0166-三缸單作用乳化液泵的設(shè)計(jì)【全套5張CAD圖】

0166-三缸單作用乳化液泵的設(shè)計(jì)【全套5張CAD圖】,全套5張CAD圖,三缸單,作用,乳化,設(shè)計(jì),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(jī)械，在國民經(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)了國內(nèi)空白，擁有多項(xiàng)國家專利，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。?乳化液泵具有體積小、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。 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題，所以，20世紀(jì)80年代初期出現(xiàn)的“適當(dāng)增長沖程長度、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，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，企圖在單純的參數(shù)設(shè)計(jì)上提高泵速、縮短沖程來減小往復(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，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，在中速和較低的泵速下，可靠性程度較高，“適當(dāng)增長沖程長度、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(jì)效益來劃分其各自占領(lǐng)的領(lǐng)域、各揚(yáng)其長、各得其所、互相補(bǔ)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(diǎn) 根據(jù)給定的設(shè)計(jì)參數(shù)和壓力高等應(yīng)用特點(diǎn)，選用的泵型為往復(fù)泵，往復(fù)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[22]。 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）只取決于泵的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)（每分鐘往復(fù)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(dāng)、、為確定值時(shí)，泵的流量是基本恒定的?！? ⑵.泵的排出壓力是一個(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。 表2-1 常見的幾種機(jī)動(dòng)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(jī)（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(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、、.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?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(shí)，由于汽缸內(nèi)蒸汽壓力不變，所以柱塞速度（或）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，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[22]。 2.1.3手動(dòng)泵及其特點(diǎn) 用人力通過杠桿機(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，但不宜過大目前所見到的柱塞直徑范圍大多在=3 ～150（10m）,個(gè)別的達(dá)0.2m。直徑過小，會(huì)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(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）來組成工作腔，以隔膜周期彈性變形來代替柱塞的往復(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、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、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)泵上把柱塞從滑塊處脫開一直到泵的進(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，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)端是指從滑塊起一直到主軸（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)端沒有減速機(jī)構(gòu)，也無減速機(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、滑塊及潤滑冷卻等輔助設(shè)備所組成[11]。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： ⑴.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。 ⑵.傳動(dòng)端內(nèi)各運(yùn)動(dòng)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(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(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，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(jī)體 2 連桿 3 滑塊 4 曲軸 5 減速機(jī)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(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=80L∕min 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關(guān)。 由公式[22] 10m/s 式中 ──泵的實(shí)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(fù)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(shè)計(jì)時(shí)預(yù)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(duì)于柱塞泵則只有、、三個(gè)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(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。不應(yīng)選擇過大，過大摩擦和磨損嚴(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。也不能選擇過小，要獲得一定的值，當(dāng)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(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?yàn)榇?，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(jì)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(dāng)選取時(shí) ──泵的排出壓力，10N/m ──泵的吸入壓力，10N/m，當(dāng)?或?yàn)槌菏拢珘毫? ──泵的聯(lián)數(shù) ──系數(shù) ，對(duì)于單作用泵 K=0 對(duì)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(dāng)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(duì)一般的臥式三聯(lián)單作用機(jī)動(dòng)泵值范圍現(xiàn)有產(chǎn)品（180～720spm）取 通過圓整取行程m 對(duì)于機(jī)動(dòng)泵～16）S m 3.柱塞直徑的確定 由經(jīng)驗(yàn)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(duì)于容積效率的選擇：當(dāng)輸送常溫清水時(shí)=0.80～0.98，當(dāng)輸送石油產(chǎn)品、熱水、液化脛等介質(zhì)時(shí)，=0.60～0.80。對(duì)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(gè)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(fù)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(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 kw =PS 式中 ──泵的全壓力 ──泵的實(shí)際流量L∕min 也可以按下列公式計(jì)算 kw 式中 ──泵的全壓力 10N/m ──泵的實(shí)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(dòng)泵的效率范圍～0.9 取 由公式（3-3） kw 3.原動(dòng)機(jī)的功率 kw (3-4) 式中 ──泵的傳動(dòng)裝置效率 ──原動(dòng)機(jī)的效率 取=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)，～0.99（閉式）；采用平皮帶傳動(dòng)時(shí)=0.92～0.98，三角皮帶傳動(dòng)時(shí)=0.90～0.94 由公式（3-4） kwkw 3.2.2電動(dòng)機(jī)的選擇 圖3-1 Y250M—4型電動(dòng) 表3-1[20]原動(dòng)機(jī)功率儲(chǔ)備系數(shù) 泵的型號(hào) 電動(dòng)機(jī)的功率 機(jī)動(dòng)泵 >2 儲(chǔ)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(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)可知[20]，選取Y250M—4型電動(dòng)機(jī)=55kw A r∕min 功率因數(shù)0.88 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)分開來，將會(huì)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(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. 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，內(nèi)圓半徑為的等厚壁圓筒且壁厚相對(duì)輪?。ǎr(shí)，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(duì)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(qiáng)度校核 對(duì)于薄壁筒（） 10N/m （4-2） 因?yàn)橐焊左w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(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、滑塊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，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 查表2-2 Y系列電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)可知[20]，選取Y250M—4型電動(dòng)機(jī)kw L∕min 功率因數(shù)0.88 A 式中 ──電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)數(shù)，r∕min ──電機(jī)效率 ──曲軸的轉(zhuǎn)數(shù)，r∕min 圖4-3 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(qiáng)度設(shè)計(jì) （4-3） ①.試選載荷系數(shù) ②.計(jì)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(qiáng)度極限 MPa[21] ⑥.計(jì)算應(yīng)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(shí)，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(qiáng)度壽命系數(shù)[21] ⑧.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 MPa MPa ⑷. 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 由公式（4-3） =0.078m ②.計(jì)算圓周速度 m∕s ③.計(jì)算齒寬 查表10-7，取齒寬系數(shù)[21] m ④.計(jì)算齒寬和齒高之比 模數(shù) mm 齒高 m ⑤.計(jì)算動(dòng)載荷系數(shù) 根據(jù)m∕s，7級(jí)精度，查由圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)[21]，對(duì)于直齒輪，假設(shè)>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(jí)精度，小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱布置時(shí)[21] 代入數(shù)據(jù)后 由 查圖[21]10-13得 故載荷系數(shù) ⑥.按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 m ⑦.計(jì)算模數(shù) mm 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 （4-4） 確定系數(shù) ①. 查圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 MPa，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 MPa[21] ②. 查圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)、[21] ③.計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞系數(shù) MPa MPa ④.計(jì)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(jì)算大小齒輪的并加以比較 ⑹. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算 由公式（4-4） mm 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)3.33mm進(jìn)行圓整為標(biāo)準(zhǔn)的值mm，按接觸強(qiáng)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(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 m m ②. 計(jì)算中心距 m 計(jì)算齒輪寬度 m 取m m ⑻.驗(yàn)算 N N∕m>100000 N∕m 由驗(yàn)算可知符合要求。 4.2.2曲軸設(shè)計(jì) 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(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滑油強(qiáng)迫潤滑和冷卻，為此曲軸內(nèi)應(yīng)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(yīng)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(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谙鄳?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(yàn)公式初步確定 ～ 10m （4-5） 式中 P──最大柱塞力，t ～（──柱塞力） 對(duì)于二支承三拐曲軸系數(shù)應(yīng)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(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(yīng)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(tái)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(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 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(jì)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(duì)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(shè)第一曲柄轉(zhuǎn)角，則第二曲柄轉(zhuǎn)角為第三轉(zhuǎn)角。 當(dāng)三聯(lián)泵任一柱塞處于吸程階段0o<<180o時(shí)，其活塞力，當(dāng)任一柱塞處于排程階段180o<<360o其柱塞力且是一常量，當(dāng)任意柱塞處于前、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(diǎn)三拐曲軸外力（力矩） [22] 作用 力名稱 符號(hào) 作用點(diǎn) 計(jì)算公式 往復(fù)慣性力 十字頭銷中點(diǎn) 旋轉(zhuǎn)慣性力 曲柄銷 活塞力 活塞端 當(dāng) 當(dāng) 綜合活塞力 十字頭銷中點(diǎn) 連桿力 沿連桿中心線 徑向力 曲柄銷中點(diǎn) 切向力 曲柄銷中點(diǎn) 輸入扭矩 輸入銷主軸頸 （阻力矩） 軸前端A 點(diǎn)的支反力 軸前端主軸頸中點(diǎn) [ ] [ ] 軸尾端B 點(diǎn)的支反力 軸尾端主軸頸中點(diǎn) [ ] [ ] 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(diǎn) 軸尾端主軸頸中點(diǎn) 1. 往復(fù)慣性力 式中 ──每聯(lián)往復(fù)運(yùn)動(dòng)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(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)： (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(dāng) =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(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量的系數(shù)，一般為K=0.3～0.4.對(duì)高速泵取小值對(duì)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(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： （4-8） 式中 柱塞的截面積 10m ──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 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(fù)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(diǎn)三拐曲軸可知[22] 4931 6379 -1096 -3721.8 4818.4 601.26 5223.86 -5825.12 5.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)算過程中為了簡(jiǎn)化計(jì)算過程，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，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，從而來確定危險(xiǎn)相位，顯然，這一計(jì)算過程是相當(dāng)煩瑣的。此外，由查表5-7計(jì)算[22]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，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[22]順序進(jìn)行詳細(xì)計(jì)算并且假定表5-7[22]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，和分別求出了對(duì)應(yīng)的、、以及矢量和的相位角這一計(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（） 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。 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16為°對(duì)截面2為° 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： 圖4-9 兩支點(diǎn)三拐曲軸的計(jì)算截面的選取 Ⅰ.第二曲柄銷中點(diǎn)，相應(yīng)查表5-7中的截面12[22]，對(duì)應(yīng)的危險(xiǎn)相位是、。 Ⅱ.長拐的兩個(gè)長臂中點(diǎn)，相應(yīng)查表5-7中截面9和16[22]，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： (4-9) 式中 ──曲軸材料的對(duì)稱彎曲疲勞強(qiáng)度，10N/m。當(dāng)曲軸材料為40或45號(hào)鋼時(shí),10N/m ──危險(xiǎn)截面上危險(xiǎn)點(diǎn)的正應(yīng)力,10N/m ──危險(xiǎn)截面上危險(xiǎn)點(diǎn)的切應(yīng)力,10N/m ──計(jì)算的安全系數(shù) ──許用安全系數(shù)，通常取=4.0～6.5 2. 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(jì)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(qiáng)度校核截面的選取 ⑶ 軸頸截面的靜強(qiáng)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(xiǎn)相位角°。材料的彎曲疲勞極限=2500～3400（45號(hào)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(jì)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(diǎn),危險(xiǎn)相位角°，材料的彎曲疲勞強(qiáng)度=2500～3400（45號(hào)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(jì)算安全系數(shù) =16.293 由計(jì)算結(jié)果可知，均大于許用安全系數(shù)，符號(hào)條件。 4.2.3連桿設(shè)計(jì) 1.連桿結(jié)構(gòu)型式特點(diǎn) 連桿是傳動(dòng)端曲柄連桿機(jī)構(gòu)中連接曲軸和滑塊的部件，連桿的運(yùn)動(dòng)是一平面運(yùn)動(dòng)?？梢园堰B桿運(yùn)動(dòng)看成是沿液缸中心線移動(dòng)和繞滑塊擺動(dòng)的兩種簡(jiǎn)單的運(yùn)動(dòng)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(jī)加工，但在獲得同樣強(qiáng)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(qiáng)度和剛度的條件下具有最小的運(yùn)動(dòng)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?yàn)橥鶑?fù)泵多采用曲拐，為了便于拆裝和對(duì)大頭軸瓦間隙進(jìn)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(yīng)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(dòng)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(hù)桿體不致報(bào)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(shí)的應(yīng)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(shè)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(duì)于此次設(shè)計(jì)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(shè)計(jì) ⑴.一般設(shè)計(jì)要求 ①.連桿應(yīng)具有足夠的剛度和強(qiáng)度，工作時(shí)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(yīng)盡可能選取合理的外形、截面尺寸、減輕重量，即可減少運(yùn)動(dòng)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(shí)垂直于連桿體中心線方向的竄動(dòng)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(shí)，適合于大頭定位，大頭采用薄壁瓦時(shí)，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(dòng)軸承時(shí)，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(shí)，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(dòng)，間隙取（2～6）10m。而在大頭處則允許