矿井运输设备的选型设计及MRB-120.47型乳化液泵的设计

图11-7（b）中的P单独作用下，截面A和B的转角为叠加以上结果，分别得到两个P共同作用下，AB截面的转角曲轴的允许挠度和允许偏角为由以上计算可知弯曲刚度校核通过。式中：——扭转角——最大扭矩——极惯性矩——材料的剪切弹性模量则——允许扭转角，曲轴的扭转变形用每米长度的扭转角来衡量由以上计算可知扭转刚度校核通过。图11-SEQ图9\*ARABIC7二连杆的设计计算和校核（一）连杆主要尺寸的确定1、连杆长度L连杆长度L即连杆大端至小端的中心距，由参数选择计算中得L=220mm图11-SEQ图9\*ARABIC82连杆杆体的结构尺寸查《机械设计手册》表21.3-4得取连杆大头轴瓦外径壁厚连杆各部分尺寸的确定，查《内燃机设计》表6-1，如图2；连杆大头直径连杆大头外径连杆座螺钉厚度连杆体螺钉厚度H3=H4=44查《机械设计大典》取小头衬套外径连杆小头直径连杆小头外径连杆两螺栓中心距连杆座螺钉平均直径dm/D1'连杆体平均直径连杆体厚度杆体中间截面面积的当量直径：取中间截面面积取3.连杆质量的确定由以上尺寸可得，连杆小头体积连杆大头体积螺钉体积连杆体的体积连杆的总体积（二）连杆强度的校核1.连杆小端强度计算式中：——连杆的应力MpaP—柱塞承受的最大压力，为了简化计算，均以柱塞承受的最大压力作为连杆所受的最大力——连杆杆体小端处的截面积——许用应力代入得：强度计算通过。2.连杆杆体的稳定性计算由于杆体截面沿长度变化，计算时，以中间截面为计算截面（a）杆体的柔度惯性半径式中：——连杆体中间截面的惯性矩——连杆体中间截面的截面积则—连体的柔度（b）因此在最大压力P的作用下，杆体按纵弯—压及横弯—压的应力公式进行验算1杆体所受的压应力2杆体在垂直平面内的纵向弯曲应力3杆体在水平面内的横向弯曲应力4连杆体所受的总应力纵向弯曲横向弯曲稳定性计算通过。图11-SEQ图9\*ARABIC93.连杆大头盖的强度校核大头盖按自由支撑在连杆螺栓轴线上并承受均匀载荷的梁计算。见图9-10截面A-A，只承受弯曲应力Mpa式中：——作用在大头盖上的总载荷N其中：——连杆滑块机构往复运动件惯性力——回转运动件的惯性力——曲柄销直径图11-SEQ图9\*ARABIC10——连杆螺栓中心线间的距离——截面A-A的抗弯截面模数——许用弯曲应力值，对于碳钢则截面B-B，除承受弯曲应力外，还受拉，压应力及剪切应力，，总应力式中：——作用在大头盖上的总载荷N——截面B-B的重心到连杆螺栓轴线的距离=15mm——截面B-B与连杆螺栓轴线的夹角——截面B-B抗弯曲截面模数——截面B-B的面积则总应力连杆大头盖的强度胶合通过。4.连杆小端的强度校核见（REF_Ref516001952\h图11-11），截面C-C，承受弯曲应力，按自由支撑梁与固定支撑梁的平均值计算式中：——滑块机构往复运动件的惯性力N图11-SEQ图9\*ARABIC11——两侧肩部中心间距离——滑块销直径——截面C-C的抗弯截面模量则截面D-D，承受弯曲盈利与拉压应力式中：W——截面D-D的抗弯截面模量——截面D-D的面积则：截面E-E，即小端与杆体连接处，受力情况与大端盖截面B-B相同，应力为：式中：——截面E-E的抗弯截面模量——截面E-E的面积则连杆小端的强度校核通过。三滑块销的设计计算和校核(一)滑块销的计算滑块销用来连接连杆与滑块，其受力情况与连杆大端盖相似。见图11-12，滑块销一般为空心圆柱形销。滑块销的直径取式中：——柱塞承受的最大压力滑块销的内径取图11-SEQ图9\*ARABIC12(二）滑块销的强度校核滑块销受力与连杆相同，它均布在长度为100mm的滑块销表面上支反力中间截面处为危险断面，其最大弯矩为正应力：式中：W—滑块销的抗弯截面模数滑块销材料为20Cr，则安全系数为，考虑到载荷脉动，取较大值4，则滑块销的强度校核通过。第三节柱塞强度和稳定性计算一正应力校核图11-SEQ图9\*ARABIC13式中：——柱塞承受的最大压力F—柱塞最小断面面积则柱塞材料为40Cr，表面进行氮化处理，以提高表面硬度和耐磨性。材料的安全系数取即正应力校核安全二稳定性校验惯性半径式中：——柱塞截面的惯性矩——截面积则柔度式中：——柱塞计算长度——考虑端接方式的长度系数，本柱塞可看作二端铰接。则可知本柱塞为小柔度杆（40），故不必进行稳定性计算。第四节泵头强度计算泵头为45锻钢制成，系内压厚壁压力容器，计算按近似进行，可采用巴赫公式：式中；——泵头缸孔外半径，即壁厚最薄处的外半径——泵头缸孔半径——泵的额定工作压力47Mpa——拉应力Mpa泵头材料用45号锻钢，正火处理。安全系数则即泵头强度计算通过。第五节吸排液阀的计算为了保证寿命和提高容积效率，吸排液阀均采用三翼式锥形阀，阀芯与阀座均采用9Cr18不锈钢，热处理，硬度阀芯高于阀座，可防止密封带的损坏。为了便于加工，使用及维护，吸排液阀采用通用结构，二者具有互换性。一阀口通流面积阀口，阀前孔，其通流面积根据额定流量确定。由于每个吸排液阀实际上是在半个周期内工作，也就是在半个周期内开启时，应允许全部流量通过。因此，吸排液阀的通流面积应为：式中：——泵的额定流量——阀口的允许流速吸液阀取排液阀取则：吸液阀的通流面积：排液阀的通流面积：二阀芯阀芯型式用锥形。锥形阀的密封性好，用圆柱面导向准确可靠工作平稳体积小重量轻。锥形阀的阀锥角可采用和，这里采用，阀关闭时由弹簧复位，阀芯和阀座应有足够的精度和光洁度加工时锥面进行配研，以保证良好的密封性。三阀的最大开口量（最大开启高度）最大开口量一般为3~8mm，排液阀取较小值，吸液阀取较大值。本设计方案排液阀最大开启高度取为3mm吸液阀取5mm验算通过阀缝的流速式中——阀锥角吸液阀通过阀缝的流速排液阀通过阀缝的流速在允许范围内四吸排液弹簧先计算弹簧的最大压力式中：——阀缝流速——阀口通流面积——乳化液比重取——阀芯重量取则：排液阀吸液阀为了减少吸液阀的回流损失的时间，增加排液阀弹簧的最大压力，由1.09kg增加到2.9kg同样，为了减少排液阀的回流损失的时间，增加吸液阀弹簧的最大压力，由0.83增加到1.86再计算弹簧的刚度式中：——最大开口量——弹簧的预压力吸液阀取排液阀吸液阀排液阀根据下式，确定弹簧的结构参数，并选择弹簧材料。弹簧材料一般采用中级弹簧钢丝。式中：——弹簧材料的剪切弹性模数选择：——弹簧丝直径——弹簧中径——弹簧工作圈数（有效圈数）且——节距——吸液阀——排液阀（查《机械手册》中册第二版P989页）图11-SEQ图9\*ARABIC14五阀座比压的验算式中：——作用于阀座上的最大轴向力——阀座锥面的内外径则：阀座材料为不锈钢9Cr18经热处理，其许用比压由以上计算可知阀座比压的验算通过。六吸排液阀弹簧的自振频率验算吸液阀的自振频率为：式中：——阀的外负荷（阀弹簧的预压力）——弹簧自重，可忽略——弹簧的刚度由前知道，将以上参数带入公式得：乳化液泵的脉动频率为：式中：——柱塞数——曲轴转速则：故不产生共振。七泵缸及阀的性能验算（一）自吸能力验算保证乳化液具有自吸能力和不发生气蚀现象的条件是：式中：——曲轴转速——大气压力——乳化液比重——吸液高度——工作温度时的气体分离压力——乳化液密度——吸液管长度——曲轴的曲柄半径——连杆系数将参数带入得：即自吸能力验算通过。（二）阀门关闭时，阀芯对阀座无严重撞击现象的验算。为了防止严重撞击，曲轴转速应限制在阀芯的临界落下速度以内，即：式中：——阀芯临界落下速度，即不发生严重撞击的极限速度——阀的最大开口量吸液阀排液阀（三）阀的滞后角验算为了保持较高的容积效率，阀门开启和关闭时的滞后角不应超过允许值，验算条件为：式中：——流量系数取——阀前孔直径——阀芯半锥角——阀芯的有效承压面积——允许的滞后角一般取——阀芯的质量——弹簧的预压力吸液阀排液阀吸液阀：排液阀：即阀的滞后角验算通过。第六节轴承和轴瓦的校核计算一齿轮轴轴承的校核因齿轮轴上的齿轮为直齿轮，无轴向力，故选用圆柱滚子轴承。轴承的型号为NU215E额定动载荷额定静载荷表11SEQ表9\*ARABIC2dDB751302588.5式中：——假定负荷——径向载荷，在曲轴负荷图中A点的反力最大——负荷向量相对于内圈或外圈旋转，轴承寿命不同影响的系数，内圈旋转时=1——轴承负荷性质对轴承影响的系数，本轴承系变动负荷，故取=1.3——轴承工作温度对轴承寿命影响的系数，取则：式中：——轴承转速——指数对滚子轴承带入参数得：一般轴承半年检修一次，半年按180天计算，有4320小时，故主轴承的校核通过。二曲轴轴承的校核曲轴承受柱塞所产生的径向力，同时曲轴上的齿轮为直齿轮，无轴向力，故选用圆柱滚子轴承。轴承的型号为NU220E额定动载荷额定静载荷表11SEQ表9\*ARABIC3dDB10018034119式中：——假定负荷——作用下在轴承上的支反力同上。则：故轴承的校核通过。三连杆轴瓦的校核本设计连杆轴瓦选用与汽车通用的刚背高锡铝合金轴瓦。因采用飞溅润滑，按一般滑动轴瓦来验算。单位压力的验算为使轴承中的润滑油不被挤出，油膜不被挤坏，以保持良好的润滑条件，需算轴承的比压。式中：——作用在滑动轴承上的径向载荷——轴颈的直径——轴颈的长度——轴瓦的许用单位压力，故比压满足要求。（二）散热因素的验算：PV值与轴承功率损失成正比，PV值的盐酸即可保证轴承表面温度不超过额值。式中：V—摩擦副的相对线速度P—作用在轴颈上的径向载荷——曲轴转速[PV]——发热因素的许用值，根据轴瓦的材料为钢壳和高锡合金，许用值为：将参数带入得：故在正确安装和保证润滑条件下，此滑动轴承能可靠地在本泵使用。第七节联轴器的选择联轴器采用同类型乳化液泵普遍采用的轮胎式弹性联轴器。查《机械设计手册》选用UL12型轮胎式联轴器，基本参数表11SEQ表9\*ARABIC4联轴器参数公称扭矩瞬时最大扭矩轴孔直径轴孔长度由齿轮轴的计算可知，联轴器所传递扭矩为，故所选用该联轴器安全可靠。

结束语毕业设计终于就要接近尾声了，心里有种说不出的滋味，做毕业设计的时候，多想过两天的清闲日子啊，细细想来，这段生活总是有许多值得回忆的东西，似乎有些留恋了，大学生涯也要结束了，预示着一个新的，新的就熬开始。做毕业设计，我最大的感受就是“累”，同学们开玩笑说：“这一段时间下来，人瘦了，线肥了”，但是苦中有乐，我相信苦尽甘来。毕业设计应该说是对自己四年来所学到的知识的一次较为全面的考察和应用，也是对自己未来工作能力的一次磨练。在做设计的时候，我有许多的感触，记得有人说过一句话：问君哪得清如许，为有源头活水来。知识就是这样的，以前所学终究是有限的，而学习却是无限的，如果仅靠以前所学的东西，做毕业设计是远远不够的，在这个过程中，我还有很多的东西要学，取得缘头活水，作为知识不竭之源。做设计的过程中，我也体会到团队合作的重要性。因为本次设计的工作量较大，一个人单独做，根本无法完成。所以我们就每个人自身的条件和长处进行分工，取到了很好的效果。在设计的工程中,我也因为某些地方的观点和同组同学不一样而争吵过,但我们最终能够达成共识。讨论是我们做毕业设计中达到知识互补的关键要素。做毕业设计这段时间是我们在学校的最后阶段,毕业设计的完成也代表了大学生活的结束。回首当初,自己对机械制造这门专业课很不感兴趣,认为它是那么的枯燥无味，但今天的我却对它产成了浓厚的兴趣；并且,对于我们中国当前的国情来看,机械制造业是很有发展空间的,西部大开发和东北老工业基地的兴起,为机械行业提供了巨大的舞台。而自己选择了这一行,就一定要爱这一行,这是我对自己未来工作的要求。

主要参考文献1.《煤矿安全规程》煤炭工业部编。煤炭工业出版社（1980）2.《矿井运输及提升设备》陈维健主编。中国矿业大学（1987年）3.《煤矿专用设备设计计算》王志勇，夏琴芬主编。煤炭工业出版社（1983年）4.《材料力学》刘鸿文主编。高等教育出版社（2004年）5.《机械设计》吴宗泽主编。高等教育出版社（2001年）6.《机械原理》孙恒主编。高等教育出版社（1987年）7.《采掘机械》陶驰东主编。煤炭工业出版社（1985年）8.《矿山机械液压传动》李昌熙乔石主编。煤炭工业出版社（1984年）9.《矿山运输机械》于学谦主编。中国矿业大学出版社（2003年）10．《XRB2B型乳化液泵使用说明书》无锡煤炭机械厂11.《XRB2B型乳化液泵计算书》无锡机械厂（1979年）12.《机械设计手册》机械工业出版社（2004年）13.《机械零件设计手册》冶金工业出版社（1990年）14.《PRB型乳化液泵设计说明书》煤炭工业部煤炭科学研究院太原煤研所平顶山煤矿机械厂（1979年）

致谢岁月流逝，时光匆匆，两个多月的时间在不知不觉与充实劳顿中度过。毕业设计即将尾声，我感觉到一种前