毕业设计（论文）-乳化液泵站设计.doc

内蒙古科技大学毕业说明书- 摘要 在当今的煤炭工业领域内，乳化液泵站有着广泛的应用，他与乳化液箱组成的乳化液泵站是井下综合采煤工作面支护设备的动力源泉。乳化液泵站的体积小，重量轻，操作简单，移动灵活，工作平稳和高效节能等特点是大型型泵站无法替代的。 在此次设计中首先采用对比的方法进行了总体方案的设计，确定了蹦的形式，再对蹦的传动装置展开设计。现根据给定的已知数据对泵中的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，在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。关键词：乳化液泵站，曲轴，传动装置，校核，零部件 ABSTRACT In todays coal industry in the emulsion pump, a wide range of applications, it and the emulsion box of emulsion pump is comprehensive mining face in the drive source of support equipment. The emulsion pump of small volume,light weight,easy operation, mobile is flexible and steady and high efficiency energy saving, and characteristics of large pumping station is irreplaceable. In the design of the first use the contrast the methods of the overall scheme design, and the form of pump, and them a pump transmission device on design, According to the given first known data to the pump gear down institutions for the design and check, and them focus on the design of the crankshaft and check;Again to pump in other parts of the transmission system (connecting rod, the slider, etc) design,ang carries on the check calculation. Key word:Emulsified liquid; Crank; Transmission installment; Examination; Spare part 目录第1章 概论- 1.1课题背景- 1.2乳化液泵站的基本组成和作用- 1.3乳化液泵站的工作原理- 1.4乳化液泵站的发展趋势-第2章 总体结构的确定- 2.1立式泵体与卧室泵体的论证比选- 2.2活塞泵与柱塞泵的论证比选- 2.3连数，缸数的确定- 2.4液缸体结构型式的论证比选- 2.5传动端结构形式选择-第3章 主要参数设计- 3.1泵体参数设计- 3.2原动机的选择- 3.3运动与动力参数计算传动装置的总传动比-第4章 减速装置的计算- 4.1齿轮的设计- 4.1.1选择齿轮材料，确定许用应力- 4.1.2按齿面接触强度设计计算- 4.1.3计算接触疲劳许用应力- 4.1.4计算小齿轮分度圆直径- 4.1.5计算圆周速度- 4.1.6计算宽b及模数m- 4.1.7计算纵向重合度- 4.1.8计算载荷系数- 4.1.9根据实际动载荷系数校正所算得的分度圆直径- 4.10计算校正模数- 4.11按齿根弯曲疲劳强度校核计算设计- 4.12确定公式内的各计算数值- 4.13计算中心距- 4.14按圆整后的中心距修正螺旋角- 4.15计算大小齿轮的分度圆直径- 4.16计算齿轮宽度- 4.17齿轮的基本几何参数表-4.2齿轮轴的结构设计及强度计算- 4.2.1计算作用在齿轮上的力- 4.2.2初步估算轴的直径- 4.2.3齿轮轴的结构设计- 4.2.4齿轮轴的强度校- 4.2.5计算支反力- 4.2.6按轴的弯扭合成校核轴的强度- 4.2.7精确校核轴的疲劳强度- 4.3曲轴的设计- 4.3.1主要尺寸的出不确定- 4.3.2核算轴颈重叠度- 4.3.3曲轴外力计算-第五章 液压端的设计 5.1液缸体的设计计算- 5.2泵阀的设计-第6章 传动端主要零部件设计- 6.1机体的结构设计- 6.2连杆的结构设计- 6.2.1确定连杆的主要尺寸- 6.2.2连杆的强度及稳定性校核- 6.3十字头的结构设计- 6.3.1确定十字头的主要尺寸- 6.3.2十字头强度校核-第7章 油箱的构造及附属装置- 7.1油箱- 7.1.1油箱的选择- 7.1.2油箱容积的确定- 7.1.3油箱的结构设计- 7.2附属装置- 7.2.1附属装置组成- 7.3乳化液泵的润滑部位和润滑方式-总结-参考文献-致谢- 第一章 概 论1.1 课题背景 乳化液泵站作为一种通用机械，在国民经济各个领域中都得到了广泛的应用。它是井下综合采煤工作面支护设备的动力源，其工作状态好坏与安全生产密切相关。要实现煤矿井下安全作业，提高采煤工作效率，防止出现重大设备安全事故，保障乳化液泵井下安全运行是十分必要的一个环节。乳化液泵的煤矿井下支护作业安全和生产的重要装备与工具。 出液压支架单体液压支柱是靠乳化液泵站供给的压力液工作外，在某些综采工作面，可弯曲刮板输送机的紧链液压马达、采煤机牵引链的张紧千斤顶、桥式转载机的固定与迁移千斤顶以及工作面上下出口处超前支护用的单体液压支柱等，都的靠乳化液泵站供给的高液压工作的。目前我国矿业乳化液泵站，都是面向综采工作面的大型泵站，超高压、大流量使其发展的主要方向，而且大多数的乳化液泵站都不带配液装置。在一些临时工业场所需要动力时，这种大型乳化液泵站使用起来极为不便，急需多种多样的轻型动力源装置。 在狭小的巷道口，地煤层的阶段更是需要轻型，体积小的泵站。另外乳化液作为液压传动的一种工作介质，由于它的粘度小、防腐、防锈、润滑、难燃、价廉等特点在煤矿井下得到看广泛推广和应用。随着煤炭行业迅速发展，综采工作面高产高效的要求，轻型乳化液泵的需求也随之增加、乳化液配比方法也由人工配比逐渐向自动化配比方向发展。在实际应用中急需性能优良的轻型乳化液泵来满足工业生产的需求。1.2乳化液泵站的基本组成及应用 乳化液泵站是由乳化液浓度自动配比装置、乳化液泵、乳化液箱及附属装置组成。乳化液泵站在实际使用时，往往是同时安装两台乳化液泵和一个乳化液箱，所以通常称：“两泵一箱”。同时安装两台乳化液泵的好处是，在通常情况下，一台泵运转，另一台泵作为备用或轮换检修，当工作面液压支架等设备需要增加供液量时，也可以让两台泵并联使用，从而满足生产要求。在有的设备较先进的企业中采用了：“七泵三箱”系统，其中四台乳化液泵轮换作业，三台喷雾泵实现喷雾降尘作用，两台乳化液箱提供乳化液，一台水箱提供喷雾水，这种系统大大提高了工作的效率和可靠性。 乳化液泵组1由两台乳化液泵、防爆电动机、联轴器和底架等组成，通过连接杆4与乳化液箱10连接为一体，由吸液软管2、7分别从乳化液吸液，经泵加压后由高压软管5、9供给压力控制装置6，然后经压力控制装置以一定的压力供给液压支架。两台乳化液泵通常是一台工作，一台备用，交替使用但当工作面液压支架动作较多，需要增大供液量时也可同时开动两台乳化液泵。 乳化液箱10是用来贮存、回收和过滤乳化液的装置。若在井下配置乳化液时，乳化液箱上还需附带自动配液阀。压力控制装置6由手动卸载阀、压力开关以及压力表等组成，安装在乳化液箱的端面，用来控制供给支架乳化液的压力，并可实现对液压系统的保护。乳化液泵站用主进液管和主回液管沟通与支架的供液线路，形成泵一缸液压回路。 两台乳化液泵分别经吸液断路器从乳化液箱工作腔吸液，加压后送到压力控制装置。泵站启动过程中，手动卸载阀打开，泵与液箱工作室短路循环；支架回液到乳化液沉淀室，经沉淀、去泡沫、磁性过滤、网状过滤后到工作室，形成一个完整的循环回路。当工作面支架不用液时，自动卸载阀开启，泵与液箱形成短路循环。 乳化液泵站在综采工作面有两种布置方式：一种是工作面上、下平巷各设置一组泵站，从工作面两端同时向工作面液压支架等液压装置供液另一种是将泵站全部设置在工作面采用工作，以采用后一种布置方式较多。1.3乳化液泵的工作原理 乳化液泵一般都采用往复式柱塞泵，它是通过工作容积的变换而实现吸液和排液的，是一种润滑式液压泵。往复式单柱塞泵的工作原理图如图1-3所示。当电动机带动曲轴1沿图中箭头所指的方向旋转时，曲轴就带动连杆2运动，连杆运动时，连接在连杆右端的滑块3沿滑槽8作往复运动。进液阀6、排液阀5和柱塞4都具有良好的密封性能。当住赛向左运动时，活塞右侧缸体7中密封垫工作容积增大，形成负压，这时乳化液箱内的乳化液在大气压力的作用下，顶开进液阀6进入缸体7中，并把柱塞让出的空间充满，这个过程叫吸液，当曲轴与连杆的铰接点转过曲轴的水平线后，曲轴又通过连杆、滑块推动柱塞向右运动，柱塞向右挤压进入缸体中的液体，使进液阀关闭，当缸体内的液体压力达到一定数值时，液体顶开排液5，从排液口进入向工作面供液的主液管，这个过程叫排液。柱塞就连续往复运动，吸、排液过程就不断地交替出现。由此可知，单柱塞泵在吸液时不排液，在图中以A点为旋转起始点，曲轴与连杆的铰接点逆时针从A点转到B点，旋转180度吸液；从B点再逆时针转回到A点，又180度排液。曲轴转角在270度时泵的排量最大。所以柱塞泵是很不均匀的，它排出的液体在排液管中是一种周期间断性的脉冲压力液体。为了克服单柱塞泵脉冲压力给液压管路、液动装置和控制元件到来的有害作用，一般将乳化液泵造成三柱塞式的，曲轴的三个曲拐隔120度，曲轴旋转时，保持始终有吸液和排液的柱塞，从而减轻了乳化液泵液排液压力的脉动。三柱塞泵在传动轴是一个三曲拐轴，并相互错开120度，工作原理如图1-4所示。当曲轴回转时，三个柱塞将交替吸液和排液。当柱塞1吸液时，柱塞2排液。在每一个瞬时内，至少有一个柱塞，最多有两个柱塞在排液，同时有两个或一个柱塞吸液。电动机带动曲轴有停地转动，柱塞泵也就源源不断地将油液压入排液管。即使这样，三柱塞泵的排量仍是不均匀的，但比单柱塞泵却好得多，基本可以满足生产技术上的需求。目前，向工作面液压支架提供压力液的泵大多采用卧式三柱塞乳化液泵，有的采用五柱塞乳化液泵。1.4乳化液泵站的发展趋势乳化液泵在许多行业中都有广泛的应用，在很大领域内都是用着以曲柄连杆机构为传动方式的柱塞乳化液泵，此中传动方式简单可靠，但其所决定的运动与动力特性也为其发展造成了一定的局限性。曲柄连杆机构的泵只有在中低泵速下才能确保其运动的可靠性。也就是说，往复式乳化液泵站正在走着“适当增长冲程长度、合理降低额定泵速”的方向发展。从以往的乳化液泵站可以看出，现在的工业生产要求的压力流量在逐渐增大，尤其流量加的幅度大。从煤炭工业来看，乳化液泵压力流量值大小事由液压支架的有关参数决定的，TZ1型液压支架的有关参数决定了配套的RB100/100型乳化液泵站压力为10MPa、流量为100L/min。从八十年代末，由于综采工作面的发展和增加，液压支架（包括从国外进的液压支架）的参数加大和移架速度的加快，使配套的乳化液泵站的压力增到31.5MPa，流量从110L/min增到125L/min，1989年增到160L/min，1992年鉴定乳化液泵站，流量已到200 L/min。到目前为止，已经设计出了流量为320 L/min和400 L/min的乳化液泵站。随着科学技术的发展、设计水平和生产加工工艺水平的提高以及综采技术和管理水平的上升，也推动乳化液泵站朝着自动化方向发展。由于我国地质条件复杂，决定了液压支架结构不同，种类多、工作特性不同。因此乳化液泵的结构，也不应当单一的发展曲轴连杆滑块传动的三柱塞或五柱塞卧式结构形式，应研制和发展适合各种类型液压支架工作特点的径向或其它结构形式的，重量轻、体积小的定量或变量乳化液泵，使机构设计有更大的突破，进一步适应液压支架发展的需要。 随着乳化液泵结构设计水平不断提高，工艺的不断改进，电控液压支架的引进消化和成功的研制，必将推动自控乳化液泵站的研制。 第二章 总体结构的确定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：1、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）；2、有较高的运转经济性（效率高，消耗少）；3、经可能采用新结构，新材料，新技术；4、经可能提供产品的“三化”（系列化、标准化、通用化）程度；5、制造工艺性能好；6、使用、维护、维修方便；7、外形尺寸和重量经可能小；2.1 立式泵体与卧式泵体的论证比选 液缸或柱塞中心线为水平布置的泵称为卧式泵，液缸或柱塞中心线为垂直布置的泵称为立式泵。 立式泵的特点： 1 高度方向尺寸较大，厂房高，但长宽方向尺寸小，占地面积尺寸小； 2 运转时活塞密封不承受活塞自重不易产生偏磨； 3 机械惯性力水平分力小，垂直分力大，而泵基础有较强的承受垂直分力的能力，故对基础要求不高； 4 泵的外型及动力端结构较简单，利于减小总体尺寸和重量； 5 一般讲，立式泵的吸排阀、吸排管布置上较困难，拆装维护也不太方便，特别是当压力端至于传动端下侧时更明显。但把压力端至于传动端上侧时则有所改善。 卧式泵的特点： 1 便于操作者观察泵的运转情况，拆装、使用、维修均方便； 2 机组在高度方向尺寸小时，不需要很多的厂房，但在宽、长方向尺寸较大时占地面积大； 3 因活塞（柱塞）做水平往复运动，密封件在工作时需承受活塞（柱塞）自重，容易产生偏磨，尤其当活塞（柱塞）较重、悬臂很长时，这种现象将更明显； 4 卧式泵的机械惯性力水平分力较大，而泵的基础承受水平分力的能力又较差，故卧式泵对基础的强度和刚度要求较高； 虽然卧式泵的缺点较多，根据泵的选用，综合考虑煤矿井下工作面的特殊情况本设计采用卧式泵。2.2活塞泵与柱塞泵的论证比选 在液力端往复运动副上，运动件上有密封元件的叫活塞，无密封元件的叫柱塞泵。相应的泵分别称为活塞泵和柱塞泵。 活塞泵的特点： 1、活塞尺寸不易过小。如过小，密封件难以布置，制造也困难： 2、活塞泵适用于制成双作用泵且多半是双联（缸）双作用泵。 3、活塞泵可通过更换活塞和缸套来达到有及调节流量烦人目的；4、受结构限制，活塞泵一般只适用于低、中压泵，但流量可较大。柱塞泵的特：1、柱塞直径可制的很小，但不易过大；2、由于结构上的原因，柱塞泵大多制成但作用泵，几乎不制成双作用泵；3、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，且易制成高压泵；由上述原因，选择柱塞泵。2.3联数、缸数的确定每一根活塞（柱塞）以及和该活塞（柱塞）来连接在一起的活塞杆、十字头、连杆等组成的组合体，称为一联。一般讲，该泵油几根活塞（柱塞）就可称为 几联泵。例如：只有一根活塞（柱塞）的泵，就称为单联泵。有两根柱塞（活塞）的称为双联泵。有Z跟的成为Z联泵。只有当Z联泵的活塞（柱塞）间相位差相同，个活塞（柱塞）的直径也相同，并且各联的排出口连接起来经同一排出集合管排出时，才可同时成为Z缸体，否则，只称Z联泵。考虑到小的流量脉动率对选用较小的蓄能器来满足液压系统的平稳工作十分有利并综合本设计题目要求的流量、压力大小、本设计确定为三缸体。2.4液缸体结构形式的论证比选 液缸体的结构型式按照泵的作用数分为单作用液缸体和双作用液缸体；按照各工作腔是否在同一块体上课分为整体式和组合式（分离式）。 整体式液缸体是指泵的多多个工作腔都在同一块体上的液缸体。这种液缸体刚性好、工作腔间距小、机加工量小，但工件较大，加工精度要求高，且高压缸套的径向密封易产生过定位。 组合式液缸体是指把只包括一个或一部分工作腔的块体分别制造，然后用一个高压集液块将排液口贯通后汇总出液。大部分是一个工作腔制成一件，甚至还有把柱塞工作腔和阀室也加以分开的。这种液缸多用于高压、超高压或输送强腐蚀性介质的泵上，并且多半是锻钢和铸造件。其目的是：一旦一个工作腔块体破裂，只需单个更换，而不至于损坏一个整体。也正因为如此，这种液缸体加工面增多，连接处的密封件也多。 综合考虑结构特点和受力情况，本设计采用组合式液缸体。 按卧式三缸单作用柱塞泵的吸入阀、排出阀的布置型式，液流通道特性和结构特征可分为：直通式、直角式、阶梯式等不同型式。见图2-1. 当液力端的每一个缸里的吸。排阀轴线均为同一轴线时，称为直通式液力端，见图2-1a；当吸、排阀轴线相互垂直时，称为直角式液力端，见图2-1b；若吸、排阀轴线相互平行但不是同一轴线时，称为阶梯式液力端，见图2-1c。 2-1卧式三联单作用柱塞泵液力端分类示意图 直通式液力端的特点是：过滤性能好、余隙容积较小、结构紧凑、尺寸小。但通常是吸入阀拆装不方便。直角式液力端特点是：吸排阀可分别拆装和更换，所以，使用和维护较方便；余隙容在直通式、直角式和阶梯式三种中是最小的，有利于提高泵的容积效率；结构紧凑，尺寸小，柱塞可以从吸入阀处拆、装；因为必须有一个阀处于水平布置，阀板运动导向必须好，否则会使阀板运动受阻或关闭不良。阶梯式液力端特点是：吸排阀可单独拆装和更换，不必拆开管路，因此，当要求经常而迅速更换泵阀时，多采用阶梯式液力端。但是这种液力端余隙容积较大，排出压力高或介质含气量多时，容积效率较低。比较上述特点，采用直角式液力端。 2.5转动端结构型式选对机动泵，传动端到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、十字头积润滑、冷却等辅助设备组成。在选择和设计传动端时，通常应遵循下面的基本原则：1、 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。2、 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。3、 在结构和尺寸要求允许的范围内，应力求减少比应力求减少连杆比 ,这样不仅能减少十字头处的比压，而且可以减少惯性力的影响。从而可改善泵阀的工作条件和吸入性能。4、 要合理选则液缸中心线的夹角，曲柄间的错角，力求使机械的惯性力和惯性力矩得到平衡，减轻对起初的扰度载荷。5、 传动端，尤其是立式泵传动端，因考虑重心的稳定性。6、 拆、装、检修方便，大型泵的传动端还应考虑到传动端的各零部件的起吊方式和措施。7、 易损坏件及运动副应工作可靠，寿命长，更换较为方便。8、 加工，制造工艺性好。在传动端得结构形式选择中，以曲轴的结构形式选择为主。按基本结构形式，在目前可分为两种类型：两支点三拐曲柄连杆机构和四支点三拐曲柄连杆机构。前者主要用于中、小型用泵，后者为大型用泵、两支点三拐曲柄连杆机构传动端特点和结构选择注意事项是：1、该传动端的曲轴通常为整体铸、锻件，三拐的曲柄间错角为120度，惯性力和惯性矩能得到较好的平衡，曲轴加工量较小，支撑少，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、故成为中、小型泵常采用的一种型式。2、两支点三拐曲轴受力情况复杂，一般不能简化为平面力紧或简支梁，曲轴在工作时的最大扰度和两主轴颈处偏转角均较大。3、连杆大头必须采用剖分式，否则就无法装配。为此，；连杆大头轴承多采用剖分式薄壁或厚壁轴瓦，大头与连杆间采用螺栓连接，技术要求高，加工量也较大。4、由于曲轴为整体铸、锻件（毛坯）再经车削加工而成，故曲轴半径不宜过大，亦即这种传动端组成的三联泵，活塞(柱塞)行程不宜过长。四支点三拐曲柄连杆机构传动端特点和结构选择注意事项是： 1、由于支点增多，曲轴受力情况有了改善，最大扰度和主轴颈处的偏转角都相应减小。这样就不仅改善了连杆大头轴瓦的工作条件，而且两端轴承也可采用允许偏角较小而承载能力较大的双列向心短圆柱滚子轴承。从而可使同样的曲轴承受较大的活塞力。但是，由于支点增多，是传动端尺寸加大，加工量增多，装配也增加，故中、小型泵采用较少。 2、剖分式连杆大头采用连杆螺钉连接，螺钉直接旋入连杆体，连杆体大头处不必开通螺栓孔，减小了应力集中，提高了连杆体的疲劳强度。但是这种结构，如果发生连杆断裂已断的螺钉不便拆除。综上所述，选用两支点三拐曲柄连杆机构传动。第三章 主要参数设计3.1 泵体参数计算根据题目要求乳化液泵的额定流量Q=300;压力P=31.5MPa 已给定。在工作中，泵的排出压力仅取决于结构强度，液力端密封质量及原动机的额定功率，而与流量无关。因此，满足排出压力的要求，除了选择功率足够的原动机外，还由具体零部件的结构形式来确定。根据容积效率选取的一般原则，当泵的排出压力P2高、流量Q小、每分钟往复次数高、液力端余隙容积大、制造精度低且当输送高温、高粘度或低粘度、高饱和蒸汽压的液体介质或介质中含有气量大、含有固体颗粒时，应选取较低值；反之可取较高值。当输送常温水时，=0.800.98；当输送石油产品、热水介质时，=0.600.80。取容积效率=0.92。计算折合成单联但作用泵的有效效率：=612=51.5KW式中：P全压力，当泵的出口压力远远大于进口压力时，近似于出口压力，PaQ流量；/sZ柱塞数目，液缸数K系数，K=1,对于单作用泵，=1，K=0。对于双作用泵，0柱塞平均速度：查1取Kt=0.25所以：=0.25=1.2m/s柱塞行程：查1选取曲轴转速=500r/mins=0.072m确定柱塞直径：根据流量计算公式Q= 得：D= v=0.063m取D=63m程径比：=1.14曲柄半径：r=s/2=72/2=36mm在取值范围=1.03.5内，并满足取值条件，程径比合适。连杆比=一般取值不大于0.25，处取=0.08，则 =r/=36/0.08=450mm吸排液管直径： 两值的选取主要取决于吸排液管内的流速 其一般取值范围：=12m/s、=1.52.5m/s,为了制造方便、互换性能好，取相同的、值，使=1.5m/s。则 =0.057m=57mm3.2原动机的选择 泵的有效功率： Ne=PQ=31.5300/60=154.4kw 泵的轴功率（输入功率）： 电动泵的效率范围是=0.600.93。取泵的效率=0.90。 N=171.1kw 查设计手册选取 联轴器效率：=0.99 电动机效率：=0.95 所以原动机理论功率： =181.9KW差设计手册选取YB2-315L-4型矿用隔爆型三相异步电动机，额定功率为185KW。额定转速为1500r/min。效率为0.95，质量为1520Kg。3.3运动与动力参数计算传动装置的总传动比： =2.97各轴转速计算：=n/=1450/1=1450r/min =/=500r/min各轴输入功率计算： =1850.990.95=181.318kw = 181.318=167.2kw各轴扭矩计算： =9550=119N =9550=319.3N运动与动力参数对比：轴号转速N（r/min）输出功率P(kw)输出扭矩T（N）电机轴1485185齿轮轴1485181.3181190000曲轴500167.231930004.1齿轮的设计4.1.1选择齿轮材料，确定许用应力泵为一般机器，速度不高，故选用7级精度，查【2】表10-1选小齿轮材料10Cr（调质），硬度为280HBS，人齿轮选用45钢(调质)，硬度为240HBS。选择小齿轮齿数为24齿，大齿轮数为72齿。初选螺母升角=4.1.2 按齿面接触强度设计计算 查【2】公式10-2得标准圆柱斜齿轮的设计公式：d确定公式内的各计算数值1、 式选K=1.62、 由【2】图10-30选取区域系数=2.433、 由【2】图10-26查得=0.771,=0.865=0.771+0.865=1.6364、 由【2】表10-7两只承相对于小齿轮的对称布置选取齿宽系数 =15、 查【2】表10-6材料的影响系数 =189.8MP6、 查图10-21d硬度差得小齿轮的接触疲劳强度=600M大齿轮的接触疲劳强度=600M。7、 由式=60j，为工作寿命10年（每年工作300天），两班制，每班8小时。则：=60148512830010=4.28 = 由【2】图10-19取接触疲劳寿命系数，KH=0.89，KH=0.924.1.3计算接触疲劳许应用力： 取最小安全系数S=1 由式=得： =534MPa =506MPa所以许用接触应力：=520MPa4.1.4计算小齿轮分度圆直径 因为齿轮轴传递的扭矩是由齿轮轴上的同样的两个齿轮传递，故每个齿轮齿轮传递的扭矩T=119104Nmm d1t=132.86mm4.1.5计算圆周速度 v=10.33m/s4.1.6计算齿宽b及模数 b=1 =5.37mm h=2.25=2.25 =11.074.1.7 计算纵向重合度 =0.348=0.318=1.9034.1.8 计算载荷系数由【2】表10-2查得使用系数KA=1，根据V=10.33m/s，7级精度。由图10-8查得动载荷系数Kv =1.18.由表10-4查得=1.33，由表10-3查得载荷分配系数=1.4。由表10-13查得=1.315 故载荷系数：K=KA Kv=14.1.9 根据实际动载荷系数校正所算的的分度圆直径： =132.86=147.73mm4.1.10计算校正模数 =5.954.1.11 按齿根弯曲疲劳强度校核计算设计 由式 =4.1.12 确定公式内的各计算数值： 由表15-1查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。大齿轮弯曲疲劳强度极限1、由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85 KFN2 =0.882、计算弯曲疲劳许用应力3、取弯曲疲劳安全系数S=1.4 303.57MPa238.86MPa5、根据纵向重合度由图10-28查得螺旋角影响系数6、计算当量齿数： 78.82查取齿形系数 由表10-5 查得 查取应力校正系数 由表10-5查得 7、计算齿根弯曲疲劳强度：?？由以上可知齿根弯曲强度满足要求。4.1.13 计算中心距a=294.5mm将中心距圆整为295mm4.1.14按圆整后的中心距修正螺旋角 arcCOS=arccos=14067” 因值改变不大，故a.等不必修正4.1.15计算大小齿轮的分度圆直径 =148.7mm =441.2mm4.1.16计算齿轮宽度 b=1148.7=148.7mm 圆整：取 4.1.17 齿轮的基本几何参数： 法向模数： 齿数： 法向压力角： 齿顶高系数： =1 顶隙系数： =0.25 螺旋角： 分度圆直径: 齿顶高： 齿根高： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 4.2 齿轮轴的结构设计及强度计算 综合考虑小齿轮齿根圆直径和输入相应轴段直径的大小，本设计采用为齿轮轴形式。4.2.1 计算作用在齿轮上的力： 转矩： 轴上齿轮分度圆直径：d =148.7mm 圆周力： =15844 N 径向力： 轴向力： 4.2.2 初步估算轴的直径： 选取45钢为轴的材料，调质处理。 根据公式：d =A 查【2】表5-13，取A=126103，则： 4.2.3 齿轮轴的结构设计： 轴段选择联轴器： 根据工作情况，查【2】中表6-2，选取工况系数。 联轴器的转矩计算： 根据工作要求选用轮胎式联轴器，型号为：UL12型联轴器，许用转矩=3.15，与输入轴连接的半联轴器孔径因此选取轴段的直径为 。半联轴器轮xxxxx？长度L=172mm (J型轴孔)。 轴段：此轴段为配合轴颈，按照半联轴器孔径，选取轴段直径。为保证定位要求（不产生定位干涉），轴段的长度应比半联轴器轮孔长度略短23mm，所以确定轴段长度L1=170mm。 轴段：此轴段分为两部分，一是与轴承端盖配合保证密封效果；二是与轴承配合的支撑轴颈，两部分取基本尺寸相同。为了保证半联轴器的轴向定位，轴肩高度应大于0.07d1，预选轴承位30218型圆锥滚子轴承。宽度B=32.5mm，取轴段直径为轴承内圈直径，d2=90mm；轴段长度应为轴承宽度、轴承端盖宽度和扳手活动宽度之和，因此确定其长度为L2-3=L8-9=30m。 轴段：此轴段为连接轴，为了保证轴承的正常拆卸，此轴段的轴肩高度不应大于轴承内圈的厚度，取d3=d7=d5=100mm；同时为保证齿轮端面与箱体内壁的距离，取轴段长度L3-4=L7-8=195mm，L5-6=100mm。 轴段：这两段为轴段为小齿轮，尺寸由小齿轮参数决定，即直径d4=d6=157.7mm，长度L4-5=L5-6=155mm。4.2.4齿轮轴的强度校 根据轴的结构图做出轴的计算简图，因为两轴承支点间的距离不是很小，故以轴承宽度中点作为支点反力的作用位置。 F1=11.7KN 考虑到两齿轮同时承担转矩T1，取分布不均匀系数为1.1则 F1=11.71.1=12.9KN Fr=Ft=12.9=4.9KN 轴向力Fa量齿轮产生的方向互相相反，互相抵消，Fa=Ft=3.37KN齿轮轴扭矩及弯矩图：4.2.5计算支反力： 水平面： 垂直面： 弯矩M: 总弯矩： =3919.5 扭矩： 4.2.6 按轴的弯扭合成校核轴的强度： 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度（即危险截面1-1）。因轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取轴的计算应力： 前已选定轴的材料为45Cr，调质处理，由表15-1查得，因此，故安全。4.2.7 精确校核轴的疲劳强度：（1）判断危险截面 截面A、2、3只是受扭矩作用，虽然键槽轴肩及过渡配合所引起应力集中均将消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭矩强度较为宽裕来确定的。所以截面A、2、3无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面4最为严重，从受截的情况来看，截面1-1上的应力最大，截面5的应力集中的影响和截面4相近，但截面5所受的扭矩是4的一半，故截面5的不用校核，截面1-1虽然应力最大，但是应力集中不大，而且这里的直径最大，故截面C不必校核，因而该轴只需校核4截面的左右两则即可。（2）截面4的左则抗弯截面系数：W=0.1抗扭截面系数：截面4左则的弯矩：M=截面4右则的扭矩：T=1395.9N截面上的弯曲应力： 截面上的扭转剪应力： 6.39MPa因为齿轮轴的材料为40Cr，调质处理，得=685MPa、=335MPa、=185MPa。截面上由于轴肩形成的理论应力集中系数 及按附表3-2查取因=0.029 =1.08经插值后得=2 ，=1.34又由附图3-1可得的材料敏性系数为=0.84 =0.85，故有应力集中系数按式：=1+(-1)=1+0.841=1.84=1+(-1)=1+0.850.34=1.289由附图3-2查得尺寸系数=0.62，由附图3-3得扭矩尺寸系数=0.78。轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数，轴未经表面强化处理，即=1。则得综合系数为：又因合金钢的特性系数： 取 取于是计算安全系数的值： 故可知其安全。（3）截面4右则： 抗弯截面系数： W=0.1抗扭截面系数：弯矩M及弯曲应力为： M= 扭矩扭转应力为：T= N 2.5MP由于齿轮轴，齿轮与轴为一体，故截面4右则的，故安全。4.3 曲轴的设计： 考虑到本设计的流量较大，要求泵的瞬时流量脉动要小，才能够运行比较平稳，而且奇数缸的脉动相对比偶数缸的脉动小。因此采用两支点三拐曲轴，这种形式的曲轴因其支承少，使曲轴和机体的加工量少，传动端装配也简单。另一面，由于所选用曲轴的拐数较多，则曲柄的空间位置分布直接影响曲轴的惯性力，惯性力矩以及曲轴颈处的挠曲变形等。曲柄错角选择应考虑有利于减小流量不均匀度，惯性力矩和惯性力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，比仅取曲柄错角120（各错角均等），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：第二曲柄与第一曲柄间的错角取为240，第三曲柄与第一曲柄的错角为120。这样才有力与主轴颈处的变形（倾角）接近，特别是轴前端主轴颈处伸部位有附加力矩时，更是如此。但是，单凭平均分布，对于平衡惯性力矩并不是最好的唯一条件，而必须还有一个合理的分布。曲拐轴的轴心线与曲轴旋转中心同心的轴向端不叫做轴端，曲轴通常都有两端。轴的外伸端叫前端，因为前端一般均与原动机或泵外减速机连接，并作为总扭矩的输入端，故前端也叫输入端。相对的另一端叫后端，也叫尾端。曲轴的轴颈包括主轴颈、支承颈和曲柄销。主轴颈是指轴端上安装主轴承（滚动轴承）或曲轴支承在机体主轴上的部位。支承颈是指曲轴中部作为支点支承在机体两主轴承中间轴承上的部位。显然支承颈须与主轴颈同轴心。曲柄销指曲轴上与连杆大头连接的部位（也叫连杆轴颈），它与主轴颈不同心。曲轴上连接主轴颈和曲柄销或连接两相邻曲柄销的部位叫做曲柄。前者又称为短臂，后者称为长臂。曲柄与曲柄销的组合体称为曲拐。靠近主轴颈的曲拐较短，又叫段拐；连接两曲柄销的拐较长，又叫长拐。由主轴颈中心（即旋转中心）到任意曲柄销中心的距离称为曲柄半径。曲轴