乳化液泵的曲轴设计及传动装置的设计

本科毕业设计（论文）毕 业 设 计 （ 论 文 ） 任 务 书毕业设计（论文）题目：PRB6-125/320 型乳化液泵的曲轴设计及传动装置的设计毕业设计（论文）要求及原始数据（资料）：1.额定工作压力： P=32MPa2.额定流量： Q=125L/min3.泵主轴的转速： n=611L/min4.柱塞直径： =40mm5.柱塞行程： S=70mm6.电机功率：(KW) 90本科毕业设计（论文）毕业设计（论文）主要内容：1. 确定乳化泵的结构；2. 对乳化泵的整体进行设计；3. 零部件设计；4. 编写设计说明书。本科毕业设计（论文）主要参考文献（资料）：一、工具书1. 机械设计手册2. 机床设计手册中国科学出版社3. 往复泵设计机械工业出版社 1987二、参考资料1. 型乳化泵工作图纸2 XRB2. 型乳化泵使用说明书2 3. 煤矿设备管理使用手册本科毕业设计（论文）目 录摘 要3Abstract4前 言5第一章 乳化液泵的设计6一、概述6二、乳化液泵的总体设计6（一）乳化液泵泵型及总体结构形式的选择6（二）液力端结构形式的选本科毕业设计（论文）择7（三）传动端结构形式的选择8（四） 型乳化液泵结构参数的选择与确6PRB定10（五）原动机的选择10三、齿轮和齿轮轴的设计及较核11（一）一级变速的计算及较核11（二）齿面接触疲劳强度计算11（三）轴的结构设计本科毕业设计（论文）16四、连杆尺寸的初步确定21（一）连杆各部分的尺寸21（二）连杆质量的确定22五、曲轴的设计与较核23（一）曲轴的结构设计23（二）曲轴的受力分析及其校核27六、柱塞的选择及计算本科毕业设计（论文）37（一）柱塞密封材料、尺寸的选择37（二）柱塞长度及质量的确定38七、箱体的设计及计算38第二章 传动系统的设计40一、 连杆的设计40（一）连杆的结构设计40（二）连杆的强度和稳定性校核40本科毕业设计（论文）二、 十字头的设计44（一）十字头的结构设计44（二）十字头强度校核及比压计算46总 结47参考文献48外文资料49中文翻译53本科毕业设计（论文）致 谢55摘 要本次设计以 PRB6-125/320 型乳化泵的曲轴设计为主,其次是泵传动装置的设计。在第一章中将先根据给定的已知数据对泵中的一级齿轮减速机构进行设计及校核,然后将重点放在曲轴的设计及校核上；第二章对泵中传动系统的其它零部件(连杆、滑块等)进行设计,并对其进行校核计算。此次设计，通过综合运用四年所学的知识，不仅巩固了所学的知识，而且扩大了个人的知识面,增强了自己分析问题与解决问题的能力，为今后的学习和工作打下了坚实的基础。关键词：乳化液泵； 曲轴； 传动装置； 校核； 零部件本科毕业设计（论文）AbstractThis task is the design of the PRB6-125/320 emulsification pump crank primarily. Next is the pump drive installment design. First will act according to the known data in the first chapter which will assign to in the pump level gear reduction organization to carry on the design and the examination, then with emphasis will place the crank in the design and the examination; Second chapter to the pump in the transmission system other spare parts (connecting rod, slide and so on) carries on the design, and carries on the examination computation to it.This design utilizes the knowledge through the synthesis which four years institute studies, not only has consolidated the knowledge which studies, moreover expanded individual aspect of knowledge, strengthened own to analyze the question with to solve the question ability, has built the solid foundation for the next study and the work.Key word: Emulsified liquid pump; Crank; transmission installment; Examination;Spare part本科毕业设计（论文）前言毕业设计是对学生在毕业之前所进行的一次综合设计能力的训练，是为社会培养合格的工程技术人员最后而有及其重要的一个教学环节。通过毕业设计可以进一步的培养和锻炼我们的分析问题能力和解决问题的能力，这对我们今后走向工作岗位有很大的帮助。我们这次设计是一个专题性的设计，涉及内容广泛，不仅要用到我们四年中所学的知识,还要我们自己去寻找查阅资料,学习新的知识。这次设计的重点在乳化液泵零部件的设计和曲轴强度和刚度的校核。我个人的设计首先是乳化液泵的整体设计,然后是曲轴的设计和校核,接下来是连杆、滑块等的设计和校核。这次设计我们进行如下安排：（1）. 1 3 周 查阅相关资料,了解设备的工作机理及加工技术。（2）. 4 6 周 进行有关的毕业实习,搜集相关设计材料。（3）. 7 8 周 分析设备的工作原理,最终确定设计方案。（4）. 912 周 设备整体设计,关键部件的设计。（5）. 1314 周 绘制零件图,绘制整机装配图。（6）. 1516 周 编写说明书并按要求打印。（7）. 17 周 审核（8）. 18 周 答辩这次设计任务集中于乳化液泵的总装配图、曲轴的零件图和连杆的零件图。这次设计我们将本着 ：独立分析、相互探讨、仔细推敲，充分吃透整体设计的整体过程，在这次设计反映出我们的真实水平。作为一名未来的工程技术人员，应当从现在开始做起，学好知识，并不断的丰富自己的专业知识和实际操作能力。在指导老师的精心指导下，较为圆满的完成了这次设计工作，由于学识和经验的不足，其中肯定会出现很多问题，不足之处恳请各位老师加以批评和指导。本科毕业设计（论文）第一章 乳化液泵的设计一 概 述综合工作面乳化液泵站一般配备两台乳化液泵和一个乳化液箱。两台泵可并联运行，也可一台工作，另一台备用。乳化液泵是往复式柱塞泵。往复式属于容积式泵，亦即它也是借助工作腔里的容积周期性变化来达到输送液体的目的；原动机的机械能经泵直接转化为输送液体的压力能，泵的流量只取决于工作腔的容积变化值及其在单位时间内的变化次数（频率） ，而（在理论上）与排出压力无关。往复泵是借助于柱塞在液压缸工作腔内的往复运动来使工作腔容积产生周期性变化的；在结构上，往复泵的工作腔是借助于密封装置于外界隔开，通过泵阀（吸入阀和排出阀）与管路沟通或闭合。往复泵性能和参数及总体结构特点是：瞬时流量是脉动的，平均流量（即泵的流量）是恒定的；泵的压力取决于管路特性，几乎不受介质的物理性能或化学性能限制；有良好的自吸性能。二 乳化液泵的总体设计（一） 乳化液泵泵型及总体结构形式的选择1、根据设计要求在通常情况下，泵的总体设计应遵循下述基本原则：.有足够长的使用寿命（指大修期应长）和足够的运转可靠性（指被迫停车次数应少） ；.有较高的运转经济性（效率高，消耗少） ；.尽可能采用新结构，新材料，新技术；.尽可能提高产品的“三化” （系列化、标准化、通用化）程度；.制造工艺性能好；使用、维护、维修方便；.外形尺寸和重量尽可能小。2、本次设计泵型为 属于机动泵，即采用独立的旋转原动机（电动机）驱6PRB动的泵。因采用电动机驱动又叫电动泵。电动泵的特点是：.瞬时流量脉动而平均流量（泵的流量）Q 只取决于泵的主要结构参数n（每分钟往复次数） 、S（柱塞行程） 、D（柱塞直径）而与泵的排出压力几乎无关，当 n、S、D 为定值时，泵的流量是基本恒定的；.泵的排出压力 P 是一个独立参数，不是泵的固有特性，它只取决于派2出管路的特性而与泵的结构参数和原动机功率无关；.机动泵都需要有一个把原旋转运动转化为柱塞往复运动的传动端，故一般讲，结构较复杂，运动零部件数量较多，造价也较昂贵；本科毕业设计（论文）.实现流量调节时，必须采用相应措施，或改变 n、S、D 或采用旁路放空办法来实现；.结构变形较容易。3.在液力端往复运动副上，运动件上无密封件的叫柱塞。乳化液泵称为柱塞泵。柱塞泵的柱塞形状简单，且柱塞密封（填料箱）6PRB结构容易变形，因此：.柱塞直径可制的很小，但不宜过大。目前柱塞泵直径范围大多在3150mm，个别的达 200mm。直径过小会加大加工工艺上的问题；直径过大，因柱塞自重过大，造成密封的偏磨。影响密封的使用寿命。.由于结构上的原因，柱塞泵大多制成单作用泵，几乎不制成双作用泵。.因柱塞密封（填料箱）在结构上易于变形，在材料选择上也比较灵活。故柱塞泵适用的排出压力范围较广泛。且宜制成高压泵。4. 乳化液泵柱塞中心线为水平放置的泵，又称卧式泵。6PRB卧式泵的共同特点是：便于操作者观察泵的运转情况，拆装，使用，维修；机组高度方向尺寸小时，不需要很高的厂房，但长宽方向尺寸较大时，占地面积则较大；.因为柱塞做往复运动时，密封件在工作时须受柱塞自重，容易产生偏磨，尤其当柱塞较重时，悬颈很长时，这种现象将更为严重。5.联数，缸数和作用数每一根柱塞以及该柱塞连接在一起的连杆等称为组合体，叫一联。一般将，该泵有几根柱塞就称几联泵。 乳化液泵有三根柱塞；因此又可称为三联6PRB泵。只有当 Z 联泵的柱塞间相位差不同各柱塞的直径也不同，并且各联的排口连接在一起来经同一排出集合管排出时，才可同时称为 Z 联缸，否则只称 Z 联泵。因此 乳化液泵又称三缸泵。6PRB柱塞每往复运动一次对介质吸入和排出的次数，叫做作用数。由 型6PRB乳化液泵柱塞每往复运动依次，介质被吸入，排出各一次，因此又称单作用泵。联数是指相对泵的总体结构形式而言，缸数是指相对液力端排出流量脉动特性而言，作用数是相对柱塞在每一次往复运动中对介质的作用数而言的。（二） 液力端结构形式的选择1.在往复泵上把柱塞从脱开一直到泵的进口，出口法兰处的部件，称为液力端。本科毕业设计（论文）液力端是介质过流部分，通常由液缸体，柱塞机器密封，吸入阀和排出阀组件，缸盖和阀箱盖以及吸入和排出集合管等组成。2.在选择液力端结构形式时，应遵循下述基本原则：.过流性能好，水力损失小，为此液流通道应要求端而直，尽量避免拐弯和急剧的断面变化；.液流通道应该利于气体排出，不允许死区存在，造成气体滞留。通常，吸入阀应置于液缸体下部，排出阀应置于液缸体顶部；.吸入阀和排出阀一般应垂直布置，以利于阀板正常起动和密封，特别情况下也可以倾斜或水平布置；.余隙容积应尽可能的小，尤其是在对高压短行程泵后当泵输送含气量大，易发挥介质时，更要求减小余隙容积；.易损件，更换方便；.制造工艺性好。3. 为卧式三联单作用泵液力端6PRB由于 液力端的每一个缸里吸，排阀中心线均为同一轴线。称为直通式液力端。这种泵液力端的特点是：过流性能好余隙容积小，结构紧凑，尺寸小。通常是吸入阀安装不方便。直通式液力端按液缸体的结构特点又可分为四通体和三通体两种。乳化液泵采用四通体通式液力端，柱塞可以从液缸前盖处拆装比较方便。6PRB但是在液缸体内部存在十字交孔，两垂直孔相交处应力集中较大，常因此而导致液缸体疲劳开裂，特别是当输送强腐蚀性介质时，更容易引起开裂。乳化液泵代用下导向锥形四通体式液力端。阀板上装有橡胶或聚酯密6封圈以减轻关闭冲击。导翼采用冲压件以减轻重量。为使阀板关闭时不产生偏斜，采用偏置流道。阀座采用大直径螺纹压盖压紧，便于拆装，但阀箱体尺寸更大一些。液缸前段可以伸进较长的螺堵，这样既可增加缸盖刚度，又可减少缸内的余隙容积。同时螺堵中没有放气螺钉，以放尽该腔空气。（三） 传动端结构形式选择1.往复泵上传递动力的部件叫传动端。对机动泵，传动端是指从十字头起一直到曲轴伸出端为止的部件。如果是泵内减速的，则传动端包括减速机构。机动泵的传动端主要由机体，曲轴，连杆，曲柄，十字头及润滑，冷却等辅助设备组成。2.在选择和设计传动端时，通常应遵循下面的基本原则：.传动端所需要的零部件必须满足该泵最大柱塞力下的刚度和强度要求。本科毕业设计（论文）.传动端内各运动副，必须是润滑可靠，满足比压和 PV 允许值，润滑油温升也应限制在设计要求内，必要时应有冷却措施。.在结构和尺寸要求允许的范围内，应力求减少连杆比 （R/1） ，这样不仅能减少十字头处的比压，而且可减少惯性力的影响。从而可改善泵阀的工作条件和吸入性能。.要合理选择液缸中心线的夹角，曲柄间的错角，力求使机械的惯性力和惯性力矩得到平衡，减轻对起初的挠度载荷。.传动端，尤其是立式泵传动端，因考虑重心的稳定性。.拆，装，检修方便，大型泵的传动端还应考虑到传动段的各零部件的起吊方式和措施。.易损件及运动副应工作可靠，寿命长，更换较为方便。.加工，制造工艺性好。3. 乳化液泵采用的是两支点三拐曲柄连杆机构传动端。6PRB这种传动端的曲轴为三拐轴且只有两个支承，分别在前后主轴颈上。这种传动端的特点及机构特点选择注意事项是：.该传动端的曲轴通常为整体铸，锻件，三拐的曲柄间交错为 120 度惯性力和惯性力矩能得到较好的平衡，曲轴加工量较少，支承少，拐间距（或泵的液缸间距）小，泵的总体结构紧凑，尺寸小，重量轻。.两支点三拐曲轴受力情况复杂，一般不能简化为简单的平面力系或简支梁。曲轴在工作时的最大挠度和两主轴颈处偏转角均较大。为此，主轴承常采用转角较大的调心滚子轴承。为了保证曲轴最大活塞力的要能够满足，并保证主轴承能够正常工作，曲轴必须有足够的强度和刚度。故两支点三拐曲轴均比较粗大。此外为使前后主轴处偏转角大体相近，除了使曲轴间错角为 120 度外，还应满足这样的条件，既当第一曲柄转角 时，相应的第二，第三1曲柄转角应为 ，尤其是当曲轴前端（动力输入端）2340,20有附加载荷时，更应如此。.连杆大头采用剖分式，否则无法装配。为此连杆大头轴承多采用剖分式薄壁轴瓦，大头与连杆采用连杆螺栓连接，技术要求高，加工量也较大。.由于曲轴为整体铸，锻件（毛坯）再经车削加工面而成，故曲轴半径不易过大，亦即这种传动端组成的三联泵，柱塞行程不宜过大。XRB B 乳化液泵的传动端机体为整体式，刚性好，在机体上方和前后方各2开一个孔供拆，装检修用。（四） 型乳化液泵结构参数的选择与确定6PR由于已知主要结构参数，因此可以计算出它的其他参数。主要技术参数如下：本科毕业设计（论文）额定工作压力：P=32MPa额定流量：Q=125L/min泵主轴的转速：n=611L/min柱塞直径：=40mm柱塞行程：S=70mm电机功率：(KW) 90由以上已知数可计算出以下参数：泵的理论流量： 220.47613.5/mintDSnZQL容积效率： 5.8.vt活塞的平均速度： 26170.42/0mnsVs路径比： 7.54SD原动机的选择：1.泵的有效功率 3215/min6.35616ePQMaLNKW由已知泵的2.原动机功率为 90KW泵的效率： 5.30.79ed（五）.原动机的选择原则：1.原动机必须满足要求的功率；2.选择原动机时应注意转差率；3.因注意原动机的起动力矩和起动电流；4.要注意输送介质和操作环境的易燃，易爆性；5.原动机外形尺寸与原动机搭配合适，机组外形美观，便于安装和检修。因电机功率为 90KW，且本乳化液泵多用于井下，为保安全，故选择 Y180M-4型防爆电机,转速 1480r/min。三 齿轮和齿轮轴的设计及较核（一）.一级变速的计算及校核齿轮传动的失效形式主要是齿的折断和齿面的损坏。齿面的破坏又分为齿面本科毕业设计（论文）的点蚀，胶合，磨损，塑性变形等。由于乳化液泵的齿轮封闭带箱体中，并得到良好的润滑，因此属于封闭传动。在封闭齿轮传动中，齿轮的失效形式主要是齿面点蚀，齿面胶合，齿轮折断。齿轮齿面胶合强度的计算是以限定接触处的瞬时温度的温升，保证润滑不失效为计算准则，目前只在气轮机，船舶等高速，重载传动中试用，尚有待进一步的验证和完善。故对一般的闭式齿轮传动目前只以保证齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳极限强度为计算准则。为防止过载折断和轮齿塑性变形，还要进行短期过载的静强度计算。接触疲劳强度计算应以节点为计算依据 ，因此节点处的综合曲率半径值不是最小值，但该处一般只有一对齿啮合，而且在节点方向附近的齿根往往先发生点蚀。齿根弯曲疲劳强度计算是以受拉力为计算依据，因为当齿轮长期工作后，在受拉力和压力将先后产生疲劳裂纹，裂纹发展、速度前者较慢，后者较快，故轮齿疲劳折断通常是从受拉力开始发生。为了对轮齿的弯曲疲劳强度进行理论分析和计算 ，必须先确定齿根危险截面的位置。确定齿根危险部分的剖面的方法有很多，其中以 30 度直线与齿根圆角曲线相切，连接两切点的剖面即为齿根的危险剖面。下面就是对乳化液泵齿轮进行强度较核。因传动力矩较大，批量较小，故小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度 241-286HB，平均取为 260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229-286HB，平均取为 240HB。（二）.齿面接触疲劳强度计算 1.初 步 计 算转 矩 =580743N.mm1T661909.50.5148PN1T齿 宽 系 数 由 机 械 设 计 表 3-6 取 =1.2 dd=0.85d接 触 疲 劳 强 度 极 限 由 机 械 设 计 图 3-16(b)=710MPalimH=590MPa2li查 机 械 设 计 图 3-18， 表 3-4初 选 接 触 强 度 计 算 寿 命 系 数 ， 最 小 安 全 系 数 为NZsinHS， 12.0NZmin1in2.1HS本科毕业设计（论文）初步计算接触许用应力 H=1Hmin170.645NZMPaSin22m91.3H因电机驱动工作机载荷平稳，查机械设计表 3-1 得使 用 系 数 由 机 械 设 计 表 3-1 =1.35AKAK动 载 系 数 =1.15v vK齿向载荷分布系数 齿间载荷分配系数 .则 1.2.15972AvK查 机 械 设 计 图 3-11， 表 3-2 得， 取 2.5,89HEZMPa0.Z传 动 比 1240.6ni初步计算小齿轮直径 d 1取231 98HEPdZKTidm 10dm初 步 计 算 齿 宽 b 1.1022.校 核 计 算圆 周 速 度 v14866dnv7.5/vs精 度 等 级 由 机 械 设 计 表 3-5 选 7 级 精 度 初 选 齿 数 10z2.4i本科毕业设计（论文）103.dmz由 机 械 设 计 表 3-7， 取 44m1/0/25Zd125Z=612.61zi总工作时间 48th应 力 循 环 次 数 81604804.2610Nnat82.1.72i接 触 寿 命 系 数 由 机 械 设 计 图 3-18 得NZ， 12.5NZ许 用 接 触 应 力 Hlim11n70.HS1645.HMPalim22n90.HNS261.4Ha验 算 12HEKTiZbd2.5978043.1189.50.1=611.7 616.4MPaa计 算 结 果 表 明 ， 接 触 疲 劳 强 度 较 为 合 适 ， 齿 轮 尺 寸 无 需 调 整 ， 否 则 调 整 后本科毕业设计（论文）还 应 再 进 行 验 算 。 3.确 定 传 动 主 要 尺 寸 实 际 分 度 圆 直 径 d 114250mzm10dm2624基圆直径1cosbdz 19bd2 230m（国家标准中规定分度圆压力角 的标准值 ）齿顶高 *ahm4ah齿根高 fC5fm（正常齿标准 ）*1,0.25a齿顶圆直径 1dh108ad2aa25m齿跟圆直径 1ff19f2ffdh234fd中 心 距 a12456mz17am齿 宽 b1.01dm125b04.齿 根 弯 曲 疲 劳 强 度 验 算齿形系数 由 机 械 设 计 图 3-14 FaY 12.67FaY本科毕业设计（论文）应力修正系数 由 机 械 设 计 图 3-15 SaY 1.58SaY274弯曲疲劳极限 由 机 械 设 计 图 3-17 得 limFlim185FMPali2弯曲最小安全系数 由 机 械 设 计 表 3-4 minFSin1min2.5FS应 力 循 环 次 数 LN60LVht48814.260LN821/.260/.Li82.7L弯 曲 寿 命 系 数 由 机 械 设 计 图 3-19 NY12.0NY试 验 齿 轮 的 应 力 修 正 系 数 ， 按 国 家 标 准 取ST 2.0STY许 用 弯 曲 应 力 Flim11n2851.380NSTPFYMPali22mn.STFPF验 算 111FaSKYbd本科毕业设计（论文）21.65807432.61580.7.FPMa1212SaFFY.674435820.FPM传 动 无 严 重 过 载 ， 故 不 作 静 强 度 校 核 。（三）.轴的结构设计由于齿轮分度圆直径小于 1.8 倍的轴径时，可将齿轮与轴做成一体，采用齿轮轴结构。1.选择轴的材料选择轴材料为 40Cr，经调质处理，其机械性能查机械设计表 6-1 得抗拉强度 750bMPa屈服极限 s弯曲持久极限 13剪切持久极限 20Pa轴的许用弯曲应力查机械设计表 6-4 得 175bMa2.初步计算轴径查机械设计表 6-3 C=10533min901541.28PdCm考虑到轴端装联轴器需开键槽，将其轴径增加 4%-5%，故取轴的直径45mm.由机械零件设计手册表 12-2，取工作情况系数 2.3k则计算转矩 902.39502.351648cPTKNmn:本科毕业设计（论文）联轴器的选择 ：根据 和mindcT查机械设计实践表 16-8 取 HL5 弹性柱销联轴器 5017ZCJB公称转矩 2000 ；/.nN许用转速 3550 ； i136cnT由于选取联轴器的内径为 50，故取最小轴径为 50。轴承的选择：查机械设计实践表 14-2选用深沟球轴承 6012 则 轴承各项系数为60,95,18,.,8,83.5saaasrdmDBmdmrCKN键的选择：查机械设计实践表 18-1选用 ，长 100 普通平键。160要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的拆装顺序和固定方式。由于轴为齿轮轴，齿轮的左端，右端有轴肩，轴承。这样齿轮轴的机构就确定了。轴承对称地安装与齿轮轴的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合和轴承盖固定。由机械传动设计手册图 7-1-7，表 7-1-16 得具体尺寸如图 1.a所示。3.轴的较核计 算 齿 轮 受 力直 齿 轮 螺 旋 角 0齿 轮 直 径 小 轮 1dm小 齿 轮 受 力转矩 66909.510.5148PTn580743TN圆 周 力 12873tFd 16tF径 向 力 0tan65tan2coscosr427rN轴向力 t1tFN0F本科毕业设计（论文）画 齿 轮 轴 受 力 图 见图 1.b计 算 支 反 力水 平 面 反 力 /2165/807.5HABtRFN垂 直 面 反 力 1Vrld1/Brl24723.5VArRFN水 平 面 受 力 图 见图 1.c)(xy垂 直 面 受 力 图 见图 1.dz画 轴 弯 矩 图水 平 面 弯 矩 图 见 图 1.e 图xyM垂 直 面 弯 矩 图 见 图 1.f 图z合 成 弯 矩 图 见 图 1.g 合 成 弯 矩 2xzyM画 轴 转 矩 图轴 受 转 矩 580743TNm转 矩 图 见 图 1.h 许 用 应 力许 用 应 力 值 由 机 械 设 计 表 6-4， 查 得0bMPa18应 力 校 正 系 数 0.570.64b0.6画 当 量 弯 矩 图当 量 转 矩 见 图 1.h .683MT3485TNm当 量 弯 矩 在 小 齿 轮 中 间 截 面 处2247:校 核 轴 径本科毕业设计（论文）齿 根 圆 直 径 *12fadhcm0.5490fdm轴 径 33180.0.bMd35.2 331647.8b4.970dm本科毕业设计（论文）ABFrtFQTtHAHvaFrVBMHV19385 Nm6cdefbaTMca074385 Nmgh图 1四 连杆尺寸的初步确定本科毕业设计（论文）（一）连杆各部分的尺寸：查机械设计大典曲轴轴拐的直径 (0.54.72)0.54.721.dPps:.3.=108.24.m取 142dm查中国机械设计大典表 25.4-4，取连杆大头轴瓦外径 壁厚25LD4.0T连杆各部分尺寸的确定，查内燃机设计表 6-1，如图 2；连杆大头直径 21Lm连杆大头外径 /0.68.7:08Dm连杆座螺钉厚度 3245HD372H连杆体螺钉厚度 4/.4连杆小头厚度 1091Bd:180Bm连杆大头厚度 2/.67D26连杆小头外径 1351D连杆小头衬套内径 /0.8d80dm查机械设计大典取小头衬套外径 92,9Lxb宽 度连杆小头直径 1D12D连杆两螺栓中心距 2/.3C:0Cm连杆座螺钉平均直径 0.14md7d连杆体平均直径 /.HDmH本科毕业设计（论文）连杆体厚度 /1.48mHB45Bm连杆长度 7029,0.122.rSl （二）连杆质量的确定：由以上尺寸可得，连杆小头体积 2222111 108803.43.4DdVB5313.06m连杆大头体积 22 222 0814.143.86DVB6321.590m螺钉体积 2 2334273.144dVHB531.60m连杆体的体积 253479.10VFl m连杆的总体积 631234.V连杆材料选用 45 钢，其密度为 7.5/gc连杆的质量 19mk本科毕业设计（论文）图 2五 曲轴的设计与校核在往复泵中，曲轴是把原动机的旋转运动转化为柱塞往复运动的重要部件之一。工作时，它将承受周期性的交变载荷，产生交变的扭转应力和弯曲应力，因此也是曲轴连杆机构中最重要的受力部件。（一）.曲轴的结构设计1. 型乳化液泵的曲轴是两支承三曲拐曲轴。6PRB因其支承少，使曲轴和机体的加工量减少，传动端装配也简单；相反地，因曲柄错角为 120 度的三拐二支承曲轴不能简化为平面曲轴，故受力状况复杂，刚度和强度较差，在同等条件下就显得粗笨。2.曲轴各部件名称.轴端 轴中心线与曲轴旋转中心同心的轴向端部叫轴端。轴的外伸端叫前端。因前端一般均与原动机或泵外减速机相连，并做为总体扭矩的输入端，故前端也叫输入端。相对的另一端叫后端，也叫尾端。.轴颈 包括主轴轴颈，曲柄颈。主轴颈系指轴端上安装主轴承（滚动轴承）或曲轴支承在机体主轴承上的部件。曲柄颈是指曲柄上与连杆大头连接的部件（也叫连杆轴颈） ，他与主轴颈不同心。本科毕业设计（论文）.曲拐，曲柄，曲柄半径 曲轴上连接主轴颈和曲柄颈或两相邻曲柄销的部位，叫曲柄。前者又称为短颈，后者又称为长颈。曲柄和曲柄颈的组合体称为曲拐。靠近主轴颈的曲拐较短，又叫短拐；连接两曲柄颈的较长的，叫长拐。由主轴颈中心到任意曲柄颈中心的距离称为曲柄半径。3.曲拐布置或曲柄错角选定曲轴的拐数和曲柄错角主要取决于泵的形式，联数和作用数的选择。曲柄错角选择还应该考虑到有利于流量不均匀（性）度，惯性力和惯性力矩的平衡并有利于两主轴颈处挠曲变形相接近。因此对于三联单作用泵，不仅取错角为 120 度，而且若以靠近曲轴输入端为第一曲柄，并以它为基准顺旋转方向计算时，第二曲柄和第一曲柄间错角取 240 度，第三曲柄与第一曲柄将错角取 120 度。这样才有利于主轴颈处的变形相近，特别是轴前端主轴颈外伸部位有附加力矩时，更是如此。4.曲轴支承和轴承的选择三拐曲轴大多为两支承的，支承处安装主轴承。二支承三拐曲轴的刚度较差，主轴承处的主轴颈变形，倾角较大，故主轴承多采用允许倾角较大的调心滚子轴承。主轴轴承型号 。2306/CAW5.轴颈由于制造工艺的原因，短在曲轴的轴颈一般均制成实心圆柱体。 乳化6PRB液泵曲轴即采用这种实心圆柱体形式，因此是锻件。6.曲柄往复泵曲轴常采用的曲柄外形有椭圆形，圆形和矩形三种形式。其中乳化液泵采用圆形，其特点是：结构简单，有利于曲轴平衡；6125/30PRB加工方便；但材料利用率次于椭圆形曲柄。成形方法：一般为锻造成形，也有用棒料车削而成的。这种曲轴外形适用于小批量生产各种类型泵，特别是多支承曲轴圆形曲柄可兼作中间支承颈。曲柄设计原则总是尽肯能的将曲柄不 影响强度的多余金属去掉，以减少曲柄重量，减少旋转惯性质量。7.过渡圆角当泵工作时，轴颈与曲柄颈连接处最容易形成应力集中，而导致曲轴早期破坏，因此在此处采用圆滑过渡的圆角以提高曲轴的疲劳强度。过渡圆角常见形式有单圆弧过渡圆角和双圆弧圆角、内凹过渡圆角。乳化液泵采用最常见的是过渡圆角，我设计采用单圆弧过渡。6125/30PRB这种过渡圆角的特点是：可减少轴颈与曲轴相连处的应力集中，疲劳强度较高，并便于轴颈和圆角部分的加工。其中 r=(0.05-0.1)D 式中 D 为曲柄颈直径。r1t1,t1 由具体结构决定，但不应小于 2mm。圆角面光洁度 0.8。过渡圆角设计是应注意： 圆角半径越大，应力集中就越小，曲轴疲劳强度就越高；但轴颈有有效工作长度变短且圆角制造质量也难保证，因此应合理选取。本科毕业设计（论文） 轴颈圆柱面和过渡圆角表面应为一次磨成，保证衔接处过渡平滑。对重要曲轴、圆角表面应施以滚压，以提高疲劳强度的范围。 同一曲轴上的圆角，包括轴颈突然变化处的圆角 r1 应尽量取同一圆角半径，以利于加工。8.轴端轴前端一般与皮带轮、齿轮、联轴器等连接，连接必须可靠。轴端见形式是：前端多为圆柱体或圆锥体，后端多为圆柱体。圆柱轴端加工方便，但拆卸较困难。圆柱面配合一般为 H7/K6、H7/js6，光洁度 0.8。轴端有中心孔，一般取 GB145-1985 选取 60 度中心孔。9.曲轴结构设计的基本原则 曲轴各部件的尺寸和形状应在保证强度和刚度的条件下确定，不影响强度和刚度的部件只要是制造工艺允许并易于实现的就应当去掉，以便于减轻重量。另外工作表面尺寸应考虑到相关文件（轴承内孔等）尺寸和尺寸数列的标准化，最后进行圆整；曲柄、曲轴颈尺寸和形状、曲柄半径、曲柄间错角以及曲柄颈轴间距应均等，两主轴颈间距也尽可能小，并尽量使主轴间距小的同时尽可能（减小）对曲轴几何中心的不对称，以利于泵运转是惯性力矩的平衡。 曲轴各工作表面过渡圆角在条件允许下应力要求做好表面硬化处理并有足够的尺寸精度和表面光洁度以减少应力集中，提高各工作表面耐 磨性和疲劳强度。曲轴各部件形状尺寸选择还应考虑到制造和拆装维修方便。如下 图。图 3本科毕业设计（论文）由于 型乳化泵为低速泵，曲轴材料选用 45 钢 6PRB;6.1,3.6bsMPaa10.确定各轴段的尺寸曲轴曲拐的直径查中国机械设计大典 表 21.1-21.8取(0.46.)(0.4.).2409dP:127dm19d .57b 5b48h 20h0.1rd 1rm曲轴个轴段直径的确定由 d 得轴段 L 的直径最小 ，轴段 K、A 上分别安装调心滚子轴承，127dm所以其直径必须满足轴承内径的标准，由中国机械设计大典表 24.4.6 选用调心滚子轴承，其 ，故取轴段2306/CAW30,2,52DBK、A 直径 ，轴段 J、B 为轴肩，所以 ，轴段130Kd 10JdmI、C、E、G 为轴柄 ，轴段 D、F、H 为轴拐的直径，它7ICEGdm与连杆大头连接，其直径应当有连杆大头内径来定，所以确定其内径。142DFHdm曲轴各轴段长度的确定轴段 L 安装大齿轮，所以其长度为 125mm,轴段 A、K 安装调心滚子轴承，故取该轴段长度为 52mm，所以 ；为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，52AKLm齿轮端面与箱体内壁间就留有一定间距，取间距为 10mm，为保证轴承安装在想体轴承座孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为 2mm，所以轴段 B、J 长度为 12mm；轴段 C、I 为曲轴中的短臂，根据计算出的 b 值确定其长度为 75mm；为了防止连杆与曲轴端面不相碰，连杆径与曲柄之间应当留有一定的间隙，取间隙为 2mm；轴段 D、F、H 为连杆径，它与连杆大头连接，所以其长度应当由连杆大头的厚度来定，取其长度为 86mm；轴段 E、G 为曲轴的长臂，根据 b值取该段的长度为 80mm. 如下图本科毕业设计（论文）ABCDEFGHIJKLI（二）.曲轴的受力分析及其校核曲轴的受力十分复杂。除了作用在曲轴上的重力是恒定不变的，其他如连杆力、惯性力、原动机驱动扭矩和支座外力间的纵向、横向、扭转振动惯性矩都将随着转动角的变化而变化。此外，曲轴还要受到支座变形、加工不同轴度、使用中因轴径磨损等原因造成的附加载荷。要想把曲轴所有受立情况考虑进去，是很难做到的。在实际分析、计算时，常常是忽略那些次要的因素，抓住主要因素予以考虑。为此，在分析、计算曲轴受力，通常做下列假设：1.把多支承曲轴看作是以住轴承中点分开的分段的简支梁并把曲轴视为绝对刚性系统；2.把主轴颈中点既看成是支承点，又看成是集中支承力的作用点；3.连杆力和旋转惯性力，看作是集中力并作用在曲轴颈中点；4.略去除作用在轴颈上的其它各连联间作用力的影响，也略去因加工精度，装配质量以及因使用后磨损、热变形等造成的附加载荷。除此之外，当柱塞力很大时，在计算是也可以略去重力和摩擦力。根据以上假设对 PRB6曲轴进行受力分析与计算，它的主要参数如下：最大设计流量： 1.250/mintQL最大设计排压： 38.4tPMPa曲轴转速： 6/inr柱塞行程： 70S十字头质量： 5smkg连杆质量： 19柱塞质量： 2.hk1.曲轴受力分析在上述假设条件下，作用在两支承点三拐曲轴上的力有：作用在曲柄颈中点的集中力（切向力 和径向力 和旋转惯性力 ） ；作用在主轴上的支承反iTCiRhI本科毕业设计（论文）力 、 ；作用在输入主轴颈上的总扭矩 M。ANB2.曲轴外力的计算坐标系的选择：在两主轴颈支承力作用点处选取固定坐标系 X-Y-Z；X 轴前后轴向前端（A 点）为正方向。Y 轴垂直向上，按右手法则确定曲轴前后两端以外的坐标，将随曲轴旋转而转动，X 轴将始终处于任一曲拐作用的平面内，并沿曲柄中心线从前端顺次移动，Y 轴将和 X 轴一样，始终处在任一曲拐所在平面内，并按右手法则与 X 轴垂直，Z 轴自然应始终垂直于各曲拐所在的平面并与