机械毕业设计（论文）-2X-70旋片式真空泵设计（全套图纸）.pdf

1 分 类 号 密 级 宁波大红鹰学院 毕业设计(论文) 2x- 70 旋片式真空泵设计 所 在 学 院 专 业 班 级 姓 名 学 号 指 导 老 师 年 月 日 2 诚诚 信信 承承 诺诺 我谨在此承诺：本人所写的毕业设计（论文） 2x- 70 旋片式真 空泵设计均系本人独立完成，没有抄袭行为，凡涉及其他作者的观 点和材料，均作了注释，若有不实，后果由本人承担。 承诺人（签名） ：承诺人（签名） ： 年年 月月 日日 i 摘 要 液压泵作为液压系统的动力装置，越来越受到人们的关注，因为它的性能的 好坏直接影响整个液压系统的工作可靠性。被广泛应用于冶金、矿山、锻压、注 塑、船舶、重型等机械设备中。但在实际生产中还不能解决很好地流量脉动、刚 性和柔性冲击等问题。平衡式径向柱塞泵的设计可以很好地解决流量脉动、刚性 和柔性冲击等问题。 通过设计使此泵在结构功能上能够适应现代化生产高要求的 2x-70 旋片式真空泵。 真空泵利用机械、物理、化学、物理化学等方法对容器进行抽气，以获得和 维持真空的装置。真空泵和其他设备（如真空容器、真空阀、真空测量仪表、连 接管路等）组成真空系统，广泛应用于电子、冶金、化工、食品、机械、医药、 航天等部门。 本设计是根据给定设计参数完成 2x-70 旋片式真空泵结构设计，主要包括带 轮、 泵的结构设计。 确定出几何参数， 绘制并检查投影图， 采对泵进行结构设计， 绘制了装配图和部分零件图，并对轴进行了强度校核计算。 关键词：真空泵，2x-70 旋片式，结构设计 ii abstract the hydraulic pump as the power device of hydraulic system, more and more attention, because of its working reliability will directly influence the performance of the whole hydraulic system. widely used in metallurgy, mining, forging, injection molding, shipbuilding, heavy machinery and other equipment. but in actual production is not properly resolve the flow pulsation, rigid and flexible impact problems. better solve the problem of flow pulsation, rigid and flexible impact design balanced radial piston pump can. through the design of the pump 2x- 70 rotary vane vacuum pump can meet the high requirements of the modernized industry structure function. vacuum pump with mechanical, physical, chemical, physical and chemical method for pumping the container, in order to obtain and maintain a vacuum device. vacuum pumps and other equipment (such as a vacuum container, vacuum valve, vacuum measuring instruments, the connection pipelines) consists of vacuum system, widely used in electronics, metallurgy, chemical industry, food, machinery, pharmaceuticals, aerospace and other departments. the design is based on the 2x- 70 rotary vane vacuum pump structure design to complete a given design parameters, including the structure design of belt wheel, pump. to determine the geometric parameters, and check the projection mapping, mining design the structure of the pump, drawing the assembly drawing and parts drawing, and for the strength calculation. iii keywords: 2x- 70 rotary vane vacuum pump, design, structure iv 目 录 摘摘 要要 i abstract . ii 绪绪 论论 1 1.1 2x 旋片式真空泵简介 . 1 1.2 适用范围 2 1.3 特点及不适用范围 2 1.4 品种、规格及其主要性能参数（见表一） 2 1.5 使用环境条件 3 第第 2 章章 结构与工作原理结构与工作原理 . 4 2.1 结构 4 2.2 工作原理 6 第第 3 章章 2x-70 旋片式真空泵的总体设计旋片式真空泵的总体设计 7 3.1 设计参数 7 3.2 电动机的选择 7 3.3 总体传动结构设计 8 第第 4 章章 2x-70 旋片式真空泵主要零部件的设计旋片式真空泵主要零部件的设计 . 9 4.1 带传动设计 9 4.2 选择带型 9 4.3 确定带轮的基准直径并验证带速 . 10 4.4 确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 . 11 4.5 确定带的根数z 12 4.6 确定带轮的结构和尺寸 . 12 4.7 带轮结构设计 . 12 4.8 确定带的张紧装置 . 15 4.9 计算压轴力 . 15 4.10 转子体设计计算 15 4.11 轴的结构设计计算 19 4.11.1 按扭转强度条件计算 . 22 4.11.2 按刚度条件计算. 23 4.11.3 精确校核轴的疲劳强度 . 23 4.12 轴承选取设计计算 26 4.12.1 轴承的设计参数 . 26 4.12.2 轴承的当量动载荷计算 . 26 4.13 键的选择、键的校核 27 第第 5 章章 2x-70 旋片式真空泵真空泵的保养与维护旋片式真空泵真空泵的保养与维护 . 29 5.1 真空泵的保养 . 29 5.2 真空泵防止过载的方法 . 30 5.3 常见故障及消除方法 . 31 v 总总 结结 33 参考文献参考文献 . 34 谢谢 辞辞 35 1 1 绪 论 1.1 2x 旋片式真空泵简介 2x 双级旋片真空泵系 双级油封机械真空泵， 它是用于对密封容器抽除气体 获得真空的基本设备。其工作原理与一般空积式泵相同，它是由一个与传动轴同 芯安装而在泵体内处于偏心位置 的转子组成，转子上有二个径向滑动叶片。当 转子旋转的时候， 这二个叶片一方面受离心力的作用， 另一方面受着弹簧的作用， 使它能紧密地保持与泵体内壁相断压 缩排出气体，从而达到抽气的目地，这种 操作每转重复二次。 旋片真空泵主要由泵体（静子）和转子组成。在转子槽中装有两块以上的旋 片，有些泵旋片间还装有弹簧。转子偏心地装在泵腔内，其外缘与泵腔顶部表面 的间隙为 23 微米。转子旋转时，在离心力等作用下,旋片沿槽作往复滑动并与 泵腔内壁始终保持接触,将泵腔分成两个或几个可变容积的工作室。转子顺时针 方向旋转 时,与吸气口相通的吸气腔容积由零逐渐增大,腔内气体压力降低， 被抽 气体便从吸气口源源不断地吸入。同时,与排气口相通的排气腔容积由大变小， 吸入腔内的 气体被压缩，待气体压力高于大气压力时，推开排气阀排出大气。 转子连续转动，泵便不断抽气。 工作原理 旋片泵的工作原理：旋片泵主要由定子、转子、旋片、定盖、弹簧等零件组 成。 其结构是利用偏心地装在定子腔内的转子（转子的外圆与定子的内表面相切 两者之间的间隙非常小） 和转子槽内滑动的借助弹簧张力和离心力紧贴在定子内 壁的两块旋片，当转子旋转时，始终沿定子的内壁滑动。 两个旋片把转子、定子内腔和定盖所围成的月牙型空间分隔成 a、b、c 三 个部分， 当转子按图示方向旋转时， 与吸气口相 通的空间 a 的容积不断地增大， a 空间的压强不断的降低，当 a 空间内的压强低于被抽容器内的压强，根据气 体压强平衡的原理，被抽的气体不断地被抽进吸气腔 a，此时正处于吸气过程。 b 腔的空间的容积正逐渐减小，压力不断地增大，此时正处于压缩过程。而与排 气口相通的空间 c 的容积进一步地减小，c 空间的压强进 一步的升高，当气体 的压强大于排气压强时，被压缩的气体推开排气阀，被抽的气体不断地穿过油箱 2 2 内的油层而排至大气中，在泵的连续运转过程中，不断地进行着 吸气、压缩、 排气过程，从而达到连续抽气的目的。 排气阀浸在油里以防止大气流入泵中，油通过泵体上的间隙、油孔及排气阀 进入泵腔，使泵腔内所有运动的表面被油覆盖，形成了吸气腔与排气腔的密封， 同时油还充满了一切有害空间，以消除它们对极限真空的影响。 产品概述 1.2 适用范围 2x 型旋片式真空泵（以下简称真空泵）式用抽除特定密封容器内的气体， 使该容器获得一定真空度的基本设备。 真空泵可接获得 6.010- 2pa 以下的 真空 度，可以作为其它真空设备的前级泵使用，可供冶金、化工、石油、医药、电真 空、原子能、纺织、食品、印染等工业矿企业，大专院校、科技机构生产、教学、 科研之用。 1.3 特点及不适用范围 真空泵使用黑色金属制造，属较精密的 设备。真空泵的主要工作部件浸在 特制的真空泵油中工作。不适用于抽除含氧过高的 、有毒的 、有爆炸性的 、 对真空泵油起化学作用或对黑色金属有腐蚀作用的气体； 也不可作为压缩机和输 送泵使用。 1.4 品种、规格及其主要性能参数（见表一） 表一：表一： 型号 项目 2x-4 2x-8 2x-15 2x-30 2x-70 极限压力 pa 610 -2 抽气速率 l/s 4 8 15 30 70 噪音（声功率级）db 72 75 80 82 86 抽大气不喷油时间 min 3 温升 40 配用 电动机 功率 kw 0.55 1.1 1.5 3 5.5 转速 r/min 1400 1400 1400 1420 1440 配用三角 皮带 型号/长短 mm a/889 a/965 a/1120 b/1400 b/1600 根数 1 1 2 3 4 用油 牌号 1 号真空泵油 数量 l 1.1 1.3 2.5 4.5 8 3 3 泵主轴转速 r/min 525 550 470 430 450 进气口直径 mm 28 34 60 70 90 进气口连接方式 用橡胶管与进气口连接 用法兰与泵体连接 冷却方式 自然冷却 自冷或水冷 水冷 1.4、型号的 组成及其代表意义 例 2 x 30 表示每秒钟的抽气速率（30l/s） 表示旋片式真空泵 表示双级泵 1.5 使用环境条件 环境温度：5- 40； 相对湿度：90%。 4 4 第 2 章 结构与工作原理 2.1 结构 2x 系列的各种真空泵外形和内部结构基本相同。 泵由电机经三角皮带传动 到转子。电动机和泵用螺钉、卡板固定在底盘上。 真空泵由泵体、高转子、底转子、前端板、后端板、高转片、底转片、排 气阀、排气罩、视镜等零件组成（见图一和图二）。 图图 一一 排气 8.放水螺塞 7.放油螺塞 9.水 咀 3.泵 体 4.转 子 5.旋片弹簧 6.旋 片 2.排气阀片 1.阀片挡板 6.旋 片 5.旋片弹簧 4.转 子 3.泵 体 2.排气阀片 1.阀片挡板 2x-30a 2x-70a结构原理图 2x-4a 2x-8 2x-15结构原理图 进气 图图 二二 5 5 12. 13. 14. 18. 17. 16. 14. 12. 11. 15. 13. 10. 8. 6. 5. 3. 2. 1. 7. 8. 19. 20. 21. 22. 20. 23. 25. 26. 27. 14. 13. 14. 13. 7. 28. 24. 31. 30. 32. 33. 34.35. 36. 37. 38. 39. 40. 41. 42. 43. 44. 45. 46. 48. 49. 50. 51. 52. 53. 54. 55. 56. 57. 58. 59. 60. 61. 63. 64. 65. 66. 67. 68. 70. 69. 71. 72. 73. 74. 75.76. 77. 80. 82. 84. 87. 88. 89. 93. 62. 49. 81. 4. 4. 7. 9. 9. 8. 78. 79. 83. 85. 86. 75.76. 77. 78. 79. 89. 90. 91. 92. 27. 29. 47. 51. 在泵体内压入一个中隔板，将泵体分成高真空室和底真空室。各室均配有 排气阀。高真空室排气与底真空室进气相通。高转子前端伸出前端板外；后轴由 中隔板上的轴承支承，而伸入底真空室内，底真空室转子装在后轴上，故高、底 转子均由前轴带动。高、底转子都有对开的槽子，呈“t”形的转片由弹簧支撑 开而装于槽内。真空泵的进气口处有过滤网；排气口处有挡油网。抽气速率较大 的真空泵还配有挡油板。后端上没有掺气阀。泵体下边有放油孔。（见图一） 6 6 2.2 工作原理 真空泵的工作原理如图三所示。 转子 2 与 7 分别与真空室 1 与 6 相切，转子 3 与 7 接箭头方向旋转，带动 转子槽内滑动的旋片 8 旋转，由于弹簧 9 的撑力和旋转离心力的作用，转片外端 紧贴高低真空室的内壁滑动，将转子于高、底真空室所形成的洼形空间从进气嘴 2 到排气阀门 5 和从过气管 4 到排气阀门 10 之间分隔开来，形成二或三个容积， 并呈周期性地大小变化，当在图示位置继续旋转时 a 与 c 容积逐渐增大，被抽 气体沿气嘴进入泵内；同时 b 及 d 容积逐渐减小压力升高，冲开排气阀门 5 和 10、将气体排除真空室外，气体经过油面而排于大气之中，因为排气门时被油淹 没住的，被排除的气体不会返回真空室。当排气压力较高时，高、底真空室均同 时通过排气阀门排气，相当于单级泵工作；当排气压力较底时，全部气体进入底 真空室，再由排气阀门 10 排出，此时二级串联即进入双级泵工作。 当被抽气体中含有较高的蒸汽时， 气体受到压缩而蒸汽的分压力超过此蒸 汽在泵内温度下的饱和压力时，此时蒸汽被压缩成为液体混合在真空泵油内，无 法排出，使泵的性能大大降低。如果掺入适量的空气，使蒸汽在受到压缩时，其 分压力也低于泵温时的饱和压力，此时蒸汽在变成液体前就能被排出泵外。本系 列 2x1 型以上的真空泵均配备有能放入一定量气体的掺气阀。（见图三） 7 7 第 3 章 2x- 70 旋片式真空泵的总体设计 3.1 设计参数 2x- 70 两级旋片泵技术指标： 极限真空（无气镇）：达到 6.7101。 名义抽速：70l/s。 功率：小于 5.5kw。 进气口内径：10mm。 温升：8085。 喷油：泵工作稳定以后，一分钟内没有喷油现象。 噪声：声功率级70db(a)。 寿命：连续运转 500 小时性能不变。 3.2 电动机的选择 真空泵泵腔内无摩擦，可实现无油清洁的抽气过程。泵的润滑部位仅限于轴 承和齿轮，以及动密封处。真空泵没有往复运动不见，故可实现良好的动平衡。 因此，真空泵运转平稳，转速高，尺寸小可获得大的抽速。 故选用 y132m- 4 型异步电动机 根据 y 系列三相异步电动机的技术数据,y 系列三相异步电动机为一般用途 全封闭自扇冷式笼型异步电动机，具有防尘埃、铁屑或其他杂物侵入电动机内部 的特点，b 级绝缘，工业环境温度不超过+40，相对湿度不超过 95%，海拔高 度不超过 1000m，额定电压 380v，频率 50hz。适用于无特殊要求的机械上，如 机床，泵，风机，搅拌机，运输机，农业机械等。 根据以上计算，为满足转速和功率要求，选择 y 系列三相异步电动机型号 为：y100l2- 4,其技术参数见下表 3- 1. 表 3- 1 y132m- 4 型电动机技术数据 电 动 机 型 号 额 定 功 率 /kw 满载转速/rmp 额定转矩/n.m 最大转矩/n.m y132m- 4 5.5 1440 2.2 2.2 8 8 3.3 总体传动结构设计 电动机功率 p=5.5kw,转速 n1=1440r/min,n2=450r/min （1） 总体传动比i： 0 1440 3.2 450 w n i n = 3-3 （2）传动装置的运动和动力参数计算 轴： 0 5.5pkw= 0 1440 / minnr= 3-4 3 0 0 0 5.5 10 9.559.5536.5 1440 p tn m n = 3-5 轴： 10 pp=5.5 0.995.445kw= 3-6 0 1 1440 450 / min 3.2 n nr i = 3-7 3 1 1 1 5.445 10 9.559.55115.6 450 p tn m n = 3-8 （3）故定最小轴径 ()()mmdd38 4 . 30389 . 08 . 00 . 18 . 0= 电机 3-9 所以选取联轴器轴孔mmdd38 1 = 电机 mmdd35 2 = 图 3-3 联轴器示意图 9 9 第 4 章 2x- 70 旋片式真空泵主要零部件的设计 4.1 带传动设计 输出功率 p=5.5kw,转速 n1=1440r/min,n2=450r/min 计算设计功率 pd edad pkp = 表表 4 工作情况系数 a k 工作机 原动机 类 类 一天工作时间/h 10 10 载荷 平稳 液体搅拌机；离心式水泵； 通风机和鼓风机 （7.5kw） ；离心式压缩 机；轻型运输机 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 载荷 变动小 带式运输机（运送砂石、谷 物） ，通风机（ 7.5kw ） ； 发电机；旋转式水泵；金属 切削机床；剪床；压力机； 印刷机；振动筛 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 载荷 变动较 大 螺旋式运输机；斗式上料 机；往复式水泵和压缩机； 锻锤；磨粉机；锯木机和木 工机械；纺织机械 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 载荷 变动很 大 破碎机（旋转式、颚式等） ； 球磨机；棒磨机；起重机； 挖掘机；橡胶辊压机 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 根据 v 带的载荷平稳，两班工作制（16 小时） ，查机械设计p296表表 4， 取 ka1.1。即1.1 5.56.05kw daed pk pkw= 4.2 选择带型 普通 v 带的带型根据传动的设计功率 pd 和小带轮的转速 n1 按机械设计p297 图 1311 选取。 10 10 根据算出的 pd6.05kw 及小带轮转速 n11440r/min ， 查图得： dd=80100 可知应选取 a 型 v 带。 4.3 确定带轮的基准直径并验证带速 初步选择 dd1=132mm ddmin.=75 mm（dd1根据 p295表 13-4 查得） 表表 3 v 带带轮最小基准直径 mind d 槽型 y z a b c d e mind d 20 50 75 125 200 355 500 2 12 1 1440 =3.2=132 3.2=422.4mm 450 d d d d id d =所以 由机械设计p295表 13-4 查“v 带轮的基准直径” ，得 2d d=425mm 误差验算传动比： 2 1 425 =3.285 (1)132 (12%) d d d i d = 误 （ 为弹性滑动率） 误差 1 1 3.2853.2 100%100%2.6%5% 3.20 ii i i = 误 符合要求 带速 1 132 1440 v=9.95/ 60 100060 1000 d d n m s = 满足 5m/s300mm，所以宜选用 e 型轮辐式带轮。 总之，小带轮选 h 型孔板式结构，大带轮选择 e 型轮辐式结构。 带轮的材料：选用灰铸铁，ht200。 4.7 带轮结构设计 带轮的材料 常用的 v 带轮材料为 ht150 或 ht200，转速较高时可以采用铸钢或钢板冲压 焊接而成，小功略时采用铸铝或塑料。 带轮结构形式 v 带轮由轮缘、 轮辐和轮毂组成， 根据轮辐结构的不同可以分为实心式 （ 机 械制图图 8-14a） 、腹板式（ 机械制图图 8-14b） 、孔板式（ 机械制图图 8-14c） 、椭圆轮辐式（ 机械制图图 8-14d） 。v 带轮的结构形式与基准直径有 关，当带轮基准直径ddd5 . 2（d 为安装带轮的轴的直径，mm）时。可以采用实 心式，当mmdd300可以采用腹板式，mmddmmdd100,300 11 同时时可以 采用孔板式，当mmdd300时，可以采用轮辐式。 13 13 带轮宽度：mmfezb10012219) 15(2) 1(=+=+=。 d=90mm 是深沟球轴承 6210 轴承外径，其他尺寸见带轮零件图。 v 带轮的论槽 v 带轮的轮槽与所选的 v 带型号相对应，见机械制图表 8-10. 槽 型 d b mina h minf h e min f d d 与 d d 相对应得 o 32= o 34= o 36= o 38= b 14.0 3.50 10.8 4 . 019 11. 5 0 190 0 190 v 带轮的轮槽与所选的 v 带型号 v 带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使 v 带工作面夹角发生变化。为了使 v 带的工作面与大论的轮槽工作面紧密贴合， 将 v 带轮轮槽的工作面得夹角做成小 于 o 40 。 v 带安装到轮槽中以后，一般不应该超出带轮外圆，也不应该与轮槽底部接 触。为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度 minminfa hh和。 轮槽工作表面的粗糙度为2 . 36 . 1rr或。 v 带轮的技术要求 铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有沙眼、裂 缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹 板及轮毂的表面缺陷进行修补；转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之做动 平衡。其他条件参见 92 1 . 13575tgb 中的规定。 对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工 精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内 应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分 称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通 v 带两侧面间的夹角是 40， 为了适应 v 带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减 小，故规定普通 v 带轮槽角 为 32、34、36、38（按带的型号及带轮直 14 14 径确定） ，轮槽尺寸见表 7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联 接部分。中间部分称为轮幅（腹板） ，用来联接轮缘与轮毂成一整体。 表 普通 v 带轮的轮槽尺寸（摘自 gb/t13575.1-92） 项目 符号 槽型 y z a b c d e 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面 至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 b b =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应 的基 准直 径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 0.5 v 带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d 时)，如图 7 -6a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图 7-6b。 15 15 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图 7 -6c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图 7-6d。 根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择 腹板带轮如图（b） （a） （b） （c） （d） 图 7-6 带轮结构类型 4.8 确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。 4.9 计算压轴力 由机械设计p303 表 1312 查得，a 型带的初拉力 f0130.59n，上面 已得到 1 a =153.36o，z=6，则 1 a153.7 2sin=2 6 130.59 sinn=1526n 22 o o fzf = 4.10 转子体设计计算 （1）确定 r/a 的比值 选取得 r/a=1.488 （2）计算节圆半径 a a=r/1.488=0.084m （3）计算中心距 a a=2a=168mm （4）计算转子中心到转子头中心距离 b ()()mararb070 . 0 22/ 22 = 3-29 16 16 （5）转子头半径 r mmbrr4270112= （6）转子腰宽度 c mmrac562= （7）转子头的半角 =452z 3-30 （8）转子腰部型线的绘制 由()2coscoscos+=rbax 3-31 ()2sin2sinsin+=rbay 3-32 0sin)cos(coscossin=aba 3-33 计算所得坐标值： 表 3-2 坐标值 x/m y/m x/m y/m 0 -0.0296 0.0000 6 -0.0405 0.0346 1 -0.0304 0.0078 7 -0.0425 0.0374 2 -0.0318 0.0148 8 -0.0443 0.0396 3 -0.0338 0.0212 9 -0.0457 0.0412 4 -0.0362 0.0266 10 -0.0470 0.0426 5 -0.0384 0.0312 11 -0.0482 0.0437 （9）转子的断面积 a 计算得 a=0.0230 2 m （10）线型的质量系数 0 k 560 . 0 1 2 0 = r a k 3-34 （11）转子的计算长度 p l ()mnkrsl thp 310 . 0 2/ 0 2 = 3-35 17 17 （12）材料的密度 经查表得 45 的密度为 33 /103 . 7mkg= （13）材料的屈服极限 t 由材料表查得mpa t 300= （14）转子的体积 p v 经测量得 3 0023 . 0 mvp= （15）转子轴心到半个转子的质心之间的距离 p r mbrp07 . 0 = （16）转子的角速度 =n2619.9rad/s 3-36 （17）作用在半转子上的离心力 l f knrvf ppl 3 . 735 . 0 2 = 3-37 （18）转子轴的直径 b d 选得mdb05 . 0 = （19）转子腰部中心断面上的拉应力 mpa d clf b pl 5 . 22 2 2= = 3-38 （20）安全系数 z n 8 . 9= t z n 3-39 （21）周围环境温度 0 t 选取ct= 20 0 （22）工作状态对周围环境轴承盖的温升： 选取得cttt k =60 0 ()轴承盖温度 k t 3-40 18 18 （23）轴承盖材料的线膨胀系数 6 1012 = （24）轴承盖受热中心距的增加量 mmtaa115. 0= 3-41 （25）泵壳工作时的温升和转子工作时的温升 ctk=60 ctp 100 （26）泵壳与转子材料的线膨胀系数 6 1026 = pk aa （27）转子腰部受热伸长量 mmtcac pp 078 . 0 = 3-42 （28）转子在工作时受热的半径伸长量 mmtrar pp 338 . 0 = 3-43 （29）泵壳在工作状态受热的伸长量 mmtrar kkkk 203 . 0 = 3-44 （30）工作状态转子受热长度增量 mmtlal pp 884 . 0 = 3-45 （31）工作时泵壳受热长度增量 mmtlal kkk 530 . 0 = 3-46 （32）在泄漏方向上端面间隙平均长度 mmcrl5 .88=+= （33）排气温度 ()cktv=150423 （34）被抽气体分子量（给定值） ； 29=m （35）间隙流导 () ()()smkkadkkl m t u v /00298 . 0 22 4 . 36 3 443311223 =+= 3-47 19 19 （36）容积利用系数 70 . 0 1 3 = v a a v th p t t p p s u v 3-48 （37）转子长度校正 mmll vp v p 305= 3-49 （38）转子大圆直径的 d 查表容积利用系数 59. 0= 取吸气系数 57 . 0 = h 21/取dl 所以24. 1/=dl mm dln s d h 3 . 243 24 . 1 75 . 0 59 . 0 290014 . 3 1060012 / 1012 3 7 3 7 = = = 实 3-50 取 d=250 （39）转子长度 l mmdl31025024. 124. 1= 4.11 轴的结构设计计算 轴的强度计算 （1）轴的受力分析 由轴的初步结构图可知 ii 轴为一简支梁结构，在大齿轮处输入转矩，小齿轮处 输出转矩，其受力分析图如下 （ 2 ） 由前面计算知mnt=39.39 1 ，mnt=67.177 2 ，mnt=06.802 3 ， 36 5913o= 20 20 n d t ft1274 84.61 1039.3922 3 1 1 1 = =，n d t ft5520 62.290 1006.80222 3 2 3 3 = = nff ntr 478 365913cos 20tan1274 cos/tan 11 = = o nff ntr 2071 365913cos 20tan5520 cos/tan 33 = = o nff ta 317365913tan1274tan 11 = o nff ta 1376365913tan5520tan 33 = o （3）求支座反力 铅直面支座反力： 0 31 =+ rrbvav ffff 0186 5 . 44234 31 = rrbv fff 解联立方程得：nfav92.811= , nfbv08.1737= 水平面支座反力： 0 31 =+ bhttah ffff 0186 5 . 44234 31 =+ ttbh fff 解联立方程得：nfah59.100= , nfbh41.4145= （4）计算弯矩和扭矩 铅直面弯矩： mmnfm avcv =36130 5 . 44，mmnfm bvdv =8338048 21 21 水平面弯矩： mmnfm ahch =4476 5 . 44，mmnfm bhdh =19898048 总弯矩： mmnmc=+=36406447636130 22 mmnmd=+=21574419898083380 22 扭矩： mmntt=177670 2 22 22 当量弯矩： 单向旋转，转矩为脉动循环，取6 . 0= mmnt=1066021776706 . 0 ()mmntmm cec =+=112647 2 2 ()mmntmm ded =+=240644 2 2 （5）分别校核 c 点和 d 点截面 mm m d b ce c 36.27 551 . 0 112647 1 . 0 3 3 1 = = mm m d b de d 24.35 551 . 0 240644 1 . 0 3 3 1 = = 因为实际轴径远大于计算轴径，且两轴承跨度也不大，所以刚度也足够。 4.11.1 按扭转强度条件计算 （1）电机功率 kwp5 . 5= （2）轴传扭矩 23 23 5.5 9550955036.22 1440 p tn m n = 3-51 （3）轴的直径计算 t 33 0 5.5 12640 1440 p damm n = 3-52 4.11.2 按刚度条件计算 max 经查表得铸铁剪切弹性模量 pag 9 1045= 5 . 0=所以 26 5 . 014 . 3 1049 18011.183218032 4 29 4 2 = = g t d 3-53 所以转子轴最小直径取 d=35 4.11.3 精确校核轴的疲劳强度 （1）判断危险截面 从应力集中对轴的疲劳强度影响来看。 截面处的过盈配合引起的应力集中 最严重；从受载的情况来看，截面和之间上的应力大，但应力集中不打，而 且这里轴的直径最大，所以不用校核，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。 轴的结构与装配如下图： （2）截面的左侧 抗弯截面系数 333 6400401 . 01 . 0mmdw= 3-54 抗扭截面系数 333 12800402 . 02 . 0mmdwt= 3-55 弯矩 m 及弯曲应力为 mnm=172971 5 . 88 5 . 56 270938 3-56 24 24 mpa w m b 02.27 6400 172971 = 3-57 扭矩 t 及扭转切应力为 mmnt=18112 mpa w t t t 41 . 1 12800 18112 = 3-58 轴的材料为 45，正火处理。查得 mpa b 700=，mpa230 1 = ，mpa187 1 = 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 a 和 a ， 因031 . 0 65 2 = d r ， 08 . 1 65 70 = d d ，经查得2= a，31. 1= a可得轴的材料的敏系数为 82 . 0 = q，85. 0= q 过盈配合处的 k值，由表查出取 3.16 53 . 2 16 . 3 8 . 0= k 3-59 轴按磨削加工，表面质量系数为92 . 0 = 故综合系数为 25 . 3 1 92 . 0 1 16 . 3 1 1 =+=+= k k 3-60 62 . 2 1 92 . 0 1 53 . 2 1 1 =+=+= k k 3-61 所以轴在截面左侧的安全系数为 04.18 01 . 089 . 3 25 . 3 230 1 = + = + = ma k s 3-62 005.10 705 . 0 762 . 2 187 1 = + = + = ma k s 3-63 75 . 8 01.1004.18 01.1004.18 2222 = + = + = ss ss sca 3-64 5 . 1= ssca 25 25 所以截面左侧强度足够 （2）截面右侧 抗弯截面系数 333 12500501 . 01 . 0mmdw= 3-54 抗扭截面系数 333 25000502 . 02 . 0mmdwt= 3-55 截面右侧的弯矩为 mmnm=172971 5 . 88 5 . 56 270938 3-56 截面右侧的扭矩 mmnt=18112 截面上的弯曲应力 mpa w m b 83.13 12500 172971 = 3-57 截面上的扭转切应力 mpa w t t b 72 . 0 25000 18112 = 3-65 故有效应力集中系数为 ()()82 . 1 1282 . 0 111=+=+= aqk 3-66 ()()26 . 1 131 . 1 85 . 0 111=+=+= aqk 3-67 轴表面未经表面强化处理，即1= q ，得综合系数值为 8 . 21 92 . 0 1 67 . 0 82 . 1 1 1 =+=+= k k 3-68 62 . 1 1 92 . 0 1 82 . 0 26 . 1 1 1 =+=+= k k 3-69 计算安全系数为 79.16 01 . 086 . 4 8 . 2 230 1 = + = + = ma k s 3-70 26 26 81.12 74 . 8 05 . 0 74 . 8 62 . 1 187 1 = + = + = ma k s 3-71 18.10 81.1279.16 81.1279.16 2222 = + = + = ss ss sca 3-72 5 . 1= ssca 故该截面右侧的强度也足够。 4.12 轴承选取设计计算 4.12.1 轴承的设计参数 轴承类型 深沟球轴承 轴承型号 6310 轴承内径 d=50 (mm) 轴承外径 d=110 (mm) b(t)=27 基本额定动载荷 c=47500 (n) 基本额定静载荷 co=35600 (n) 极限转速(油) 7500 (r/min) 4.12.2 轴承的当量动载荷计算 轴承类型：深沟球轴承 （1）计算径向载荷和轴向载荷 kwp5 . 5= 1440 / minnr=mmd50= 3-73 5.5 950000955000018112 1440 p tn mm n = 3-74 n d t ft48.724 50 1811222 = = 3-75 nff n tr 54.268 982 . 0 364 . 0 48.724 cos tan = 3-76 nff ta 55.140194. 048.724tan= 3-77 径向载荷 fr = 268.54(n) 轴向载荷 fa = 140.55(n) 27 27 额定静载荷 co =35600(n) 径向载荷系数 x = 0.4 （2）计算当量动载荷 0039 . 0 35600 55.140 0 = c fa 3-78 523 . 0 54.268 55.140 = r a f f 3-79 ()nyfxffp ard 402=+= 3-80 n nl f p c h t 5138 10 12000290060 402 10 60 3 6 3 6 10 = = 3-81 所以cc 轴承寿命合格 4.13 键的选择、键的校核 查机械设计手册表 6-1 选择轴上的键，根据轴的直径3022d，键 的尺寸选择78取键高键宽hb，键的长度 l 取 22。主轴处键的选择同上，键 的尺寸为1628取键高键宽hb，键的长度 l 取 100。 7.传动轴的校核 需要验算传动轴薄弱环节处的倾角荷挠度。验算倾角时，若支撑类型相同则 只需验算支反力最大支撑处倾角；当此倾角小于安装齿轮处规定的许用值时，则 28 28 齿轮处倾角不必