3347 乳化液泵設(shè)計(jì),乳化,設(shè)計(jì) 乳化液泵設(shè)計(jì)緒論 1.1.選題的意義乳化液泵作為一種通用機(jī)械，在國(guó)民經(jīng)濟(jì)各個(gè)領(lǐng)域中都得到了廣泛的應(yīng)用。它是井下綜合采煤工作面支護(hù)設(shè)備的動(dòng)力源泉，其工作狀態(tài)好壞與安全生產(chǎn)密切相關(guān)，要實(shí)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(shè)備安全事故，保障乳化液泵井下安全運(yùn)行是十分必要的一個(gè)環(huán)節(jié)。乳化液泵是煤礦井下支護(hù)作業(yè)和安全生產(chǎn)的重要裝備與工具，其傳動(dòng)方式簡(jiǎn)單可靠，量大面廣，具有高效低耗、安全可靠、移動(dòng)靈活輕便、操作簡(jiǎn)單，無(wú)污染的特點(diǎn)，深受廣大煤礦工作者的歡迎 。這些產(chǎn)品填補(bǔ)了國(guó)內(nèi)空白，擁有多項(xiàng)國(guó)家專利，其核心技術(shù)上具有完全自主知識(shí)產(chǎn)權(quán)，處國(guó)內(nèi)領(lǐng)先水平。乳化液泵在其他行業(yè)也有廣泛的應(yīng)用，市場(chǎng)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(hù)設(shè)備的動(dòng)力源泉，煤礦井下支護(hù)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(shè)備，也是支護(hù)作業(yè)更換維修的不可缺少的工具。 該泵具有體積小、重量輕、操作簡(jiǎn)便、移動(dòng)靈活、工作平穩(wěn)可靠和高效、節(jié)能、安全的特點(diǎn)，尤其是在空間狹小的坑道口、掘進(jìn)頭、低煤層和回采面等地段，更是一般大型注液泵站無(wú)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(shí)現(xiàn)煤礦井下安全運(yùn)行的十分必要的一個(gè)環(huán)節(jié)。由于乳化液泵具有流量均勻、壓力穩(wěn)定、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、強(qiáng)度高、脈沖小、油溫低、噪聲小、使用維護(hù)方便等特點(diǎn)， 所以還廣泛適用于管道清洗、工件清洗、玻璃清洗、工程掘進(jìn)等。1.3設(shè)計(jì)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(yīng)用，通過(guò)對(duì)流體力學(xué)、液壓傳動(dòng)、機(jī)械制圖和流體機(jī)械等的學(xué)習(xí)對(duì)設(shè)計(jì)有了一定的理論基礎(chǔ)，在實(shí)習(xí)過(guò)程中到車間的參觀和對(duì)泵的一些零部件及工作原理的認(rèn)識(shí)使我對(duì)乳化液泵的設(shè)計(jì)有了基本的思路，利用理論課學(xué)過(guò)的知識(shí)進(jìn)行理論分析熱力學(xué)分析和對(duì)比計(jì)算，再通過(guò)查閱資料與分析計(jì)算相結(jié)合進(jìn)行方案的設(shè)計(jì)，根據(jù)計(jì)算校核進(jìn)行及時(shí)的修改和設(shè)計(jì)修訂，實(shí)現(xiàn)優(yōu)化設(shè)計(jì)，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。通過(guò)對(duì)比設(shè)計(jì)證明方案是可行的。1.4乳化液泵的發(fā)展?fàn)顩r及趨勢(shì)隨著經(jīng)濟(jì)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(jī)構(gòu)為傳動(dòng)方式的柱塞泵。此種傳動(dòng)方式，簡(jiǎn)單可靠，量大面廣。從小型的實(shí)驗(yàn)室計(jì)量泵到超過(guò) 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(fù)泵，幾乎均被此種傳動(dòng)方式所覆蓋，可謂獨(dú)領(lǐng)風(fēng)騷、經(jīng)久不衰， 。應(yīng)該肯定，以往對(duì)傳統(tǒng)往復(fù)泵的理論研究和實(shí)驗(yàn)研究，系統(tǒng)完整，揭示其運(yùn)動(dòng)規(guī)律與動(dòng)力特性，對(duì)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(guò)程一樣，恰恰在對(duì)傳統(tǒng)往復(fù)泵工作機(jī)理研究逐步深入并取得積極成果的同時(shí)，也開(kāi)始認(rèn)識(shí)到傳統(tǒng)的曲柄連桿機(jī)構(gòu)所決定的運(yùn)動(dòng)與動(dòng)力特性局限了其自身的應(yīng)用范疇及發(fā)展。通過(guò)以上分析可以領(lǐng)悟出一個(gè)道理，即在曲柄連桿機(jī)構(gòu)傳動(dòng)的往復(fù)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(dòng)力學(xué)特性的本質(zhì)上來(lái)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(dòng)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(fù)雜性的手段來(lái)改善曲柄連桿傳動(dòng)方式的動(dòng)力特性與運(yùn)動(dòng)特性，這在機(jī)械設(shè)計(jì)中是常見(jiàn)的事情，但其所付出的代價(jià)是巨大的。在傳統(tǒng)的曲柄連桿機(jī)構(gòu)傳動(dòng)的往復(fù)泵發(fā)展過(guò)程中，排量、壓力的波動(dòng)以及吸入系統(tǒng)慣性損失對(duì)自吸性能的嚴(yán)重影響，始終制約著泵速的提高。雖然排出預(yù)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(wèn)題，所以，20 世紀(jì) 80 年代初期出現(xiàn)的“適當(dāng)增長(zhǎng)沖程長(zhǎng)度、合理降低額定泵速、發(fā)展中速往復(fù)泵”的技術(shù)路線。這種對(duì)策的實(shí)質(zhì)，實(shí)際上就是對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)往復(fù)泵適用范圍的標(biāo)定，也就是說(shuō)，在綜合考慮運(yùn)行工況、使用條件、制造水平、基礎(chǔ)工業(yè)水準(zhǔn)的條件下，曲柄連桿機(jī)構(gòu)的往復(fù)泵只適應(yīng)在中速或較低的泵速下才能確保其運(yùn)動(dòng)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(shè)備。在這種情況下，由于提高泵速所導(dǎo)致的減小往復(fù)泵體積及質(zhì)量的優(yōu)點(diǎn)，將被附屬設(shè)備復(fù)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(shuō)，企圖在單純的參數(shù)設(shè)計(jì)上提高泵速、縮短沖程來(lái)減小往復(fù)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(jìn)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(yīng)性，歸納起來(lái)，有以下幾點(diǎn)認(rèn)識(shí)作為引玉之磚：(1)傳統(tǒng)的往復(fù)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(shuō)，在中速和較低的泵速下，可靠性程度較高， “適當(dāng)增長(zhǎng)沖程長(zhǎng)度、合理降低泵速”的技術(shù)路線仍是切合實(shí)際和具有現(xiàn)實(shí)意義的。(2)恒排量往復(fù)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(wú)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(dòng)的恒排量往復(fù)泵的參數(shù)設(shè)計(jì)，似宜為“適當(dāng)縮短沖程長(zhǎng)度、合理提高額定泵速” 。(3)恒排量往復(fù)泵對(duì)油田注水泵、增壓注水泵、注聚合物泵特別適應(yīng)，具有現(xiàn)實(shí)的技術(shù)開(kāi)發(fā)價(jià)值，并將對(duì)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(jìn)作用。(4)傳統(tǒng)往復(fù)泵與恒排量往復(fù)泵，在相當(dāng)長(zhǎng)的歷史階段內(nèi)必將長(zhǎng)期共存，并按技術(shù)特征、工況條件、工藝要求、經(jīng)濟(jì)效益來(lái)劃分其各自占領(lǐng)的領(lǐng)域、各揚(yáng)其長(zhǎng)、各得其所、互相補(bǔ)充、共同發(fā)展。第一章 總體方案的確定２.１泵型的選擇及特點(diǎn)泵可以分為機(jī)動(dòng)泵、手動(dòng)泵、柱塞泵、隔膜泵、計(jì)量泵、立式泵、臥式泵、對(duì)置式泵、軸向平行式泵等，這些泵之間有著密切聯(lián)系。2.1.1機(jī)動(dòng)泵及其共同特點(diǎn)：用獨(dú)立的旋轉(zhuǎn)原動(dòng)機(jī)（如電動(dòng)機(jī)、柴油機(jī)、汽油機(jī)等）驅(qū)動(dòng)的泵，稱為機(jī)動(dòng)泵。用電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)的泵又叫電動(dòng)泵。機(jī)動(dòng)泵通常由液力端、傳動(dòng)端、減速機(jī)，原動(dòng)機(jī)及其附屬設(shè)備（潤(rùn)滑、冷卻系統(tǒng)等）所組成。機(jī)動(dòng)泵的共同特點(diǎn)：⑴.瞬時(shí)流量脈動(dòng)而平均流量（泵的流量）Q 只取決于泵的主要結(jié)構(gòu)參數(shù) n（每分鐘往復(fù)次數(shù)） 、S(柱塞的行程)、D（柱塞直徑）而與泵的排出壓力幾乎無(wú)關(guān)，當(dāng)n、S、D 為確定值時(shí)，泵的流量是基本恒定的。?、?泵的排出壓力 P 是一個(gè)獨(dú)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(dòng)機(jī)的功率無(wú)關(guān)。⑶.機(jī)動(dòng)泵都需要有一個(gè)把原動(dòng)旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)化為柱塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)或隔膜周期性彈性變形的傳動(dòng)端，故一般講，結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，運(yùn)動(dòng)零部件數(shù)量較多，造價(jià)也較昂貴。常見(jiàn)的幾種機(jī)動(dòng)柱塞泵的參數(shù)范圍主要用途（介質(zhì)）泵型 Qhm3??P2ckgfNspmS D S??30Umns?DN化工用泵（化工介質(zhì)）臥式三聯(lián)單作用柱塞泵5.5～5.6 25～320 24～26065～22045～1151.5～2.5 0.4～1.07.5～225液壓機(jī)（乳化液）臥式三聯(lián)單作用0.7～120 50～500 110～80020～28016～1600.7～5.6 0.5～1.840～550柱塞泵2.1.2直接作用泵及其特點(diǎn)液力端柱塞與動(dòng)力端直接連接的泵，通稱為直接作用泵。動(dòng)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(dòng)力缸，配汽（氣或液）機(jī)構(gòu)及其它附屬設(shè)備所組成。直接作用泵的共同特點(diǎn)：⑴.瞬時(shí)流量脈動(dòng)較小，平均流量（泵的流量）也只取決于 n,D,s.但在蒸汽泵中，由于蒸汽源的壓力是恒定的，因此當(dāng)在蒸汽進(jìn)口截流時(shí)，進(jìn)入汽缸（動(dòng)力缸）的蒸汽量和蒸汽壓力將同時(shí)發(fā)生變化，相應(yīng)的柱塞速度和或 n 將發(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(shí)，由于汽缸內(nèi)蒸汽壓力不變，所以柱塞速度（或 n）就會(huì)自行降低，泵的流量也隨之減小。故蒸汽直接作用不會(huì)過(guò)載。⑵.泵的排出壓力取決于管路特性，因此，對(duì)于直接作用泵來(lái)講，泵的最大排出壓力取決于它和動(dòng)力端工作介質(zhì)的壓差。這樣一來(lái)，安全閥就可設(shè)置工作介質(zhì)一側(cè)，既可以保護(hù)動(dòng)力源設(shè)備又使操作上比較安全。⑶.直接作用泵無(wú)須具備由旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)化為柱塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)的傳動(dòng)端，因此，就泵本身來(lái)講，結(jié)構(gòu)較簡(jiǎn)單，易損件少，造價(jià)也較低廉。但對(duì)于需要自備動(dòng)力源的直接作用泵，泵機(jī)組還是較為復(fù)雜的。⑷.直接作用實(shí)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(dá)到泵的流量調(diào)節(jié)的目的。⑸.直接作用泵，特點(diǎn)是蒸汽直接作用泵，因無(wú)產(chǎn)生火花的動(dòng)力裝置，因此適用于要求防火的場(chǎng)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(diǎn)，直接作用泵使用范圍沒(méi)有機(jī)動(dòng)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。2.1.3手動(dòng)泵及其特點(diǎn)用人力通過(guò)杠桿機(jī)構(gòu)驅(qū)動(dòng)柱塞做往復(fù)運(yùn)動(dòng)的泵，稱為手動(dòng)泵。手動(dòng)泵的特點(diǎn)：⑴.泵的流量和均勻度均無(wú)定植，它取決于人力在單位時(shí)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(qiáng)度，液力端密封質(zhì)量及人力大小有關(guān)。手動(dòng)泵主要用于缺少動(dòng)力或無(wú)須其他動(dòng)力的場(chǎng)合。例如：簡(jiǎn)易水壓試驗(yàn)，簡(jiǎn)易農(nóng)藥噴霧、農(nóng)村簡(jiǎn)易深井提水，食品工業(yè)提升液狀物以及簡(jiǎn)易消防用泵等。2.1.4柱塞泵及其特點(diǎn)在液力端往復(fù)運(yùn)動(dòng)副上，運(yùn)動(dòng)件上無(wú)密封元件的叫柱塞。相應(yīng)的泵稱為柱塞泵.柱塞泵的特點(diǎn)：⑴.柱塞泵的柱塞形狀簡(jiǎn)單，柱塞直徑可制得很小，但不宜過(guò)大目前所見(jiàn)到的柱塞直徑范圍大多在 D=3 ～150㎜,個(gè)別的達(dá) 200㎜。直徑過(guò)小，會(huì)遇到加工工藝上的困難，直徑過(guò)大，特別是臥式泵，因柱塞自重過(guò)大造成對(duì)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(diǎn)泵的液力端借助于隔膜（膜片、波紋管等）來(lái)組成工作腔，以隔膜周期彈性變形來(lái)代替柱塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng)的泵，稱為隔膜泵。隔膜泵的特點(diǎn)：⑴.在泵的液力端以隔膜的靜密封代替了柱塞的動(dòng)密封，因此可作到輸送介質(zhì)絕對(duì)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(duì)人體有害的介質(zhì)，也用于輸送純度高、價(jià)格昂貴的物料。對(duì)于強(qiáng)腐蝕、易揮發(fā)、易結(jié)晶以及磨礪性很強(qiáng)的懸浮液，有時(shí)也采用隔膜泵，以改善柱塞密封的工作條件，延長(zhǎng)其使用壽命。⑵.為了保證隔膜的強(qiáng)度和使用壽命，隔膜的彈性變形撓度通常很小，故對(duì)隔膜泵來(lái)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(huì)很大。另外，隔膜泵的每分鐘的往復(fù)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(guò)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(fù)雜，使用、維護(hù)的技術(shù)要求也較高。2.1.6臥式泵及其共同特點(diǎn)液缸或柱塞中心線為水平布置的泵，均稱為臥式泵。往復(fù)泵多為臥式泵，其共同特點(diǎn)如下：⑴.便于操作者觀察泵的運(yùn)轉(zhuǎn)情況，拆、裝、使用、維修較為方便。⑵.機(jī)組在高度方向尺寸時(shí)，不需要很高的廠房；但在長(zhǎng)、寬方向尺寸較大時(shí),占地面積則較大。⑶.因?yàn)橹鏊酵鶑?fù)運(yùn)動(dòng)，密封件在工作時(shí)須承受柱塞自重，容易產(chǎn)生偏磨，尤其當(dāng)柱塞較重、懸臂很長(zhǎng)時(shí)，這種現(xiàn)象更為明顯。⑷.臥式泵的機(jī)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(duì)基礎(chǔ)的強(qiáng)度和剛度要求較高。2.1.7 立式泵及其共同特點(diǎn)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(diǎn)：⑴.高度方向尺寸較大，廠房高，但長(zhǎng)、寬方向尺寸小， 、占地面積少。⑵.運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，柱塞密封不承受柱塞自重，不易產(chǎn)生偏磨。⑶.機(jī)械慣性力水平分力小，垂直分力大，而泵基礎(chǔ)有較強(qiáng)的承受垂直分力的能力，故對(duì)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(hù)也不太方便，特別是當(dāng)液力端置于下側(cè)時(shí)更明顯。但當(dāng)把液力端置于上側(cè)時(shí)，則有所改善。通過(guò)對(duì)以上幾種型式泵的特點(diǎn)的對(duì)比，再結(jié)合乳化液泵本身的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)及其用途，此次設(shè)計(jì)選用三聯(lián)單作用機(jī)動(dòng)臥式柱塞泵。2.2液力端結(jié)構(gòu)型式選擇在往復(fù)泵上把柱塞從十字頭處脫開(kāi)一直到泵的進(jìn)出口處的部件，稱為液力端，液力端是介質(zhì)過(guò)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(yīng)與泵型及總體結(jié)構(gòu)型式時(shí)，應(yīng)遵循下述基本原則：⑴.過(guò)流性好，水力阻力損失小，為此，液流通道應(yīng)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(yīng)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(yīng)置于液缸體下部，排出閥應(yīng)置于液缸體頂部。⑶.吸入閥和排出閥應(yīng)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(yīng)盡可能小，尤其是對(duì)高壓短行程泵或當(dāng)泵輸送含氣量大，易揮發(fā)性介質(zhì)時(shí)，更應(yīng)力求減小余隙容積。⑸.易損件壽命長(zhǎng)，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(duì)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(dòng)端結(jié)構(gòu)型式選擇往復(fù)泵上傳遞動(dòng)力的部件叫傳動(dòng)端，對(duì)于機(jī)動(dòng)泵，傳動(dòng)端是指從十字頭起一直到主軸（曲軸）伸出端（動(dòng)力輸入端）為止的部件，如果是泵內(nèi)減速的，則傳動(dòng)端包括減速機(jī)構(gòu)，如果是泵外減速的，則傳動(dòng)端不包括減速機(jī)構(gòu)，減速機(jī)獨(dú)立，如果是直聯(lián)泵則傳動(dòng)端沒(méi)有減速機(jī)構(gòu)，也無(wú)減速機(jī)。對(duì)直接作用泵，傳動(dòng)端即指動(dòng)力缸（汽缸、氣缸）等部件。機(jī)動(dòng)泵的傳動(dòng)端主要由機(jī)體、曲軸連桿、曲柄、十字頭及潤(rùn)滑冷卻等輔助設(shè)備所組成， 。傳動(dòng)端結(jié)構(gòu)型式選擇也應(yīng)和泵型及總體結(jié)構(gòu)型式選擇同時(shí)進(jìn)行，在選擇和設(shè)計(jì)傳動(dòng)端時(shí)應(yīng)遵循以下基本原則：1. 傳動(dòng)端所屬主要零部件必須滿足泵最大柱塞力下是強(qiáng)度和剛度的要求。2. 傳動(dòng)端內(nèi)各運(yùn)動(dòng)副，必須是潤(rùn)滑可靠，滿足比壓和 Pv 允許值，潤(rùn)滑油溫升也限制在設(shè)計(jì)要求以內(nèi)，必要時(shí)應(yīng)有冷卻設(shè)備。⑶.在結(jié)構(gòu)和尺寸要求允許的范圍內(nèi)，應(yīng)力求減小連桿比 )(l??這樣不僅可減小十字頭處的比壓，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(cuò)角，力求使機(jī)械的慣性力和慣性力矩得到平衡，減輕對(duì)基礎(chǔ)的撓力載荷。⑸.傳動(dòng)端，尤其是立式泵傳動(dòng)端，應(yīng)考慮重心的穩(wěn)定性。傳動(dòng)端頂部應(yīng)設(shè)有運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)排氣，停車時(shí)封閉的排氣裝置，底部應(yīng)設(shè)有排放潤(rùn)滑油的油脂。⑹.拆、裝、檢修方便，大型泵的傳動(dòng)端還應(yīng)考慮到傳動(dòng)端各零部件的起吊方式和措施。⑺.易損件及運(yùn)動(dòng)副應(yīng)工作可靠，壽命長(zhǎng)，更換較方便。⑻.加工、制造工藝性好。?450圖一 乳化液泵總裝圖1 隔腔蓋板 2 排液閥 3 油盒 4 排液閥芯 5 缸套組件6 柱塞 7 吸液閥體 8 吸液閥組件 9 油窗 10 聯(lián)軸器11 排液接頭 12 安全閥 13 齒輪軸 14 吸液接頭 15 軸承套 16 角接觸球軸承 17 曲軸 18 滑塊 19 十字頭 20 連桿螺栓21 連桿體 22 軸瓦 23 后蓋板 24 箱體第三章 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(shè)計(jì)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=80 minL往復(fù)泵柱塞個(gè)數(shù)：Z=3 個(gè)泵的排出壓力額定值僅取決于結(jié)構(gòu)強(qiáng)度、液力端密封對(duì)對(duì)質(zhì)量及原動(dòng)機(jī)的額定功率而與流量無(wú)關(guān)。由公式 vvv KSnEDKASnEQt ????)1(240)1(60????= smvvmZZUD3)(832??式中： ──泵的實(shí)際流量， s3tQ──泵的理論流量， 3v?──泵的容積效率24DA??──柱塞截面積， 3m──柱塞直徑，S──柱塞行程長(zhǎng)度，n──曲軸轉(zhuǎn)數(shù)（ rpm）或柱塞的每分鐘往復(fù)次數(shù) spmZ──泵的聯(lián)數(shù)（柱塞數(shù)）K──系數(shù) Ar??1（ —柱塞桿截面積， 2）= 2)(Dr（ r—柱塞桿直徑， m） 30snUm?──柱塞的平均速度， smDS?──程徑比由上式可知，流量 Q 與 n、 s、 、 rD、 Z等結(jié)構(gòu)參數(shù)有關(guān)，如果在總體設(shè)計(jì)時(shí)預(yù)先選定了泵型和總體結(jié)構(gòu)型式，那么 、 K即為已知，因此，決定 Q 的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)就是 n、 s、 和 r，對(duì)于柱塞泵則只有 n、 s、 三個(gè)主要結(jié)構(gòu)參數(shù)。3.1.2柱塞直徑和行程的確定1.柱塞平均速度 的選擇mUm的大小直接影響泵各運(yùn)動(dòng)副零、部件的摩擦和磨損，特別是對(duì)柱塞及其密封這一對(duì)運(yùn)動(dòng)副的影響尤為顯著。 m不應(yīng)選擇過(guò)大， mU過(guò)大摩擦和磨損嚴(yán)重，特別是當(dāng)柱塞及其密封一旦嚴(yán)重磨損，泄露就將增加，流量下降，排出壓力也不能達(dá)到額定值。 mU也不能選擇過(guò)小，要獲得一定的 Q 值，當(dāng) 一經(jīng)確定， D即為確定值如果 mU選擇過(guò)小， D值就必須較大，這樣一來(lái)。不僅使液力端徑向尺寸增加，而且因柱塞力是和2成正比的，傳動(dòng)端受力也隨之聚增，從而會(huì)使泵的總體尺寸和重量增大。⑴.選取 m值的一般原則和方法可參考泵的有效功率 eN來(lái)選取，一般講， eN越大， mU也越大，反之則宜取較小值，因?yàn)?e大，柱塞力趨于增大，為了減小活塞力，或加大 s，或提高 n，其結(jié)果都使 mU增大。⑵.活塞平均速度 mU的確定m的大小主要與折合成單聯(lián)單作用泵的有效功率 ezN有關(guān)m= sKezt4.0式中： mU──柱塞平均速度，tK──統(tǒng)計(jì)系數(shù) 見(jiàn)表 2-5 t（0.18～0.8）ezN──折合成單聯(lián)但作用泵的有效功率， kwKZPQZPNez )1(62)1(62?????式中： Q──泵的流量， minL當(dāng)選取 mU時(shí) Qt?2P──泵的排出壓力， 2ckgf1──泵的吸入壓力， ，當(dāng) 2P? 1或 為常壓事，全壓力 2P- 1?2Z──泵的聯(lián)數(shù)K──系數(shù) Ar??1，對(duì)于單作用泵 1?Ar K=0 對(duì)雙作用泵， 1?Ar 0?（ 取 0.3） kwkwKZPQNez 25.)10(36285)1(62???所以： smUeztm9..4.4.0??2.曲軸轉(zhuǎn)數(shù) n和柱塞行程長(zhǎng)度 s的選擇當(dāng) mU選定后，柱塞的直徑可算出由公式 3nsm查表 2-6 常見(jiàn)泵型的 n 值范圍及建議值，對(duì)一般的臥式三聯(lián)單作用機(jī)動(dòng)泵 n 值范圍現(xiàn)有產(chǎn)品（1810～720 sp）取in53r?nUSm.053892.03???通過(guò)圓整取行程 4對(duì)于機(jī)動(dòng)泵 8(?L～16）S ?SL413.柱塞直徑的確定由經(jīng)驗(yàn)公式： QZn???1式中： ──曲軸的轉(zhuǎn)數(shù) ──柱塞的行程長(zhǎng)度nmirSm──柱塞的面積 ──聯(lián)數(shù)1S2──容積效率 ──泵的流量?QinL對(duì)于容積效率 v的選擇：當(dāng)輸送常溫清水時(shí) v?=0.80～0.98，當(dāng)輸送石油產(chǎn)品、熱水、液化脛等介質(zhì)時(shí)， v=0.60～0.80。對(duì)乳化液泵取 v=0.931 102586.9034.min53i8?????rLnSZQ?解出柱塞直徑214D?m4.程徑比 ??1.04.??S?5.吸入和排出管內(nèi)徑 21d的選擇這兩個(gè)值的選取主要取決于吸入、排出管內(nèi)介質(zhì)的流速 1v和 2。 1、 2v過(guò)大；水力阻力損失過(guò)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(guò)流量現(xiàn)象； 1v、 2過(guò)小，管路和液力端尺寸較大。在往復(fù)泵中，通常要限制1v、 2值，尤其 值限制更重要，一般取值范圍是： 1?v～ sm2， 5.12?v～sm5.為了制造方便常常采用相同的 1v、 2值，即取 d，令 s0Qmd2914.38042121 ?????式中： 1d──吸入管內(nèi)徑 d──排出管內(nèi)徑 mQ──泵的流量 s3 1v──吸入管內(nèi)介質(zhì)的平均流速 s 2v──排出管介質(zhì)的平均流速， sm3.2電動(dòng)機(jī)的選擇3.2.1原動(dòng)機(jī)功率的選擇與確定1.原動(dòng)機(jī)的選擇 PSQKWNe27.36?式中：P──泵的全壓力 Q──泵的實(shí)際流量， minL也可以按下列公式計(jì)算： kwSkwPe 75.40612??式中： ──泵的全壓力， ──泵的實(shí)際流量，PcmgfQinL 2.泵的軸功率（輸入功率） KWNe??式中： ?──泵的效率，電動(dòng)泵的效率范圍 6.0～0.9 取 9.0??kwNe83.59.74???3.原動(dòng)機(jī)的功率 KWded'???d?──泵的傳動(dòng)裝置效率 '──原動(dòng)機(jī)的效率 取 'd?=0.99由于泵的效率 已包括了泵的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的摩擦損失，所以，泵的傳動(dòng)裝置效率只與泵的減速機(jī)構(gòu)的機(jī)械損失有關(guān)。當(dāng)采用齒輪傳動(dòng)時(shí)， 94.0?d～0.99（閉式） ；采用平皮帶傳動(dòng)時(shí) d?=0.92～0.98，三角皮帶傳動(dòng)時(shí) d?=0.90～0.94 kwkwNded 6.549.0.74' ?????3.2.2電動(dòng)機(jī)的選擇圖二 Y250M—4 型電動(dòng)機(jī)原動(dòng)機(jī)功率儲(chǔ)備系數(shù) cK泵的型號(hào) 電動(dòng)機(jī)的功率 W機(jī)動(dòng)泵 2?6?10?20?20?儲(chǔ)備系數(shù) cK2 1.5 1.25 1.15 1.10kwNKdcd 51.96.41' ???通過(guò)圓整后取 kwNd5'查?機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)?表 3-2 Y 系列電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)可知，選取 Y250M—4 型電動(dòng)機(jī) 功率因數(shù) 0.88kwP5?AI.102min1480rn?6.92??第四章 主要零部件的設(shè)計(jì)4.1液力端主要零部件的設(shè)計(jì)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(jìn)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(fù)雜、壁后不均，內(nèi)有十字或 T 型交孔、應(yīng)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(shè)計(jì)合理性，對(duì)其壽命有較大的影響。特別是當(dāng)輸送高溫、高壓、強(qiáng)腐蝕性介質(zhì)時(shí)，應(yīng)注意以下幾點(diǎn)：⑴.要選取合適的材料和熱處理方式，既要有較高的強(qiáng)度指標(biāo)和抗腐能力，又要特別注意到材料對(duì)應(yīng)力集中的敏感性。⑵.在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)上要求形狀簡(jiǎn)單，壁厚均勻，內(nèi)部流道孔相交也應(yīng)盡可能減少，實(shí)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(zhǎng)一些。⑶.如果加工工藝允許，在內(nèi)部流道交孔應(yīng)予導(dǎo)圓，并對(duì)加工表面做強(qiáng)化處理，以減弱應(yīng)力集中的影響。⑷.如果在總體和液力端部件設(shè)計(jì)時(shí)就能注意到把液缸體內(nèi)的高度應(yīng)力集中部位和高度變載荷區(qū)分開(kāi)來(lái)，將會(huì)有效地提高液缸體的使用壽命。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(diǎn)可按泵的數(shù)分為單作用液缸體和雙作用液缸體。對(duì)于單作用柱塞泵適合于整體式液缸體，此形式的泵的多個(gè)工作腔在同一個(gè)塊體上，這種液缸體鋼性好，工作間距小，機(jī)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(gè)垂直相交圓柱面流道孔所組成的一個(gè)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.圖(a) 圖 (b)4.1.1液缸體壁厚的確定及強(qiáng)度校核1.液缸體壁厚的確定假定液缸體為一外圓半徑為 2r，內(nèi)圓半徑為 1r的等厚壁圓筒且壁厚 ?相對(duì)輪?。?2r5.?）時(shí)，則可由薄壁筒公式確定壁厚： ??CPD??????1cm式中： ?──壁厚， 20 ──焊接系數(shù)，無(wú)焊接 ?=1P──缸內(nèi)最大工作壓力， a3101D──液缸體內(nèi)徑， m2?C──考慮鑄造偏心及腐蝕所留的裕量，一般取 3.0?C～ cm8對(duì)于球墨鑄鐵 ???280~6ckgf????cmPD5.41??????2.強(qiáng)度校核對(duì)于薄壁筒（ 5.12?r） ?????)(21CD???2cmkgf因?yàn)橐焊左w一般不焊接支管，所以 =1?????????????5.192)03.245.(3符合要求。圖二 缸套組件4.1.2.液缸體的材料及技術(shù)要求當(dāng)泵的排出壓力不很高，流道孔及外形形狀比較復(fù)雜時(shí)，可采用鑄造液缸體，因?yàn)殍T造材料比鍛造液缸體重量輕，材料消耗少，加工量少，成本低?；诣T鐵毛坯應(yīng)經(jīng)退火處理，消除殘余應(yīng)力獲得盡可能接近珠光體的金相組織，軟化白口部分硬度，改善機(jī)加工性能和提高材料的機(jī)械、耐磨、耐腐蝕性能。當(dāng)泵的排出壓力較高但低于，介質(zhì)溫度又低于 200℃時(shí)，可采用球墨鑄鐵 QT45-5,QT60-2.球墨鑄鐵220cmkgf的球化率應(yīng)大于三級(jí)，基本組織主要成分應(yīng)是珠光體，盡可能減少炭化物。毛坯也應(yīng)做退火處理，消除殘余應(yīng)力。4.2傳動(dòng)端主要零部件的設(shè)計(jì)4.2.1機(jī)體的組成及設(shè)計(jì)機(jī)動(dòng)往復(fù)泵傳動(dòng)端主要由機(jī)體、曲軸、連桿、十字頭等主要零部件所組成。機(jī)體是傳動(dòng)端主要零部件之一，通常由機(jī)身、機(jī)蓋、軸承蓋等主要零部件所構(gòu)成。1.機(jī)體的主要作用⑴.作為傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和曲柄連桿機(jī)構(gòu)的支承、定位及運(yùn)動(dòng)導(dǎo)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(shè)備。泵的機(jī)體，按其毛坯的形式可分為鑄造機(jī)體和焊接機(jī)體兩種。一般講，鑄造機(jī)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(qiáng)度，生產(chǎn)周期短，成本也較低，因而在柱塞泵中廣為應(yīng)用。但鑄造機(jī)體壁厚較厚，整個(gè)機(jī)體很笨重，通常只適用于固定基礎(chǔ)安裝。焊接機(jī)體多采用低碳鋼組焊而成，重要較輕，便于移動(dòng)。但此種機(jī)體剛性較差，制造周期長(zhǎng)，成本高。通常只用于要求往常移動(dòng)的泵。2.機(jī)體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)機(jī)體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的一般原則⑴.應(yīng)有足夠的強(qiáng)度和剛度，在此前提下，力求重量輕 ⑵.結(jié)構(gòu)上力求簡(jiǎn)單，外形力求美觀。鑄造和機(jī)加工工藝性能應(yīng)良好。在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)上要有便于制造、加工的基準(zhǔn)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(yīng)力求減小，簡(jiǎn)化工表，縮短生產(chǎn)周期，降低成本⑶.便于曲柄機(jī)構(gòu)和傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的拆裝，調(diào)整和檢修，便于機(jī)體內(nèi)部的清洗和潤(rùn)滑油的排放和更新⑷.機(jī)體底部應(yīng)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(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)的穩(wěn)定性。3.減速機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)由于從電動(dòng)機(jī)軸輸出的轉(zhuǎn)速過(guò)高，采用泵內(nèi)減速，即一級(jí)齒輪減速。1. 傳動(dòng)比的計(jì)算查?機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)?表 2-2 Y 系列電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)可知，選取 Y250M—4 型電動(dòng)機(jī) 功率因數(shù) 0.88kwP5?AI5.102min1480rn?6.92??5.38.014?i式中： ──電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)數(shù)， ninr──電機(jī)效率?──曲軸的轉(zhuǎn)數(shù)，1mird2 d1ab圖三 減速機(jī)構(gòu)⑵.選定精度等級(jí)、材料及齒數(shù)①.此機(jī)器為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用 7 級(jí)精度②.選小齒輪材料為 40 (調(diào)質(zhì))硬度為 ，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)）硬rCHBS280度為 HBS240③.選小齒輪齒數(shù) ，大齒輪齒數(shù) ，取241?Z4.612?iZ62?Z⑶.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 231)(.HEdtIt uTkd????①.試選載荷系數(shù) 2.1?tK②.計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 mNTP?????5104.395148095③.查?機(jī)械設(shè)計(jì)?表 10-7 選取齒寬系數(shù) d?④.查?機(jī)械設(shè)計(jì)?表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù) azMPZ8.⑤.查?機(jī)械設(shè)計(jì)?圖 10-21d 按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限aHMP602lim?? aH502lim??⑥.計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由表 10-13 得 91 13.6)3082(140???hjLnN992 5.6.3.6??式中： ──齒輪轉(zhuǎn)速──齒輪每轉(zhuǎn)一圈時(shí)，同一齒面嚙合的次數(shù)j──齒輪的工作壽命（單位為 h）hL⑦.查?機(jī)械設(shè)計(jì)?圖 10-19 查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)89.01?HNK90.2?HZK⑧.計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為 1%。安全系數(shù) S=1??MPaSHNH534168.1lim1 ????K90.2li2⑷. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算①.試算小齒輪分度圓直徑 ，代入 中極小值Itd??H?mZuTKdEdtIt 78)495.1(56.21.043.2)(132. 2??????②.計(jì)算圓周速度 v snIt 0.6087.160???③.計(jì)算齒寬 b查?機(jī)械設(shè)計(jì)?表 10-7，取齒寬系數(shù) .d?mbIt 6078?????④.計(jì)算齒寬和齒高之比 h模數(shù) ZdmItt 25.31齒高 mt 1.725.???03.78hb⑤.計(jì)算動(dòng)載荷系數(shù)根據(jù) ，7 級(jí)精度，查?機(jī)械設(shè)計(jì)?由圖 10-8 查得動(dòng)載荷系數(shù) ，smv04.6? 15.?vK對(duì)于直齒輪，假設(shè) ，查?機(jī)械設(shè)計(jì)?由表 10-3 查得 ，mNbFKtA10? 2?FH查?機(jī)械設(shè)計(jì)?表 10-2 查得使用安全系數(shù) 1?AK查?機(jī)械設(shè)計(jì)?由表 10-4 查得 7 級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱布置時(shí) bdH 3210.)6.0(8.12. ???????代入數(shù)據(jù)后 426.78.1).(.0. 32????K由 查圖 10-13 得7.10?hb4261?H 5??FK故載荷系數(shù) ?HvA968.142.1.?⑥.按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 mKdtIt 0.78331 ??⑦.計(jì)算模數(shù) mmZd3.24801??⑸.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 ??321)(FsadYZKTm???確定系數(shù)①. 查?機(jī)械設(shè)計(jì)?由圖 10-20C 查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 ，MPaFE501??大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 MPaFE3802??②. 查?機(jī)械設(shè)計(jì)?由圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 、82.01FNK8.2FN③.計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞系數(shù) 4.1?S??MPaSKFENF 8.294.15081???FEF 3.22?④.計(jì)算載荷系數(shù) ??FVAK= 863.15.21.??⑤.查取齒形系數(shù)查?機(jī)械設(shè)計(jì)?由表 10-5 查得 65.1?FaY0.2FaY⑥. 查取齒形系數(shù)查?機(jī)械設(shè)計(jì)?由表 10-5 查得 8.1sa 74.12?sa⑦.計(jì)算大小齒輪的 并加以比較??FSaY?0143.8.2956.1??FSa??7.32FSaY?⑹. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算mm21.3074.2415.386.3 ????對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù) 大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) 的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)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(qiáng)度算得的模數(shù) 3.33 進(jìn)行圓整為標(biāo)準(zhǔn)的值 ，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直3?徑 算出小齒輪齒數(shù)801?d 260.381mdZ通過(guò)圓整后取 231?Z大齒輪齒數(shù) ，取596.??i 52這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。⑺.幾何尺寸計(jì)算①.計(jì)算分度圓直徑 mZd0.69.321???m152②.計(jì)算中心距 da 720.6.9()(21 ????③.計(jì)算齒輪寬度 mdb0.5.69801???取 mB52?mB51?⑻.驗(yàn)算 NdTFt 87955.8014321??mbKCA 0.9.7??由驗(yàn)算可知符合要求。4.2.2曲軸 曲軸是把原動(dòng)機(jī)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)化為柱塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)的重要部件之一。工作時(shí)，它為承受周期性的交變載荷，產(chǎn)生交變的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力和彎曲應(yīng)力。1. 曲軸的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和選擇對(duì)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(jī)體的加式量減少，傳動(dòng)端裝配也簡(jiǎn)單。相反的，因曲柄錯(cuò)角為 120o的三拐二支承曲軸不能簡(jiǎn)化成平面曲軸，故受力狀況復(fù)雜，剛度和強(qiáng)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(gè)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(dòng)機(jī)或機(jī)泵外減速機(jī)相連接，并作為總扭矩的輸入端，故前端也叫輸入端。相對(duì)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(zhǎng)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(zhǎng)，又叫長(zhǎng)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(cuò)角選定曲軸的拐數(shù)和曲軸柄錯(cuò)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(cuò)角的選擇還應(yīng)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(duì)于三聯(lián)單作用泵取曲柄錯(cuò)角為 120o（各錯(cuò)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(zhǔn)，順旋轉(zhuǎn)方向計(jì)算時(shí)，第二曲柄與第一曲柄間的錯(cuò)角取為 240o，第三曲柄與第一曲柄的錯(cuò)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(shí)，更是如此。②曲軸支承和軸承選擇　　　　對(duì)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(dòng)軸承。⑷.軸頸鑄造曲軸則因鑄造工藝能夠獲得較為復(fù)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(yīng)力集中，使應(yīng)力分布均勻，有利于提高曲軸的疲勞強(qiáng)度（一般空心比實(shí)心軸可提高疲勞強(qiáng)度約 50%） 。⑸.曲柄采用橢圓形的曲柄，材料利用最合理，疲勞強(qiáng)度高。但對(duì)自由鍛造曲軸，曲柄外形需靠模加工成型。⑹.過(guò)渡圓角泵工作時(shí)，軸頸與曲柄連接處最容易形成應(yīng)力集中，而導(dǎo)致曲軸早期破壞，因此在此處應(yīng)取圓滑過(guò)渡的圓角以提高曲軸的疲勞強(qiáng)度。⑺.油孔曲軸軸頸一般采用有壓潤(rùn)滑油強(qiáng)迫潤(rùn)滑和冷卻，為此曲軸內(nèi)應(yīng)有油孔作為潤(rùn)滑油的通道。曲軸主油孔（軸向）直徑一般?。?.07～0.08）D（其中 D 為曲柄銷直徑） 。但最小不應(yīng)小于 4mm。曲柄銷上的徑向油孔直徑比主軸孔直徑略小，一般取 0.05D。其出口與軸頸表面相貫處，應(yīng)倒圓、拋光，以避免此處應(yīng)力集中和降低曲軸疲勞強(qiáng)度。倒圓的圓角半徑約為油孔直徑的一半。⑻.軸端軸端常見(jiàn)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。圓柱面配合一般取 HT/K6 或 HT/js6,光潔度▽7。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，光潔度▽7。因前端為總扭矩輸入端，故前端多有鍵槽以備安裝鍵來(lái)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?yīng)的機(jī)體處應(yīng)設(shè)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(shè)計(jì)圖四 曲軸1. 曲軸銷直徑確定 htDt t1圖五曲拐軸的曲柄銷直徑 D（圖五）可按經(jīng)驗(yàn)公式初步確定～ 4.5(?cmP)27式中：P──最大柱塞力，t ～ （ ──柱塞力）.1(ax?1)5P對(duì)于二支承三拐曲軸系數(shù)應(yīng)取偏大值cmPD58.34.??通過(guò)圓整后取 cmD0.4?⑵.主軸頸 t cmt 40.1).~9(??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(yīng)根據(jù)主軸承內(nèi)徑進(jìn)行圓整，此外，當(dāng)確定主軸頸尺寸時(shí)，還應(yīng)顧及到軸頸重疊度 ，應(yīng)盡可能避免DS等于零或接近于零甚至于小于零的情況（見(jiàn)圖六）DSD+S0Dt Dt -S0圖六3. 軸頸長(zhǎng)度軸頸長(zhǎng)度還應(yīng)滿足曲柄銷問(wèn)題（即液缸中間距）a 的要求12tLa??式中： ──曲柄厚度， ──曲柄兩側(cè)臺(tái)肩厚度t4. 曲柄厚度～5.0(?t cmDc5.246.0)7???式中： ──曲柄銷直徑D⑸.曲柄寬度 h～4.1( cc0.8.1)式中： ──曲柄銷直徑⑹.曲柄半徑 r msr2?⑺.核算軸頸重疊度相鄰兩曲柄銷處 13.0)3(0 ???DrS式中： ──曲柄銷直徑D主軸頸與曲柄銷處 5.0)2(0 ????rSt⑻.連桿大頭軸瓦寬度 cmDb2.)65.~4(?式中： ──曲柄銷直徑D⑼.曲柄長(zhǎng)度～2.0(??bLc35.02)5???⑽.曲柄厚度 t長(zhǎng)臂 ～ 取5.0(1?cmD4.6.)7?t.短臂取 cmt2⑾.曲柄寬 h～4.1(?c0.645.1)8??式中： ──曲柄銷直徑D⑿.校核液缸中心距 a mtL5.3.215.21?????式中： ──曲柄長(zhǎng)度 ──曲柄厚度Lt式中： ──長(zhǎng)臂曲柄厚度1tcmt25.01?3.曲軸受力分析作用在兩支點(diǎn)三拐曲軸上的力有：作用在曲柄銷中點(diǎn)的集中力─切向力 和徑向iT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 。iRBAN, M4.曲軸外力計(jì)算yPi'RiIhZPDiCiTi r βw圖七 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iTiRBAN, cF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(duì)于三M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(shè)第一曲柄轉(zhuǎn)角 ，21??則第二曲柄轉(zhuǎn)角為 第三轉(zhuǎn)角 。?240????1203???當(dāng)三聯(lián)泵任一柱塞處于吸程階段 時(shí)，其活塞力 ，當(dāng)任一柱塞)8(???i 0iP處于排程階段 其柱塞力 且是一常量，當(dāng)任意柱塞處于前、)36180(???i 24PDi后死點(diǎn) 或 ，不考慮運(yùn)動(dòng)副的間隙）柱塞力將有一突變或由 突增??i??i ?i到 或相反。24PDi?? FC'L123456L78ABNzTRt1NzM0y31yet2tdcbaM圖八 作用在主軸頸上的外力 ， 和力矩AyNBM通過(guò)查表 5-5 兩支點(diǎn)三拐曲軸外力（力矩）可知作用力名稱 符號(hào) 作用點(diǎn) 計(jì)算公式往復(fù)慣性力 wiI十字頭銷中點(diǎn) )cos(2iiwirmI????旋轉(zhuǎn)慣性力 h曲柄銷 2Ih活塞力 iP活塞端 當(dāng)(42PD??)36018???當(dāng)????綜合活塞力 'i十字頭銷中點(diǎn) 'i mwiiI?連桿力 ciP沿連桿中心線 ?cos'iiP徑向力 iR曲柄銷中點(diǎn) hiicii IR?)(?切向力 iT曲柄銷中點(diǎn) sniiiT?輸入扭矩 M輸入銷主軸頸 （阻力矩）0321)(Mr?軸前端 A 點(diǎn)的支反力 AyN軸前端主軸頸中點(diǎn) [aNAY???241)(yyFlclb]cead)(20?[aNAZ1????242)()(ZZlFlcb]ceFld0?軸尾端 B 點(diǎn)的支反力 BYN軸尾端主軸頸中點(diǎn) [By 2412)()( yyla?]czela3?[NBZ1?242)()( ZZl FlFb???]czzrd?3?支反力在垂直于軸曲柄中線方向的投影AciNBi軸前端主軸頸 中點(diǎn)軸尾端主軸頸中點(diǎn)iAzAyci N?ossin1)c(iBzBiN??1. 往復(fù)慣性力 )2cos(2iiwirmI ????式中： ──每聯(lián)往復(fù)運(yùn)動(dòng)部分質(zhì)量，wmkgf──曲柄半徑 r──曲柄角速度 ?srad30n???──曲柄半徑 與連桿長(zhǎng) 之比?llr?──曲柄轉(zhuǎn)角 ?rt?在泵的初步計(jì)算時(shí)最大往復(fù)運(yùn)動(dòng)部分的質(zhì)量可按最大活塞力估計(jì)： )1(2maxax????rPwkgfs2式中： ──最大柱塞力 ，maxPkgfax2ax4D?──柱塞直徑 ；Dc──泵的最大排出壓力，max2 2cmkf當(dāng) )1(2ax????rP)2cos()12max?????rPIi ?01????240???0312???2.maxPIi? .16max2PI?? .6max3PI?=321.428 =-160.714 =-160.7142. 旋轉(zhuǎn)慣性力 2rIh?mkgfsmgbh)1(?式中： ──轉(zhuǎn)化到曲柄銷中心的曲拐不平衡質(zhì)量，bmsf2?──連桿質(zhì)量，g skf2?──轉(zhuǎn)化成往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量的系數(shù)，一般為 K=0.3～0.4.對(duì)高速泵取小K值對(duì)低速或中速泵取大值。 grlDmcib124??式中： 材料重度 cr81.7dkgfrc取 92??Ih 79hI mskfh210??在液缸內(nèi)液體壓力的作用下，對(duì)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：AP??kgf式中： 柱塞的截面積 24DA??2cm──液缸內(nèi)液體的壓力，在實(shí)際計(jì)算時(shí)可用泵的最大排出壓力代替PmaxaxAP???kgf=1905.753. 活塞受拉為正?01????240??0312???75.9?P75.192??PP4. 綜合柱塞力 mI??'式中： ──活塞力，Pkgf ──往復(fù)慣性力，?Ikgf──摩擦力， mP一般情況下因與活塞比較，摩擦力很小可以略去。32.1584'???46.20'??P714.60'3??P5. 連桿活塞力 ?cos'ici查表（4-4）i?cos132.1584??cP 984.062??cP=-2098.1679.07.63c=163.17966. 徑向力 hiicii IPR??)os(??通過(guò)查表 4-6)cos(ii???hcIPR?11 hcIPR??)os(22??=-105.322 =2847.634hcI?)os(33?=1372.567. 切向力 )sin(iiciPT????通過(guò)查表 4-5)sin(ii???32.1584??T56.1322?968.123?T8. 輸入扭矩 487.)(321???rTM通過(guò)查表 5-6 兩支點(diǎn)三拐曲軸可知1348?AyN096?AZN912BYN3.601??BZN4931 63790961AC182?AC 863?AC -1096 -3721.8 4818.426.01?BCN2.76512?BCN47.8253??BCN601.26 5223.86 -5825.125.曲軸強(qiáng)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(yīng)按疲勞強(qiáng)度校核，但在實(shí)際計(jì)算過(guò)程中為了簡(jiǎn)化計(jì)算過(guò)程，往往把曲柄所受載荷看成是內(nèi)應(yīng)力幅等于最大內(nèi)應(yīng)力的對(duì)稱循環(huán)載荷。略去應(yīng)力集中和尺寸系數(shù)對(duì)計(jì)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(lái)，就可使復(fù)雜的疲勞強(qiáng)度校核具有靜強(qiáng)度校核的簡(jiǎn)單形式，即用靜強(qiáng)度校核代替疲勞強(qiáng)度校核。1. 靜強(qiáng)度校核靜強(qiáng)度校核時(shí)，首先要判定曲軸可能產(chǎn)生最大內(nèi)應(yīng)力的截面（危險(xiǎn)截面）及其相應(yīng)的曲柄轉(zhuǎn)角相位 （危險(xiǎn)相位） ，對(duì)于三聯(lián)單作用泵，因?yàn)橛腥齻€(gè)曲柄轉(zhuǎn)角相錯(cuò)?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(yīng)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10??來(lái)確定危險(xiǎn)相位，顯然，這一計(jì)算過(guò)程是相當(dāng)煩瑣的。此外，由表 5-7 計(jì)算所求得的、 、 ， 的單向最大值，還不能全面反映對(duì)應(yīng)截面的合成效果，而且按某xMyzB一強(qiáng)度理論進(jìn)行合成時(shí)，截面的實(shí)際應(yīng)力還應(yīng)與截面形狀尺寸有關(guān)，也就是說(shuō)，內(nèi)力最大的截面，未必是內(nèi)應(yīng)力最大的截面。對(duì)兩支點(diǎn)三拐曲軸，按表 5-6，5-7 順序進(jìn)行詳細(xì)計(jì)算并且假定表 5-7 那 23 個(gè)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(gè)的矢量，和ZyxM分別求出了對(duì)應(yīng)的 、 、 以及矢量和的相位角 這22zyxM?maxMayma 1?一計(jì)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（ ）22zyxM?max均在 °， 時(shí)產(chǎn)生，這正是各軸頸產(chǎn)生最大內(nèi)力的危險(xiǎn)相位。01??24PD?②.在假定各軸頸截面尺寸相同情況下，在第Ⅱ曲柄銷中點(diǎn)（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(shí)際上只校核 6 和 12 兩個(gè)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(shí)際計(jì)算表明，對(duì)應(yīng)內(nèi)力矢量和最大的危險(xiǎn)相位角是：對(duì)截面 9 為 °對(duì)截面 16120??為 °對(duì)截面 2 為 °301??01??總上所述，對(duì)于兩支點(diǎn)三拐曲軸靜強(qiáng)度校核截面通?？稍谙率鰩讉€(gè)截面中選取，即危險(xiǎn)截面： wCxAzy1234567x890123Bzy圖九 兩支點(diǎn)三拐曲軸的計(jì)算截面的選?、?第二曲柄銷中點(diǎn)，相應(yīng)表 5-7 中的截面 12，對(duì)應(yīng)的危險(xiǎn)相位是 、01??。24PD??Ⅱ.長(zhǎng)拐的兩個(gè)長(zhǎng)臂中點(diǎn)，相應(yīng)表 5-7 中截面 9 和 16，但因兩截面應(yīng)力值相近，只校核一個(gè)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(zhǎng)臂中點(diǎn)截面的內(nèi)力，但因此處曲柄較薄，也應(yīng)校核，如果此處曲柄厚度與長(zhǎng)臂曲柄厚度接近且重疊度較大時(shí)可略去。不論軸頸或曲柄截面，靜強(qiáng)度校核的公式： ??nn????214??式中： ──曲軸材料的對(duì)稱彎曲疲勞強(qiáng)度， 。當(dāng)曲軸材料為 40 或 451?? 2cmkgf號(hào)鋼時(shí) 234025cmkgf?──危險(xiǎn)截面上危險(xiǎn)點(diǎn)的正應(yīng)力， 2ckf──危險(xiǎn)截面上危險(xiǎn)點(diǎn)的切應(yīng)力，? mg──計(jì)算的安全系數(shù)n──許用安全系數(shù)，通常取 =4.0～6.5????n2. 危險(xiǎn)截面應(yīng)力計(jì)算危險(xiǎn)截面危險(xiǎn)點(diǎn)應(yīng)力 、 的計(jì)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(yīng)力計(jì)算兩支點(diǎn)三拐曲軸頸上各截面應(yīng)力計(jì)算有如下特點(diǎn)：沒(méi)有軸向力（ ，見(jiàn)表 5-0?B7）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：見(jiàn)表（5-8）xwyZ21?曲軸常用斷面幾何特性計(jì)算公式截面形狀面積 A)(2cm抗彎斷面慣性距 )(4cJzy抗彎斷面模數(shù) )(3cmZWzy抗扭斷面慣性矩 )(4cJx抗扭斷面模數(shù) )(3cmZx形心至斷面邊緣距離 )(cezy公式24dA??64dzy??32dZwzy??4Jx 163dx??2dz?22cmkgfZMwzy??式中： 、 、 ──分別是校核截面繞 軸繞 軸的彎矩和繞 軸的扭矩yMzx ZX2cmkgf、 ──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wzZx ZX數(shù)。 1324圖十 曲軸強(qiáng)度校核截面的選取軸頸截面的靜強(qiáng)度校核校核截面截面位置危險(xiǎn)相位角 1?計(jì)算項(xiàng)目 和內(nèi)容 符號(hào) 單位 參數(shù)選取和計(jì)算公式 計(jì)算結(jié) 果1-1垂直于輸入端主軸0?材料的彎曲疲勞極限1??2cmkgf2500～3400（45 號(hào)鋼）許用安全系數(shù) ??n5.4?n繞 軸X的扭矩 xMcmkgf? rTMx )(321?46348.7繞 軸彎y矩 yf??y AEcENtleF?)(1)2(1tl10838.5繞 軸彎Z矩 zMcmkgf? Aycyz NtleF???)(1)2(1tl10245.6抗彎斷面模數(shù) wzZ3cm31DZxwyWZ??2649.375頸主軸頸與曲柄相接處計(jì)算安全系數(shù)n 221zyxzMn????60.54材料的彎曲疲勞強(qiáng)度1??2cmkgf2500～3400（45 號(hào)鋼）許用安