机械毕业设计129BRW31531.5型乳化液泵站设计.doc
机械毕业设计129BRW31531.5型乳化液泵站设计
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机械毕业设计129BRW31531.5型乳化液泵站设计,机械毕业设计论文
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I 题目： BRW315/31.5 型乳化液泵站 机电 系 机械设计制造及自动化 专业 姓名 设计时间： 评阅意见： 成绩： 指导教师： （签字） 职 务： 200 年 月 日 nts 1 序 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，几乎四年所学 知识或多或少涉及到。但 重点 是 在乳化液泵零部件的设计和曲轴强度和刚度的较核。我的实际任务是首先是乳化液泵的设计，其次是乳化液泵曲轴 校合、连杆滑块的设计和校合 。 这次设计画图集中于乳化液泵零部件的 设计， 曲轴设计、校合 是这次的设计任务重点，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，使这次设计反映出我们的设计水平，并充分发挥个人的创新能力。 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提高实际操作能力。在指导老师的精心指导 下， 我们 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 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。 nts 2 摘 要 本次毕业设计以乳化液泵 为设计对象， 主要任务有两项：第一项是乳化液泵的设计；第二项是乳化液泵中传动装置的设计。在乳化液泵 的设计过程中， 根据已知参数确定各零部件的结构，并对重要零件进行受力分析和校核。绘制相关装配图和重要零件图。 在 传动装置 的设计中， 对连杆的校合及对曲轴的校合涉及大量的数据 ,需要仔细的计算。 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，同时，还 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 连杆 校核 nts 3 Abstract This graduation project pumps take the emulsion as the design object,the primary mission has two items: The first item the design which isthe emulsion pumps; The second item is the emulsion pumps thetransmission device design. Pumps in the emulsion in the designprocess, according to the known parameter determined various spareparts the structure, and carries on the stress analysis and theexamination to the important components. Draws up the correlationassembly drawing and the important detail drawing. In in thetransmission device design, corrects to the connecting rod andcorrects to the crank involves the massive data, needs the carefulcomputation. This design, utilizes the knowledge through the synthesis which fouryears institute studies, not only has consolidated the knowledge whichstudies, simultaneously, but also strengthened own to analyze thequestion with to solve the question ability, has built the solidfoundation for the next study and the work. Key word: The emulsion pumps crank Connecting rod Examination nts 4 目 录 序 言 . 1 摘 要 . 2 Abstract . 3 第一章 乳化液泵的总体设计 . 5 第一节 概 述 . 5 第二节 乳化液泵的总体设计 . 5 第三节 齿轮和轴的设计及校核 . 10 第四节 连杆尺寸的初步确定 . 20 第五节 曲轴的设计与较核 . 22 第六节 柱塞的选择及计算 . 35 第七节 箱体的设计与计算 . 36 第二章 传动系统的设计 . 37 第一节 连杆的设计 . 37 第二节 十字头的设计 . 41 第三章 乳化液泵站的设计 . 46 第一节 乳化液泵站的组成及工作原理 . 46 第二节 BRW315/31.5 型乳化液泵站 . 49 总 结 . 54 参考文献 . 55 外文资料 . 错误 !未定义书签。 致 谢 . 56 nts 5 第一章 乳化液泵的 总体 设计 第 一 节 概 述 综采工作面乳化液泵站一般配备两台乳化液泵组和一个乳化液箱。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。 第 二 节 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 .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 i 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。 nts 6 2.本次设计泵型为 BRW315/31.5属于机动泵，即采用独立的旋转原动机（电动机）驱动的泵。 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 P2 是一个独立参数，不是泵的固有特性，它只取决于派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； .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。 BRW315/31.5 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）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3-150mm，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.BRW315/31.5 乳化液泵柱塞中心线为水平放置的泵，又称卧式泵。 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。 nts 7 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。 BRW315/31.5 乳化液泵有五根柱塞；因此又可称为五联泵。 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。 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 BRW315/31.5型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。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.BRW315/31.5 为卧式单作用泵液力端 由于 BRW315/31.5 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nts 8 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。BRW315/31.5 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。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。 BRW315/31.5 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： （ 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，应力求减少连杆比（ R/l），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。 (4).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。 (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段的各零部件的起吊方式和措施。 (7).易损件及运动副应工作可靠，寿命长，更换较为方便。 nts 9 (8).加工，制造工艺性好。 3. BRW315/31.5 乳化液泵采用的是两支点五拐曲柄连杆机构传动端。 这种传动端的曲轴为五拐轴且只有两个支承，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： （ 1） .该传动端的曲轴通常为整体铸，锻件， 五 拐的曲柄间交错为 72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。 （ 2） .两支点五拐曲轴受力情况复杂，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。 （ 3） .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。 （ 4） .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五联泵，柱塞行程不宜过大。 BRW315/31.5 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开一个孔供拆，装检修用。 四 BRW315/31.5 型乳化液泵结构参数的选择与确定 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： 额定工作压力： P=31.5MPa 额定流量： Q=315L/min 泵主轴的转速： n=650L/min 柱塞直径： =45mm 柱塞行程： S=66mm 电机功率： P=200KW 由以上已知数可计算出以下参 数： 泵的理论流量： 22 0 . 4 5 0 . 6 6 6 5 0 5 3 4 0 . 9 7 / m i n44t D S n ZQL nts 10 容积效率： 315 0 . 9 23 4 0 . 9 7v tQQ 活塞的平均速度： 2 2 6 5 0 6 6 1 . 4 3 /6 0 6 0m nsV m m s 路径比： 66 1 . 4 6 6 745SD 原动机的选择： 1.泵的有效功率 3 3151 0 3 1 . 5 1 6 5 . 3 860eN P Q k w K W K W 由已知泵的 2.原动机功率为 200KW 泵的效率： 1 6 5 . 3 8 0 . 8 3200edNN 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 200KW，且本乳化液泵多用于井下，为保安全，故选择YB315L2-4型防爆电机 ,转速 1480r/min。 第 三 节 齿轮和轴的设计及 校 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，目前只在汽轮机，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。 nts 11 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，其中以两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 42SiMn，调质处理，硬度 229-286HBS，7 8 5 , 5 1 0 ;BsM P a M P a，大齿轮用 35SiMn，调质处理，硬度 196-255HBS，7 8 5 , 5 1 0 ;BsM P a M P a精度 8级。齿宽系数 d 由机械设计表 6 10 d =1.2。 由已知：该齿轮是闭式直齿圆柱传动， i=u= 1480 2 . 2 7 7650onn ,受中等冲击 ，单向工作，（一天 24小时），工作情况如下：一天 24小时，每天 200 天，使用年限一年。取1 2 12 1 , 2 . 2 7 7 2 1 4 7 . 8Z Z i Z 二 .齿面接触疲劳强度计算 1.初步计算 转矩 1T 6 6 61112009 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 1 . 2 9 1 1 01480PT N m mN 1T =98116N.mm 齿宽系数d由机械设计表 6-22 取d=1 接触疲劳强度极限 由机械设计图 6-22(i) 1limH =750MPa 2limH =700MPa 小齿轮应力循环次数 8116 0 6 0 1 4 8 0 1 4 8 0 0 4 . 2 6 2 1 0hN n t ； 大齿轮 应力循环次数 8226 0 6 0 6 5 0 1 4 8 0 0 1 . 8 7 2 1 0hN n t ； 查机械设 计表 6-11 初选接触强度计算寿命系数NZ，最小安全系数sinHS为 nts 12 0 . 0 5 7 0 . 0 5 7991 810 . 0 5 7992 821 0 1 01 . 1 0 9 ;1 . 6 3 2 1 01 0 1 01 . 1 0 01 . 8 7 2 1 0NNZNZN ， m i n 1 m i n 2 1HHSS初步计算接触许用应力 H由图 6 23 查取工作硬化系数 1.12WZ 1H=m i n 1 1m i n 17 5 0 1 . 1 0 9 1 . 1 2 9 3 1 . 61HNHZ M P aS m i n 2 22m i n 27 0 0 1 . 1 1 . 1 2 8 6 2 . 41HNH HZ M P aS 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 AK 由机械设计表 6-7 AK =1.25 动载系数vKvK=1.15 齿向载荷 分布系数 K1.07K 齿间载荷分配系数 K1.1K 则 1 . 2 5 1 . 1 5 1 . 0 7 1 . 1 1 . 6 9AvK K K K K 查机械设计图 3-11，表 3-2 得 2 . 5 , 1 8 9 . 8HEZ Z M P a， 取 0.9Z 传动比 i= 1480 2 . 2 7 7650onn 初步计算小齿轮直径 d1 2131 14 1 . 6 1 0 6 . 8HEH P dZ Z Z KT id m mi 取1 108.6d mm初步计算齿宽 b 1 1 1 0 6 . 8 1 0 6 . 8db d m m 取小齿宽1 114 ,b mm大齿宽2 109b mmm=111 0 8 . 6 5 . 2 ,21d m m m mz 取 m=6. 2.校核计算 齿轮节圆直径 1 1 12 2 22 1 6 1 2 6 ;4 8 6 2 8 8 .d d z m m md d z m m m m m nts 13 圆 周 速 度 v 11 1 2 6 1 4 8 0 / 9 . 7 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s m s 9.76 /v m s 验算 1212 1H E HKT iZ Z Zb d i 621 . 6 9 1 . 2 9 1 1 0 2 . 2 8 6 12 6 8 . 4 1 2 . 5 0 . 9 8 1 4 . 5 8 6 2 . 4 .1 0 8 . 6 1 2 6 2 . 2 8 6 M P a M P a M P a 计算结果表 明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整，否则调整后还应再进行验算。 3.确定传动主要尺寸 实际分度圆直径 d 11 6 2 1 1 2 6d m z m m 22 6 4 8 2 8 8d m z m m 中心距 a 12 6 2 1 4 8 20722m z za m m m m 207a mm 齿宽 b 1 1 1 0 8 . 6 1 0 8 . 6db d m m 1 114b mm2 109b mm4.齿根弯曲疲劳强度验算 齿形系数FaY由 机械设计 图 6-18 1 2.78FaY 2 2.35FaY 应力修正系数SaY由 机械设计 图 6-19 1 1.56SaY 2 1.7SaY 弯曲疲劳极限 limF 由 机械设计 图 6-24（ i）得 lim 1 280F M P a lim 1 240F M P a 弯曲最小安全系数 minFS 由 机械设计 表 6-12 m i n 1 m i n 2 1 . 2 5FFSSnts 14 应力循环次数 LN 11 60L V hN N n t6 0 1 1 4 8 0 4 8 0 0 81 4 .2 6 2 1 0LN 226 0 6 0 6 5 0 1 4 8 0 0hN n t 82 1 .8 7 2 1 0N 弯曲寿命系数NY由机械设计图 6-13 0 . 0 2661 813 1 0 3 1 0 0 . 9 0 64 . 2 6 2 1 0NY N 0 . 0 2662 823 1 0 3 1 0 0 . 9 2 11 . 8 7 2 1 0NY N 试验齿轮的应力修正系数STY，按国家标准取 2.0STY ， 0.98XY 许用弯曲应力 F l i m 1 11m i n 12 8 0 0 . 9 0 6 0 . 9 8 2 . 0 3 9 7 . 81 . 2 5F N X S TFP FY Y Y M P aS l i m 2 22m i n 22 4 0 0 . 9 2 1 0 . 9 8 2 . 0 3 4 6 . 61 . 5F N X S TFP FY Y Y M P aS 比较 111 2 . 7 8 1 . 5 6 0 . 0 1 0 9 ,3 9 7 . 8F a S aFYY 222 2 . 3 5 1 . 7 0 . 0 1 1 5 ,3 4 6 . 6F a S aFYY 111Fa SaFYY 222Fa SaFYY，应按大齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度 612 2 2 212 2 1 . 6 9 1 . 2 9 1 1 0 2 . 3 5 1 . 7 0 . 7 3 1 6 8 3 4 6 . 6 .1 0 0 1 2 6 6F F a S a FKT Y Y Y M P a M P ab d m 弯曲疲劳强度足够。 三 .轴的结构设计 1.选择轴的材料 选择轴材料为 45 钢，经调质处理，其机械性能 nts 15 查机械设计表 19.1-1得 抗拉强度 650b MPa 屈服极限 360s MPa 弯曲持久极 限 1 270M Pa 剪切持久极限 1 155MPa 轴的许用弯曲应力 查机械设计表 2-7得 1 60b M P a 2.初步计算轴径 查机械设计课本表 2-6 C=110 33m i n 2001 1 0 6 0 . 5 51480Pd C m mn 考虑到轴端装联轴器需开键槽，将其轴径增加 4%-5%， 故取轴的直径为65mm. 由机械零件设计手册表 22.1-1，取工作情况系数 2k 计算转矩 2002 . 3 9 5 5 0 2 9 5 5 0 2 5 8 1 . 0 81480c PT K T N mn 联轴器的选择 ：根据mind和cT查机械设计手册表 22.5-37取 LH6弹性柱销联轴器 70 10765 142ZCJB 公称转矩 3150 /.nT N mm； 许用转速 2800 /minn ； 2 5 8 1 .0 8cnTT由于选取联轴器的内径为 65，故取最小轴径为 65。 轴承的选择： 查机械设计基础课程设计负表 4.2 选用深沟球轴承 6214， 则轴承各项系数为 7 0 , 1 2 5 , 2 4 , 1 . 5 , 7 9 ,1 1 6 , 1 . 5 , 6 0 . 8 saa a s rd m m D m m B m m r m m d m mD m m r m m C K N 键的选择： 查机械设计实践表 18-1 nts 16 选用 10 8 ，长 45mm普通平键。 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 00 齿轮直径 小轮 1 126d mm小齿轮受力 转矩 66 2009 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 01480PT n 1290541T N m m 圆周力 12 2 1 2 9 0 5 4 1 20485126tT N m mFNd m m 20485tFN 径向力 0t a n 2 0 4 8 5 t a n 2 0 7 4 5 5 .rtF F N 621rFN轴向力 t a n 1 1 6 1 5 t a n 0 0tF F N N o0FN 画齿轮轴受力图 见图 a 计算支承反力 （ 1）水平面反力 1 3 0 (1 3 0 1 2 5 ) (1 3 0 1 2 5 8 5 ) 020485A H t B HA H B H tF F FF F F N 得 8 2 9 2 ; 1 2 1 9 3A H B HF N F NC 点弯距 8 5 1 7 4 1 2 2 5C H tM F N m m D 点弯距 2 1 2 5 6 0 5 3D H B HM F N m m （ 2）垂直面反力 85 8 5 7 4 5 5 3 0 1 7 . 51 2 5 8 5 2 1 03 0 1 7 . 5 7 4 5 5 4 4 3 7VrAVB V A rFF N NF F F N N N C 点弯距 1 2 5 3 0 1 7 . 5 1 2 5 3 7 7 1 8 7 . 5C V A VM F N m m N m m nts 17 D点弯距 2 1 4 4 3 7 . 5 2 1 9 3 1 8 7 . 5D V B VM F N m m N m m 水平面 )(xy 受力图 见图 c 垂直面 )(xz 受力图 见图 e 画轴弯矩图 水平面弯矩图 见图 d 垂直面弯矩图 见图 f 合成弯矩 C 点 合成弯矩 mmNMMMCVCH .178161022 D 点 合成弯矩 mmNMMMDVDH .27248322 轴受转矩 1290541T N m m 许用应力值由机械设计表 6-4，查得 0 140b M P a 1 80b M P a 应力校正系数 10 60 0 . 5 7 0 . 61 0 2 . 5bb 0.6 当量转矩 22 1 9 4 2 6 0 5 .CCM M T N m m 22 8 2 0 8 6 9 .DDM M T N m m 当量弯矩 在小齿轮中间截面处 22 7 9 5 8 6 . 6 9M M T N m m g校合轴的强度 C 截 面 处 当 量 弯 矩 为 13 4 0 . 6 6 00 . 1cccbMM M P a M P aWd 13 2 7 . 9 6 00 . 1DDMM M P a M P aWd 所以 C截面和 D截面 安全 。 nts 18 nts 19 F aF tF rCAF AVFAHF tD BF BVF BVM CHF aF rF AVF BVM DVM CVM DHF BHnts 20 第四节 连杆尺寸的初步确定 1.查机械设计大典 曲轴轴拐的直径 ( 0 . 5 4 0 . 7 2 ) 0 . 5 4 0 . 7 2 1 . 1 5d P p s: 20 . 5 4 0 . 7 2 3 1 . 5 4 5 1 . 1 54 =129mm 取 130d mm 查 中国 机械设计大典 表 25.4-4， 取 连杆大头轴瓦外径2 130LD mm壁厚 3.5T mm 连杆各部分尺寸的确定，查内燃机设计表 6-1，如图 1； 连杆大头直径 22130LD D m m连杆大头外径 2 / 0 . 6 8 0 . 7 6DD 171D mm 连杆 座 螺钉厚度 32/ 0 . 4 5 0 . 5HD 3 59H mm连杆 体 螺钉厚度 42/ 0 . 3 5 0 . 5HD 4 59H mm连杆小头外径 1 / 1 .2 1 .3 5Dd1 156D mm连杆小头衬套内径 1 / 0 .3 5 0 .3 8dD1 60d mm查机械设计大典取小头衬套外径 6 6 , 7 2Lxd m m b m m宽 度连杆小头直径 1 LDd1 66D mm连杆 两螺栓中心距 2/ 1 .2 1 .3CD 156C mm 连杆座螺钉 平均 直径 / 0 . 1 2 0 . 1 4mdD21md mm连杆 体平均直径 / 0 .3 0 .4mHD51mH mm连杆 体厚度 / 1 .4 1 .8mHB28B mm 连杆长度 66 1 9 4 .2 2 0 . 1 7rSl m m 1 ( 0 . 8 8 0 . 9 4 ) 6 3xBb2.连杆质量的确定 nts 21 由以上尺寸可得，连杆小头体积 22 2211111 5 6 6 03 . 1 4 3 . 1 4 6 32 2 2 2DdVB 31 1025498. 88V m m连杆大头体积 22 2 22221 7 1 1 3 03 . 1 4 3 . 1 4 6 82 2 2 2DDVB 32 6 5 8 7 6 2 . 5 8V m m螺钉体积 2 23 3 4 2212 2 3 . 1 4 1 1 8 6 822mdV H H B 33 8 1 6 9 9 . 6 6V m m连杆体的体积 234 5 1 2 8 1 1 4 3 3 9 . 9 64mV F l m m 连杆的总体积 31 2 3 4 1880301. 08V V V V V m m 连杆材料选用 45钢，其密度 为 37.5 /g cm 连杆的质量 14m kg nts 22 图 1 第五节 曲轴的设计与较核 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 BRW315/31.5型乳化液泵的曲轴是两支承五曲拐曲轴。 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 72o 的五拐二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 （ 1） .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。 nts 23 （ 2） .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。 （ 3） .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。因此对于五联单作用泵，错角均为 72 度。 4.曲轴支承和轴承的选择 五拐曲轴大多为两支承的，支承处安装主轴承。二支承五拐曲轴的刚度较差，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
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