XQB小型泥浆泵的结构设计

欢迎下载本文档参考使用，如果有疑问或者需要CAD图纸的请联系q1484406321摘要灌用泥浆泵被广泛的应用在水库大坝、煤矿巷道、隧道灌浆、高速公路边坡维护、建筑地基加固等场合，随着国民经济的发展，此类泥浆泵的需求量也越来越大。近年来，灌用泥浆泵的研制和发展也越来越快，但其也存在着许多的问题：一是此类泥浆泵的平均无故障的工作时间较短，最多也就几个小时；二是重量和体积普遍较大，野外搬运不便；三是更换密封件的时间较长。针对以上问题的提出，本次设计有了具体的解决措施，解决密封件寿命短的问题，关键是选择合适的密封材料和合理的结构形式；为了使泵的整体重量减轻，就要彻底放弃传统的减速方式，取而代之的是先进的减速方式，本此设计选用的是行星减速器大传动比降速，并将行星减速器置于大带轮中，既能够达到降速的目的，又能够减轻泵的总体重量。关键字：密封件 行星减速器 压力 流量 柱塞AbstractFed sludge pump is widely used in the application of dam reservoirs, coal mine, tunnels filled, length of the highway, construction of foundation reinforced, and so on, with the development of the national economy, the demand of such sludge pump is also growing.In recent years, fed by sludge pump research and development is growing fast, but there are still the existence of many problems : First, the average no-fault sludge pump shorter working hours, up to several hours; Second, the weight and size generally larger field handling inconvenience; Third is the replacement of sealed pieces over a longer period of time. Responding to the above questions, this design has specific solutions to address the short life of the sealed, the key is to choose suitable materials and sealed reasonable structure; In order to make the overall weight pump, we must completely abandon the traditional slowdown, replaced by advanced slowdown, The design chosen is the large transmission planetary reducer than paved, and under great Dailun planetary reducer, both can be achieved faster purposes, and to reduce the overall weight pump.Key: sealed pieces planetary reducer pressure flow piston 目 录摘要1Abstract2目 录3前 言5第一章 泵的总体设计7第二章 原动机的选择9第三章 吸浆管与排浆管的选择与直径计算12第四章 泥浆泵零件选择及其强度的计算134.1 机架134.2 泵体134.3 连杆十字头连接处销子强度的计算144.4 柱塞上螺纹强度计算164.4.1螺纹的选择和强度校核164.4.2螺纹连接的防松方式的选择174.5泵体壁厚强度计算和选择184.6 空气室容积及强度计算和选择184.7 减速器的选择和计算204.8 V带传动的计算234.9 轴的设计和强度校核264.9.1 估算轴径d274.9.2轴的受力分析274.9.3 验算轴径314.10轴承选择314.10.1轴承寿命计算324.10.2静载荷计算324.11 轴上键的选择334.11.1 平键的选择334.11.2 平键的强度校核334.11.3 花键的选择344.11.4 花键的强度校核344.12活塞密封圈的选择344.13. 泵的润滑35第五章 泵的使用和维护365.1用途365.2结构365.3安装365.4 维护与保养37第六章XQB75/3.5型泥浆泵的经济可行性分析38第七章 结 论39参考文献40附录1 专题41附录二 外文翻译49英文文献49中文翻译60致谢68前 言灌用泥浆泵是一种新型的非标准工程机械，走向市场至今已有多年的历史。可是，直到今天，仍然没有一种较理想的机型来满足用户的需求。流行在市场上的灌用泥浆泵种类很多，但都存在着柱塞的密封件不耐磨的致命缺陷，使用寿命最长不超过60小时。更换密封件需投入大量的人力、财力，用户难于承受。其次，泵的结构大多数复杂、笨重、体积大；野外露天作业进隧道施工搬运困难。为了解决这些问题，一种新型的体积轻便、使用寿命长的灌用泥浆泵的研制和开发就显的尤为重要。目前，在世界范围内泥浆泵的技术发展，美国处于领先地位， 其次是俄国，俄国近几年来对三缸单作用泵的发展较快。我国钻探用泥浆泵与美国、俄国同类型泵的先进水平对比，容积效率和质量比等方面达到了先进水平，唯有总效率还有差距，也就是说机械效率偏低，美国和俄国的泵的机械效率一般为 左右，而我国仅为85左右。这主要是因为我国机械制造精度较差，表面粗糙度值较大，装配质量也较差之故。因此，为了使我国钻探用泥浆泵易损件使用寿命达到国际先进水平，必须在三个方面下功夫 ：一是要尽快研制和应用抗磨损、抗腐蚀、价格合理的新型合成橡胶；二是要研制有效实用的泥浆净化系统，并应用到钻探使用中，使泥浆的含砂量控制在05以下，或者使用无固相优质泥浆，三是适当降低冲次和加长冲程，虽然会带来增大泵的体积和加重质量以及提高制造成本的问题，但其经济效益的提高还是可取的。国外泵业发展迅速，高科技的发展和应用起了致关重要的作用，如CAD/CAM技术的应用，推动了泵的设计多样化，生产朝多品种、小批量方向发展。制造技术的提高给泵业的发展注入了新的力量，由合成纤维、陶瓷及聚四氟乙烯等材料制成的低摩擦压缩填料和石棉填料相比，在多方面显出了优势，显示了新的生命力。国内泵业就近几年来发展很迅速，生产的能力已具有了相当大的规模，在原有的基础上开发研究新产品，引进国外的工艺及技术。如泵计算机辅助设计CAD系统，中国泵制造业与相关行业信息计算机运程通讯系统等新技术的设计和开发促进了我国泵业技术水平的提高。综上所述，无论在国内、国外，新型轻便的灌用泥浆泵还不是很多，而现在对此泵的需求量却在日益增大。通过调研了解到，以往灌用泥浆泵的体积都比较大，整体看起来比较笨重，结构一般都是三缸单作用，三缸泵流量大，压力大，比较受欢迎，但目前的三缸泵也存在着由于密封圈寿命太短，轴承盖容易损坏，劳动强度大，适应差等缺点。而传动则采用传统古老的V行夹织物成组橡胶密封圈，难于承受细碎的砂石和微颗粒水泥浆介质，使用寿命最长不超过60小时，就需要经常更换密封件。鉴于以上原因，我们决定开发轻便的灌用泥浆泵。其存在主要问题是：液力部件耐磨性差，寿命短，可靠性低。为了解决上述问题，本项目拟设计的灌用泥浆泵的特点：一是采用更好的密封材料，提高密封件的耐磨性和使用寿命；二是采用行星减速器内置大皮带轮内的结构，使其体积小，重量轻，便于搬运。经过几次方案讨论决定，轻便灌用泥浆泵应具有以下特点：1.经济耐用可靠，质优价廉；2.体积小，重量轻，便于搬运；3.密封件更换时间短，使用寿命长；4.操作简单，维修方便；5.适用于坝基工程，岩基帷幕灌浆等多种场合；6.动力为电机。第一章 泵的总体设计经过调研和几次方案论证，考虑到工作现场的特点，从实际实用的角度出发，确定方案如下：1. 考虑到多种场合的野外作业，动力可选择电机；2. 考虑到使流量更加平滑稳定，增加一个空气室；3. 考虑到密封件容易损坏，需经常更换，选择新型的密封材料聚四氟乙烯，可延长使用寿命；4. 考虑到泵体容易损坏，选用高强度材料，提高承载能力；5. 柱塞选用更好的材料，提高柱塞耐磨性，延长柱塞使用寿命。6. 在满足上述要求的同时，尽量结构简单，操作方便，适合于搬运。尽量做到标准化，通用化，系列化。工作原理此泥浆泵是采用单缸双作用柱塞泵工作。由电机通过带传动输入动力，通过行星减速器减速。经偏心轮将回转运动转化为直线往复运动。驱动双作用柱塞泵作功。柱塞泵的进浆室、排浆室各有两个钢球组成的单向控制阀（如下图所示）。当活塞杆向左驱动时，缸体右腔进浆（单向阀F2打开，单向阀F4关闭），缸体左腔排浆（单向阀F3打开，单向阀F1关闭）。当活塞杆向右图1.1驱动时，缸体左腔进浆（单向阀F1打开，单向阀F3关闭），缸体右腔排浆（单向阀F4打开，单向阀F2关闭）。（见以上工作原理图1.1）除此之外,在主通路上安装空气力表用来调整泵在抽吸过程中产生的波动大小。第二章 原动机的选择泵的原动机类型应根据动力来源、工厂或装置能量平衡、环境条件、调节控制要求以及经济效益而定。现今电动机主要有鼠笼式和线绕式两种，三向交流鼠笼型异步电动机是石化装置用泵的主要原动机，它具有结构简单、维护方便、价格较低、体积紧凑、启动及运行均较方便可靠的优点。但是它不能经济、方便地实现范围较广的平滑调速、运行中必须从电网吸收滞后的无功电流而使电网功率因素变低，一般不适于大型泵及调速泵，而多用于中、小型泵。相比之下，三相交流绕线型电机和三相交流同步电机，则可用于对启动、调速、改善电网功率因数、大功率、高效率、转速恒定等有特殊要求的场合，但用于驱动泵的不多。直流电机虽有调速性好、启动转矩大等优点，但需直流电源，造价高，维修较复杂，一般也不常用于生产装置中。当需要改变工厂的蒸汽平衡，对装置中大型泵或需调速等特殊要求的泵，可采用气轮机作泵的原动机。随着石化装置技术水平及经济性的提高，采用反转离心泵或液力透平作为泵的辅助或主要原动机，以回收压力液流的可用能量；采用调速或多速电机，或采用电磁的、液力的、机械的耦合器以达到泵调速的目的等技术，近年来已应用于石化装置。此外，在特定的情况下，也有用蒸汽机、内燃机、燃汽机等作为泵的原动机的。然而，电机的选择还要根据某些参数才能确定最终的电机型号计算过程如下：由已知参数可知Q=75/min，P=3.5Mpa.而根据公式F=AP可得， F=3.53.14=4846N 其中F主轴所受的轴向力A运动活塞的截面积P作用在轴上的最大压力由以上便可得主轴的转矩T： T=Fr=484651=247.146N.m根据公式， P=，可得 P= =443.45/r 其中p为排量； M 为转矩 ； P为最大压力； 又由Q=，可得轴的转速r=， r= =170r/min； 其中Q为流量（L/min）； P为排量（/r）；最终根据以上所求的参数，可根据公式T=9550 求得轴的输出功率 P= = =4.39Kw；取每级齿轮的传动效率为0.97，带的传动效率为0.92。可算得电机的输出功率为P= =5.08Kw。一般的，Y系列是供一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，具有效率高、性能好、噪音低、振动小、体积小、重量轻、运行可靠、维护方便等优点。而Y系列电动机主要拥有启动转矩高、启动电流小等优点。 根据以上的叙述和有关计算，决定选择Y132S-4型三向异步电动机，其功率为5.5Kw，转速为1440r/min，重量为95Kg。即Y132S-4，5.5Kw、1440r/p。此系列的电动机的主要特点：1 启动转矩高、启动电流小，效率较高，损耗少，运行可靠，运行温度低；2 由于其结构型式为封闭式，因此可以在尘土飞扬、水土飞溅的环境中使用，在比较潮湿及有轻微腐蚀性气体的环境中也能有较长的使用寿命。第三章 吸浆管与排浆管的选择与直径计算3.1吸浆管直径计算dx=（4Q/vX）1/2=490.90/（3.141360）1/2=0.180mm取20mm式中：vX液流在吸入管中的流速 取vX=1.3 m/S=13 dm/S Q计算流量Q=Q/V=75/0.825=90.90L/min3.2排浆管直径计算dp=（4Q/vp）1/2=（490.90/（3.142060）1/2=0.272mm取30mm式中：vp液流在排水管中的流速 取vp=2m/S=20 dm/S3.3浆管的选择根据工作压力和按上式求得的管子的内径，选择胶管的尺寸规格。对于频繁，经常扭者要降低40%。胶管在使用及设计中应注意下列事项：（1） 胶管的弯曲半径不宜过小，胶管与管接头的连接处应留有一段直的部分，此段长度不应小于关外半径的两倍。（2） 胶管的长度应考虑到胶管在通入压力液后，长度方向将发生收缩变形，一般收缩量为管长的3-4%。因此，胶管安装时应避免处于拉紧状态。（3） 胶管在安装时应保证不发生扭转变形，为了便于安装，可沿管长涂以色纹，以便检查。（4） 胶管的管接头轴线，应尽量放置在运动的平面内，避免两端互相运动时胶管收扭。（5） 胶管应避免与机械上尖角部分相接触和摩擦，以免管子损坏。第四章 泥浆泵零件选择及其强度的计算泥浆泵零件强度的计算是按皮带传动，电机功率5.5Kw，泵的额定压力P=3500N/cm2 ，流量，柱塞D=0mm来进行的。4.1 机架 机架是由8#槽钢、平垫板、撑管、加固筋等结构件焊接而成。4.2 泵体 泵体可实现吸、排水泥浆功能。泵体由主轴、偏心套、连杆、滑套、十子头、活塞销等组成。泵头由拉杆、柱塞、浆缸、阀座、阀盖、球阀、进浆室、排浆室、进浆胶管接头、空气室等组成。行星轴和主轴均安有圆锥滚子轴承，既能承受向心力又能承受斜齿轮产生的轴向分力，有较高的抗弯强度。柱塞和拉杆都采用两道C形滑环组合密封，能承受高压，高温度250，低温-100，耐磨，自润滑，适用于水、水泥浆、砂浆、矿物油、酸、碱等各类介质。柱塞通过一套冷却装置降低温升，只需要把胶皮水管一端接近直通管接头，冷却水即可进入冷却水管，冷却拉杆、柱塞。 泵的进口为，设置在进浆室的右侧、内孔为，有胶管一端接进浆胶管接头，另一端接水泥浆搅拌桶出口。搅拌机的出浆口必须高于或等于进浆胶管接头孔的高度，使浆涂顺利的被泵吸入。泵的出口为，纤维编织两层高压胶管制，接排浆室胶管接头。4.3 连杆十字头连接处销子强度的计算 销的类型可根据工作要求选定，用于联结的销，其直径可根据联结的结构特点按经验确定，必要时再作强度较核。 定位销通常不受载荷或只受很小的载荷，数目不能少于两个。销在每一个被联结的件内的长度约为销直径的1-2倍，定位销的材料通常选35、45钢，并进行硬化处理，根据工作需要也可以选用30CrMnSiA、1Cr13、2Cr13、H62和1Cr18Ni9Ti等材料；弹性圆柱销多采用65Mn，其槽口位置不应装在销子受压的一面，要在装配图上表示出槽口的方向。 设计安全销时，应考虑销剪断后要不易飞出和要易于更换。安全销的材料可选用35、45、50钢或T8A、T10A等，热处理后硬度为30-36HRC；销套材料可选用45钢、35SiMn、40Cr等，热处理后的硬度为40-50HRC。安全销的直径应按销的抗剪强度b进行计算，一般可取b =（0.6-0.7）b。根据本设计的实际情况，选择45钢d=16mm的圆柱销。材料：45号钢机械性能：s=36000N/cm2 b=61000N/ cm2= s/1.5=24000N/ cm2（1） 外加负荷P=D2P/4=5.52200/4=4749.25N（2） 各支点反力FA，FBZ=0FA+ FB= P=4749.25NMA=018 P36 FB=0解得：FB=2374.625N FA =2374.625N（3） 各支点弯矩如图4.1MA=MB=0MC=18FA=4274.3N.cm (4)按弯曲强度计算从图4.1的弯矩图可知危险短面为C处截面，截面C处的抗弯摸量WW=0.1d3=0.11.63=0.41 cm 3截面C处的弯曲应力WW=MC/W=4274.3/0.41=10425 N/ cm2 安全系数nn=/ W=24000/10425=2.3 安全图4.1 弯矩图（5）按剪切强度计算由于此销为双剪切故剪力Q=P/2=2374.625N剪应力=Q/F=2374.625X4/1.62=1182 N/ cm2安全系数n=/ =8150/1182=6.9 安全式中：许用剪应力=8150 N/ cm2 （6）按挤压强度计算挤压应力JYP/FJY=4749.25/1.6X2.4=1237 N/ cm2 安全系数n= JY /JY=5100/1237=4.12 安全式中：JY挤压剪应力JY=5100 N/ cm2 综上所叙连杆小头销子直径为16mm满足强度要求。4.4 柱塞上螺纹强度计算4.4.1螺纹的选择和强度校核螺纹强度校核是假定螺纹只沿螺纹中径传力，而不受径向力的影响。而且只有半数螺纹参加工作，螺纹工作圈数之间载荷均匀分配，内螺纹之间没有间隙。此外，本柱塞螺纹是当作松联接，及受剪切载荷作用的联接来计算的。图4.2 螺纹计算简图材料：45号钢机械性能：s=36000 N/ cm2b=61000 N/ cm2 = s /1.5=24000 N/ cm2计算简图见图4.2主要尺寸公称尺寸 d =2 cm 内径 d1= 1.7835 cm 螺 距s=0.2 工作高度h=0.10825 螺纹梯形宽度b=2htg300 =0.15 旋上差宽l=2.2 cm 旋入等容Z =2.2/0.2=11（1）按弯曲强度计算弯曲应力：=2M/2W=2X257/11X0.021=2225 N/ cm2式中：M弯矩M=h P /2=0.108254749.25/2=257 N. cm W一圈的抗弯摸量W=d1b2/6=1.7835 0.152/6=0.021 cm3安全系数n= /=24000/2225=10.7（2）按剪切强度计算剪切应力：=2Q/（ZF）=24749.25/（110.84）=1028N/cm2式中：F一圈的剪切面积F=d1b=3.141.78350.15=0.84 cm2安全系数n= /=72000/1028=7式中：许用剪切应力= S/5=36000/5=7200 N/ cm2（3）按挤压强度计算挤压应力JY =2Q/（ZFJY）=24749.25/（110.643）=1343 N/ cm2 式中： FJY一圈的挤压面积FJY=（d2 d12）/4=（22 1.78352）/4=0.634cm2安全系数n= JY /JY=28800/1343=21.45 安全 JY许用挤压应力JY= S/1.25=36000/1.25=28800 N/ cm24.4.2螺纹连接的防松方式的选择 连接螺纹通常均能满足自锁条件（），且拧紧后螺母和螺栓头部支撑面存在着摩擦力。因此，在静载荷且工作温度变化不大时，可保证连接自锁而不松退。但在冲击、振动或变载荷的作用下，或在高温、温度变化较大的情况下，仍会出现联结松动甚至松退，使机器不能正常工作甚至造成严重事故。因此，对螺纹联结必须采取有效的防松措施，以保证正常的工作。 按防松原理，螺纹联结的防松方法可分为摩擦防松、机械防松和破坏螺纹副防松等几种。 根据本设计的实际情况，选择摩擦防松中的防松螺母来拧紧防松。此处用GB/T6170-2000六角头防松螺母琐定于被联结件上，防松可靠。4.5泵体壁厚强度计算和选择材料：蠕墨铸铁 机械性能： b=330 N/ cm2 S=230 N/ cm2许用安全系数S=23.5 取S =3.5则= /S =23000/3.5=6571.429 N/ cm2实际壁厚=8 mm=0.8cm（1） 按经验公式计算= r1P/(0.6p)+C=2002/(6571.43-0.6200)+0.8= 0.662cm0.8 cm式中：r1_缸的内半径r1=2 cmC_考虑腐蚀和铸造偏心的壁厚附加量C=0.10.8 cm 取C=0.4 cm（2） 按承压强度计算=0.5D（+0.4P）/（1.3P）1/21+a=0.84（+0.4200）/（1.32200）1/21+0.4解得=1960 N/ cm2式中：D泵体最大内径a 考虑腐蚀和铸造偏心的壁厚附加量 a=0.4 cm安全系数n= /=657143/1960=3.35 7.7Kw。2. 由于环境温度的影响，应验算热平衡时临界功率,按已知条件查表2-8、表2-9、表3-17、得=1，=1，因为=5.5/111.11=4.9%，用插值法得=1=5.5111=5.5Kw通过查表3-15得=21Kw5.5Kw.工作状态的热功率小于减速器热平衡功率，因此无需增加冷却措施。3. 行星减速器各齿轮参数 行星减速器选用型双联机构，行星轮n=3，i=6；1）中心轮参数=30； ；旋向向左。2） 行星轮参数=30；旋向向左；3）行星轮参数=18； = =0.8；旋向右旋。4.8 V带传动的计算 带传动是由固联于主动轴上的带轮、固联于从动轴上的带轮和紧套在两轮上的传动带组成的。当原动机驱动主动轮转动时，由于带和带轮间的摩擦（或啮合），便拖动从动轮一起转动，并传动一定动力。带传动具有结构简单、传动平稳、造价低廉以及缓冲吸振等特点，所以此次设计中选用了带传动。 在带传动中，常用的有平带传动，V带传动，多楔带传动和同步带传动等。在一般机械中，应用最广的是带传动。V带传动较其它带传动能产生更大的摩擦力。这是V带传动的主要优点。因此，我选用了V带传动。(1)计算功率Pi=N=1.15.5=6.05kw 式中: Kg=工作情况系数 Kg=1.1(2)胶带型号的选择 根据 Pi=6.05kw及n1=1440r/min 由参考文献1图8-8选定B型胶带 (3) 传动比为i=2.16 ； (4)小带轮直径D1的确定 根据参考文献1图8-8选 =123mm (5)大带轮直径D2的计算 =i（1-）=2.16100（1-0.01）=265.74mm 其中，小带轮直径（mm）； i 传动比； 弹性滑动率； 由表8-9可查得，大带轮直径为266mm。(6)带速VV=n/(601000)=3.141001440/（601000）=7.536m/s 速度在525 m/s的范围内，合适(7) 初定轴间距a00.7(+)a02(+) 0.7(123+266)a02(123+266)282.3a0778取a0=560mm(8)初算胶带基准长度L0L0=2 a0+(+)/2+(-)2/4a0 =2300+(266+123)/2+(266-123)2/(4560)=600+610.73+9.12=1219.85mm选取基准长度Li=1250mm查参考文献1表8-2(9) 实际中心距a a=a0+(Lp-L0)/2=300+(1250-1219.85)/2 =398mm(10)小带轮包角11=60（-）/a =60(266-123)/398 = 合适(11)单根胶带传递的功率N0 根据：n1=1440r/min =100mm 查得 P0=1.32kw查参考文献1表8-5a(12)单根胶带传递功率的增量P0根据i=n1/n2=960/255=3.76 n1=960r/min查得P0=0.15 kw查参考文献1表8-5b(13)胶带根数Z=2.96 取Z=3 式中K 包角系数K =0.91KL查参考文献1表8-8 KL 长度系数KL =0.91 查参考文献1表8-8(14)单根胶带的预紧力F0F0=500（）+m=500（）+0.1=146.05N式中：q皮带每米长的重量 q=0.1kg/m查参考文献1表8-4(15)带轮的结构和尺寸 1.小带轮的结构尺寸确定 由所选电机的类型，Y132S-4型三向异步电动机。起轴伸直径d=38mm，长度L=88mm，故小带轮轴孔的直径应取=38mm，毂长应小于88mm。由表14-18查得，小带轮应为实心轴。轮槽尺寸及轮宽应按表14-16计算，可得=11mm，=3mm，=11mm，e=15mm，=10mm，=6mm。=80mm。取。 2.大带轮的结构尺寸确定 根据小带轮尺寸的选定，以及以上关于带轮传动的计算和减速器的结构尺寸，可得，=14mm，=3mm，=15mm，e=19mm，=12mm，=7.5mm。 =120mm。取4.9 轴的设计和强度校核材料：40Cr机械性能：调质后 b=7500N/cm2 s=5200 N/ cm2E=210 E= 37000N/ cm24.9.1 估算轴径ddA（P/W）1/3 =510-3（5.5103/255）1/3=0.0453m 式中:A与材料有关的系数 A =510-3 考虑开键槽应增大1015%，然后将轴径圆整，取轴径d=48cm 4.9.2轴的受力分析(1) 由于皮带传动产生的作用力QQ=1781.8NQx=Qcos=1781.8cos19.5=1679.6NQy=Qsin=1781.8sin19.5=594.8N(2) 由于缸内压力对轴的作用 假设条件:(a) 只计算缸内的作用力,其它构件的惯性力忽略不计,因轴的转速较低.图4.5 轴受力图 (b) 由于法向力所引起的产生应力,切向力所引起的切向应力及起扭转产生的切应力是同时存在.(c) 偏心装置上产生的力如图4.5所示(d) 切向力T: T=Psin(+)/cos法向力Z: Z=Pcos(+)/cos式中：偏心角度连杆的偏角由于缸内压力所引起的连杆偏心机构的力是变化的，通过对泵轴的受力分析，可知当E=360时ZE=Zmax，TZ=0，缸正处于排液状态，轴受力最恶劣，其中 L/sin60=/sin即sin=sin60/L=25/（1902）=0.11395=6.54 F=D=高压缸:ZE=5.52200/4=4749.25NTE=0ZD=D2P cos(D+D)/（4 cosD）=2827.25NTD=D2P sin (D+D)/（4cosD）=3851.6N低压缸:ZF=D2P cos (F +F)/（4cosF）=141.36NTF=D2P sin (F +F)/（4cosF）=192.58N将以上各力分别向水平及垂直面上投影,见图4.6aXD= ZD cos30TD cos60=522.7NYD= ZD sin30TD sin60=4748.2NXE= 0YE= 4749.25NXF = ZF cos 30TF cos 60=235NYF = ZF SIN30+ TF SIN 60=237N由于TD ,TF而产生的扭矩MND=TD=3851.62510-3=96.29NmMNF=TF=192.582510-3=4.8Nm轴所传递的扭矩M=N/W=304103/(3.14255)=149.79 Nm(3)各支点反力X平面见图5.7aMA=0QX74+XD152.5+XF245.4XB305=0NXB=(170974+522.7152.5+26.1245.5)/305=697NX=0XA= XB+ QXXDXF=697+1709522.7261=1857.2NY平面见图5.7aMA=0QY74+YE59.5+YD152.5YF245.5YB305 =0NYB=(58974+4749.2559.5+4748.2152.5237245.5)/305=3253NY=0YA=YE+YDQYY=4749.25+4748.25892373253=5417.4N图4.6a水平面弯矩图4.6b垂直面弯矩图4.6c合成弯矩 (4)弯矩水平面见图4.6aMXA =QX7410-3=17077410-3=126.4 NmMXE=(QX135.5XA)=(1709319.5+1857.2545)10-3=117.6NmMXF=(QX319.5+ XA245.5+ XD93)10-3=(1709319.5+1857.2245.5+522.793)10-3=41.4 NmMXD=(QX226.5+XA125.3)10-3=(1709226.5+ 1857.2125.3)10-3=104.2 NmMXC=0 MXB=0 垂直面见图4.6bMYA=QY7410-3=5897410-3=43.6 NmMYE=(QY133.5YA 59.5)10-3=(589133.5541959.5) 10-3=401 NmMYD=(YB152.5YF93)10-3=(3253152.5237 93)10-3=518.1 NmMYF=YB59.510-3=325359.510-3=193.6 NmMYB =0 MYC=0 合成弯矩见图4.6cMA =( MXA2+ MYA2)1/2=( 126.42+ 43.62)1/2=133.7NmME =( MXE2+ MYE2)1/2=(117.62+ 4012)1/2=417.9NmMD =( MXD2+ MYD2)1/2=(104.22+ 518.12)1/2=528.5NmMF =( MXF2+ MYF2)1/2=(41.42+ 193.62)1/2=197.9Nm最大弯矩MMAX = MD =528.5Nm最大扭矩MnMAX = MND + MNF =96.29+4.8=101.09Nm4.9.3 验算轴径由资料查得 40Cr d100mm时b=7500N/cm2 s=5200N/cm2 -1=37000N/cm2 H=241286D截面 K=1.71 k=1.465K=1.95 k=1.795应用过盈配合公式dMwa= MD =528.5 NM=52850 NcmMna= MNMAX /2=101.09/2=50.545 Nm =5054.5 Ncm=0.69%取S=1.8-1=-1/S=37000/1.8=20550 N/ cm2d=44.69d=48 cm故取d=48cm 强度合格4.10轴承选择 滚动轴承是现代机器中广泛应用的部件之一，它是依靠主要元件间的滚动接触来支承转动零件的。与滑动轴承相比，滚动轴承具有摩擦阻力小，功率消耗小，启动容易等特点。因此，此次设计的轴承主要选择滚动轴承。A即主轴左端处轴承为：33210 其主要性能参数：C=27800N C0=17500N nlim=7500r/min 主要特性：额定动载荷比为1.6-3.5，可以同时承受径向载荷及轴向载荷。外圈可分离，安装时可调整轴承的游隙，承载能力大，一般成对使用。B处即主轴右端处轴承为32005，与A处的轴承是配对使用的。 其主要性能参数与处的轴承是一样的。C=21010N C0=13900N nlim=8500r/minC处即为连杆与偏心装置处的轴承为：单列深沟球轴承61912， 其主要性能：主要承受径向载荷，也可同时承受小的轴向载荷；当量摩擦系数较小，轴向位移限制在轴向游隙范围内；极限转速高；结构简单，尺寸小；润滑简单；密封性好，防尘性好。C=47200N C0=42600N nlim=8500r/min行星轴上的轴承选择：角接触球轴承，左右两边各一个，配对使用，并且型号都为6301。由前面轴的受力分析可以看出，轴承只受径向力，而无轴向力。轴承所承受的径向力分别为：FrA=（XA2+YA2）1/2=（1857.22+5419.42）1/2=5728.8NFrB=（XB2+YB2）1/2=（6972+32532）1/2=3326.8NFrE=YE=4749.25N4.10.1轴承寿命计算（1）当量动载荷PPA=fP FrA =1.25728.8=6874.6NPB=fP FrB =1.23326.8=3992.2NPE=fP FrE =1.24749.25=5699.1N式中fP载荷系数=1.2（2）轴承寿命LhA处轴承:LhA=16670（C/ PA）10/3/n=16670（27800/ 6874.6）10/3/255=6887.35hB处轴承:LhB=16670（C/ PB）10/3/n=16670（20100/3992.2）10/3/255=8343hC处轴承:LhE=16670（C/ PE）10/3/n=16670（27800/ 5699.1）10/3/255=37136.7h4.10.2静载荷计算（1）COA/S0=17500/1.2=14583NCOB/S0=13900/1.2=11593N