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机械毕业设计全套
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XYY01-050@乳化液泵设计,机械毕业设计全套
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1 第一章 绪论 1.1.选题的意义 乳化液泵作为一种通用机械，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泉，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。乳化液泵是煤矿井下支护作业和安全生产的重要装备与工具，其传动方式简单可靠，量大面广，具有高效低耗、安全可靠、移动灵活轻便、操作简单，无污染的特点，深受广大煤矿工作者的欢迎 。这些产品填补了国内空白，拥有多项国家专利，其核心 技术上具有完全自主知识产权，处国内领先水平。乳化液泵在其他行业也有广泛的应用，市场的需求量特别大。 1.2乳化液泵的用途 乳化液泵站是井下综合采煤工作面支护设备的动力源泉，煤矿井下支护作业 “外注式单体液压支柱 ”及 “液压支架 ”的专用小型推移式注液设备，也是支护作业更换维修的不可缺少的工具。 乳化液 泵具有体积小、重量轻、操作简便、移动灵活、工作平稳可靠和高效、节能、安全的特点，尤其是在空间狭小的坑道口、掘进头、低煤层和回采面等地段，更是一般大型注液泵站无法替代的产品，深受广大煤矿工作者的欢迎。乳化液泵是要实现煤 矿井下安全运行的十分必要的一个环节。由于乳化液泵具有流量均匀、压力稳定、运转平稳、强度高、脉冲小、油温低、噪声小、使用维护方便等特点， 所以还广泛适用于管道清洗、工件清洗、玻璃清洗、工程掘进等。 1.3设计的理论基础研究的内容及方法 乳化液泵在许多行业中都有广泛的应用，通过对流体力学、液压传动、机械制图和流体机械等的学习对设计有了一定的理论基础，在实习过程中到车间的参观和对泵的一些零部件及工作原理的认识使我对乳化液泵的设计有了基本的思路，利用理论课学过的知识进行理论分析热力学分析和对比计算，再通过查阅资料与 分析计nts 2 算相结合进行方案的设计，根据计算校核进行及时的修改和设计修订 ，实现优化设计，并能很直观的反映出乳化液泵的内部结构和工作原理。 随着经济的发展在很多生产技术领域内，广泛使用着以曲柄连杆机构为传动方式的柱塞泵。此种传动方式，简单可靠，量大面广。从小型的实验室计量泵到超过 1 MW 的大功率石油钻井泵，以及油田注水、压裂、固井、输油、输液等工况往复泵，几乎均被此种传动方式所覆盖，可谓独领风骚、经久不衰，。应该肯定，以往对传统往复泵的理论研究和实验研究，系统完整，揭示其运动规律与动力特性，对发展生产技术将继续发挥 重要作用。但与任何其它事物的发展过程一样，恰恰在对传统往复泵工作机理研究逐步深入并取得积极成果的同时，也开始认识到传统的曲柄连杆机构所决定的运动与动力特性局限了其自身的应用范畴及发展。 通过以上分析可以领悟出一个道理，即在曲柄连杆机构传动的往复泵中，其所以要发展三缸泵、四缸泵、五缸泵、六缸泵甚至七缸泵等多缸泵，从动力学特性的本质上来判断，都仅仅是为了尽可能减少叠加加速度，以减小液流惯性损失，以及减小叠加排量波动度，以改善吸入性能和排液工艺质量，即采用增加结构复杂性的手段来改善曲柄连杆传动方式的动力特性与运动 特性，这在机械设计中是常见的事情，但其所付出的代价是巨大的。 在传统的曲柄连杆机构传动的往复泵发展过程中，排量、压力的波动以及吸入系统惯性损失对自吸性能的严重影响，始终制约着泵速的提高。虽然排出预压空气包、吸入缓冲器及吸入灌注泵的配套使用能在一定程度上缓解这些矛盾，但不是从根本上解决问题，所以， 20 世纪 80 年代初期出现的“适当增长冲程长度、合理降低额定泵速、发展中速往复泵”的技术路线。这种对策的实质，实际上就是对曲柄连杆机构往复泵适用范围的标定，也就是说，在综合考虑运行工况、使用条件、制造水平、基础工业水准 的条件下，曲柄连杆机构的往复泵只适应在中速或较低的泵速下才能确保其运动的可靠性。如果提高泵速，则必须附加排出端减振装置和吸入端灌注设备。在这种情况下，由于提高泵速所导致的减小往复泵体积及质量的优点，将被附属设备复杂程度的提高、质量的增加以及维修成本的增加抵销得一干二净。也就是说，企图在单纯的参数设计nts 3 上提高泵速、缩短冲程来减小往复泵的体积与质量，主观愿望在情理之中，客观效果在意料之外，因而限制了它的进一步发展。 但任何事物的发展都存在矛盾，并且任何新生事物也只能在一定的领域内具有适应性，归纳起来，有以下几点认 识作为引玉之砖： (1)传统的往复泵，仍将继续在生产技术领域内发挥巨大作用，一般地说，在中速和较低的泵速下，可靠性程度较高，“适当增长冲程长度、合理降低泵速”的技术路线仍是切合实际和具有现实意义的。 (2)恒排量往复泵，以发展三缸单作用型式为宜，如果盲目增加缸数，其效果将与发展恒排量泵的宗旨背道而驰，如果毫无顾忌地提高泵速，也将引起单缸内的汽化并使工况恶化，因此，凸轮传动的恒排量往复泵的参数设计，似宜为“适当缩短冲程长度、合理提高额定泵速”。 (3)恒排量往复泵对油田注水泵、增压注水泵、注聚合物泵特别适应， 具有现实的技术开发价值，并将对驱油泵 (特别是稠油泵 )等有特殊工艺要求的泵的发展起促进作用。 (4)传统往复泵与恒排量往复泵，在相当长的历史阶段内必将长期共存，并按技术特征、工况条件、工艺要求、经济效益来划分其各自占领的领域、各扬其长、各得其所、互相补充、共同发展。 nts 4 第二章 总体方案的确定 .泵型的选择及特点 根据给定的设计参数和压力高等应用特点，选用的泵型为往复泵，往复 泵可以分为机动泵、手动泵、柱塞泵、隔膜泵、计量泵、立式泵、卧式泵、对置式泵、轴向平行式泵等，这些泵之间有着密切联 系 22。 2.1.1机动泵及其 共同特点 用独立的旋转原动机（如电动机、柴油机、汽油机等）驱动的泵，称为机动泵。用电动机驱动的泵又叫电动泵。 机动泵通常由液力端、传动端 、减速机，原动机及其附属设备（润滑、冷却系统等）所组成。 机动泵的共同特点： .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 (柱塞的行程 )、 D （柱 塞直径）而与泵的排出压力几乎无关，当 n 、 S 、 D 为确定值时，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，它只取决于排出管路的特性而与泵的结构参数和原动机的功率无关。 .机动泵都需要有一个把原动旋转运动转化为柱塞往复运动或隔膜周期性弹性变形的传动端，故一般讲，结构较复杂，运动零部件数量较多，造价也较昂贵。 表 2-1 常见的几种 机动柱塞泵的参数范围 22 用途（介质） 化工用泵（化工介质） 液压机（乳化液） 泵型 卧式三联（缸）单作用柱塞泵 卧式三联（缸）单作用柱塞泵 Q （ m3 /h） 565.5 1207.0 nts 5 2P (10N/m2 ) 32025 50050 n (spm) 26024 800110 S (10 3 m) 22065 28020 D (10 3 m) 11545 16016 DS 5.25.1 6.57.0 30nsum (m/s) 0.14.0 8.15.0 DN (kw) 2255.7 55040 2.1.2直接作用泵 及其特点 液力端 柱塞与动力端直接连接的泵，通称为直接作用泵。动力端的工作介质可以是蒸汽，压缩气体（通常是空气）或有压液体（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、动力缸，配汽（气或液）机构及其它附属设备所组成。 直接作用泵的共同特点： .瞬时流量脉动较小，平均流量（泵的流量）也只取决于 n 、S 、 D .但在蒸汽泵中，由于蒸汽源的压力是恒定的，因此当在蒸汽进口截流时，进入 汽缸（动力缸）的蒸汽量和蒸汽压力将同时发生变化，相应的柱塞速度和或 n 将发生变化，从而泵的流量就不能恒定；另一方面，如果泵的排出压力增高时，由于汽缸内蒸汽压力不变，所以柱塞速度（或 n ）就会自行降低，泵的流量也随之减小。故蒸汽直接作用不会过载。 .泵的排出压力取决于管路特性，因此，对于直接作用泵来讲，泵的最大排出压力取决于它和动力端工作介质的压差。这样一来，安全阀就可设置工作介质一侧，既可以保护动力源 设备又使操作上比 较安全。 .直接作用泵无须具备由旋转运动转化为柱塞往复运动的传动端，因此，就泵本身来讲，结构较简单，易损件少，造价也较低廉。但对于需要自备动力源的直接作用泵，泵机组还是较为复杂的。 nts 6 .直接作用实现流量调节则较为方便，只要改变工作介质的流量就可以达到泵的流量调节的目的。 .直接作用泵，特点是蒸汽直接作用泵，因无产生火花的动力装置，因此适用于要求防火的场合。 .直接作用的型式较少，只有双联（缸）双作用，双联（缸）单作用，单联（缸）双作用或单联（缸）单作用几种有限的型式。 由于上述特点，直接作用泵使用范围 没有机动泵那样广泛。目前，蒸汽直接作用泵主要用于输送石油及其副产品，如石蜡、沥青等；以气或液体为工作介质的直接作用泵则主要用作产生高压或超高压的增压泵 22。 2.1.3手动泵 及其特点 用人力通过杠杆机构驱动柱塞做往复运动的泵，称为手动泵。 手动泵的特点： .泵的流量和均匀度均无定植，它取决于人力在单位时间内的操作次数和操作均匀程度。 .泵的排出压力取决于排出管路特性和排出端压力。泵的额定排出压力则与泵的结构强度，液力端密封质量及人力大小有关。 手动泵主要用于缺少动力或无须其他动力的场合。例如：简易水 压试验，简易农药喷雾、农村简易深井提水，食品工业提升液状物以及简易消防用泵等。 2.1.4柱塞泵及其 特点 在液力端往复运动副上，运动件上 无密封元件的叫柱塞。相应的泵称为柱塞泵 . 柱塞泵的特点： .柱塞泵的柱塞形状简单，柱塞直径可制得很小，但不宜过大目前所见到的柱塞直径范围大多在 D =3 150（ 103 m） ,个别的达 0.2m。直径过小，会遇到加工工艺上的困难，直径过大，特别是卧式泵，因柱塞自重过大造成对密封的偏磨，影响密封的使用寿命 。 .由于结构的原因，柱塞泵大多制成单作用的，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nts 7 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。 2.1.5 隔膜泵及其特点 泵的液力端借助于隔膜（膜片、波纹管等）来组成工作腔，以隔膜周期弹性变形来代替柱塞的往复运动的泵，称为隔膜泵。 隔膜泵的特点： .在泵的液力端以隔膜的静密封代替了柱塞的动密封，因此可作到输送介质绝对不外漏。因此，隔膜泵适于输送易燃、易爆、剧毒、恶臭以及具有放射性等对人体有害的介质，也用于输送纯度高、价格昂贵的物料。对于强腐蚀、易挥发、易结晶以及磨砺性很强的悬浮液，有时也采用隔膜泵，以改善柱塞密封的工作条件，延长其使用寿命。 .为了保证隔膜的强度和使用寿命 ，隔膜的弹性变形挠度通常很小，故对隔膜泵来讲，隔膜工作腔的行程容积不可能很大，否则其径向尺寸就会很大。另外，隔膜泵的每分钟的往复次数也较低。 .由于结构上的原因，隔膜泵的余隙容积较大，而且在泵 的吸入过程中需要额外克服隔膜变形的阻力，故隔膜泵吸入性能较差，容积效率也较低。 .隔膜泵，特别是液力隔膜泵在结构上要比柱塞泵复杂，使用、维护的技术要求也 较高。 2.1.6卧式泵 及其 共同特点 液缸或柱塞中心线为水平布置的泵，均称为卧式泵。 往复泵多为卧式泵，其共同特点如下： .便于操作者观察泵的运转情况，拆、装、使用、维修较为方便。 .机组在高度方向尺寸时，不需要很高的厂房；但在长、宽方向尺寸较大时 ,占地面积则较大。 .因为柱塞做水平往复运动，密封件在工作时须承受柱塞自重，容易产生偏磨，尤其当柱塞较重、悬臂很长时，这种现象更为明显。 .卧式泵的机械惯性力水平分力较大，而泵的基础承受水平nts 8 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。 2.1.7 立式泵及其共同特点 液缸或柱塞中心线是垂直布置的泵，称为立式泵。 立式泵的共同特点： .高度方向尺寸较大，厂房高，但长、宽方向尺寸小，、占地面积少。 .运转时，柱塞密封不承受柱塞自重，不易产生偏磨。 .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。 .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 ，特别是当液力端置于下侧时更明显。但当把液力端置于上侧时，则有所改善。 通过对以上几种型式泵的特点的对比，再结合乳化液泵本身的结构特点及其用途， 此次设计选用三联单作用机动卧式柱塞泵。 2.2液力端结构型式选择 在往复泵上把柱塞从 滑块 处脱开一直到泵的进出口处的部件，称为液力端，液力端是介质过流部分，通常由液缸体，活塞和缸套或柱塞及其密封（填料箱）、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（或集液器）等所组成，液力端结构型式的选择应与泵型及总体结构型式时，应遵循下述基本原则： .过流性好，水力阻力损失小，为此，液流通道应力求短而直，尽管避免拐弯和急剧的断面变化。 .液流通道应利于气体排出，不允许有死区，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。 .吸入阀和排出阀应垂直布置，以利于阀板正常启闭和密封，特殊情况下也可以倾斜和水平布置。 .余隙容积应尽可能小，尤其是对高压短行程泵或当泵输送含气量大，易挥发性介质时，更应力求减小余隙容积。 .易损件寿命长，更换方便。 .制造工艺性好 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nts 9 端，因此液力端结构型式很难统一划分，按泵的吸入阀、排出阀的布置型式、液流通道特性和结构特性可分为：直通式、直角式、阶梯式。对于卧式三联单作用柱塞泵的液力端选用直通式。 2.3传动端结 构型式选择 往复泵上传递动力的部件叫传动端，对于机动泵，传动端是指从 滑块 起一直到主轴（曲轴）伸出端（动力输入端）为止的部件，如果是泵内减速的，则传动端包括减速机构，如果是泵外减速的，则传动端不包括减速机构，减速机独立，如果是直联泵则传动端没有减速机构，也无减速机。对直接作用泵，传动端即指动力缸（汽缸、气缸）等部件。机动泵的传动 端主要由机体、曲轴连杆、曲柄、滑块 及润滑冷却等辅助设备所组成 11。传动端结构型式选择也应和泵型及总体结构型式选择同时进行，在选择和设计传动端时应遵循以下基本原则： .传动端所属主 要零部件必须满足泵最大柱塞力下是强度和刚度的要求。 .传动端内各运动副，必须是润滑可靠，满足比压和 Pv允许值，润滑油温升也限制在设计要求以内，必要时应有冷却设备。 .在结构和尺寸要求允许的范围内，应力求减小连杆比)( l 这样不仅可减小 滑块 处的比压，而且可减少惯性水头的影响，从而可改善泵阀工作条件和泵的吸入性能。 .要合理的选择液缸中心线的夹角，曲柄间错角，力求使机械的惯性力和惯性力矩得到平衡，减轻对基础的挠力载荷。 .传动端，尤其是立式泵传动端，应考虑重心的稳定性。传动端顶部应设有运转时排 气，停车时封闭的排气装置，底部应设有排放润滑油的油脂。 .拆、装、检修方便，大型泵的传动端还应考虑到传动端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，更换较方便。 .加工、制造工艺性好。 nts 10 图 2-1 乳化液泵 总体结构图 1 机体 2 连杆 3 滑块 4 曲轴 5 减速机构 6 缸套组件 7 柱塞 nts 11 第三章 泵的主要结构参数的选择与确定 3.1泵的主要尺寸参数的确定 3.1.1给定设计参数 工作介质：乳化液油（含 3 -5乳油的中性溶液） 排出压力： P=35MP 排量： Q=80L min 往复泵柱塞个数： Z=3个 泵的排出压力额定值仅取决于结构强度、液力端密封对对质量及原动机的额定功率而与流量无关。 由公式 22vvv KSnEDKA S n EQtQ )1(240)1(60 2 vvmnZDKZUD 240)1(8 32 10 9 m3 /s 式中 Q 泵的实际流量 ,10 9 m3 /s tQ泵的理论流量 ,10 9 m3 /s v泵的容积效率 24 DA 柱塞截面积， m2 D 柱塞直径， m S 柱塞行程长度， m n 曲轴转数（ rpm）或柱塞的每分钟往复次数 spm Z 泵的联数（柱塞数） K 系数 AArK 1（ Ar 柱塞杆截面积， m2 ） = 2)(1DDr（ rD 柱塞杆直径， m） 30snUm 柱塞的平均速度， m s nts 12 DS程径比 由上式可知，流量 Q 与 n 、 s 、 D 、 rD 、 Z 等结构参数有关，如果在总体设计时预先选定了泵型和总体结构型式，那么 Z 、 K 即为已知，因此，决定 Q的主要结构参数就是 n 、 s 、 D 和 rD ，对于柱塞泵则只有 n 、 s 、 D 三个主要结构参数 22。 3.1.2柱塞 直径和行程的确定 1.柱塞平均速度mU的 选择 mU的大小直接影响泵各运动副零、部件的摩擦和磨损，特别是对柱塞及其密封这一对运动副的影响尤为显著。mU不应选择过大，mU过大摩擦和磨损严重，特别是当柱塞及其密封一旦严重磨损，泄露就将增加，流量下降，排出压力也不能达到额定值。mU也不能选择过小，要获得一定的 Q 值，当mU一经确定， D 即为确定值如果mU选择过小， D 值就必须较大，这样一来。不仅使液力端径向尺寸增加，而且因柱塞力是和 2D 成正比的，传动端受力也随之聚增，从而会使泵的总体尺寸和重量增大。 .选取mU值的一般原则和方法 可参 考泵的有效功率eN来选取，一般讲，eN越大，mU也越大，反之则宜取较小值，因为eN大，柱塞力趋于增大，为了减小活塞nts 13 力，或加大 s ，或提高 n ，其结果都使mU增大。 .活塞平均速度mU的确定 22 mU的大小主要与折合成单联单作用泵的有效功率ezN有关 mU= 4.0eztNKm/s 式中 mU柱塞平均速度， m s tK统计系数 tK（ 0.18 0.8） ezN折合成单联但作用泵的有效功率， kw )1(612)1(612 )( 12 KZPQKZ QPPN ez （ 3-1） 式中 Q泵的流量， L min当选取mU时 QQt 2P 泵的排出压力， 105 N/m2 1P 泵的吸入压力， 105 N/m2 ，当 2P 1P 或 1P 为常压事，全压力 2P -1P 2P Z 泵的联数 K 系数 AAK r 1，对于单作用泵 1AArK=0 对双作用泵， 1AAr, 10 K （ K 取 0.3） 由公式（ 3-1） 25.15)10(36 1 2 8035)1(6 1 2 KZPQN ez kw nts 14 所以： 892.025.153.0 4.04.0 eztm NKUm s 2.曲轴转数 n 和柱塞行程长度 s 的选择 当mU选定后，柱塞的直径可算出由公式30nsUm 查表 2-6常见泵型的 n 值范围及建议值 22，对一般的卧式三联单作用机动泵 n 值范围现有产品（ 180 720spm）取 min535 rn .05.0535 892.03030 n US m 通过圆整取行程 044.0S m 对于机动泵 8(L 16） S 44.010 SL m 3.柱塞直径的确定 由经验 公式 22： QZSSn 1 （ 3-2） 式中 n 曲轴的转数 r min S 柱塞的行程长度 m 1S 柱塞的面积 m2 Z 联数 容积效率 Q 泵的流量 L min 对于容积效率v的选择：当输送常温清水时v=0.80 0.98，当输送石油产品、热水、液化胫等介质时，v=0.60 0.80。 对乳化液泵取v=0.9 由公式（ 3-2） nts 15 31 102586.19.03044.0m in535 m in80 r LnSZ QS 21 4 DS 解出 柱塞直径 04.0D m 4.程径比 DS 1.104.0044.0 DS 5.吸入和排出管内径 21dd 的选择 这两个值的选取主要取决于吸入、排出管内介质的流速 1v 和2v 。 1v 、 2v 过大；水力阻力损失过大，消耗能量多，泵的吸入性能差，而且容易产生液缸内空化和汽蚀以及泵的过流量现象； 1v 、 2v过小，管路和液力端尺寸较大。在往复泵中，通常要限制 1v 、 2v 值，尤其 1v 值限制更重要，一般取值范围是： 11v 2m s， 5.12 v 2.5 m s 为了制造方便常常采用相同的 1v 、 2v 值，即取 21 dd ，令 0.221 vv m s 29214.3 804442121 vQvQdd 式中 1d 吸入管内径 m 2d 排出管内径 m Q 泵的流量 m3 s nts 16 1v 吸入管内介质的平均流速 m s 2v 排出管介质的平均流速 m s 3.2电动机的选择 3.2.1原动机功率的选择与确定 1.原动机的选择 7.36PQNe kw =27PQPS 式中 P 泵的全压力 Q 泵的实际流量 L min 也可以按下列公式计算 75.45450612 PQPQN e kw 式中 P 泵的全压力 105 N/m2 Q 泵的实际流量 L min 2.泵的轴功率（输入功率） eNN （ 3-3） 式中 泵的效率，电动泵的效率范围 6.0 0.9 取 9.0 由公式（ 3-3） 83.509.0 75.45 eNN kw 3.原动机的功率 dd edNN kw (3-4) nts 17 式中 d 泵的传动装置效率 d 原动机的效率 取 d =0.99 由于泵的效率 已包括了泵的传动机构的摩擦损失，所以，泵的传动装置效率只与泵的减速机构的机械损失有关。当采用齿轮传动时， 94.0d 0.99（闭式）；采用平皮带传动时d=0.92 0.98，三角皮带传动时d=0.90 0.94 由公式（ 3-4） dd edNN kw 6.5499.094.09.0 75.45 kw 3.2.2电 动机的选择 图 3-1 Y250M 4型电动 nts 18 表 3-120原动机功率储备系数cK泵的型号 电动机的功率 KW 机动泵 2 6 10 20 2 储备系数cK2 1.5 1.25 1.15 1.10 51.596.541.1 dcd NKN kw 通过圆整后取 55 dNkw 查表 3-2 Y 系列电动机技术数据可知 20，选取 Y250M 4 型电动机 P =55kw 5.102I A 1480n r min 6.92 功率因数 0.88 nts 19 第四章 主要零部件的设计 4.1液力端主要零部件的设计 柱塞泵液力端通常由液缸体和缸盖，吸入和排出阀箱、阀盖、缸套柱塞和填料箱以及进出口法兰等。液缸体是柱塞泵中主要承受液压的零件之一，由于它的形状复杂、壁后不均，内有十字或 T型交孔、应力集中大，而且是与输送介质接触，并承受内压交变载荷，因此，它的设计合理性，对其寿命有较大的影响。特别是当输送高温、高压、强腐蚀性介质时，应注意以下几点： .要选取合适的材料和热处理方式，既要有较 高的强度指标和抗腐能力，又要特别注意到材料对应力集中的敏感性。 .在结构设计上要求形状简单，壁厚均匀，内部流道孔相交也应尽可能减少，实践证明；在同等条件下， T 型交孔要比十字型交孔的液缸体寿命长一些。 .如果加工工艺允许，在内部流道交孔应予导圆，并对加工表面做强化处理，以减弱应力集中的影响。 .如果在总体和液力端部件设计时就能注意到把液缸 体内的高度应力集中部位和高度变载荷区分开来，将会有效地提高液缸的使用寿命。 图 4-1a直通式布置的液缸体 图 4-1b 垂直布置的液缸体 nts 20 液缸体的结构型式主要是服从本泵的总体结构型式和液力端结构选型， 液缸体的结构特点可按泵的数分为单作用液缸体和双作用液缸体。对于单 作用柱塞泵适合于整体式液缸体，此形式的泵的多个工作腔在同一个块体上，这种液缸体钢性好，工作间距小，机加工量少，但工件较大。 整体式柱塞泵液缸体除特殊型外，大多是由若干个垂直相交圆柱面流道孔所组成的一个多工作腔体。 下图是典型的液缸体剖视图。图（ a）是吸入阀和排出阀组直通式布置的液缸体 ;图 (b)是吸入阀和排出阀互相垂直布置的液缸体 . 4.1.1液缸 体壁厚的确定及强度校核 1.液缸体壁厚的确定 假定液缸体为一外圆半径为 2r ，内圆半径为 1r 的等厚壁圆筒且壁厚 相对轮薄（12 rr 5.1）时，则可由薄壁筒公式确定壁厚： CPPD 1102 m （ 4-1） 一般取 C=0.30.8(102 m)对于球墨铸铁 =600800 105 N/m2 式中 壁厚， 102 m 焊接系数，无焊接 =1 P 缸内最大工作压力， 103 Pa 1D 液缸体内径， 102 m C 考虑铸造偏心及腐蚀所留的裕量 由公式（ 4-1） 0 15.01 CPPDm 2.强度校核 对于薄壁筒（ 5.112 rr） nts 21 )(2 )(1 C CDP 105 N/m2 （ 4-2） 因为液缸体一般不焊接支管，所以 =1 由公式（ 4-2） 5.1 9 21)0 0 3.00 2 4 5.0(2 0 0 3.00 1 5.0(04.035 符合要求。 图 4-2 缸套组件 4.2传动端主要零部件的设计 4.2.1机体的组成及设计 机动往复泵传动端主要由机体、曲轴、连杆、 滑块 等主要零部件所组成。 机体是传动端主要零部件之一，通常由机身、机盖、轴承盖等主要零部件所构成。 1.机体的主要作用 .作为传动机构和曲柄连杆机构 的支承、定位及运动导向用； .承受或传递泵的作用力和力矩； .作为液力端的支承作用并用天安装某些辅助设备。 泵的机体，按其毛坯的形式可分为铸造机体和焊接机体两种。 一般讲，铸造机体具体有较高的刚度和抗震能力，稳定性好，nts 22 易于获得所需的强 度，生产周期短，成本也较低，因而在柱塞泵中广为应用。但铸造机体壁厚较厚，整个机体很笨重，通常只适用于固定基础安装。焊接机体多采用低碳钢组焊而成，重要较轻，便于移动。但此种机体刚性较差，制造周期长，成本高。通常只用于要求往常移动的泵。 2.机体的结构设计 机体结构设计的一般 原则 .应有足够的强度和刚度，在此前提下，力求重量轻 .结构上力求简单，外形力求美观。铸造和机加工工艺性能应良好。在结构设计上要有便于制造、加工的基准面，以期能较好的保证各加工表面的几何形状、尺寸精度和形状位置分差。不必要的加工表面应力求减小，简化工表，缩短生产周期，降低成本 .便于曲柄机构和传动机构的拆装，调整和检修，便于机体内部的清洗和润滑油的排放和更新 .机体底部应有足够的承重面积，尽可能的降低重心，保证其承载能力和泵运转时的稳定性。 3.减速机构的设计 由于从电动机轴输出的转 速过高 ，采用泵内减速，即一级齿轮减速。 .传动比的计算 查表 2-2 Y 系列电动机技术数据可知 20，选取 Y250M 4 型电动机 55P kw AI 5.102 1480n L min 6.92 功率因数 0.88 56.25 3 5 88.01 4 8 01 nni A 式中 n 电动机转数， r min 电机效率 1n 曲轴的转数， r min nts 23 图 4-3 减速机构 .选定精度等级、材料及齿数 .此机器为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度 .选小齿轮材料为 40Cr (调质 )硬度为 280 HBS，大齿轮材料为 45钢（调质）硬度为 240 HBS .选小齿轮齿数 241 Z ，大齿轮齿数 44.6112 iZZ ， 取622 Z .按齿面接触强度设计 23 1 )()1(32.2HEdtIt ZuuTkd （ 4-3） .试选载荷系数 2.1tK .计算小齿轮传递的转矩 21 1054.395501480559550 TPT N.m .查 表 10-7 选取齿宽系数 1d21 .查表 2110-6查得材料的弹性影响系数az MPZ 8.189nts 24 .查 图 10-21d 按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳极限6002lim H MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限 5502lim H MPa21 .计算应力循环次数 查 由表 10-13得 21 911 1039.6)1530082(11 4 8 06060 hjLnN 992 105.256.21039.6 N 式中 n 齿轮转速 j 齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数 hL齿轮的工作 寿命 （单位为 h） .查图 10-19 查得接触疲劳强度寿命系数 21 89.01 HNK 90.02 HZK .计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%。安全系 数 S=1 5341 60089.01l i m11 SK HHNH MPa 4951 55090.02l i m22 SK HHNH MPa . 按齿面接触强度设计 计算 . 试算小齿轮分度圆直径Itd，代入 H 中极小值 由公式（ 4-3） 3 2523 1 )495 8.189(56.21 56.11054.32.132.2)()1(32.2 HEdtIt ZuuTKd =0.078m .计算圆周速度 v 04.6100060 14807814.3100060 1 ndv It m s nts 25 .计算齿宽 b 查表 10-7，取齿宽系数 8.0d21 06.0788.0 Itd db m .计算齿宽和齿高之比 hb 模数 25.31 Zdm Ittmm 齿高 00731.025.325.225.2 tmhm 7.1031.778 hb .计算动载荷系数 根据 04.6v m s， 7 级精度， 查 由图 10-8 查得动载荷系数2115.1vK ，对于直齿轮，假设 bFK tA 100N mm， 查 由表2110-3查得 2.1 FH KH， 查 表 10-2查得使用安全系数 1AK 21 查 表 10-4查得 7级精度，小齿轮相 对支撑非对称布置时 21 bK ddH 322 1023.0)6.01(18.012.1 代入数据后 426.1781023.01)16.01(18.012.1 322 HK 由 7.10hb 426.1HK查图 2110-13得 35.1FK故载荷系数 HHvA KKKKK 968.1426.115.12.11 .按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 08.02.1968.178 331 tIt KKdd m nts 26 .计算模数 m 33.3248011 Zdm mm .按齿根弯曲强度设计 由弯曲强度的设计公式为 3 211 )(2 F saad FYFZKTm （ 4-4） 确定系数 . 查 图 10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 5001 FE MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 3802 FE MPa21 . 查 图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 82.01 FNK、85.02 FNK21 .计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳系数 4.1S 8.2924.1 50082.0111 SK FEFNF MPa 2304.1 38085.0222 SK FEFNF MPa .计算载荷系数 FFVA KKKKK = 8 6 3.135.12.115.11 .查取齿形系数 由表 2110-5查得 65.21 FaY30.22 FaY . 查取齿形系数 由 表 2110-5查得 58.11 saY74.12 saYnts 27 .计算大小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 0143.08.292 58.165.2. 1 11 F SaFa YY 0174.0230 76.130.22 22 F SaFa YY . 按齿根弯曲强度设计计算 由公式（ 4-4） 21.30 1 7 4.0241 1054.38 6 3.123 2 5 m mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，反与齿轮直径（即模数和齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算得 的模数 3.33mm进行圆整为标准的值 3m mm，按接触强度算得的分度圆直径 801 d 算出小齿轮齿数 260.38011 mdZ 通过圆整后取 231 Z 大齿轮齿数 592356.22 iZZ ，取 552 Z 这 样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 .几何尺寸计算 . 计算分度圆直径 069.00.32311 mZd m nts 28 16 5.00.35522 mZd m . 计算中心距 117.020.1650.69(2)( 21 dda m 计算齿轮宽度 0 5 5.00.698.01 db d m 取 055.02 B m 05.01 B m .验算 87.10260069.0 1054.322 211 NdTF t N 25.1487 08069.0 87.1026 01 b FK tA N m100000 N m 由验算可知符合要求。 4.2.2曲轴 设计 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，它为承受周期性的交变载荷，产生交变的扭转应力和弯曲应力。 1.曲轴的结构特点和选择 对于乳化液泵采用两支承三曲拐曲轴型式，这种型式的曲轴因具支承少，使曲轴和机体的加式量减少，传动端装配也简单。相反的，因曲柄错角为 120o的三拐二支承曲轴不能简化成平面曲轴，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。 曲轴典型结构 及各个部位 .轴端 轴心线与曲轴旋转中心同心的轴向端部叫轴端。曲轴通常有两端，轴的外伸端叫前端。因前端一般均与原动机或机泵外减速机相连接，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。 nts 29 .轴颈 轴颈包括主轴颈，支承轴颈和曲柄销。 主轴颈系指轴端上安装主轴承或曲轴支承中间轴承上的部位。显然支承轴颈须与主轴颈同轴心。曲柄销是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。 .曲拐，曲柄，曲柄半径 曲轴上连接主轴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，后者又称为长臂。 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短拐。连接两曲柄销的拐较长，又叫长拐。 由主轴颈中心（亦即旋轴中心）到任意曲柄销中心的距离称为曲柄半径。 曲拐布置或曲柄错角选定 曲轴的拐数和曲轴柄错角主要取决于泵的型式，联数和作用数的选择。曲柄错角的选择还应考虑有利于减小流量不均匀度，惯性力和惯性力矩的平衡并有利于两主轴颈处挠曲交形相接近，对于三联单作用泵取曲柄错角为 120o（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 240o，第三曲柄与第一曲柄的错角则取为120o。这样才有利于主轴颈处的交形（倾角）接近。特别轴前端主轴颈外伸部位有附加力矩时，更是如此。 曲轴支承和轴承选择 对于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向心球轴承而很少采用滑动轴承。 .轴颈 铸造曲轴 则 因铸造工艺能够获得较为复杂的形状，故轴颈可采用空心结构。内孔径约为外圆直径的 2/5 1/5，空心结构可以减轻曲轴重量，降低材料应力集中，使应力分布均匀，有利于提高曲轴的疲 劳强度（一般空心比实心轴可提高疲劳强度约 50%）。 .曲柄 采用 椭圆 形的曲柄，材料 利 用最合理，疲劳强度高。但对自由锻造曲轴，曲柄外形需靠模加工成型。 nts 30 .过渡圆角 泵工作时，轴颈与曲柄连接处最容易形成应力集中，而导致曲轴早期破坏，因此在此处应取圆滑过渡的圆角以提高曲轴的疲劳强度。 .油孔 曲轴轴颈一般采用有压润滑油强迫润滑和冷却，为此曲轴内应有油孔作为润滑油的通道。曲轴主油孔（轴向）直径一般取（ 0.070.08） D （其中 D 为曲柄销直径）。但最小不应小于 0.004m。曲柄销上的径向油孔直径比主轴孔直径略小，一般取 0.05D 。其出口与轴颈表面相 贯 处，应倒圆、抛光，以避免此处应力集中和降低曲轴疲劳强度。倒圆的圆角半径约为油孔直径的一半。 .轴端 轴端常见的形状是：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，但拆装较困难。 圆锥轴端便于拆装，但加工较麻烦，锥面锥度一般取 1： 10 也可取 1： 15 或 1： 20。因前端为总扭矩输入端，故前端多有 键槽以备安装键来传递 扭 矩。 .轴封 轴前端为外 伸端，为防止润滑油由外伸处泄漏， 在相应的机体处应设轴封，最常用的轴封是橡胶轴封和毛毡轴封。 2.曲轴结构设计 图 4-4 曲轴 .曲轴销直径确定 nts 31 htDtDt 1t 1图 4-5 曲柄销直径 的尺寸 曲拐轴的曲柄销直径 D（图 4-5） 22可按经验公式初步确定 4.5(D P)2.7 10 2 m （ 4-5） 式中 P最大柱塞力， t 2.1(max P 1)5.1 P （ 1P 柱塞力） 对于二支承三拐曲轴 系数应取偏大值 由公式（ 4-5） 03 58.04.5 PD m 通过圆整后取 04.0D m .主轴颈tD04.004.00.1)1.19.0( mt DD m 一般曲拐主轴颈变形倾角最大，故考虑到主轴承倾 角允许值且应根据主轴承内径进行圆整 ，此外，当确定主轴颈尺寸时，还应顾及到轴颈重叠度 DS ，应尽可能避免 DS 等于零或接近于零甚至于小于零的情况（见图 4-6） 22 nts 32 D+S0DtDt-S0图 4-6 曲拐主轴颈尺寸 .轴颈长度 轴颈长度还应满足曲柄销问题（即液缸中间距） a的要求 12ttLa （ 4-6） 式中 t 曲柄厚度 ,102 m 1t 曲柄两侧台肩厚度 , 102 m 曲柄厚度 5.0(t 025.004.062.0)7.0 D c m m 式中 D 曲柄销直径 , 102 m .曲柄宽度 h 4.1(h 06.004.058.1)8.1 D m 式中 D 曲柄销直径 , 102 m .曲柄半径 r 02.020 40.02 sr m .核算轴颈重叠度 相邻两曲柄销处 13.0)3(0 DrDDSnts 33 式中 D 曲
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