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矿用全卸荷
乳化
设计
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摘 要乳化液泵主要是为采煤工作面提供高压乳化液，作为液压支架和推移工作面刮板输送机的动力源。各种不同流量和压力的乳化液泵，可分别满足普采工作面、高档普采工作面以及综采工作面的不同要求，它工作的好坏影响着生产情况。本设计所采用乳化液泵的结构形式为卧式三柱塞泵，由卧式四级防爆电动机驱动，经联轴器和一级斜齿圆柱齿轮减速后带动曲轴旋转，再经过连杆滑块机构使曲轴的旋转运动转变为柱塞的直线往复运动；其中，主要是对壳体、连杆与十字头的连接、液力端缸套组件等结构进行改进并对所设计的结构进行尺寸的确定，以及对曲轴、连杆、壳体、缸体等强度进行校核，通过理论分析计算合格后，可进行初期的单件生产进行实践应用。关键词: 乳化液泵；曲轴；连杆 AbstractEmulsion pump primarily for the coal face to provide high-pressureemulsion, as a hydraulic support and face scraper conveyor over the power source. Various traffic and pressure on the emulsion pump, can be met Pu mining face, high-grade Pu mining face and fully mechanized coal face different requirements. It affects the quality of production. The design used by the emulsion pump to form the structure of the three horizontal piston pump from the horizontal four explosion-proof motor driver, the coupling and a helical gears driven slowdown after the crankshaft rotation, another link Slider to the crankshaft rotating into the linear reciprocating plunger movement of which, mainly for housing, the connecting link with the crosshead, hydraulic-cylinder components, and other structures designed to improve the structure and To determine the size and the crankshaft, connecting rod, Shell, such as cylinder strength check, through theoretical calculations of qualified, to conduct the initial production of a single practical application.Keywords: Emulsion pump; Crankshaft; Linkage目 录第一章 前言11.1乳化液泵简介11.2 国内外乳化液泵发展及使用状况11.2.1 乳化液泵在我国的使用情况11.2.2 乳化液泵在国外的发展和使用11.3 乳化液泵结构概述21.4 设计意义3第二章 乳化液泵总体设计42.1乳化液泵主要设计参数42.1.1泵的理论流量42.1.2泵的流量42.1.3曲轴转速n和柱塞行程长度S的选择52.1.4吸入和排出管内径的选取8 2.2创新方案的选择.8 2.3原动机的选择9第三章 乳化液泵系统传动设计113.1曲轴的结构设计113.1.1设计的基本原则113.1.2主要尺寸的初步确定113.2连杆的结构设计143.2.1一般设计要求143.2.2连杆定位143.2.3连杆长和连杆比的选择143.2.4连杆宽度153.2.5杆体的连杆盖结构尺寸确定153.3十字头结构设计183.3.1十字头的结构型式183.3.2十字头体与滑履的连接形式183.3.3十字头与柱塞的连接方式193.3.4十字头设计要求193.3.5滑履尺寸的确定203.3.6十字头体主要尺寸的确定203.4机体的结构设计203.4.1机体结构设计的一般原本则213.4.2机体主要结构尺寸的确定213.4.3机体壁厚确定223.5曲轴的受力分析计算233.6曲轴强的校核303.7连杆强度的校核333.7.1连杆小头衬套比压校核333.7.2杆体最小截面强度校核333.7.3杆体中间截面的强度校核343.7.4连杆大头强度校核353.7.5销连接小头强度校核373.7.6连杆材料和主要技术要求383.8十字头销的强度校核40结 论41致 谢42参 考 文 献43附录144附录248III湖南科技大学本科生毕业设计（论文）第一章 前言1.1乳化液泵简介乳化液泵主要是为采煤工作面提供高压乳化液，作为液压支架和推移工作面刮板输送机的动力源。各种不同流量和压力的乳化液泵，可分别满足普采工作面、高档普采工作面以及综采工作面的不同要求。泵主要用来输送液体包括水、油、酸碱液、乳化液、悬乳液和液态金属等，也可输送液体、气体混合物以及含悬浮固体物的液体。此外泵也可用于油田高压注水之用，还可用于化工、造纸、橡胶、矿山、机械、冶金、食品、轻工业等行业中输送清水、污水、乳化液、各种活性和非活性的液态介质及各种特殊化工液体等1。1.2 国内外乳化液泵发展及使用状况1.2.1 乳化液泵在我国的使用情况泵是输送液体或使液体增压的机械。它将原动机的机械能或其他外部能量传送给液体，使液体能量增加。泵主要用来输送液体包括水、油、酸碱液、乳化液、悬乳液和液态金属等，也可输送液体、气体混合物以及含悬浮固体物的液体3。国内生产制造厂家100多个，形成了100多个系列、2000多个品种泵类产品制造技术和生产装备，满足了石化生产的需要。与国外比较，国内石化用泵在设计理论、设计方法上比较落后，产品开发多采用仿制和类比的方法，缺乏理论根据和实验研究数据；加工装备和工艺水平比较落后，加工精度低，生产效率低；产品系列化和通用化程度不高，规格品种少；泵效率、质量和可靠性、密封性能、耐腐蚀性能等方面同国外相比还有较大差距，因此化工用泵还有较多进口。1.2.2 乳化液泵在国外的发展和使用国际上石化用泵制造厂主要有瑞士苏尔寿公司、德国KSB公司、美国高斯公司等。石化用泵的生产技术比较成熟，规格品种多，标准化程度高，发展方向主要是大型化、高速化，机电一体化及泵产品成套化。特别是高温泵、低温和超低温泵、高速泵、精密计量泵、耐腐蚀泵、输送粘稠介质和带固体颗粒介质泵、屏蔽泵技术发展很快。比较著名的是公元前三世纪，阿基米德发明的螺旋杆，可以平稳连续地将水提至几米高处，其原理仍为现代螺杆泵所利用13。公元前200年左右，古希腊工匠克特西比乌斯发明的灭火泵是一种最原始的活塞泵，已具备典型活塞泵的主要元件，但活塞泵只是在出现了蒸汽机之后才得到迅速发展13。18401850年，美国沃辛顿发明泵缸和蒸汽缸对置的，蒸汽直接作用的活塞泵，标志着现代活塞泵的形成。19世纪是活塞泵发展的高潮时期，当时已用于水压机等多种机械中。然而随着需水量的剧增，从20世纪20年代起，低速的、流量受到很大限制的活塞泵逐渐被高速的离心泵和回转泵所代替。但是在高压小流量领域往复泵仍占有主要地位，尤其是隔膜泵、柱塞泵独具优点，应用日益增多16。回转泵的出现与工业上对液体输送的要求日益多样化有关。早在1588年就有了关于四叶片滑片泵的记载，以后陆续出现了其他各种回转泵，但直到19世纪回转泵仍存在泄漏大、磨损大和效率低等缺点。20世纪初，人们解决了转子润滑和密封等问题，并采用高速电动机驱动，适合较高压力、中小流量和各种粘性液体的回转泵才得到迅速发展。回转泵的类型和适宜输送的液体种类之多为其他各类泵所不及18。利用离心力输水的想法最早出现在列奥纳多达芬奇所作的草图中。1689年，法国物理学家帕潘发明了四叶片叶轮的蜗壳离心泵。但更接近于现代离心泵的，则是1818年在美国出现的具有径向直叶片、半开式双吸叶轮和蜗壳的所谓马萨诸塞泵。18511875年，带有导叶的多级离心泵相继被发明，使得发展高扬程离心泵成为可能。尽管早在1754年，瑞士数学家欧拉就提出了叶轮式水力机械的基本方程式，奠定了离心泵设计的理论基础，但直到19世纪末，高速电动机的发明使离心泵获得理想动力源之后，它的优越性才得以充分发挥。在英国的雷诺和德国的普夫莱德雷尔等许多学者的理论研究和实践的基础上，离心泵的效率大大提高，它的性能范围和使用领域也日益扩大，已成为现代应用最广、产量最大的泵28。1.3 乳化液泵结构概述乳化液泵主要是为采煤工作面提供高压乳化液，作为液压支架和推移工作面刮板输送机的动力源。各种不同流量和压力的乳化液泵，可分别满足普采工作面、高档普采工作面以及综采工作面的不同要求。它工作的好坏影响着生产情况.本设计所采用的乳化液泵为卧式三柱塞泵，由卧式四级防爆电动机驱动，经联轴器和一级斜齿圆柱齿轮减速后带动曲轴旋转，再经过连杆滑块机构使曲轴的旋转运动转变为柱塞的直线往复运动。乳化液泵可以分为两部分,箱体和泵头。箱体内有一对减速齿轮,曲轴,连杆,滑块等。泵头内有柱塞、缸套，进排液阀等6。箱体传动部件是由箱体，一级减速齿轮，曲轴，连杆滑块组件等组成，箱体为整体结构，分曲轴箱腔和进液腔两部分。在曲轴箱腔三个滑道孔上方设盛油池，以备滑道处的润滑，曲轴箱腔底部设有放油孔。进液腔在箱体的前端，有通液孔与阀组件进液口相连，吸液接头与进液腔相连。曲轴为整体三曲拐结构，曲轴以两端主轴颈为主支撑点，曲轴三曲拐互成夹角120均匀分布，选用优质的40Cr刚制成，曲轴各轴颈经氮化处理，有良好的耐磨性和较高的硬度。曲轴两端装有双列调心滚子轴承。曲轴各曲拐与连杆大头薄壁瓦配合，该瓦有良好的抗咬性和减磨性。连杆大头为剖分式结构，瓦盖用连杆螺栓与连杆体对合连接，小头制成整体式通过十字头销与十字头相连，箱体传动部件各运动件采用“飞溅润滑”方式进行润滑。泵的液力端是液体流过部分，主要由柱塞、缸套组件、阀体组件组成。阀体内垂直安装三组吸液阀组和排液阀组。吸液阀和排液阀采用整体式结构分别装在阀体的下部和上部，由阀芯和壳体组装为一体，拆装方便。柱塞与缸套、阀体等形成密闭腔，柱塞的直线往复运动使得密闭腔容积变化，将工作介质经吸、排液阀吸入和排出，从而将电能转换成液压能，输出高压液体。高压液体自阀体的上部排出，分别与安全阀及自动卸载阀连接。压力控制部分由自动卸载阀、安全阀和蓄能器组成，其主要作用是提供稳定压力的液体。另外，当液压系统中压力达到额定值以后，使泵压力卸载，这样可以节省动力消耗，减少液压系统的发热；如果自动卸载阀失灵，压力超过额定值后，则安全阀打开泄液，以保证泵及液压管路的安全运转及正常工作。1.4 设计意义随着现在我国对能源的需求量日益增加，作为三大传统能源的煤已成为推动我国经济持续健康发展的重要能源保障。而我国目前煤矿大部分都已经经过了多年的开采，由于技术的原因我们一直以来对煤层的支护设备还不到位，所以对乳化液泵的结构进行改进还是有很大潜力的。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，保障乳化液泵站井下安全运行是十分必要的一个环节。所以说对乳化液泵站的研究与开发是有着长远的社会效益和良好经济效益的。而我国目前对乳化液泵站进行研究与开发的虽然有一些种类的产品，但还远远未能成形系列化，而且目前已经上市的乳化液泵还不能满足实际工况的需要，所以对乳化液的研究与设计是十分有必要的，而且它的设计将有着重大的意义。第二章 乳化液泵总体设计2.1乳化液泵主要设计参数2.1.1泵的理论流量在不计泵内任何容积损失时,泵在单位时间内应排出的液体容积称为泵的理论平均流量,简称泵的理论流量,由于不计任何容积损失,泵在单位时间内吸入和排出的体积,可用下式表示:单作用泵: 式中 泵的理论流量;柱塞的截面积,;.2.1.2泵的流量单位时间内在泵出口处实际测得的液体体积称为泵的实际平均流量,简称泵的流量.由于泵内存在容积损失,因此,泵的流量小于泵的理论流量,相互间的关系为: 式中 ;由式(2-1)可知,要确定Q,必须确定n、S、D、Z等与结构有关的参数.此外,在绘制总体方案图时,还需知道排出管和吸入管的内径他们也与Q有关.以上这些参数统称之为泵的结构参数.但是, 是在Q确定后确定的,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即为已知, 可预先选取(=0.8),往复泵的容积效率与许多因素有关,很难在设计时精确确定.值选取过大,实际泵的将低于预选值,泵的流量也将低于设计值; 值选取过小,实际泵的将高于预选值,泵的流量也将大于设计值.如果考虑到泵运转后的磨损,一般在选取值时,都要略低些. 选取的一般原则是:当泵的排出压力高、流量Q小、每分钟往复次数n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气量大、含有固体颗粒时,应选取较低值;反之,可取较高值.的一般取值范围是:当输送常温清水时,=0.80.98;当输送石油产品、热水、液化烃等介质时,=0.600.80.因此,决定Q的主要结构参数就是n、S、D三个主要结构参数.由泵结构设计已给出泵的理论流量,排出压力.所以只需确定出一组n、S、D的结构参数.2.1.3曲轴转速n和柱塞行程长度S的选择由设计已给出理论流量.则由已知公式 :选取柱塞直径D=40mm 只需确定的值即可求出S的值进而求出转速n的值.值在直观上反应了S/D的关系,实际上确反应了泵机组总体宽度和长度的关系, 值大,总体则窄而长; 值小,总体则宽而短.可见, 值选择得当,会使总体尺寸长宽适称,外形美观且可得到尺寸小,重量轻的综合效果.1.值选取的一般原则(1)n值高时, 取较小值;反之取较大值;(2)排出压力高时, 值取大值,反之取小值.2.值选取的选取范围值的一般取值范围是=1.03.5.当n值很高时有的取=0.8.对于高压或超高压泵，值可能大到=57.各种计量泵的传动端多为传动兼行程调节的机构,根据这种机构的不同特点, 值范围也最宽.按目前见到的计量泵, 值范围可达=0.110.0.由于本设计中压力和排量均为中等参数.故取,则由已确定的D值.可求出S值,即:其中D=40mm可求得S=60mm.由公式: 式中 .则有: 可求得n=376r/min.限制n不可过高:概括的讲,限制n不可过高的主要原因是液缸内的空化和易损件寿命.一般讲,所有的往复泵都不能均匀的输送介质.由于柱塞的不等速运动,传递给被输送的介质,使得介质在泵的吸入和排出过程中产生加速和减速运动,从而增大了液缸内压力的变动.在吸入过程中,介质的加速运动造成液缸内压力进一步下降;减速运动则造成液缸内压力有所上升.在吸入过程的前半程,吸入管内液体处于加速运动.如果液缸内压力因此而降到低于该介质相应工作温度下的汽化压力时,该液体介质就开始汽化,从而造成液缸内的空化和气蚀,致使吸入过程充满不良.这不仅使泵的吸入性能降低,而且产生了介质与柱塞的脱流.在吸入过程的的后半程,柱塞转为减速运动.这时,已经脱流并处于加速运动的吸入侧介质将很快追上柱塞,造成水击致使泵机组和管路系统产生噪音和振动,加速机件的损坏.排出过程中也有类似情形,如果n过高,在排出过程前半程,排出侧介质处于加速运动时,液缸内压力将进一步增大,活塞力也将随之骤增,不利于个受力件的疲劳寿命;在排出过程后半程,柱塞又转入减速运动,这时如果排出侧介质加速运动甚大,也将使介质与柱塞脱流.其结果就可能导致过流量现象的产生.如果泵的排出管没有设止回阀,则当柱塞到达排程死点在返回吸程时,也会造成水击. 凡是有利于提高泵的吸入性能和易损件寿命的措施,都有利于提高n值.但是,无论哪一种措施,其效果都是有效的.3.提高n的几种途径(1)减小连杆比在结构允许的条件下,应尽可能减小连杆比.这样可使柱塞速度曲线尽可能接近正弦曲线,减小加速度. 取值一般应使.(2)取较小的程径比S/D.在结构允许的条件下,应取较小的.因为此时虽然n较高,但不会超出允许值.但是,这一条对于高压泵却很难做到.因小,D就要大,活塞力也要大,这对泵总体是不利的.为此,当较小而n又较高时,往往采用多缸泵.这样就可既保持较小的,又不致使D值过大.(3)采用多缸泵多缸泵可使排出管内流量不均匀度减小,惯性水头也减小了,故有利于提高n.(4)尽可能减小余隙容积液力端设计时,可采用直角式或直通式液力端.特别是排出压力很高,介质里含气量大或介质可压缩性大时,更应如此.(5)流到应阻力小液力端流道应尽可能减小断面突变,流道应光滑;管路系统,特别是吸入管路系统应尽可能减小拐弯、阀门、接头,力求短而直,内径也不可太小,内表面应光滑.(6)增设吸入和排出空气室、减小流量不均匀度.(7)吸入侧设置前置灌注泵,行程有压进口.但这样将使辅助设备增多,使用维护量也增大.(8)改善柱塞密封和泵阀关闭后密封性能,减小漏损,提高使用寿命;(9)合理设计泵阀结构、力求减小泵阀开启阻力和关闭滞后角,减小关闭冲击,提高泵阀的使用寿命.4.n值选取的一般原则(1)柱塞直径大,程径比大,连杆比大的,n应取低值;反之,可取较高值;(2)吸入性能要求高的泵,应取较低的n值;反之可取较高的n值.因为,提高泵吸入性能虽然有许多途径,但最有效的途径还是降低n值;隔膜泵要比柱塞泵取较低的n值,因为前者的隔膜是在挠曲变形下工作.(3)油隔离泵的n值不可过高,否则就破坏了”油隔离”作用;(4)直接作用泵应比机动泵的n值低.(5)单缸泵应比多缸泵的n值低;(6)短期、间断性工作的泵,n可高些;长期、连续工作的泵,n值应低些;(7)卧式泵应比立式泵的n值低些.2.1.4吸入和排出管内径的选取这两值的选取主要取决于吸入、排出管内介质的流流和.、过大,水力阻力损失过大,消耗的能量多,泵的吸入性能差,而且容易产生液缸内的空化和气蚀以及泵的过流量现象; 、过小,管路和液力端尺寸较大.在往复泵中,通常要限制、值,尤其是值限制更重要.一般取值范围是: =12m/s, =1.52.5m/s.对排出压力高的泵, 值可取得更大些;对于吸入性能要求高的泵或输送高粘度介质的泵, 应取较小值,通常只取上述的一半左右.当泵的流量较小,对吸入性能又无特别限制时,为了制造方便,互换性好,常常采用同一的、值,即取.、选定后, 、即可确定: 式中 由其中.即则:； ；经元整后取。2.2 创新方案的确定普通的乳化液泵吸排液过程由吸液阀、排液阀、卸载阀和安全阀构成。当乳化液泵使用结束，柱塞向右移动时，缸体内容积变小，乳化液受柱塞挤压而压力升高，从而使排液阀打开，乳化液被挤出缸体，经主进液管而输送到工作面支架。卸载阀的作用是当工作面支架不再需要压力液而泵仍在运行时，泵排出的压力液通过卸载阀直接流回乳化液箱，使泵在卸载状态下工作。当高压管道堵塞或自动卸载阀失灵时，安全阀起最后一道保护工作。卸载阀开启时，需要液压力大于先导阀弹簧力，当主阀上部的液压力加上弹簧作用力大于主阀下部的液压力，主阀处于关闭状态。所以乳化液泵卸载过程中仍受弹簧作用力的影响，无法全卸荷卸载。为了既能工作状态中的正常使用，又能实现全卸荷的功能要求，需在泵头进行改装。在泵头中心孔打通并加装螺纹和螺母加固夹紧。在中心孔管道上安装高压常闭式电磁阀和液流传感器，电磁阀是由液流传感器控制，当工作面不用液压时，液流传感器输出信号，电磁阀开启，压力液从缸体直接流回油箱，而电磁阀由电信号控制，卸荷与弹簧力无关。这样，乳化液泵达到全卸荷的目的。2.3原动机的选择1.泵的有效功率 kW式中 则: kW2.泵的轴功率(输入功率) kW式中 泵的效率用计算方法很难确定,只能用实验方法确定.在泵的设计时,通常要根据泵的结构型式和参数以及加工质量等预先选取.一般的选取原则是,当泵的流量大、压力低、介质含气量较少、制造质量高的泵,可选取较大值;反之则取较小值.电动泵的效率,低于直接作用泵的效率.电动泵的效率范围是=0.600.90.3.原动机功率原动机功率为: kW式中 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.当采用平皮带传动时, =0.920.98;三角皮带传动时, =0.900.94;齿轮传动时, =0.940.99(闭式);蜗杆传动时, =0.700.90(闭式).则: kW考虑到往复泵的流量是脉动的,泵的载荷也是脉动,泵的瞬时功率和平均功率差别较大而且不同类型泵,其差别程度也不同,特别是单联泵,二者差别最大.此外,象柱塞密封处的机械摩擦损失和容积损失等也很难精确确定.为了使泵在实际运转中不致超载,常常在选择原动机时,还要留有一定的富裕量,把这一富裕量称为储备系数.实际原动机功率则应为: kW表（21） 储备系数的选取泵的型式蒸汽原动机(PS)电动机(KW)125526102020直动泵机动泵21.51.21.11.221.51.251.151.10计量泵221.5由于电动机功率大于20kW故=1.10。则: kW，即所选电机为:YB250M-4 ，电机功率:55kW; 电压:1140/660V; 电机转速:1480r/min;效率:92.6%。第三章 乳化液泵系统传动设计3.1曲轴的结构设计3.1.1设计的基本原则1.曲轴各部位的尺寸和形状应在保证强度和刚度的条件下确定,不影响强度和刚度的部位只要是制造工艺允许并易于实现的就应去掉,以利于减轻曲轴重量.另外,工作表面尺寸的确定还应考虑到相关件尺寸和尺寸数列的标准化,最后进行圆整;初步设计时,曲轴主要尺寸可根据柱塞力量级相同的同类型泵选定,尔后经强度和刚度校核后再行校正；2.曲柄、曲柄销形状和尺寸,曲柄半径,曲柄间错角以及曲柄销轴间间距应均匀等,两主轴颈间距距离也应尽可能减小并力求对曲轴几何中心是对称的以利于泵运转时惯性力和惯性力矩的平衡；3.曲轴个工作表面,过渡圆角在条件允许时应力求做好表面硬化处理并应有足够的尺寸精度和表面光洁度以减小应力集中,提高工作表面耐磨性和疲劳强度；4.曲轴各部位形状选择还应考虑到制造和拆装、维修方便。3.1.2主要尺寸的初步确定曲轴主要尺寸取决于曲轴上的作用力,力矩和曲轴轴颈间距等.初步设计时可按柱塞力量级相同的同类型泵进行比较或按柱塞力由经验公式决定曲柄销或主轴颈尺寸,尔后再根据结构需要确定其他尺寸,最后经强度和刚度校核后再加以修改.1. 曲柄销直径确定曲拐轴的曲柄销直径D可按下述经验公式初步确定: mm式中 N.式右端根号前系数选取:当柱塞力小,行程(或曲柄半径)短,联数少或联数虽多但中间有支撑,曲轴材料许用应力高,主轴承承载能力强,且允许倾角大时,可取值偏小;反之则取值应偏大.此处取根号前系数为6.最大柱塞力: N式中 则: 可得:2. 主轴颈可按下式确定mm. 取mm.一般曲拐轴主轴颈处变形倾角最大,故应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,应尽可能避免等于零或接近于零甚至于小于零的情况，如图3-1。图3-1 轴颈的重叠度3. 曲柄厚度t可按下式确定mm. 取，式中 mm图3-2 曲柄结构确定曲柄厚度t时应顾及到曲柄长度方向上的其它尺寸.t值还取决于曲柄宽度和轴颈重迭度.较大的h对应较小的t,较小的h对应较大的t.当较大时,t值可取小些而不致影响曲柄的强度和刚度，如图3-2。4. 液缸中心距a的确定mm式中 则：mm.5. 曲柄宽度h的确定mm取为减小机加工量,锻造曲轴宜取小值,铸造曲轴宜取大值表3-1 曲轴的主要结构尺寸序号 名称代号单位 公式、参数的选择和计算 备注1最大活塞力PN已知2销曲柄销直径Dmm3主轴颈直径mm4 曲柄半径rmm5 校核轴颈重叠度(1)两相邻曲柄销处(2)主轴颈与曲柄销处6连杆大头轴瓦宽度bmm7曲柄销长Lmm连杆大头采用薄壁区,以小头定位.8曲柄厚度(1)长臂(2)短臂tmm9曲柄宽hmm 因曲柄为圆形、最大宽度即为圆直径.10校核液缸中心距amm3.2连杆的结构设计3.2.1一般设计要求1.连杆应具有足够的刚度和强度,工作时不致破裂和弯曲变形;2.大、小头结构合理,适应装配有足够承载能力的轴瓦或轴承;3.在满足上述条件下,应尽可能选取合理的外形、断面尺寸、减轻重量,即可减少运动质量也有利于加工制造和拆装。3.2.2连杆定位连杆定位是用来限制连杆在工作时垂直于连杆体中心线方向的窜动的,定位方式分为大头定位和小头定位两种.大头采用厚壁轴瓦或小头采用球面连接时,适合于大头定位;大头采用薄壁瓦时,因没有翻边,故不适合大头定位,特别是大头为闭式结构、内装滚动轴承时,不便于大头定位,多采用小头定位.1.大头定位采用大头定位时,以大头厚壁瓦两端面作为定位面,由端面和曲柄销两侧配合端面之间的间隙来限制连杆的窜动,间隙大小应考虑到机体加工的形位公差,传动端装配公差以及曲轴因热膨胀引起的轴向移动,一般可取0.20.6mm.大头定位时,小头处应允许有较大的窜动,一般小头衬套或小头端面与十字头体两侧配合面间间隙可取26mm。2.小头定位小头定位与大头定位情形相反:以小头衬套端面或小头端面作为定位面,通过该端面与小头体两侧配合端面之间的间隙来限制连杆的窜动,间隙取0.20.6mm.而在大头处则允许较大窜动,间隙取26mm。3.2.3连杆长和连杆比的选择连杆长是指连杆大头和小头孔的中心距.连杆比是指曲柄半径r与连杆长之比().曲柄半径即为柱塞行程长度之半.当已知柱塞行程后,可根据连杆比确定连杆长度,连杆的比值一般应使。3.2.4连杆宽度为便于加工,通常连杆的大、小头宽度相同,只有当小头宽度受十字头尺寸限制时,才把小头宽度取的略小些.连杆宽度B通常按连杆轴瓦宽度b,由下列经验公式选定:mm其中b值,当采用大头定位时:为大头轴瓦(一般为厚壁轴瓦)宽度;当采用小头定位时,则b为十字头衬套宽度。3.2.5杆体的连杆盖结构尺寸确定1.杆体中间截面尺寸(1)杆体中间截面的当量直径按下列经验公式确定:mm式中 式右端前系数的选取:当杆体截面为工字形时取2.22.5:当截面为圆形时取2.52.8.即： mm.(2)杆体中截面尺寸的确定:杆体中间截面面积为,当杆体截面为圆形时,虽然即为中截面直径,当杆体截面为矩形时,中截面高为,宽为;当杆体截面为工字形时,中截面高,宽。2.杆体截面尺寸的变化杆体截面尺寸通常是沿杆体中心线成直线变化,由中截面向大头方向逐渐加大,向小头方向逐渐减小且使得杆体两端,处的截面面积平均值等于中截面面积. ,分别距小头和大头中心距的距离为、,其值选取如下:杆体截面为工字形和矩形时,一般杆体宽度不变,高度则变化: 式中 。3.连杆大头尺寸截面面积为: 连杆大头盖截面和大头与杆体连接截面的面积和,通常可取代相同值,则,如果分别选取时,可取: 。4连杆小头尺寸连杆小头处的截面是连杆的最小截面,其面积可取，单作用泵, ,当杆体截面为圆形时, 取小值;当杆体截面为工字形时, 取大值,当连杆小头的和截面选取情形和大头相似,一般可取.表3-2 连杆主要结构参数序号名称符号单位公式参数的选择和计算备注1最大柱塞力N见曲轴结构设计计算2曲柄半径mm行程长,已知3连杆比4连杆长度mm5曲柄销直径mm见曲轴结构设计计算6大头孔直径mm7十字头销直径mm8小头衬套内径mm9小头衬套宽度mm10小头衬套厚度mm11小头孔内径mm12杆体中截面当量直径mm13杆体中截面面积mm14杆体中截面高度mm15杆体最小截面距小头中心线距离mm16处截面高度mm17杆体最大截面距大头中心线距离mm18处杆体截面高度mm19连杆宽度mm20大头盖截面面积21大头盖截面厚度mm22刀头盖截面厚度mm23杆体与大头连接截面厚度mm 24小头截面面积25小头截面厚度mm26小头截面厚度mm27小头截面厚度mm28小头侧壁臀中心线距离mm29连杆螺栓外径mm30连杆螺栓定位凸径mm31连杆螺栓颈部直径mm32连杆螺栓定位凸径长mm33连杆螺栓孔的中心距离mm34连杆螺栓在大头螺栓孔内的长度mmmm3.3十字头结构设计十字头在其滑道里做直线往复运动,具有导向作用.通过十字头把作摇摆运动的连杆和作往复运动的柱塞以铰链形式连接起来并起着力的传递作用.3.3.1十字头的结构型式1.销连接十字头连杆小头和十字头之间用十字头销来连接的,称为销连接十字头.销连接十字头又可分为闭式和开式两种结构型式:连杆小头位于十字头体内的,称为闭式结构;当连杆小头为叉形并位于十字头体外时,称为开式结构.后者因叉形部分较宽、结构笨重,很少采用,只有在某些立式或V型泵中,为了降低泵的高度才采用,往复泵中,大多采用闭式结构。2.球面连接十字头当连杆小头为球形并通过装在十字头体内的具有球形凹面的球面垫,以球铰链形式把连杆小头和十字头连接起来的,称为球面连接十字头,球面连接十字头仅使用于单作用泵.特点是:自动调心性好,可避免因加工和装配误差引起的偏心和不同心,有利于延长柱塞密封的使用寿命,工作也较为可靠.但是,其结构较复杂,零件数增加而球面加工也较复杂。3.3.2十字头体与滑履的连接形式1.整体式用耐磨材料制成十字头或在十字头体滑履上直接浇注轴承合金而不另加滑履的十字头,称为整体式十字头,不浇注轴承合金的整体式十字头,结构简单、制造方便、重量轻、价格便宜,故广泛用于中小型往复泵.但这种结构不能调整十字头与滑道之间的间隙,磨损后使十字头与柱塞的不同轴度增大,影响泵的密封使用寿命,因此大型泵采用不多;浇注轴承合金的整体式十字头,可以减轻重量、增加比压,可用于中型或大型往复泵上,也可用于每分钟往复次数较高的泵上。2.分开式十字头体和滑履分开并用螺栓连接在一起的可拆式十字头,称为分开式十字头,分开式十字头的轴承合金浇注在滑履上,通过改变滑履与十字头体间的垫片组厚度来调整十字头与滑道之间的工作间隙.磨损后可以复用,也避免了把十字头体作为易损件,使用也较为经济.缺点是结构较笨重、加工较复杂,故一般只用于大型泵。3.3.3十字头与柱塞的连接方式1.刚性连接锥螺纹连接,因锥螺纹对对中性要求不高,故拆装较方便;圆柱螺纹连接,结构简单、重量轻,为中小型泵所常用.缺点是:因加工、装配误差容易使柱塞与十字头两螺纹中心线产生偏斜,影响工作性能并造成拆装困难.因十字头和柱塞承受交变载荷,故采用螺纹连接时均需加防松措施,即可采用单螺母拼紧防松,也可采用双螺母并由紧定螺钉防松.因此,后者防松措施较为可靠并可避免在十字头上加工螺纹,保护十字头体不致损坏,但后者结构较复杂零件数目也增多了;销连接,结构简单、拆装方便,工作时还可起到防止泵过载时损坏其他机件的作用,销子应选择韧性好的材料并有一定的表面硬度,常用低碳钢表面渗碳淬火或用中碳钢制造.因销子要较大的交变载荷、剪切应力也较大,故销连接一般仅用于小型泵。2.浮式连接浮式连接是通过柱塞尾部环状槽里的对开环和螺母把它和十字连接在一起的.因对开环和环形槽有微小间隙,故称为“浮式”连接.浮式连接可分为平面连接和球面连接,平面连接有利于拆装,而球面连接具有良好的自动对心性,结构多用于中、小型整体式十字头。3.3.4十字头设计要求1.导向性能好、工作表面应具有足够的耐磨性和承载能力;2.在满足强度和刚度条件下,重量应尽可能轻;3.结构应力求简单,与柱塞、连杆小头连接应牢固可靠、便于拆装和维修。3.3.5滑履尺寸的确定1.滑履直径的确定应考虑以下因素(1)活塞力较大的泵,十字头工作面正压力相应也较大, 应取较大值,反之取小值;(2)当选连杆比较大时摆角也较大,为防止连杆摆动时与滑道或十字头体相碰应取较大;(3)为了减小往复运动质量和拆装方便, 应尽可能取小值。滑履直径可根据如下经验公式确定:式中 当较大而且较大时,应取较大值,反之取小的值。2.滑履长度和宽度滑履长度和宽度取决于载荷大小,一般由下式确定: 3.滑履合金层厚度当十字头工作表面需浇注轴承合金时,一般可取合金层厚度为t=35mm。4.滑履油槽滑履或十字头工作表面,一般应开设油槽.油槽应开在工作表面中部,勿使油槽与端面和侧面贯通.如果贯通,就会加速端泄,降低润滑效果和承载能力。3.3.6十字头体主要尺寸的确定1.十字头销孔座壁厚s,当十字头体材料为铸钢或球墨铸铁时,一般取:式中 2.十字头体壁厚3.4机体的结构设计机体形式划分,一方面可按泵的总体结构型式的需要分为:卧式、立式、对置式、角度式等机体;另一方面则根据机体上的主轴承座孔是否剖分而分为闭式和开式两种.闭式机体的轴承座孔置于机身上,为一整圆;开式机体的轴承座孔通常是中开式的为两个半圆.3.4.1机体结构设计的一般原本则1.应有足够的强度和刚度,在此前提下,力求重量轻；2.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,在结构上要设计有便于制造、加工的基准面,以便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公差,不必要的加工表面应力求减小、简化工装、缩短生产周期,降低成本；3.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换；4.机体底部应有足够的承重面积,尽可能降低重心,保证其承载能力和泵运转时的稳定性。3.4.2机体主要结构尺寸的确定1.主轴承座孔直径当主轴的主轴颈尺寸确定后,即可选择合适的主轴颈,主轴承孔的尺寸取决于主轴承外径. 180mm。2.十字头滑道尺寸(1)十字头滑道孔径,当有滑道衬套或十字头导板时, 即与滑道衬套或导板的外径相同;当无滑道衬套或导板时, 即与十字头滑履直径名义尺寸相同. =16cm。(2)滑道宽度B，滑道宽B一般与十字头滑履宽度相同或略小,当上下滑道表面为圆弧时,通常可取圆弧面中心角为。(3)滑道长式中 3.相邻两滑道轴线间距离a,a值确定主要取决下列因素:(1)泵液力端上最大缸套直径或柱塞填料箱外径;(2)十字头滑道孔径和连杆大头的宽度;(3)与泵吸入和排出阀尺寸相关的液缸尺寸;(4)机体内零、部件装拆、维修的需要.对三联单作用泵:式中4.主轴承座孔中心线距底平面高H确定H时,应考虑到机体的刚度、曲柄连杆机构和传动机构的运转空间,在机体内储存润滑油量的多少以及液力端吸入管路的布置形式和尺寸等因素,并应力求降低重心.一般可依据主轴承座孔直径来选定。对一般卧式泵: mm对液力端的吸入集合管只允许布置在机体底平面以上的卧式泵: mm对于立式泵或在传动端内有传动齿轮等传动机构的卧式泵,H值应依具体情况确定,本设计取H=320mm。3.4.3机体壁厚确定机体各零件的壁厚应力求均匀,各板壁连接处应有较大的过渡圆角.尽可能避免局部肥大和壁厚不均,以减小铸造应力,提高成品率.机体壁厚值通常可根据泵的最大柱塞力P来选取,但是,当柱塞力很小时,往往只要有很小的壁厚,即可满足强度和刚度的要求,此时柱塞力已不是决定壁厚的主要因素了,这时起决定因素的却是机体的铸造工艺水平.即往往是因为铸造工艺的要求,不得不使壁厚加大.在这种情况下,应力求提高铸造工艺水平,减小壁厚,以期使整机重量减轻.反之当柱塞力很大时,往往只靠增加壁厚却不能满足强度需要,尤其是不能满足刚度的需要.这时,主要措施是在适当位置增设加强筋.机体上的滑道壁厚: 式中 取决于柱塞力的大小由前面已知,取=15mm.机体托架与液缸连接壁厚及机体底面地脚螺钉孔处的厚度: 3.5曲轴的受力分析计算曲轴受力十分复杂,除了作用在曲轴上的重力是恒定不变的,其余如连杆力、惯性力,原动机驱动扭矩、支座外力、个联间的纵向、横向、扭转振动惯性矩等都将随转角的变化而变化.此外,曲轴还要受到支座变形、加工不同轴度、使用中因轴颈磨损等因素造成的附加载荷.要想把曲轴所有受力情况均考虑进去,是很难做到的.在实际分析、计算时,常常是忽略那些次要因素,抓住主要因素予以考虑.为此,在分析、计算曲轴受力时,通常做下列假设:1.把多支承曲轴看做是以主轴承中点分开的分段简支梁并把曲轴视为绝对刚性系统;2.把主轴颈中点既看成是支撑点,又看成是集中支反力的作用点;3.连杆力和旋转惯性力(或径向力和切向力),看成是集中力并作用在曲柄销中点;4.略去除作用在轴颈上的其它各联间作用力的影响,也略去因加工精度,装配质量以及因使用后磨损、热变形等造成的附加载荷。除此之外,当柱塞力很大时,在计算时也可略去重力和摩擦力,在做了上述假设后,往复泵用的曲轴一般均可简化成两支点单拐(悬臂梁或简支梁)两支点双拐和两支点三拐三种情形。在上述若干假设条件下,作用在两支点三曲拐曲轴上的力计有:作用在曲柄销中点的集中力-切向力 和径向力(或连杆力和旋转惯性力);作用在主轴颈上的支反力,;作用在输入端主轴颈上的总扭矩.如果输入端是经皮带轮减速传递扭矩的,还附有作用力;如果在主轴后端拖带转子型油泵时,还有附加扭矩.这个力和力矩,本设计中没有皮带轮固可不计此力.切向力、径向力、支反力 ,以及轴前端载荷均是作用在曲轴上的外力,总的输入扭矩则是作用在曲轴上的外力矩.这些力和力矩都是曲柄转角的函数,时刻在变化着.若假设第一曲柄转角(从轴前端看,顺旋转方向) ,则第二曲柄转角为,第三曲柄转角.通用公式中用和、表示、，、，、.在计算时,没有计入轴前端载荷(),略去了重力和摩擦力,同时,考虑吸入压力与排出压力相比,相差很大,故计算时取.这样一来,当三联泵任意柱塞处于吸程阶段()时,其活塞力=0;当任意柱塞处于排程阶段(),其柱塞力且是一常量;当任意柱塞处于前、后死点(=或=,不考虑运动副的间隙),柱塞力将有一突变或由=0突增到,或相反.由此可知,对三联单作用泵,当任一柱塞处于死点位置时,对应该柱塞的曲柄销力,等应计算两个值,相应的支反力以及以后要计算的各截面内力也将出现两个值。作用在任一曲柄销上的外力,等,可参看，图33：图33 曲柄受力分析作用于主轴颈上的支反力,以及力矩和本设计的曲轴尺寸：图35 曲轴尺寸表34 三拐曲轴外力计算公式、分解公式及计算结果(=时)作用力名称符号作用点计算公式往复惯性力十字头销中点旋转惯性力曲柄销中点柱塞力柱塞端综合柱塞力十字头销中点连杆力沿连杆中心线径向力曲柄销中点切向力曲柄销中点输入扭矩输入销主轴轴颈、在坐标z向的投影各曲柄销中点、在坐标y向的投影各曲柄销中点轴前端c点的载荷输入端轴颈最小直径处轴前端A点的支反力轴前端主轴颈中点轴尾端B点的支反力轴尾端主轴颈中点支反力在垂直于曲柄中线方向的投影同同支反力在平行于曲柄中线方向的投影同同在垂直于曲柄中线方向的投影同在平行于曲柄中线方向的投影同、在垂直于曲柄中线方向的投影曲柄销的中点 、在垂直于曲拐中线方向的投影曲柄销的中点、在平行于曲柄中线方向的投影曲柄销的中点 、在平行于曲柄中线方向的投影、在垂直于、曲柄销中线连线方向的投影第一曲柄销中点 、在垂直于、曲柄销中线连线方向的投影第三曲柄销中点正方向规定计算举例备注使连杆受拉为正955.84-477.962-477.962曲柄受拉为正1137.821137.821137.82柱塞受拉为正-47728-47728-47728=0连杆受拉为正-8712.58955.864-9780.9-356.12连杆受拉为正-8712.58955.864-9890.5-360.12查6表4-4沿曲柄中线背离旋转中心为正-7829.25159.577045.421107.69查6表4-6垂直于曲柄中线反旋转方向为正-8712.58955.8647736.35-281.68查表4-5顺旋转方向为正5019.18与坐标z轴正方向相同时为正7829.251595.572190.00-818.45与坐标y轴正方向相同时为正-7829.251595.57-10222.58-797.78同,附加载荷=0与坐标y轴正方向相同时为正11197.924108.86与坐标z轴正方向相同时为正-913.8同,7651.665315.94-501.05构成对对应曲柄销的扭矩,顺旋转方向为正,而则相反-913.8-913.8-9240.75-3101.4510154.584015.29501.05501.056376.004353.226877.064854.26平行于曲柄中线,与正方向相同时为正11197.924108.86-6390.36-2845.8-4807.5-12929.697651.665315.94-4259.75-3091.89-3391.91-2224.05同例中=0同顺旋转方向为正6780.33-1381.85顺旋转方向为负-1100.12平行于曲柄中线与正方向相同时正3914.63-797.78同上-309.91构成对第二曲柄销的扭矩,顺旋转方向为正3914.63-797.78与情形相反-797.78每隔时计算的支反力、的结果如表35：表35 两支点三曲拐曲轴支反力的计算结果06012018024030036011974108418865247045233628609949100287693708911802111984019-931-52439.5-1671271-1430-9137651531552361232511802708965648900882217332336704876525315-501-890.1-1477-1248-144.116.0-501支反力和转角的关系如图3-6:图3-6 支反力、和转角的关系3.6曲轴强的校核由于曲轴是承受交变载荷,其破坏形式多半是由疲劳引起的,因此,在通常的情况下,应按疲劳强度校核,但是,在实际计算过程中则可采用如下方式;为了简化计算过程,往往把曲轴所受载荷看成是内应力幅等于最大内应力的对称循环载荷略去应力集中和尺寸系数对计算结果的影响而代之以选用较大的安全系数,这样就可使复杂的疲劳强度校核具有静强度校核得简单型式,即用静强度校核代替疲劳强度校核.由往复泵设计中对三曲拐曲轴的各截面受力分析可知,对于两支点三拐曲轴静强度校核截面通常在下述几个截面中选取:1.第曲柄销中点,即2-2对应的截面,对应的危险相位是,。2.长拐的两个长臂中点,即3-3和4-4对应的截面,但因两截面应力值相近故只校核其中一个就够了。3.输入端主轴颈的根部,即1-1对应的截面,此处内应力比第曲柄销中心小,但因直径尺寸也小,因此要校核,如果此处直径与曲柄销直径接近,可不必校核。图37 曲轴个危险截面表36 截面11和22的校核校核截面计算项目和内容符号单位参数选取和计算公式计算结果1-1材料的弯曲疲劳极限Mpa245333.2许用安全系数绕x轴扭矩N*m5019.18绕y轴弯矩N*m1340.29绕z轴弯矩N*m16423.56抗弯断面模数98125计算安全系数18.92-2材料的弯曲疲劳极限Mpa245333.2许用安全系数绕x轴扭矩N*m2453.6绕y轴弯矩N*m20628.4绕z轴弯矩N*m16743抗弯断面模数169540计算安全系数6.64表37 截面3-3的校核校核截面计算项目和内容符号单位参数选取和计算公式 3-3曲柄宽度209209曲柄厚度1010截面面积209209轴向力1227.6990.2绕x轴扭矩N*m7313.859807绕z轴弯矩N*m6084248072抗弯端面模数348348抗扭端面模数514.14514.14正应力Mpa131.976.12切应力Mpa10.1258.2计算安全系数7.436.4许用安全系数3.7连杆强度的校核最大综合活塞力是校核连杆小头衬套比压的依据,最大连杆力是校核连杆强度和稳定性的主要依据,既有: 最大综合柱塞力出现在活塞刚刚开始进入排程()的瞬间,构成对连杆的最大压缩力,其值等于最大活塞力,最大往复惯性力及摩擦力之和.最大连杆力则出现在=r/最大值时().但是,当泵的活塞力很大时, ,相对很小而且值一般也很小,故在实际校核连杆强度和稳定性时,常常略去,的影响而近似认为。3.7.1连杆小头衬套比压校核小头衬套比压按下式计算: 式中 小头衬套最大比压, ; 最大综合柱塞力, ,N;小头衬套内径,m;小头衬套宽度,m;许用比压,对铸造青铜取。则有: 。3.7.2杆体最小截面强度校核杆体根部与小头连接的过渡截面为最小截面,此截面可看做承受单纯的拉伸或压缩作用力,其最大应力为: Mpa式中 最大连杆力, N;杆体最小截面面积, ;杆体材料的许用应力, 查6表5-17对碳素钢和球墨铸铁可取=78.4117.6,合金钢可取=98176.本设计杆体材料为合金钢即为40Cr。则有: =98176.3.7.3杆体中间截面的强度校核杆体中截面如图38所示:图38 杆体中截面杆体中截面应按压缩、弯曲联合作用进行强度校核即总应力为: 其中 式中 杆体中截面压缩、弯曲联合作用下的总应力, ； 在连杆摆动平面(z-y平面)内的总应力, ; 在垂直于连杆摆动的平面(z-x平面)内的总应力, . 杆体中截面的压缩应力, ; 最大连杆力, ;杆体中截面面积, ;连杆摆动平面(z-y平面)内的弯曲应力, ;垂直于连杆摆动平面的平面(z-x平面)内的弯曲应力, ;连杆长,m;杆体中截面对x轴的惯性矩, ;杆体中截面对y轴的惯性矩, ;杆体材料的许用应力, 查6表5-17对碳素钢和球墨铸铁可取=78.4117.6,合金钢可取=98176.本设计杆体材料为合金钢即为40Cr; 与材料性能有关的系数,对常用连杆可取c0.000150.0005。表37 各种有关材料的系数材料35404540Cr30CrMoQT40-10C则有 . 3.7.4连杆大头强度校核1.大头盖的强度校核计算时把大头盖看做是自由支承在连杆螺栓轴线上,在曲柄销直径D长度上作用着均匀载荷的梁,如图39所示:图39 大头盖图危险截面A-A按单纯弯曲应力校核:式中 最大作用力,单作用泵即为最大往复惯性力,N; 连杆螺栓中心距,m;曲柄销直径,m;截面A-A的抗弯断面模数, ;许用弯应力,对于合金钢可取=78.498.则有：危险截面B-B按弯曲、拉伸、剪切联合作用校核: 其中弯曲应力为:拉伸应力为:剪切应力为:式中 最大作用力,对单作用泵,N;截面B-B重心至螺栓中心线距离,m;截面B-B的抗弯断面模数, ;截面B-B与螺栓中心线的夹角,rad;截面B-B的截面面积.许用应力, 查6表5-17合金钢可取=98176.则有: 2.大头与杆体相接处的强度校核与大头盖B-B截面相对应的杆体和大头相接处截面也应进行强度校核,校核公式与上公式相同,本设计由于杆体和大头相接处截面与大头盖B-B截面面积相同故不需在校核.3.7.5销连接小头强度校核图310 杆体小头危险截面的强度校核,如按受均匀载荷、两端自由支承在侧壁重心点的梁进行计算,则截面所得的弯曲应力偏大;如按受均匀载荷,两端固定支承在侧壁重心点的梁计算,则所得的弯曲应力偏小.故通常采用两者的平均弯曲应力计算,即:式中 最大作用力,对单作用泵可取,N; 两侧壁臀部中心线距离,m; 小头衬套内径或十字头销直径,m; 截面的抗弯断面模数, ; 许用应力, 合金钢可取=78.498.则有: 危险截面按弯曲和拉伸联合作用进行强度校核,其总应力为:式中拉伸应力为: 弯曲应力为: .式中 最大作用力,对单作用泵可取,N;截面面积, ; 两侧壁臀部中心线距离,m; 截面的抗弯断面模数, ;许用应力, 合金钢可取=78.498.则有 3.7.6连杆材料和主要技术要求1.连杆常用材料及热处理方式如下表38：表38 材料及热处理名称材料牌号热处理方式使用范围优质碳素钢354045正火或调质适用于各种连杆合金钢40Cr35CrMo调质仅用于要求重量轻,体积小,强度高的高速泵连杆.铸钢ZG35ZG45ZG40Cr正火多用于有一定强度要求的大型重载泵连杆.球墨铸铁QT60-2QT40-10正火用于中,小型泵锻铝LD5LD8仅用于微小型泵连杆2.毛呸毛呸应进行金相检查、低倍检查及化学成分和机械性能试验.对于铸造连杆,铸件表面应光洁、不得有严重的铸造缺陷.铸造连杆的铸造比不应小于3.3.机加工1)加工精度(1)连杆大小头孔应按基孔制H7制造,圆度和直线度允差不低于GB1184-80所规定的8级精度;(2)连杆大小头孔中心线平行度允差不低于GB1184-80所规定的7级精度;(3)连杆大小头端面对孔中心线垂直度允差不低于GB1184-80所规定的8级精度;(4)连杆大小头孔中心距允差:当中心距小于或等于500mm时为0.05mm;当大于500mm时为0.1mm;(5)杆体和连杆大头盖的连杆螺栓孔中心线,其平行度允差不低于GB1184-80所规定的7级精度;螺栓孔两端面与孔中心线垂直度允差不低于GB1184-80所规定的8级精度.2)光洁度(1)连杆大头采用薄壁轴瓦时,光洁度取7;采用厚壁轴瓦时,光洁度取6.小头孔的光洁度不低于6;(2)大头剖分面表面光洁度为6;(3)螺栓孔光洁度为6,两端面光洁度5. 长度 3.8十字头销的强度校核校核十字头销强度时,可把十字头销看作是两端自由支承在销孔座接触部位中点的简支梁,在连杆小头衬套宽度上作用一均匀载荷,在销的中间截面有最大弯应力,在截面-处产生剪切,如下图311所示:1.中间截面-处的弯曲应力校核:式中 中间截面-处最大弯曲应力, ;最大活塞力,N;十字头销支承在销孔座接触面中点的距离,m;连杆小头衬套宽度,m;十字头销直径,m;空心销中心空径,m;许用弯曲应力, 合金钢可取.2.截面-的剪切应力校核 式中 截面-处的剪切应力, ;许用剪切应力,合金钢.则有: 图311 十字头销计算简图结 论本人通过对本专业的学习以及在校期间的金工实习，加之毕业实习使我对该系统的整体结构和工作原理基本掌握，还有四年中学习了材料力学、理论力学、液压传动等方面的知识，又在本校的实验室现场看到了新进的乳化液泵站系统，在设计过程中，了解了乳化液泵的发展历史和基本知识，通过查阅资料，了解并掌握了乳化液泵的结构和工作原理。我所设计的乳化液泵具有以下特点：1、 采用了成组技术， 三组吸、排液阀分别装在三个阀体上，可以实现每组单独拆换，阀组件重量轻，故障易判断，便于检修和更换。2、 柱塞密封为V型橡胶密封圈，密封性能好、寿命长、井下维修量小。3、 曲轴按照等强度理论设计，受力好，平衡效果好。4、 BRW型乳化液泵可以达到不拆卸曲轴，即可把连杆、滑块取出进行修理或更换，井下维修方便。5、 BRW型乳化液泵壳采用了整体泵壳铸造，增加了抗震性，提高了制造精度，减小了噪音。本人所设计的乳化液泵吸收了国内外同类产品的成熟和先进结构，能够适应各种条件下工作面的工作，具有结构紧凑、方便维修保养、提高开机率，由于结构简单所以造价要比同类型的产品低，将会有很大的市场。致 谢 经过大半个学期的研究学习，毕业设计也将要结束了。作为一个本科生的毕业设计，由于经验的匮乏，难免有许多考虑不周全的地方，如果没有指导老师的督促和指导，想要完成这个设计是难以想象的。 在这里首先要感谢我的指导老师王启明老师。王老师年纪也有些大了，平日里工作繁多，但在我做毕业设计的每个阶段，从查阅资料，到设计方案的确定和修改，中期检查，后期详细设计，装配草图等整个过程中都给予了我悉心的指导。我的设计有些复杂烦琐，但是王老师仍然细心地纠正图纸中的一些细节错误。在每次例行开会中，王老师除了指导我们设计中的问题和错误，还会教授我们一些生活中的道理，包括与人处世、感恩，甚至生活中的防火防电。除了敬佩他的的专业水平外，他的治学严谨和生活态度也是我永远学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作。 其次还要感谢大学四年来所有的老师，包括我们的辅导老师胡老师、英语老师袁英老师等等，教授我们大学里该拥有的知识以及学习方面的帮助，还有我亲爱的同学们，没有你们的帮助，我的毕业设计不会完成得这么顺利。 最后感谢湖南科技大学四年来对我的栽培和教育，感谢机电工程学院。参 考 文 献1 王美兰主编.煤矿固定机械.北京.煤炭工业出版社,1989.2 马新民,钟光耀主编。煤矿机械.徐州:中国矿业大学出版社,1994.3 李昌熙,乔石主编.矿山机械液压传动.北京:煤炭工业出版社,1995.4 牛曙光,胡金平,姜振艳主编。QRB80/20新型乳化液泵站研究J.煤矿机械,2003.5 张佳伟,赵继云主编.高压乳化液泵几种变量方式的探讨J.煤矿机电,2000.6 往复泵设计编写组1.往复泵设计M.北京:机械工业出版社,1987.7 方慎权主编.采掘机械与液压传动。徐州:中国矿业大学出版社,1987.8 卢春焕,王玉焕主编.自动卸载阀的结构与卸载原理分析J.河南城建高等专科学校报，2001.9 孙九如,徐蒙良,卢维东主编.采掘机械.中国矿业大学出版社,2004.10 吴宗泽主编.机械设计手册.北京:机械工业出版社,2004.11 良兴义,徐蒙良主编.液压传送与采掘机械.北京:煤炭工业出版社,1997.12 杨师斌,任秀莲主编.矿用乳化液泵的卸载问题分析J.煤矿机械,1997.13 孙尚勇.流体力学与流体机械.北京:煤炭工业出版社,1991.14 关醒凡.泵的理论与设计.北京:机械工业出版社,1987.15 曹春玲.阀式变量乳化液泵的流量特性J.重型机械,2003.16 汪德成.矿山流体机械.北京.煤炭工业出版社,1991.17 魏季良.霍尔效应法在乳化液泵节能中的应用J.煤矿机电,2002.18 田科主编.实用液压技术.北京:北京出版社,1984.19 孙执书,李缤主编.采掘机械与液压传动.中国矿业大学出版社,1991.20 周乃荣,严万生主编.矿山固定机械手册.北京:煤炭工业出版社,1988.21 魏季良.霍尔效应法在乳化液泵节能中的应用J.煤矿机电,2002.22 魏季良.霍尔效应法在乳化液泵节能中的应用J.煤矿机电,2003.23 杨师斌任秀莲.矿用乳化液泵的卸载问题分析J.煤矿机械,1997.24 卢春焕,王玉焕等.自动卸载阀的结构与卸载原理分析J.河南城建高等专科学校学报,2001,10(4):22-24.25牛曙光,胡金平,姜振艳.QRB80/20新型乳化液泵站研究J.煤矿机械,2003,(5):25-26.26 张佳伟,赵继云.高压乳化液泵几种变量方式的探讨J.煤矿机电,2000.27 郑刚,李建红.一种二级流量泵的设计方法J.煤矿机械,2002.28 曹春玲.阀式变量乳化液泵的流量特性J.重型机械,2003,(4):23-25.29 郑刚,李建红主编.一种二级流量泵的设计方法J.煤矿机械,2002.30 Bernuchon M.A new generation of engine mounts.SAE840259,1984.31 Swanson D.A.Active Engine Mounts for Vchicles.SAE Techni calpaper932432,1980-1988.附录1材料制备机械设计理论中的新趋势和新理论斯蒂尔沃特教授,美国俄克拉何马州摘 要:在全面综述材料制备机械技术及设备发展动态的基础上,提出了研究领域的几个新问题和发展方向,如通过集成和融合现代相关前沿科学和技术，生产具有超常和特殊性能的新概念材料等,并进行了简要分析和讨论.关键词:界面;超常物理场;制备机械;功能材料1.机械材料加工的时代背景在人类进步的一段长时间范围内，许多工具、机械和方法被提出来；不同的原料用不同的工具来加工。原料及其处理过程已经变成了推动人类进步不可缺的一部份。在当前世界中日益激烈的竞争和人们追求幸福生活的今天，物质的功能已经远远超出了人类现有的并不断增长的知识及想象。例如：神秘原料功能，半导体材料，原料能量有吸力的材料，在航空领域中占有70%份额的强力铝合金45um的薄金属片，用各向异性深冲压金属板在1%以下；电子铝箔与强耐热铝合金已经被应用到航空、宇宙及深海领域中，等等；在原料加工加工领域中不同的时间段里，材料重要发
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