，最常用的軸封是橡膠軸封和毛氈軸封。 2.曲軸結(jié)構(gòu)設計 圖4-4 曲軸 1. 曲軸銷直徑確定 圖4-5 曲柄銷直徑的尺寸 曲拐軸的曲柄銷直徑D（圖4-5）[22]可按經(jīng)驗公式初步確定 ～ 10m （4-5） 式中 P──最大柱塞力，t ～（──柱塞力） 對于二支承三拐曲軸系數(shù)應取偏大值 由公式（4-5） m 通過圓整后取m ⑵.主軸頸 m 一般曲拐主軸頸變形傾角最大，故考慮到主軸承傾角允許值且應根據(jù)主軸承內(nèi)徑進行圓整，此外，當確定主軸頸尺寸時，還應顧及到軸頸重疊度，應盡可能避免等于零或接近于零甚至于小于零的情況（見圖4-6）[22] 圖4-6 曲拐主軸頸尺寸 1. 軸頸長度 軸頸長度還應滿足曲柄銷問題（即液缸中間距）a的要求 （4-6） 式中 ──曲柄厚度,10m ──曲柄兩側(cè)臺肩厚度, 10m 曲柄厚度 ～m 式中 ──曲柄銷直徑, 10m ⑸.曲柄寬度 ～m 式中 ──曲柄銷直徑, 10m ⑹.曲柄半徑 m ⑺.核算軸頸重疊度 相鄰兩曲柄銷處 式中 ──曲柄銷直徑, 10m 主軸頸與曲柄銷處 ⑻.連桿大頭軸瓦寬度 m 式中 ──曲柄銷直徑, 10m ⑼.曲柄長度 ～m ⑽.曲柄厚度 長臂 ～m 取m 短臂取m ⑾.曲柄寬 ～m 式中 ──曲柄銷直徑, 10m ⑿.校核液缸中心距 由公式（4-6） m 式中 ──曲柄長度,10m ──曲柄厚度, 10m ──長臂曲柄厚度,10m <滿足已知條件 m> 3.曲軸受力分析 作用在兩支點三拐曲軸上的力有：作用在曲柄銷中點的集中力─切向力和徑向 力的作用在主軸頸上的支反力；作用在輸入端主軸頸上的總扭矩。 4.曲軸外力計算 圖4-7 作用在曲軸銷上的外力 切向力，徑向力，支反力及軸前端載荷均是作用在曲軸上的外力，總的輸入扭矩則是作用在曲軸上的外力矩。這些力和力矩都是曲柄轉(zhuǎn)角的函數(shù)。對于三聯(lián)單作用泵在統(tǒng)一瞬間，作用在各曲軸銷上的力方向不同，若設第一曲柄轉(zhuǎn)角，則第二曲柄轉(zhuǎn)角為第三轉(zhuǎn)角。 當三聯(lián)泵任一柱塞處于吸程階段0o<<180o時，其活塞力，當任一柱塞處于排程階段180o<<360o其柱塞力且是一常量，當任意柱塞處于前、后死點或，不考慮運動副的間隙）柱塞力將有一突變或由突增到或相反。 圖4-8 作用在主軸頸上的外力，和力矩 表4-1兩支點三拐曲軸外力（力矩） [22] 作用 力名稱 符號 作用點 計算公式 往復慣性力 十字頭銷中點 旋轉(zhuǎn)慣性力 曲柄銷 活塞力 活塞端 當 當 綜合活塞力 十字頭銷中點 連桿力 沿連桿中心線 徑向力 曲柄銷中點 切向力 曲柄銷中點 輸入扭矩 輸入銷主軸頸 （阻力矩） 軸前端A 點的支反力 軸前端主軸頸中點 [ ] [ ] 軸尾端B 點的支反力 軸尾端主軸頸中點 [ ] [ ] 支反力在垂直于軸曲柄中線方向的投影 軸前端主軸頸中點 軸尾端主軸頸中點 1. 往復慣性力 式中 ──每聯(lián)往復運動部分質(zhì)量，10Ns∕m ──曲柄半徑 m ──曲柄角速度rad∕s ──曲柄半徑與連桿長之比 ──曲柄轉(zhuǎn)角 rad 在泵的初步計算時最大往復運動部分的質(zhì)量可按最大活塞力估計： (4-7) 式中 ──最大柱塞力，10N ──柱塞直徑, 10m ──泵的最大排出壓力，10N/m 由公式（4-7） 當 =321.428 =-160.714 =-160.714 2. 旋轉(zhuǎn)慣性力 式中 ──轉(zhuǎn)化到曲柄銷中心的曲拐不平衡質(zhì)量， 10Ns∕m ──連桿質(zhì)量， 10Ns∕m ──轉(zhuǎn)化成往復運動質(zhì)量的系數(shù)，一般為K=0.3～0.4.對高速泵取小值對低速或中速泵取大值。 式中 材料重度 , 10N/m 取 (10Ns∕m) 在液缸內(nèi)液體壓力的作用下，對活塞端和缸蓋則產(chǎn)生大小相等，方向相反的力P。稱為柱塞力P： （4-8） 式中 柱塞的截面積 10m ──液缸內(nèi)液體的壓力，在實際計算時可用泵的最大排出壓力代替 由公式（4-8） =1905.75 3. 活塞受拉為正 4. 綜合柱塞力 式中 ──活塞力，10N ──往復慣性力，10N ──摩擦力， 10N 一般情況下因與活塞比較，摩擦力很小可以略去。 5. 連桿活塞力 查表（4-4）可知[22] =-2098.167 =163.1796 6. 徑向力 通過查表4-6[22] =-105.322 =2847.634 =1372.56 7. 切向力 通過查表4-5[22] 8. 輸入扭矩 通過查表5-6兩支點三拐曲軸可知[22] 4931 6379 -1096 -3721.8 4818.4 601.26 5223.86 -5825.12 5.曲軸強度校核 由于曲軸承受交變載荷，其破壞形式多半是由疲勞引起的，因此，在通常情況下，應按疲勞強度校核，但在實際計算過程中為了簡化計算過程，往往把曲柄所受載荷看成是內(nèi)應力幅等于最大內(nèi)應力的對稱循環(huán)載荷。略去應力集中和尺寸系數(shù)對計算結(jié)果的影響而代之以選用較大的安全系數(shù)，這樣一來，就可使復雜的疲勞強度校核具有靜強度校核的簡單形式，即用靜強度校核代替疲勞強度校核。 1. 靜強度校核 靜強度校核時，首先要判定曲軸可能產(chǎn)生最大內(nèi)應力的截面（危險截面）及其相應的曲柄轉(zhuǎn)角相位（危險相位），對于三聯(lián)單作用泵，因為有三個曲柄轉(zhuǎn)角相錯120°的柱塞在工作，上述位置并不包括一切可能產(chǎn)生最大內(nèi)力的相位，一般講應該至少每隔°，求出一系列的曲柄外力和需要截面的內(nèi)力，從中尋找最大值，從而來確定危險相位，顯然，這一計算過程是相當煩瑣的。此外，由查表5-7計算[22]所求得的、、，的單向最大值，還不能全面反映對應截面的合成效果，而且按某一強度理論進行合成時，截面的實際應力還應與截面形狀尺寸有關(guān)，也就是說，內(nèi)力最大的截面，未必是內(nèi)應力最大的截面。 對兩支點三拐曲軸，按表5-6，5-7[22]順序進行詳細計算并且假定表5-7[22]那23個截面都具有直徑相同的圓形截面的斷面模數(shù)下，求出三個的矢量，和分別求出了對應的、、以及矢量和的相位角這一計算結(jié)果表明： ①.所有軸頸兩端主軸頸和各曲柄銷各截面的矢量和最大值（） 均在°，時產(chǎn)生，這正是各軸頸產(chǎn)生最大內(nèi)力的危險相位。 ②.在假定各軸頸截面尺寸相同情況下，在第Ⅱ曲柄銷中點（截面12）截面最大，其次是截面13處，再次是截面6和19，截面6和9最大內(nèi)力數(shù)值上大體相同實際上只校核6和12兩個截面就可以了。 ③短臂曲柄截面2雖然內(nèi)力和較小，但截面尺寸也小，因此也不能忽略。實際計算表明，對應內(nèi)力矢量和最大的危險相位角是：對截面9為°對截面16為°對截面2為° 總上所述，對于兩支點三拐曲軸靜強度校核截面通常可在下述幾個截面中選取，即危險截面： 圖4-9 兩支點三拐曲軸的計算截面的選取 Ⅰ.第二曲柄銷中點，相應查表5-7中的截面12[22]，對應的危險相位是、。 Ⅱ.長拐的兩個長臂中點，相應查表5-7中截面9和16[22]，但因兩截面應力值相近，只校核一個就夠了。 Ⅲ.輸入端主軸頸的根部（與曲柄1相接處），此處內(nèi)力比第Ⅱ曲柄銷中心小，但因直徑尺寸也小，因此要校核，如果此處直徑與曲柄直徑相接近，可不必校核。 Ⅳ.接近輸入端主軸頸的第一曲軸的軸頸重疊處，此處內(nèi)力小于長臂中點截面的內(nèi)力，但因此處曲柄較薄，也應校核，如果此處曲柄厚度與長臂曲柄厚度接近且重疊度較大時可略去。 不論軸頸或曲柄截面，靜強度校核的公式： (4-9) 式中 ──曲軸材料的對稱彎曲疲勞強度，10N/m。當曲軸材料為40或45號鋼時,10N/m ──危險截面上危險點的正應力,10N/m ──危險截面上危險點的切應力,10N/m ──計算的安全系數(shù) ──許用安全系數(shù)，通常取=4.0～6.5 2. 危險截面應力計算 危險截面危險點應力、的計算，可分為軸頸（圓形）截面和曲柄（非圓形）截面幾種形式： ①. 軸頸截面應力計算 兩支點三拐曲軸頸上各截面應力計算有如下特點：沒有軸向力（，查表5-7）[22]繞Z軸和繞y軸的抗彎斷面模數(shù)相等且與繞X軸的抗扭斷面模數(shù)存在這樣的關(guān)系： 查表（5-8）[22] 表4-2 曲軸常用斷面幾何特性計算公式 截面形狀 公式 面積A (10m) 抗彎斷面慣性距(m) 抗彎斷面模數(shù)(10m) 抗扭斷面慣性矩( 10m) 抗扭斷面模數(shù)(10 m)) 形心至斷面邊緣距離(10m) 10N/m (4-10) 式中 、、──分別是校核截面繞軸繞軸的彎矩和繞軸的扭矩,10N/m 、──分別是校核截面繞軸的抗彎斷面模數(shù)和繞 軸的抗扭斷面模數(shù)。 圖4-10 曲軸強度校核截面的選取 ⑶ 軸頸截面的靜強度校核 ① 校核截面1-1，截面的位置垂直于輸入端主軸頸主軸頸與曲柄相接處，危險相位角°。材料的彎曲疲勞極限=2500～3400（45號鋼）10N/m，許用安全系數(shù)， 繞軸的扭矩，10N/m =46348.7 繞軸彎矩，10N/m =10838.5 繞軸彎矩，10N/m =10245.6 抗彎斷面模數(shù)，10m =2649.375 計算安全系數(shù) =60.54 ② 校核截面1-1，截面的位置垂直于曲柄銷Ⅱ中線，在曲柄銷Ⅱ中點,危險相位角°，材料的彎曲疲勞強度=2500～3400（45號鋼）10N/m，許用安全系數(shù)， 繞軸的扭矩，10N.m =56427.8 繞軸的彎矩，10N.m =381659.4 繞軸彎矩，10N.m [] =298546.5 抗彎斷面模數(shù)，10m =2649.375 計算安全系數(shù) =16.293 由計算結(jié)果可知，均大于許用安全系數(shù)，符號條件。 4.2.3連桿設計 1.連桿結(jié)構(gòu)型式特點 連桿是傳動端曲柄連桿機構(gòu)中連接曲軸和滑塊的部件，連桿的運動是一平面運動?？梢园堰B桿運動看成是沿液缸中心線移動和繞滑塊擺動的兩種簡單的運動的合成。 連桿與曲軸相連的一頭稱為大頭，與滑塊相連的一頭稱為小頭。 通常連桿由連桿體、連桿蓋、大頭軸瓦、小頭襯套以及連桿螺栓、連桿螺母等所組成 1. 連桿體 桿體截面形狀有圓形，工字形，矩形和十字形幾種形式。圓形截面桿體最容易機加工，但在獲得同樣強度和剛度的條件下，其金屬利用率低，該型式主要用于低速，大型和小批生產(chǎn)的連桿。工字形截面的桿體和其他形狀截面桿體相比較，在同樣強度和剛度的條件下具有最小的運動量，但毛坯一般是鑄成和模鍛成的，該型適合于高速輕型和大批生產(chǎn)的連桿。矩形和十字形截面桿體的材料利用率大體上介于前述兩者之間，毛坯一般為鑄件，采用也十分廣泛，所以通過比較選用工字形截面的桿體。 1 大頭軸瓦 2 連桿螺母 3 連桿蓋 4 連桿螺栓 5 連桿體 6 小頭襯套 圖十一 連桿結(jié)構(gòu) ⑵.連桿大頭 因為往復泵多采用曲拐，為了便于拆裝和對大頭軸瓦間隙進行調(diào)整，連桿大頭制成剖分式結(jié)構(gòu)，即連桿大頭由連桿蓋和連桿體所組成并用兩只螺栓連結(jié)成一體。連桿螺栓承受交變載荷，螺母處應備有防松裝置。常用的最佳防松方式：冠形螺母加開口銷，也有的在螺母下加止動彈簧墊圈。 大多數(shù)連桿的剖分式大頭均采用連桿螺栓連接，一旦螺栓拉斷，可保護桿體不致報廢，但也有少數(shù)連桿采用螺釘連接，即把螺釘直接旋入桿體大頭處的螺孔內(nèi)，連接連桿蓋。這種連接可使桿體不必像螺栓連接那樣在桿體大頭背部劃一平窩，從而減小桿體工作時的應力集中。 為了保證連桿蓋與桿體的裝配位置不變，在兩者間設有定位銷釘，定位套筒或具有定位凸頸的連桿螺栓。 ⑶.連桿小頭 連桿小頭均制成整體式，小頭形狀有圓形，偏心圓和球形等不同形式，對于此次設計采用圓形，小頭與滑塊連接方式為球面整體式連接。 2.連桿的結(jié)構(gòu)設計 ⑴.一般設計要求 ①.連桿應具有足夠的剛度和強度，工作時不致破壞或彎曲變形。 ②.大、小頭結(jié)構(gòu)合理，適合裝配有足夠承載能力的軸瓦或軸承。 ③.在滿足上述條件下，應盡可能選取合理的外形、截面尺寸、減輕重量，即可減少運動質(zhì)量也有利于加工制造和拆裝。 ⑵.連桿定位 連桿定位是用來限制連桿在工作時垂直于連桿體中心線方向的竄動的，定位方式可分為大頭定位和小頭定位兩種。 大頭采用厚壁軸瓦或小頭采用球面連接時，適合于大頭定位，大頭采用薄壁瓦時，因沒有翻邊，故不適合大頭定位，特別是大頭為閉式結(jié)構(gòu)，內(nèi)裝滾動軸承時，不便于大頭定位，多采用小頭定位。 這里采用小頭定位，用小頭定位時，以小頭襯套端面作為定位面，通過該端面與小頭體兩側(cè)配合端面之間的間隙來限制連桿的竄動，間隙取（2～6）10m。而在大頭處則允許