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2DY—8-4型电动往复泵设计含12张CAD图

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DY 电动 往复泵 设计 12 CAD
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2DY8/4型电动往复泵设计摘 要该毕业设计是对2DY8/4型电动往复油泵的设计。往复泵是一种发展较早的动力机械,它是依靠活塞或者柱塞在液缸体工作腔内做往复运动,使得工作腔容积发生周期性变化来达到实现输送液体的目的的。从原理上讲,它是一种能量转化装置,把机械能转化为压力能。在理论上,往复泵的流量与排出压力无关,只取决于工作腔容积变化量以及在单位时间内循环变化的次数。本次设计的往复泵为双缸双作用电动往复泵,主要由动力部分、传动部分、液力端部分三部分构成。在活塞、泵阀、液缸体设计计算过程中参考了往复泵设计的相关文献,并且通过对已知资料数据的研究分析,最终完成本次设计。关键词:电动往复泵;活塞;泵阀;设计The design of 2DY -8 / 4 electric reciprocating pumpAbstract The graduation design is about 2 DY - 8/4 type electric reciprocating pump design. Reciprocating pump is a kind of early developed mechanical power.It is depend on the piston or plunger work in hydraulic cylinder cavity do reciprocating motion,Making periodic changes in working volume to achieve the purpose of conveying liquid.In principle, it is an energy conversion device, the mechanical energy is converted into pressure energy.In theory, the reciprocating pump flow has nothing to do with the discharge pressure, only depends on the working chamber volume variation, and changes in unit time cycle times.The design of reciprocating pump as the two-cylinder double-acting electric reciprocating pump, mainly by the power part, drive part and hydraulic part three parts. In piston, valve and hydraulic cylinder design and calculation process of reference literature about the design of reciprocating pump, and based on the research of the known data analysis, to complete the final design.Key word :Electrically operated reciprocating pump;Pump valve;Piston;design目 录摘 要IAbstractII绪 论1第一节 课题来源背景1第二节 课题研究现状及发展趋势 1第三节 课题研究目的和意义 3第四节 设计流程和资料查阅 4第一章 往复泵基本介绍5第一节 往复泵的结构和工作原理 5一、往复泵的结构5二、往复泵的工作原理5第二节 往复泵的特点和分类 6一、往复泵的特点6二、往复泵的分类7第二章 往复泵设计基本参数9第一节 泵的流量9一、理论流量9二、实际流量9三、泵的容积效率10第二节 泵的压力 10一、排出压力10二、吸入压力10三、全压力P10第三章 往复泵总体设计11第一节 泵型及总体结构形式选择12一、电动泵12二、卧式泵12三、联数,缸数和作用数13第二节 液力端结构形式的选择13一、活塞泵液力端14第三节 传动端结构型式选择15第四节 主要结构参数的选择与确定 15一、容积效率的选择17二、活塞平均速度um的选择17三、活塞每分钟往复次数n和行程长度S18四、活塞直径D的确定18五、程径比=S/D的选择19六、活塞杆直径Dr的选取19七、吸入和排出管内径d1、d2的选取20第四章 液力端主要零部件设计22第一节 液缸体 22一、液缸体结构特点及选择22二、液缸体壁厚确定及强度校核23第二节 泵阀设计 24一、泵阀的结构和工作原理24二、泵阀设计的一般原则25三、泵阀的种类及结构型式的特点和选择26四、泵阀的设计计算26第三节 活塞、活塞杆、活塞环 31一、活塞31二、活塞杆的设计与计算33三、活塞环39第四节 活塞杆的密封 43一、活塞杆密封方式选择43二、填料密封主要特点和填料箱结构设计44第五章 传动端主要零部件设计 47第一节 曲轴 47一、曲轴的结构特点和选择47二、曲轴的结构设计48第二节 连杆和轴瓦设计 49一、连杆结构型式特点49二、连杆结构设计50三、连杆螺栓51四、连杆大头轴瓦52五、连杆小头衬套52第三节 十字头 53一、十字头的结构型式和特点53二、十字头结构设计53第六章 动力计算 56第一节 原动机的选择 56一、原动机功率ND的选择与确定56二、往复泵原动机选择57第二节 带传动设计 60一、传动带设计60二、带轮结构设计62三、平键的选择及强度校核63第三节 传动轴设计 64第四节 齿轮传动机构设计 65第五节 曲柄连杆机构的受力分析 71一、曲柄连杆机构运动规律及惯性力71二、作用力分析72第七章 空气室及润滑75第一节 空气室 75一、空气室的工作原理75二、空气室的结构型式及特点75三、空气室的安装76四、空气室的计算和主要结构尺寸的确定76第二节 往复泵的润滑 77结束语80参考文献81致谢82绪 论第一节 课题来源背景 随着全球经济的发展,地球上更多的有限能源在被燃烧利用,水资源和液体能源更是成为慢慢减少的一种人类赖以生存的重要资源,如何更有效的利用有限的资源和能源已经早已成为一门重要的课题方向。往复泵是泵类产品中出现最早的一种,至今已有2100多年的历史。近代泵,自意大利拉梅利发明滑片泵至今,泵已发展到5000多个品种,跨越了433年历史长河。而泵的机器制造,即泵产业,自1790年至今也有整整243年历史。往复泵是容积式泵的一种,它是依靠在泵缸内作往复运动的活塞或柱塞来改变工作室的容积,从而达到吸入和排出液体的。由于泵内主要运动部件活塞和柱塞的运动为往复式的,因此称它为往复泵。往复泵的突出优点是:输送介质十分广泛,吸入性能好、效率高、流量大,可获得很高的排出压力并且流量与压力无关,因此特别适合于要求大负载的场合。缺点是结构复杂,尺寸体积、占地空间大,配套性能强但是通用性差。在当今能源紧缺的形势下,往复泵作为节能产品,在大型船舶、石油开发、水利水电、管道输送、煤气化工、电站排渣和矿山开采等国防和民用领域起到重要的作用。随着现代工业技术要求的不断提高,往复泵也朝着高速、重载、高强度、轻量化和低震动等方向发展。因此,针对往复泵的实用性方面提出本次2DY8/4型电动往复泵设计的课题。第二节 课题研究现状及发展趋势 往复泵产品所适用的工况通常是普通离心泵类产品所不能满足的一些特殊工况,因此往复泵的用途十分广泛。 1.往复泵适用于输送流量较小、扬程较高的各种介质,尤其是特殊性介质,往复泵的用途如高黏度、高腐蚀性、易燃、易爆、有毒介质。当流量小于1OOm3/h、排出压力大于9.81MPa时,更能显示往复泵具有较高效率和良好的运行特性。 2.在石化工业中,合成橡胶、合成塑料、合成纤维、合成氨生产中,往复泵的用途主要用来加压输送液体原料、催化剂以及各种工艺介质,如尿素生产中需要用往复式的高压甲胺泵、液氨泵,其排出压力达到21.634.3MPa,合成氨生产中需用输送铜液的电动往复泵等。 3. 在石油工业中,钻井泥浆泵和油井压裂用泵是钻探和采油工程方面必不可少的设备,高压注水泵、注聚合物泵都是油田为提高原油产量而采用的二次采油工艺和三次采油工艺中的关键装备,随着石油工业的发展,近海和深海油田的大量开发,管道的输送增加,往复泵逐渐向高压、大功率方向发展。4. 往复式杂质泵在大功率、大流量、远距离、输送悬浮固体物的过程中,起着十分关键的作用,其功率达2200kW。往复泵的用途在采煤、采矿工业中输送煤浆、金属矿浆,在建筑业中输送混凝土,在火电站输送灰浆,在很多场合得到广泛应用。5. 往复泵作为大型锻压机械的主要动力设备,要求提供的工作介质压力高、流量大、且流动脉动小。往复泵的用途还主要用于输送乳化液、清水、液压油;产品参数范围:压力为2040mPa,流量为1290m3h,配带电动机功率为l00一750kW。6. 往复泵的用途还作为高压清洗及水力切割用动力源,此类产品多为三缸或单缸柱塞往复泵,一般为间歇式工作因此泵速较高,泵体积小,重量轻,其工作压力可达150MPa7. 柱塞式往复泵,在化工流程中也具有广泛用途。这种泵除了输送液体以外,还具有连续测量的功能和控制器的作用。因此许多部门把计量泵作为一种精密质工业仪表使用,计量泵特别适用于将一种或多种介质按一定比例进行混合。计量泵根据液力压送元件的结构分为柱塞式计量泵、机械隔膜计量泵和液压隔膜计量泵等几种。总之,往复泵的用途在各行各业都具有广泛用途。从今后发展的角度来看,尽管往复泵原来占据的位置有不少已被其它类型泵所取代,其产量也很少,但这并不意味着往复泵有全部被取代的趋势。实际情况是:在各类型泵的生存与竞争中,则是更加突出地发挥了它们各自的特长,显示其本身的优越性,从而更好地为国民经济、为四个现代化服务。由此可知,要想求得往复泵的生存与更进一步的发展,从根本意义上来讲,就是要扬长避短,充分发挥往复泵本身的优势。这就是说: 第一,要充分发挥往复泵配套性强、适应介质广泛的优势。对于其它任何一类泵来讲,它所适应的介质都要受到限制。例如,离心泵就不能适应粘度很高的液体;转子泵则通常不能适应于化工介质。而目前随着石油化工、化学工业、医药卫生等部门生产技术的发展,使得输送介质的名目繁多、性状各异。有些介质对其它类型泵来讲,就不能适应,但对往复泵来讲,因为它原则上不受介质的物理和化学性能的限制,可见,往复泵是大有用武之地的。第二,要充分发挥往复泵在流量比较小而排出压力又很大情况下,它的整机效率高、运转经济性好的优势。上述两点,往往不被使用部门所重视。他们往往是过分地注意了往复泵体积较大、结构较复杂、瞬时流量又脉动这些缺点,而忽视了这类泵的特长,因此常常习惯于选用其它类型泵。他们不了解这些泵正是因为对某些介质不能适应或者在压力高、流量小的范围内不可能有较高的效率这一弱点,于是历经数年,几经周折,最后又不得不回到往复泵这一选型上来。由此可见,在当前世界性能源危机、强调以节能原则采用省能机械的现实面前,对于使用部门来讲,如何正确地认识各类型泵的特点,如何正确地选型,是面临的新课题;+对于从事往复泵研究、设计和生产的部门来讲,如何正确地宣传往复泵的特点,如何努力地发展新品种以满足用户的需要,是面临的新任务。特别是当排出压力很高(高压或超高压)而流量又很小时,其它类型泵已经不仅是效率很低的问题,而是根本不能适用。因此,往复泵主要是在高压或超高压、流量小或比较小的范围内发展新品种。在这一领域内,往复泵是独占优势的。第三、要充分发挥往复泵的流量恒定而且与排出压力无关的优势。往复泵这一特长是它成为计量泵选型的基础,而计量泵这一新品种是随着现代工业朝着自动化操作,远距离自动控制这一发展形势而出现的。由于计量泵这一新品种的出现,使得原来生产工艺由手工进行物料配比这一环节,被计量泵所代替,使物料配比实现了远距离自动控制下的连续操作,并使物料配比更加准确无误,从而为提高产品质量、降低成本、改善劳动条件。计量泵虽然只是从本世纪五十年代才兴起的新品种,但是至今已经不仅是在石油、化工合成装置上被广泛采用,而且在水处理装置、研究院所的中间试验装置以及化学分析仪器、医药、食品加工和矿井注浆堵水方面也已被广泛采用。当然,要求得往复泵的不断发展,不仅要注意到充分发挥它的特长或优势,而且还要不断地克服它的缺点。为此,就必须加强技术基础的研究、不断地提高产品质量、注意采用新技术、新材料、新工艺,以及在保证产品好用、耐用的同时,要力求结构简单、操作方便、体积小、重量轻和外形美观。第三节 课题研究目的和意义 往复泵的用途广泛,能够在各种不同工作环境和工作条件下稳定运行,这是其他类型泵所达不到的。往复泵在石油矿场中广泛应用于石油钻井、酸化压裂、注水等生产中。无论是在工业或农业、陆上和海上、国防与民用、科研与生产等各个部门,仍然是作为一种不可缺少的品种被广泛地采用着,是一类品种多、批量少,而通用化程度较低、专业配套性很强的产品。它常常是随着某一生产工艺的需要而产生,又随着这一生产工艺的重大改革或取消而更新或淘汰。当这种生产工艺长期稳定时,也有基本上适应这一工艺需要的定型产品。随着石油工业对往复泵的要求越来越高,往复泵向着输出压力高、流量大、制造和维修方便、流量压力脉动小、体积和重量小等方向发展。在当今电气信息时代,传统的机械动力往复泵因为工作环境受到限制,在长距离、频繁起停、需要远程操作自动化控制场合,电动往复泵发挥着不可替代的作用。第四节 设计流程和资料查阅毕业设计是工科类学校机械设计制造及其自动化专业教学培养目标中所必须重视的环节,目的是培养和锻炼我们独立思考和解决问题的能力,使我们了解和熟悉机械行业科学的设计工作方法。并在毕业设计过程中检验我们对大学四年专业课知识的掌握运用程度,为即将毕业走入社会找工作打下一个坚实的基础。毕业设计的目的主要是培养学生综合运用所学理论知识和技能,分析解决实际问题的能力、培养我们掌握设计的思想和方法,树立严肃认真的工作作风、培养我们调查研究、查阅技术文献、资料、手册以及编写技术文献的能力。通过毕业设计,要求我们在指导教师的指导下,独立完成所分担的设计课程的全部内容。这对我们今后走向工作岗位有很大的帮助。这次设计主要是对2DY-8/4型电动往复泵零部件的设计,这是设计任务的重点。在这次设计中,做到独立分析,互相讨论,仔细认真地思考,充分发挥自己的才能,最终把毕业设计圆满完成。在设计中,我查找了相关的资料,多次向指导老师询问,和同学们激烈地讨论,首先对电动往复泵总体型式进行了选择;然后是活塞、泵阀、连杆、偏心轮轴等零部件的设计;一步步学习,一点点掌握,最终达到了毕业设计的目的。作为一名即将毕业的机械专业毕业生,应当从现在开始做起,掌握更多的专业知识和实际操作能力。在指导老师的精心指导下,较为圆满的完成了这次设计工作,由于学识和经验不足,其中肯定会出现很多问题,不足之处恳请各位老师加以批评和指导。第一章 往复泵基本介绍第一节 往复泵的结构和工作原理一、往复泵的结构1. 往复泵结构如图1所示,主要部件包括:泵缸、活塞、活塞杆、吸入阀、排出阀。其中吸入阀和排出阀均为单向阀。图1-1 往复泵原理图1-泵缸;2-活塞;3-活塞杆;4-吸入阀;5-排出阀二、往复泵的工作原理1. 活塞由电动的曲柄连杆机构带动,把曲柄旋转运动变为活塞的往复运动或直接由蒸汽机驱动,使活塞做往复运动。 2. 当活塞从左向右运动时,泵缸内形成低压,排出阀受排出管内液体的压力而关闭,吸入阀由于受液体压强的作用而打开,池内液体被吸入缸内。3. 当活塞从右向左运动时,由于缸内液体压力增加,吸入阀关闭,排出阀打开向外排液。4. 往复泵是依靠活塞的往复运动而吸入和排出液体的。通常把活塞在缸内移动的距离称为冲程。F单动泵,活塞往复运动一次,吸、排液交替进行,各一次,输送液体不连续;双动泵,活塞两侧都装有阀室,活塞的每一次行程都在吸液和向管路排液,因而供液连续。第二节 往复泵的特点和分类一、往复泵的特点往复泵和其它类型容积式泵的区别,仅在于它实现工作腔容积变化的方式和结构特点上:往复泵是借助于活塞(柱塞)在液缸工作腔内的往复运动(或通过隔膜、波纹管等挠性元件在工作腔内的周期性弹性变形)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密封装置与外界隔开,通过泵阀(吸入阀和排出阀)与管路沟通或闭合。往复泵这一实现工作腔容积变化的方式和结构特点,构成了这类类型泵性能参数和总体结构的一系列特点。这些特点也正是这类类型泵借以生存、竞争和发展的依据:1. 瞬时流量是脉动的这是因为在往复泵中,液体介质的吸入和排出过程(即容积变化过程)是交替进行的,而且活塞(柱塞)在位移过程中,其速度又在不断地变化之中。在只有一个工作腔(单缸泵)的泵中,泵的瞬时流量不仅随时间而变化,而且是不连续的;在具有多个工作腔(多缸泵)的泵中,如果工作腔的工作相位安排适当,则可减小排出集液管路中瞬时流量的脉动幅度,乃至可达到在实用上可认为是稳定流的地步。当然,此时相应的泵的结构也就变得复杂了。也正因为如此,往复泵的工作腔不宜设置过多。因此,往复泵瞬时流量的脉动性也就不可避免,只不过因不同泵型其脉动程度有大有小而已。2. 平均流量(即泵的流量)是恒定的泵的流量只取决于工作腔容积的变化值及其频率。具体地讲:泵的流量只取决于泵的主要结构参数-n(每分钟往复次数)、S(活塞或柱塞行程)、D(活塞或柱塞直径)、Z(工作腔或活塞数目),而(在理论上)与排出压力无关,且与输送介质(液体)的温度、粘度等物理、化学性质无关。当泵的每分钟往复次数一定时,泵的流量也是恒定的。3. 泵的压力取决于管路特性往复泵的排出压力不能由泵本身限定,而是取决于泵装置的管路特性,并且与流量无关。换句话说,不论泵装置的管路有多大的水力阻力,原则上泵都可以按其主要结构参数所决定的恒定流量予以排出。也就是说,如果认为输送液体是不可压缩(因液体压缩率很小,通常可这样认为,但在高压或超高压下,液体的压缩性也不可忽视)的,那么,在理论上可认为往复泵的排出压力将不受任何限制,即可根据泵装置的管路特性,建立泵的任何所需的排出压力。4. 对输送的介质(液体)有较强的适应性往复泵原则上可以输送任何介质,几乎不受介质的物理性能或化 学性能的限制。当然,在实际应用中,有时也会遇到不能适应的情况。但是,当遇到这种情况时,多半是因为液力端的材料和制造工艺以及密封技术一时不能解决的缘故。其它类型泵就不能做到这一点。5. 有良好的自吸性能往复泵不仅有良好的吸入性能,而且还有良好的自吸性能。因此,对多数往复泵(除高速泵外)来说,在启动前通常不需灌泵。二、往复泵的分类往复泵的类型主要决定于泵的驱动方式、作用次数、缸数、活塞结构形式和液缸布置方式。(一)按泵的液力端特点分:1、按与输送介质接触的工作构件可分为:活塞泵、柱塞泵和隔膜(包括油隔离)泵;2、按泵的工作原理或流量的脉动特性可分为:单作用泵、双作用泵、差动泵、单缸泵、双缸泵、三缸泵、多缸泵等;3、按泵的活塞(柱塞)数目可分为:单联泵、双联泵、三联泵、多联泵等;4、按活塞(柱塞)中心线所处的位置可分为:卧式泵、立式泵、角度式(Y形、V形)泵、对置式泵和轴向平行式(无曲柄)泵等。 (二)按传动端的结构特点分:根据传动端把原动机的旋转运动转化为活塞(柱塞)的往复运动的方式特点可分为:曲柄(曲柄连杆机构)泵、凸轮(凸轮轴机构)泵和无曲柄(无曲柄机构)泵等。(三)按泵的驱动方式或配带的原动机分:机动(以电动机或旋转式内燃机驱动的)泵、直动(以蒸汽、气体或液体直接驱动的)泵和手动(人力驱动)泵。(四)按泵的排出压力(P2)分:根据泵排出压力高与低可分为:低压泵(P210f/2 )、中压泵(P210100f/2)、高压泵(P21001000f/2)、超高压泵(P21000f/2)。(五)按泵的每分钟往复次数(n)分:按每分钟往复次数高与低可分为:低速泵(n80spm)、 高速泵(n 550 spm)。介于两者之间的,对一般性往复泵来讲,通常是正常选择范围,因此,没有划分。(六)按泵输送介质某一突出特性分:根据泵设计时主要适用的介质可分为:热油泵、酸泵、碱泵、盐泵、液氨泵、甲铵(氨基甲酸铵)泵、泥浆泵、重水泵、清水泵、高温泵、低温泵、超低温泵、高粘液泵、低粘液泵等。(七)按泵的用途分:根据泵主要的使用部门或主要用途可分为:工业用泵、农业用泵、陆用泵、船用泵、化工用泵、原子能用泵、电站用泵、石油场用泵、液压机用泵、压裂泵、固井泵、农药喷雾用泵、注水泵、清砂泵、清渣泵、除锈泵、试压泵、消防泵、计量泵、平流泵等。由上述分类可知,往复泵的品种十分繁杂,而且从分类命名中也很难找出它们之间相互联系,有些称呼也不能确切地反映泵的特点。在实际采用上述称呼时,往往为了较为确切地反映该泵的结构特点和性能特点,常常就要冠以一连串的组合式称呼,这种组合方式是多种多样的。第二章 往复泵设计基本参数第一节 泵的流量一、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: Qt=ASnZ (2-1)双作用泵: Qt=ASnZ(1+k) (2-2)式中:Qt理论流量;柱塞(或活塞)的截面积;=(柱塞或活塞直径)行程长度n曲轴转速(或柱塞的每分钟往复次数)Z联数(柱塞或活塞数)K系数K=1-=1-()2 (Ar活塞杆截面积、Dr活塞杆直径)二、实际流量 单位时间内在泵出口处实际测得的液体体积(包括包含于其中的气体和固体体积并折算成泵进口状态下的体积)称为泵的实际平均流量,简称泵的流量。流量的常用单位有m3/s、 m3/h、 1/min 、1/h等。由于泵内存在容积损失,因此,泵的流量小于泵的理论流量,相互之间的关系为: Q=Qt-Q (2-3)式中 Q泵的流量; Qt泵的理论流量; Q泵的流量损失。 三、泵的容积效率泵的流量与理论流量之比称为容积效率: =1 =1 (2-4)式中 容积效率; Q泵的流量; Qt泵的理论流量; 泵的容积损失。 工作腔的容积损失由一下几部分组成:由于液体压缩或者膨胀造成的容积损失率,由于阀在关闭时滞后造成的容积损失,由于阀关闭后密封不严,通过密封面的泄露造成的容积损失率,以及通过柱塞或活塞杆、活塞环的泄漏量造成的容积损失率。通常很小,可以忽略,所以工作腔的容积损失率: =+ (2-5)第二节 泵的压力一、排出压力泵出口处的压力换算到泵基准面上的值称为排出压力。泵的排出压力不是泵固有的特性,它取决于管路特性。对泵本身来说,一般只根据泵的强度和配带功率规定最大排出压力。二、吸入压力 泵入口处的压力换算到泵基准面上的值称为吸入压力。泵的吸入压力也不是泵的固有特性,它同样取决于管路特性。对于泵本身来说,一般只根据泵的气蚀要求提出最小吸入压力。一般泵的吸入压力。三、全压力P泵的全压力是指排出压力与吸入压力之差(压力的增值)。 P=- (2-6)第三章 往复泵总体设计总体设计是泵设计过程中重要的一环,对该泵的经济、技术指标是否先进,运转是否安全可靠均有重大的影响。因此设计者必须从总体设计阶段起就要认真汲取同类产品的设计经验,认真查阅国内外资料,这样才能做到精心设计、使产品在满足设计要求的前提下,力求先进的经济技术指标。总体设计的依据是设计要求,因此,设计时候应当尽可能满足设计要求:1. 基本性能参数:流量Q,排出压力;2. 输送介质的物理、化学性质:介质名称、组成成分、混合比例、粘度以及有无腐蚀性、放射性、易燃、易爆、挥发、结晶、剧毒、恶臭等特殊性质;3. 泵的使用场地和环境:室内和室外,环境的温度、湿度,灰尘,防爆以及泵的外形尺寸和重量的限制等;4. 运转要求:泵在运转过程中遇到的外界干扰,以及泵运转过程中的噪声限制。根据设计要求,总体设计的任务:1. 选择合适的类型和结构;2. 确定主要结构参数;3. 选择合适的原动机或驱动方式;4. 初步确定泵的附属设备和整体布局。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)尽可能采用新结构,新材料,新技术;(4)尽可能提高产品的“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)外形尺寸和重量尽可能小。第一节 泵型及总体结构形式选择 一、电动泵本次设计泵型为2DY,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。电动往复泵由原动机、传动端、减速机、液力端、其他附属设备(润滑冷却系统)组成。电动泵的特点是:1. 瞬时流量脉动与平均流量(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;2. 泵的排出压力P2是一个独立参数,不是泵的固有特性,它只取决于排出管路的特性而与泵的结构参数和原动机功率无关;3. 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;4. 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;5. 结构变形比较容易。二、卧式泵电动往复泵按照结构可以分为立式泵、卧式泵、角度式泵。液缸或活塞(柱塞)中心线为水平放置的泵,又称卧式泵。液缸或活塞(柱塞)中心线间互成某一角度的泵,称为角度式泵。卧式泵的共同特点是:1. 便于操作者观察泵的运转情况,拆装,使用,维修;2. 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;3. 因为活塞(柱塞)做往复运动时,密封件在工作时须受活塞(柱塞)自重,容易产生偏磨,尤其当活塞(柱塞)较重时,悬颈很长时,这种现象将更为明显。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。虽然卧式泵缺点不少,但因优点突出,故采用卧式泵的较多。本设计也采用卧式泵。三、联数,缸数和作用数每一根活塞(柱塞)以及该活塞(柱塞)连接在一起的活塞杆、十字头、连杆等称为组合体,叫一联。一般讲,该泵有几根活塞(柱塞)就称几联泵。2DY往复泵有两根活塞,因此又可称为双联泵。只有当Z联泵的活塞(柱塞)间相位差不同,各活塞(柱塞)的直径也不同,并且各联的排出口连接起来经同一排出集合管排出时,才可称为Z联缸,否则,只称Z联泵。因此2DY往复泵又称双缸泵。活塞(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。当活塞(柱塞)每往复运动一次,介质被吸入、排出各一次的泵,叫做单作用泵;当活塞(柱塞)每往复运动一次,介质被吸入、排出各两次的泵,叫做双作用泵;由2DY往复泵活塞每往复运动一次,介质被吸入,排出各两次,因此又称双作用泵。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,作用数是相对活塞(柱塞)在每一次往复运动中对介质的作用数而言的。 第二节 液力端结构形式的选择 液力端的结构形式选择应与泵型及总体结构形式选择同时进行。在往复泵上把活塞(柱塞)从十字头处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、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、阀箱盖以及吸入和排出集合管(或集液器)等组成。在选择液力端结构形式时,应遵循下述基本原则:1. 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;2. 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;3. 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;4. 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,易挥发介质时,更要求减小余隙容积;5. 易损件,更换方便;6. 制造工艺性好。一、活塞泵液力端因为活塞泵主要是双联(缸)双作用泵,近年来也出现了每分钟往复次数较高的三联(缸)单作用活塞泵。至于单联(缸)双作用泵或三联(缸)双作用泵也间或有之,但为数甚少。(一)立式双联(缸)双作用活塞泵液力端立式活塞泵的液力端尺寸较大,常置于传动端的下方,这样可增加整机的稳定性。吸、排阀通常是重叠布置,流道为直通式。阀箱有的布置在液缸的一侧,有的则对称布置在液缸的两侧。前者便于拆装和维护,后者则整机重心稳定性好。(二)卧式双联(缸)双作用活塞泵液力端按吸、排阀布置型式,该液力端又可分为两种基本型式叠式和侧罐式。当液力端每一个液缸里的吸、排阀均位于活塞中心线所在的轴面内的一侧,且吸、排阀呈上、下重叠形式,流道为直通式的,叫做叠式液力端;当每一个液缸里只有排出阀(或吸入阀)位于活塞中心线所在的轴面内,而吸入阀(排出阀)不在这一平面内,其流道呈阶梯形式的,称为侧罐式液力端。1、叠式液力端叠式液力端,吸、排阀分为上下两层。排出阀装在上层,吸入阀装在下层。若想拆下吸入阀,必须先拆排出阀。为此,又采用两种方式:(1)带阀座板的叠式液力端这种液力端的排出阀装在上层可拆的阀座板上,吸入阀则直接装在液缸体上。只要打开上盖,取下阀座板,则吸、排阀就可分组装配,故拆装较为方便。但必须增加一块有足够刚度的阀座板,也增加了一道密封,使加工工时也有所增加。(2)不带阀座板的叠式液力端这种液力端的上、下两层排出阀和吸入阀均直接装在液缸体上。吸入阀必须经排出阀座孔处拆、装,故排出阀尺寸必须大于吸入阀尺寸,装、拆也不方便。但因整体铸造的液缸体的刚性好,阀在工作时,阀板不易变形,而且也可省工时,降低成本。叠式液力端主要用于卧式双联(缸)双作用机动活塞泵和直接作用活塞泵。2、侧罐式液力端侧罐式液力端和阶梯式液力端一样,流道是阶梯状,吸、排阀可分别拆装,检修、更换均较方便。但尺寸较大,余隙容积也较大。本设计2DY电动往复泵是卧式双缸双作用带阀座板的叠式液力端。第三节 传动端结构型式选择往复泵上传递动力的部件叫传动轴。对电动泵,传动端是指从十字头起一直到主轴(曲轴)伸出端(动力输入端)为止的部件。本设计是泵外减速,传动端内不包括减速机构,减速机独立。电动泵的传动端主要由机体、曲轴(主轴)连杆、曲柄、十字头及润滑冷却等辅助设备组成。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。传动端结构形式选定为偏心轮轴曲柄连杆机构传动端。该传动端的偏心轮轴是组合式的结构,偏心轮为整体铸锻件,中心轴为筒支梁,主轴承设在轴的两端。当偏心轮直径大于主轴直径时,连杆大头可不用剖分,可以整体组装,使连杆结构简化。这种传动端,可以获得较大的曲柄半径,是双联双作用泵中常用的一种型式。第四节 主要结构参数的选择与确定2DY-8/4型电动往复油泵是由电机驱动的活塞式往复泵。其中2DY型泵为油泵。主要适用于工厂、矿山、钻探、铁路运输、建筑工地等单位输送运动粘度不超过8502/s,温度不高于105的石油及其制品,也可用于输送常温清水或物理化学性质类似于水的其他液体。型号意义:2DY-8/42双缸双作用 D电力驱动泵Y输送介质为油类 8泵设计流量值(m3/h) 4泵的额定排出压力(MPa)结构:2DY-8/4型泵系卧式电机驱动双缸双作用往复泵,主要分为液缸部分和传动部分。液缸的动力由电机经皮带轮传动给减速齿轮副,并由曲轴(偏心齿轮)、连杆、十字头等传动机构将旋转运动转变为活塞的往复直线运动。为防止部分液体与传动部分润滑油混肴,在十字头导板前加装挡油圈。液缸里分别有四组盘状吸液阀和排液阀。传动部分借齿轮传动所形成的飞溅油来实现润滑。在进行往复泵设计时,泵的基本性能参数排出压力P2和流量Q是由用户提供的。 Q=Qt= (3-1)= m3/s式中 Q泵的实际流量,m3/s Qt泵的理论流量,m3/s 泵的容积效率;A= D2活塞(柱塞)截面积, D活塞(柱塞)直径,m S(活塞)柱塞行程长度,m n曲轴转数(rpm)或活塞(柱塞)的每分钟往复次数,spm Z泵的联数(活塞或柱塞数); K系数; K=1- (Ar 活塞杆截面积,) =1-()2 (Dr活塞杆直径,) =0.100.20,在此选取=0.1,因此K=0.9。um=活塞(柱塞)平均速度,m/s=程径比。 由上式可知,要确定Q,必须确定n、S、D、Dr、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d2、d1,它们也与Q有关。以上这些参数统称之谓泵的结构参数。但是,d1、d2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、K即为已知,可预先选取。因此,决定Q的主要结构参数就是n、S、D和Dr。由往复泵的设计实践经验得知,为了确定n、S、D组合的最佳方案,一般应选择合适的um入手,尔后再确定n,进而再比较,由此而逐步确定组合的最佳方案。一、容积效率的选择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,实际泵的将低于予选值,泵的流量也将低于设计值;选取过小,实际泵的将高于予选值,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P2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,=0.800.98;当输送石油产品、热水、液化烃等介质时,=0.600.80。二、活塞平均速度um的选择um的大小直接影响泵各运动副零、部件的摩擦和磨损,特别是对活塞及其密封这一对运动副的影响尤为显著。um不应选择过大。um过大,摩擦和磨损严重,特别是当活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。um也不应选取过小,要获得一定的Q值,当um一经确定,D即为确定值。如果um选取过小,D值必然较大。这样一来,不仅使液力端径向尺寸增加,而且因活塞力是和D2成正比的,传动端受力也随之骤增,从而回使泵的总体尺寸和重量增大。为了提供um的定量选取范围,对目前已经投入生产的若干常见泵型um进行了统计和分析,得到了以下的经验公式。由统计可知,um大小主要与折合成单联单作用泵的有效功率Nez有关,即: um=KtNez0.4 m/s (3-2)式中 um活塞平均速度,m/s Kt统计系数,Nez折合成单联单作用泵的有效功率,kwNez= kw = =0.23 kw查往复泵设计手册137页图2-5各类型泵的um选取=0.5 m/s三、活塞每分钟往复次数n和行程长度Sum选定后,活塞直径即为确定值。但因,所以,必须再确定一个n或S,才能最后确定n、S、D的组合方案。此时可先选取n,然后再确定S。n值选取的一般原则:1.活塞直径大,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;3.隔膜泵要比活塞泵取较低的n值;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。n的一般取值范围可参看往复泵设计手册141页图2-6 常见泵型的n值范围,选取n =80 spm根据,um= 得 S= (3-3)=105 根据液压缸标准行程系列,圆整为100mm。四、活塞直径D的确定 D= (3-4)=0.084m D值应按国家规定标准尺寸序列圆整,D=80。五、程径比=S/D的选择值选取的一般原则:1.n值高时,取较小值;反之取较大值;2.排出压力大时,取大值;反之取小值。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。程径比: = (3-5)=1.25六、活塞杆直径Dr的选取Dr的取值取决于比值Ar/A或(Dr/D)2。显而易见,该比值越小,双作用效果(流量大,流量不均匀度小)越明显;反之,该比值越大,则双作用效果越差。由此可见,该比值应尽量取小值。但是,比值太小时,活塞杆直径Dr太小,难以保证强度和刚度的要求。特别是当泵的排出压力很高时,该比值难以减小。可见,双作用泵也不适合排出压力很高的泵。通常比值取值范围是: =0.100.20 取=0.10,K=1-0.1=0.9 比值一经确定,活塞杆直径Dr和系数K即可确定: Dr=D (3-6) =80 =25.28按国家规定标准尺寸序列圆整,Dr=25七、吸入和排出管内径d1、d2的选取这两值的选取主要取决于吸入、排出管内径介质的流速和。、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汽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:=12 m/s, =1.52.5 m/s. 取=1 m/s, =2 m/s、选定后,d1、d2即可确定: d1= (3-7) =0.055 m按标准管材圆整, d1=65 d2= (3-8)=0.038 m按标准管材圆整, d2=40将以上计算结果列入下表3-1:表3-1 电动往复泵总体设计参数表Qm3/hP2MPanspmSmmDmmDrmmd1mmd2mm848010080251.256540泵的理论流量: Qt= (3-9) = =9.168 m3/h泵的容积效率: =0.87 (3-10)第四章 液力端主要零部件设计往复泵液力端通常由液缸体和缸盖,吸入阀和排出阀及其阀箱、阀盖,活塞和缸套(对活塞泵)或柱塞和填料箱(对柱塞泵)以及进出口法兰等。第一节 液缸体液缸体是往复泵中主要承受液压的零件之一。由于它外形复杂、壁厚不均、内有十字或者型的交孔、应力集中大,而且与输送介质接触,并承受内压交变载荷。因此,它的设计合理性,对其寿命有很大影响。一、液缸体结构特点及选择液缸体的结构型式主要是服从来泵的总体结构型式和液力端结构选型。液缸体结构特点可按泵的作用数分为单作用液缸体和双作用泵液缸体,还可按各工作腔是否在同一块体上来分为整体式和组合式液缸体。1. 单作用泵液缸体单作用泵液缸体可分为整体式和组合式两种。整体式液缸体是指泵的多个工作腔都在同一体上的液缸体。这种液缸体刚性好、工作腔间距小、机加工量少,但工件较大。它即适用单作用柱塞泵,也适用于单作用活塞泵。2. 双作用泵液缸体双作用泵液缸体形状较复杂,一般多采用整体式并多采用铸造结构,流道孔也多半直接铸出,个别的采用锻焊或铸焊结构。3. 组合式液缸体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,然后再用适当的方法把它连接在一起。这种液缸体多用于高压、超高压或输强腐蚀性介质的泵上,并且多半是锻钢和铸造件,加工面增多,连接处的密封件也增多,而且受力情况变坏,一般情况下不予采用。本设计采用整体式双作用泵液缸体。 二、液缸体壁厚确定及强度校核 液缸体可视为是一种特殊的高压容器,它是往复泵中最重要的承受液压零件。 液缸体与输送介质直接接受并承受交变的内压,而且由于液缸体与阀组、缸盖、管路、机体等配置和连接的需要,其内部流道孔和外表形状都很复杂。流道孔相交造成的应力集中可能使局部应力高出若干倍;形状复杂使应力状况和分布也很复杂。 目前对一般液缸体壁厚确定和强度校核时,仍沿用压力容器有关薄壁筒和厚壁筒的计算公式。但考虑到液缸体比一般压力容器形状复杂,受力情况恶劣,许用应力值应取更低些。 (一) 液缸体壁厚确定: (4-1)式中 壁厚,;焊接系数,无焊接=1; P缸内最大工作压力,kgf/cm2; D1液缸体内径,; C考虑铸造偏心及腐蚀所留的裕量,一般取C=0.30.8。对灰铸铁,球墨铸铁等脆性材料,许用应力可按抗拉强度选取, ,一般取812。即对普通铸铁可取=150160 kgf/cm2,对球墨铸铁可取=600800kgf/cm2。 =0.75 图4-1 液缸体(二)强度校核当液缸体为一外圆半径,内圆半径为的内圆半径的等厚圆筒且其壁厚相对轮薄()时,则可由薄壁筒公式确定壁厚对薄壁筒(): kgf/ (4-2) = =46.9 kgf/160 kgf/第二节 泵阀设计一、泵阀的结构和工作原理1. 泵阀的结构:泵阀通常由阀座、阀板、阀导向杆、弹簧、升程限制器等零件所组成。 图4-2 泵阀2. 泵阀的工作原理往复泵的泵阀分吸入阀和排出阀,吸入阀和排出阀都为单向阀且安装顺序不同,通过活塞的左右移动实现工作腔容积周期性交替变化,将机械能转化为压力能。在活塞移动的过程中,工作腔容积发生变化,液体压力升高或者降低,导致泵阀两端压力不平衡,阀盖会受到液压力的作用,当液压力达到一定值时,将克服弹簧力将阀盖打开,油液从高压侧流向低压侧,实现单向流通,完成往复泵吸入和排出过程。二、泵阀设计的一般原则 1. 启闭特性:阀应能及时启、闭,关闭速度和关闭滞后角不应大于允许值,以减小关闭冲击和回流损失;2. 密封特性:密封可靠,减小或避免关闭后的漏损;3. 尽可能减小水力阻力损失;4. 根据不同的输送介质,选择相应的材料、阀板和阀座材料及其硬度匹配适当,并保证足够的强度和刚度;5. 结构简单、拆装方便、工艺性好,尽可能有良好的互换性;6. 工作平稳、噪音小,寿命长。三、泵阀的种类及结构型式的特点和选择 (一)盘形阀根据阀板与阀座密封面型式,盘形阀又可分为两种:一种是以平面接触的。称为平板阀;一种是以锥面接触的,称为锥形阀。1. 平板阀平板阀广泛用于输送常温清水、低粘度油或类似于清水的介质,多用于排压较低的泵。结构简单、制造容易。但密封性能不如锥形阀,开启特性好,但关闭性能差。对油污敏感,污渍吸附在平板阀密封面上,密封性变差。平板阀片是以聚四佛乙烯为原料,耐磨性和抗腐蚀性差。2. 锥形阀锥形阀较平板阀在制造上略复杂,但流道较平滑,流量系数大、水力阻力小、过流能力强、对污染不敏感,密封性能好,不论介质粘度较高或较低都比较适宜。锥形阀是采用不锈钢为原料,金属与金属接触,噪声比较大,阀板刚度较大,耐磨性和抗腐蚀性都要优于平板阀,通常多用于高压和超高压泵上,锥形阀的寿命要远大于平板阀。 (二)环形阀环形阀比相同的平板阀阀间隙面积大一倍(单环阀)或几倍(多环阀),故阀间隙过流面积大,适用于流量大的泵。但因阀板直径大而刚性差,在高压或超高压泵中很少用。 (三)自重阀 自重阀大多采用球阀,也有采用锥形阀的。由于自重阀没有弹簧,阀板惯性力影响较大,因此只适用于每分钟往复次数较低(通常n150spm,大多n100spm)、流量不大的泵。从以上的分析我可以看出,两种阀有各自的优缺点,但是从长远看来,锥形阀无论从工况和使用寿命以及经济角度来讲都要优于平板阀。因此,本设计泵阀的吸入阀和排出阀选用环形锥面阀。 四、泵阀的设计计算1. 阀座孔径的的确定 按照经验公式: (4-3) 式中双作用泵:,在此选取=3.5cm2. 环形阀结构参数的确定(1) 环阀总的平均直径 为每个环的宽度,对单环阀取=1.5cm 环阀的总平均直径: (4-4)(2) 阀座孔的当量面积 (4-5)表4-1 泵阀设计参数设计内容参数选取及计算公式结果已知条件泵的排压P2(kgf/cm2)4Mpa缸数Z2活塞直径D (cm)8活塞行程S(cm)10每分钟往复次数n(spm)80介质重度j1泵阀型式(度)锥形单环阀45阀板材料重度f(g/cm3)8.8泵阀的设计计算活塞截面积A(cm2)50.27通过一个阀的流量Qtf(cm3/s)636.7阀座孔最大瞬时流速(cm3/s)150300300当量阀座孔直径dk(cm)=2.91,取3.53.5阀座环宽b0(cm)b0=(0.190.24) 1.5环平均直径dm(cm)= /4b02.04密封面接触宽度b(cm)b=0.20.4, 取0.283 0.283阀板宽bf(cm) 2.2阀座环外圆d02(cm)d02= +b05.0阀座环内圆d01(cm)d01= -b02.0阀板环外圆df2(cm)df2=5.7阀板环内圆df1(cm)df1=dm-bf2.2阀板厚度(cm)=()1.08阀板公斤质量(kg)0.50密封面面积Aj(cm2)3.627试验系数K()按阿道尔夫试验取1.30允许关闭速度=30, 取6.666.66最大升程h0max(cm)0.832面积比1.11泵阀的设计计算活塞截面积A(cm2)50.27通过一个阀的流量Qtf(cm3/s)636.7阀座孔最大瞬时流速(cm3/s)150300300当量阀座孔直径dk(cm)=2.91,取3.53.5阀座环宽b0(cm)b0=(0.190.24) 1.5环平均直径dm(cm)= /4b02.04密封面接触宽度b(cm)b=0.20.4, 取0.283 0.283阀板宽bf(cm) 2.2阀座环外圆d02(cm)d02= +b05.0阀座环内圆d01(cm)d01= -b02.0阀板环外圆df2(cm)df2=5.7阀板环内圆df1(cm)df1=dm-bf2.2阀板厚度(cm)=()1.08阀板公斤质量(kg)0.50密封面面积Aj(cm2)3.627试验系数K()按阿道尔夫试验取1.30允许关闭速度=30, 取6.666.66最大升程h0max(cm)0.832面积比1.11当量系数1m查1中,图3-255.5系数K31.31系数K1K1=0.684KhK3()26.54弹簧初始安装力F0(g)224系数K411.5弹簧刚度C(g/cm)96.5弹簧最大工作力F1(g)F1= F0+Ch0max336阀上最大载荷Fmax(g) 466.4弹簧的设计计算弹簧中径Dm(mm)按结构选取26弹簧指数Ch查表3-3,17.3弹簧曲度系数Kn查表3-21.08许用扭转应力(kgf/mm2)查表3-4,按65Mn钢丝取30钢丝直径dh(mm)1.5剪切弹性模量G(kgf/mm2)查表3-58000弹簧工作圈数i(圈)取4弹簧总圈数i1(圈)i1=i+(1.52.0)5.5弹簧节距t(mm)9.5自由高度H(mm)H=(t-dh)i+( i1-0.5) dh38安装高度H0(mm)34.4钢丝展开长L(mm)434.8强度校核密封面比压校核Py(kgf/cm2) =14020025弯曲强度校核(kgf/cm2)=250220第三节 活塞、活塞杆、活塞环一、活塞活塞与缸套(有的无缸套而直接与液缸体内壁)组成一对动密封、密封元件组装在活塞上。通过活塞的往复运动,交替地改变着工作腔的容积,借助于泵阀来实现泵的吸、排液过程。因此,要求活塞必须具有:1. 良好的密封性能;2. 足够的强度和刚度;3. 活塞体与活塞杆、活塞环等的连结和定位应牢固、可靠;4. 在保证密封的前提下,应尽可能减少摩擦和磨损,减少功率损耗,提高使用寿命。(一)活塞的结构型式和选择 活塞的结构型式,按活塞与缸套密合状况可分为间隙密封活塞(迷宫式)、胀紧式活塞(活塞环活塞)、过盈封密活塞(软填料活塞)和自紧或自封式活塞(自封碗或硫化活塞);按活塞体结构分为单端活塞和双端面活塞;按活塞体与活塞环等密封元件。装配型式分为整体式活塞和组合式活塞;按活塞轴向与径向尺寸之比可分为筒状活塞(轴向长)和盘状活塞(轴向短);按活塞实际工作状况分为单作用活塞(对应单作用泵)和双作用活塞(对应双作用泵)。1. 迷宫式活塞这种活塞结构简单,零件数量少。而迷宫槽除了增加水力阻力外,还有储存液体、润滑摩擦副的作用,故摩擦、磨损小,寿命长。但因靠间隙密封,配合面的尺寸精度高,光洁度也不低于0.4,造价则较高。只适用于排压不高,且输送纯净而有粘性液体的活塞泵上。 2. 软填料活塞 其填料通常用棉线、石棉、亚麻等纤维编织而成。装入缸套前应涂以油类或石墨等润滑剂,装入后把填料压紧,造成一定的过盈值。在运转时摩擦、磨损较大,通常只用于排压不高、送输液体温度较低的活塞泵上。3. 自封式活塞自封式活塞是靠排出液体时本身的液压使密封碗唇部与缸套贴合。压力越高,贴合越紧,有自行调节密封的效果。可用于较高的排出压力,而且摩擦、磨损较小的泵上。但排出压力过低时,则不宜采用。4. 胀紧式活塞胀紧式活塞是靠装配状态活塞环对缸套内壁的弹力进行密合的,部分磨损后可自行补偿。因活塞环可单独制造,活塞总体结构比较简单,因此,这类活塞应用较多。胀紧式活塞分为单端面、双端面;整体式、组合式;筒状、盘状等各种形式。(1) 单端面活塞:只有一个端面承受活塞力者叫做单端面活塞。它的结构简单,铸造活塞体清砂容易。但承受面单薄,工作腔里余隙容积大,一般用于低压活塞泵。双端面活塞:两个端面承受活塞力者称为双端面活塞,它有较高的强度和刚度,可用于排出压力较高的泵。 (2)整体式活塞:结构简单,加工方便,强度刚度较好,应用较多,整体式活塞应留有清砂空,使用时用螺塞堵死。组合式活塞:适用于泵排出压力高而活塞直径小的情况。 (3)盘状活塞:适用于压力较低的情况,结构简单,液力端轴向尺寸较短,装拆简单,维修方便。筒状活塞:适用于压力较高的情况,这种活塞的强度高,活塞环也多,密封性能好。但相应的液力端轴向尺寸则较长。 图4-3 胀紧式活塞根据以上各种活塞的优缺点,考虑到活塞的尺寸结构、密封性能、活塞的刚度强度、使用寿命等因素,选择胀紧式单端面盘状活塞。活塞体材料采用HT200。(2) 活塞主要尺寸的确定 活塞直径、总长和形状,最终必须和液力端在总体设计时一起确定。 盘状活塞总长: H=(0.651.5)D (4-6)=(0.651.5)8=5.212 cm 取为5.5cm1. 活塞环槽及外环尺寸确定: 活塞环槽轴向宽度h与活塞环轴向宽同值,h=7mm,配合通常取H9/f9。第一道外环至活塞顶部轴向宽度h1: h1=1.2h (4-7) =1.20.7 =0.84cm 取h1=0.99cm环槽间外环轴向宽度h2: h2=(0.81.0)h (4-8) =(0.81.0)0.7 =0.560.7cm依据总体设计, 取h2=0.8cm2. 活塞环数Z主要取决于密封压差P,可按往复泵设计手册中192页表3-15,选取Z=3。二、活塞杆的设计与计算活塞杆是液压缸传递力的重要零件,活塞杆一端连接活塞,另一端连接十字头并经十字头把动力传给活塞。它要承受拉力、压力、弯曲力、振动冲击等多种作用,必须有足够的强度和刚度。(一)活塞杆结构形式、连接方式的选择1. 活塞杆结构形式:活塞杆分为实心活塞杆和空心活塞杆两种,直径小重量轻的采用实心活塞杆;直径大质量大的采用空心活塞杆。空心结构可以减轻质量,降低自重从而减小对活杆塞和填料箱密封面之间的偏磨,延长密封的使用寿命。这一点在大型高压卧式泵上体现明显。本设计中泵的工作压力小,活塞杆直径小,且实心活塞杆结构简单,易于加工,因此采用实心结构活塞杆。2. 活塞杆与活塞的连接方式: (1)活塞杆与活塞大多采用锥面连接和凸肩连接。锥面连接的优点是拆装方便而且锁紧后接触面大,活塞不易松动。缺点是加工困难,两配合面锥度应严格一致,否则活塞不能被压紧。因此选用结构简单、加工安装方便的凸肩连接方式。 (2)活塞杆与十字头连接及主副杆连接大多采用螺纹连接,为此,活塞杆上应备有旋入螺纹用的滚花或铣方,旋紧后亦应同样加设防松措施。 本设计采用凸肩连接,活塞杆材料选用45钢。 (二)活塞杆结构尺寸的计算 总体结构设计中,确定活塞杆直径为25mm,由于结构尺寸的需要,取=400mm。 活塞杆左端、右端加工螺纹,与活塞配合轴端轴径,轴段长度=53mm。活塞杆总长l=555mm。图4-4 活塞杆(三)活塞杆强度计算 本设计采用凸肩连接,活塞和活塞杆靠凸肩与螺母固定。此时,螺母一定要加防松措施防松垫圈、开口销、双螺母等,以防在交变载荷下活塞松动。活塞与活塞杆应校核凸肩支承面挤压应力和螺纹的静力强度及疲劳强度。1. 挤压应力校核凸肩处的挤压应力: (4-9) 式中 Pmax最大活塞力,kgf; Af凸肩有效支承面面积,cm2 y许用挤压应力: 对铸铁y400 kgf/cm2 对钢y8001000 kgf/cm2 =45.21 kgf/cm2y 2. 螺纹连接强度校核(1)螺纹静力强度校核 (4-10)式中 螺纹静力强度安全系数; 活塞杆材料的屈服强度,kgf/cm2; 查往复泵设计手册表3-17 =3600 kgf/cm2 螺纹工作时产生的正应力,kgf/cm2; 旋转时产生的剪切应力,kgf/cm2; 静强度允许安全系数,1.53。 (4-11) cm/kgf (4-12) cm/kgf (4-13) =5.6 (4-14) =625.4 kg (4-15) =625.4+0.17301.4 =676.6 kgf (4-16) = =1780.5 kgf/cm2 (4-17) =146.58 kgf/cm2 =2.0 (2)螺纹疲劳强度校核:螺纹强度应校核应力幅安全系数和最大安全系数n, (4-18) (4-19)式中活塞杆材料的疲劳极限,kgf/,查往复泵设计手册197页表3-17可知45号钢的=2100kgf/ 应力循环对称系数,它与材料的抗拉强度有关,查往复泵设计手册197页表3-18查得=0.05 ; 应力集中系数,查往复泵设计手册197页表3-19。因活塞杆螺纹多为细牙螺纹,故 建议按对应英制螺纹值选取; 尺寸系数,查往复泵设计手册图3-59得出=0.6。取=2100kgf/ =0.05 =2.9 =0.6最大应力 (4-20) =17805 kgf/cm2最小应力 (4-21) =1645.8 kgf/cm2应力幅 (4-22) =67.4 kgf/cm2 疲劳强度校核时,安全系数的许用值取: =6.1 =1.39(四)活塞杆稳定性校核 活塞杆其实就是一根细长杆,除对其连接进行强度校核外,还应校核活塞杆的稳定性。稳定校核时,一般取十字头销中心到活塞中心为活塞杆长为l=555mm,并近似看为等截面细长压杆。 压杆长度为: (4-23) 式中 压杆长度系数,它与边界条件有关,当活塞杆为两端固定时,系数; L活塞杆 计算长度,cm; 断面最小惯性半径,cm. cm式中 近似认为活塞杆为等截面细长压杆的估算截面积,此处d即为估计等截面直径,cm; J截面惯性距,。对圆截面为:。活塞杆为圆截面,故: 参考往复泵设计手册200页表3-21,,45钢的a=5890,b=38.00。因为属于中柔度压杆, 三、活塞环(一)活塞环结构型式选择活塞环多用灰铸铁(HT200)制成,但也有用钢、铜、夹布胶木或塑料制成者。对于非金属制成的活塞环,为了增加弹力,需加弹性圈。活塞环均需开口,在自由状态下,其外径略大于缸套内径,使其在装配状态下具有弹力。活塞开口有直口、斜口(成45或60)和搭口三种形式。前两者在密封性方面无明显差异,最后一种密封性较好,但制造工艺复杂且装备时易折断。斜口工艺性居中,本设计采用直口。(二)主要尺寸确定及强度校核 1. 径向厚度t,一般取: D (4-24) =8 =0.220.25cm大直径活塞,t取较小值;小直径活塞,t取较大值。所以在此取t=0.5cm2. 轴向高(宽)度h,一般取: h=(1.21.8)t (4-25) =(1.21.8)0.5 =0.60.9 cm 大直径活塞取小值,小直径活塞取大值。一方面h值增加时,活塞环弹力也增加,使环与缸套内壁贴合较紧,易于克服环槽的摩擦。另一方面轴向宽度h对密封性影响不大,因此为了减小摩擦力,h值取值可适当选取。因此,当泵工作工作过程中压差较大时,h值可取大些。在此选取0.7cm3、开口热间隙 cm (4-26)式中 活塞环工作时及常温时温度,一般计算时取 a活塞环材料线膨胀系数,对铸铁取。 cm =1.1 =0.027cm4、自由开口宽度A为保证活塞环对钢套内壁的比压 cm (4-27)式中 活塞环在装配状态下对钢套内壁的比压,设计时可取:当D150mm时,当150时 E弹性模量。对铸铁活塞环: 当D70mm时,E=0.95 70300mm时,E=1.05活塞在自由状态下开口值A应为 A= cm (4-28) cm =0.93 cm A= cm =0.93+0.027=0.95 cm(三)活塞环强度校核1工作应力因活塞环外圆大于钢套内径,因此当把活塞环装入钢套后,外缘产生弯应力。最大弯应力产生在活塞环开口的对侧。 (4-29)由此可见,与h无关,只取决于材料和几何尺寸。对铸铁活塞环的许用应力为:。 = =768 2装配应力对整体式活塞,需掰开活塞环安装。活塞环内径被扩大到等于活塞外径,所产生的安装应力为: (4-30) = =2667.6因活塞环安装受力在整个工作中往往只有一次,且历时甚短,因此许用应力略大些。一般取: =15003750(四)活塞环的弹力和弹性模数核算为了准确提供设计时采用的E和,可对现有活塞环测定弹力以确定比压和弹性模数量E。1颈向弹力Q当使得开口间隙正好为热间隙时,所加的颈向力为: kgf (4-31)当用钢丝绕外圆一周,开口为时,用弹簧称测得的弹力W即为切向力,由此可求出弹力为: kgf kgf = =5.68 kgf2材料弹性模量E已知弹力,可得: (4-32) = = 式中 E材料弹性模量,; Q颈向弹力,kgf; h轴向宽度,cm; A自由开口尺寸,cm; D活塞环外颈,cm; t颈向厚度,cm;第四节 活塞杆的密封 活塞杆和填料箱组成一对动密封副。活塞杆密封是往复泵运行工作过程中重要的易损件之一。活塞杆密封直接影响着工作腔的容积效率,决定着往复泵将电能转换为压力能的转化效率,影响着泵的性质。活塞杆密封不良将给使用者带来很大的维护成本和经济损失。对活塞杆密封总的设计要求是:1. 密封可靠、泄露量小,使用寿命长;2. 摩擦、磨损少,消耗功率少; 3. 应适应泵的输送介质和使用条件。一、活塞杆密封方式选择活塞杆密封包括活塞杆密封,常用型式有填料密封(压紧式密封),自封式密封和间隙密封等。 (一)填料密封(压紧式密封)压紧式密封又称为填充式密封或者填料密封,属于接触型。填料箱主要由填料和填料压盖组成的。 (二)自封式密封自封式密封也是接触式密封。其填料箱结构组成也和压紧式填料箱大体相同。但它的密封作用主要是靠输送液体的压力使密封圈唇部张开与活塞杆表面和箱体内壁紧密接触而密封。 (三)间隙密封 当泵的排出压力更高时,往往由于填料或密封圈本身的强度和刚度限制,难以在工作状态下保持其应有的形状,因此,常用金属间隙密封。 本设计采用填料密封。 二、填料密封主要特点和填料箱结构设计 1. 填料密封的特点:(1) 填料箱密封是靠压紧填料使其与活塞杆表面和箱体内表面紧密接触而密封的,其泄漏量和摩擦力均与压紧力密切相关:泄漏量与压紧力平方成反比,摩擦力与压紧力成正比。(2) 在压紧力作用下,填料与活塞杆和箱体表面产生接触应力。该应力从填料安装入口向里逐渐减小,因此入口处接触应力为最大。此处磨损较快,常常发生填料磨损失效。(3) 填料密封适应活塞杆偏心运动的性能较差,因此要求填料材料能长久地保持弹性以适应活塞杆的微小偏心运动。(4) 依据泵的压力来选择泵填料的硬度。(5) 为了防止填料在压力作用下挤入间隙,柱塞和填料压盖的间隙不应过大。(6) 调料中常含有润滑剂,在压紧时,部分润滑剂被挤出以起到润滑作用。 2. 填料箱主要结构尺寸图4-5 填料箱其中填料的径向厚度b: mm (4-33)=710mm式中 D活塞杆直径当D值大时,b取较小值;D值小时,b取较大值,之后按标准填料圆整。但b值不应小于3-4mm,因为过小时,拆装困难。一般讲,b值较大,寿命也较长,但弹性变差。考虑以上因素,b取值10mm。密封长度l取决于填料环安装数量和填料的轴向宽度h。因为一般填料多为方断面,即h=b,因此: mm (4-34)=mm式中 n填料环数量填料环数量选取与填料材料、编织方法及使用条件有关,但主要还是根据泵的排出压力来选择。为了安装填料方便,填料箱入口应倒角。填料压盖有效压入深度为l/b=5mm。为调整压紧力,伸出的富裕值取5.5mm。3. 填料的选择压紧式填料通常用植物纤维、石棉纤维,玻璃纤维以及碳素纤维等编织、填充活浸渍不同性质的润滑剂,压制成方形或矩形断面形状的带状品,满足不同使用条件的要求。(1)植物纤维,性柔软,多填充润滑脂,用于介质为清水的填料。一般用于温度在100以下,不适合酸碱性介质。(2)石棉纤维为矿物质。纤维非常细、柔软而韧性好。石棉纤维材料耐高温,大多用在200左右,也可更高。一般不宜超过450,温度过高容易脆化。石棉纤维还耐油、耐酸,具有良好的耐磨性。缺点是:高速下容易摩擦发热,当混入硬纤维时还容易造成对活塞杆的磨损。另外,石棉纤维的渗透性极强,在高温高压下润滑剂从填料中渗出,难以保证润滑。(3)碳素纤维在润滑方面由于石棉纤维,有自润滑性,而且耐酸性也强,但是强度略差。本设计采用植物纤维,成本低,不损伤密封表面。第五章 传动端主要零部件设计 第一节 曲轴 在往复泵中,曲轴是把原动机的旋转运动转化为活塞往复运动的重要部件之一。它承受周期性的交变载荷,产生交变的扭转应力和弯曲应力,因此时曲轴立杆机构中最重要的受力部件。 一、曲轴的结构特点和选择 往复泵中常用的曲轴分为曲拐轴、曲柄轴、偏心轮轴。其中曲拐轴是最常用的。 (一)曲拐轴 曲拐轴几乎可以适用于各种类型的联数和尺寸不同的往复泵,尤其是在中小型多联泵中极为普遍。但是曲拐轴,因为支撑少,刚度和强度较差,且加工不变,受力复杂,在同等条件下显得笨重。 (二)曲柄轴 曲柄轴的曲柄销为外伸悬臂梁,连杆大头不必中开就可以组装,从而简化了连杆机构。但是因为传动齿轮和两支撑夹在两曲柄销中间,使联间距跨度加大,增加了泵的体积和重量且主轴承拆换困难,此外,由于曲柄销悬臂外伸,当泵工作时,连杆对主轴承产生附加力矩,使距离较大的两主轴承工作条件较差。因此,曲柄轴一般适用于大功率或者活塞行程比较大的双联泵。 (三)偏心轮轴 采用偏心轮轴可以避免曲拐轴曲柄销的加工、热处理、磨削等困难,使工艺简化,因此成为大型泵上常用的结构型式。偏心轮圆盘上均安装滚动轴承作为连杆大头的轴承,轴上的齿轮即作为减速机构的组成部分与传动轴齿轮啮合,已接受动力。偏心轮克服了曲轴的缺点,使联间距离减小。但因采用了滚动轴承作为连杆大头轴承,径向尺寸较大,因此体积尺寸大,略显笨重。 综合考虑上面各种类型曲轴的优缺点,最终选用偏心轮轴。图5-1 偏心轮轴二、曲轴的结构设计(一)曲轴结构 1.轴端 轴心线与曲轴旋转中心同心的的轴向端部叫轴端。 2.轴颈 轴颈包括主轴颈、支撑颈和连杆轴颈。(1) 主轴颈是指轴端上安装主轴承的部位。(2) 支撑颈是指曲轴中部作为支点支撑在机体两主轴承中间轴承上的部位,主轴颈与支撑颈同轴心。(3) 连杆轴颈是指曲轴上与连杆大头连接的部分,它与主轴颈不同心。 3.曲柄、曲拐、曲柄半径 曲柄:曲轴上连接主轴颈和连杆轴颈或者连接两个相邻连杆轴颈的部位叫曲柄。 曲拐:曲柄与连杆轴颈的组合体称为曲拐。 曲柄半径r:主轴颈中心到任意连杆轴颈中心的距离称为曲柄半径。 (二)曲拐布置和曲柄错角选定 曲轴的拐数和曲柄错角主要取决于泵的型式、联数和作用数的选择。曲柄错角选择应考虑到减小流量不均匀度,惯性力和惯性力矩的平衡并有利于两主轴颈处挠曲变形相接近。 (三)曲轴支撑轴承的选择 由于曲轴的刚性一般不好,因此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面滚子轴承。 (四)主要尺寸的初步确定 1.连杆轴颈的确定: (5-1) 选定大头轴颈D=26cm 式中:P最大活塞力 当轴的刚性较差时,D值可相应取大一些。 2.主轴颈D: 主轴颈选定为d=5.5cm,主轴与连杆大头之间用滑动轴承连接。 3.各轴段直径和轴长度的确定 往复泵主轴承通常采用滚动轴承,采用内径为55mm的双列向心球面球轴承,因此配合轴承段轴径55mm; 设置轴肩对偏心轮机构进行轴向定位,因此轴肩处轴径为64mm,轴肩长度54mm; 安装偏心轮机构,采用键连接,轴径55mm,在此轴端右端安装轴承,轴段长度为263mm。第二节 连杆和轴瓦设计 一、连杆结构型式特点 连杆是传动端曲柄连杆机构中连接曲轴和十字头的部件。连杆的运动是一个平面运动,可以把连杆运动看成是沿液缸中心线移动和绕十字头销摆动的的两种简单运动的合成。连杆由连杆体、连杆盖、大头轴瓦、小头衬套、连杆螺栓、连杆螺母等组成。连杆与曲轴相连的一头称为大头,与十字头相连的一头称为小头。杆体中央沿杆中线一般钻有油孔,把由曲轴油孔进入连杆大头轴瓦的润滑油引入小头轴承,实现强迫润滑。若采用飞溅润滑时,则杆体上不钻进油孔而在连杆大头和小头上分别设计相应的进油孔。 连杆大头制成剖分式结构,由连杆盖和连杆体组成并用两只连杆螺栓连接成一体,便于拆装和对大头轴瓦间隙进行调整。连杆小头均制成整体式,销连接小头内孔一般压配有整体轴套作为滑动轴承。二、连杆结构设计(1) 一般设计要求1. 连杆应有足够的刚度和强度,工作时不致使其破裂或者弯曲变形;2.大小头结构合理,装配的轴瓦或者轴套有足够的承载能力;3.结构尺寸合理,重量应轻便,便于制造加工和拆装。(二)连杆长和连杆比的确定连杆长是指连杆大头和小头的中心距。连杆比: =0.15 (5-2) ,可得=333.3mm(3) 连杆宽度通常的连杆的大小头宽度相同,只有小头宽度受到十字头尺寸限制时,才把小头取得略小,连杆宽度B:=40mm(4) 杆体的连杆结构尺寸确定1.连杆大头尺寸连杆大头的直径取为2. 连杆小头尺寸连杆小头的直径取为3.连杆的厚度B=4cm。三、连杆螺栓(1) 连杆螺栓的结构设计连杆螺栓承受交变载荷,主要破坏形式是疲劳断裂。因此,连杆螺栓设计应尽可能减小应力集中。按照结构型式,可以分为一下几类。1. 等截面螺栓。它的疲劳强度较低,在螺栓干与螺纹过渡部分,因应力集中容易产生疲劳破裂。2. 杆径小于螺纹直径的弹性螺栓结构,这种螺栓的截面不同处以足够大的圆角半径实现平滑过渡,以减小应力集中。螺纹中部设计成比螺纹直径稍大的凸颈,与内孔配合以保证大头盖与杆体间的准确定位。图5-2 连杆螺栓(2) 螺栓结构尺寸确定(1)各直径的尺寸 =2.0cm (5-3) 定位凸径直径: (5-4) 取 螺栓杆的直径: (5-5) 取为(2) 轴向尺寸 中间定位凸颈长度: (5-6) 取=50mm; 两端凸颈长度: (5-7) 取为(3)过渡圆角半径: =2mm4mm (5-8) 取r=2mm。四、连杆大头轴瓦 往复泵的连杆大头为剖分式时,均采用滑动轴承,即大头轴瓦。(1) 连杆大头轴承设计的基本原则连杆大头轴瓦作为滑动轴承设计就是要保证轴颈和轴瓦之间形成适当厚度的油膜,使轴承处在液体润滑状态下工作,工作平稳,寿命较长。1. 轴瓦磨损是滑动轴承失效的主要原因。2. 轴承相对间隙的选择3. 轴承的宽径比 对于薄壁轴瓦 4. 轴承的冷却和润滑 为了保证轴承的冷却和润滑,应供给轴承足够的润滑油,避免工作过程中温升过高,还应开设正确的油槽。(2) 轴瓦的主要尺寸 由往复泵设计手册336页表5-25,选取滑动轴承的内径为192mm,轴承的外径为204mm,轴瓦的厚度为6mm。五、连杆小头衬套 1.主要尺寸确定小头衬套一般采用整体式结构,衬套内径即即为十字头销直径,由十字头计算确定,衬套宽度: =6.0cm (5-9)厚度s: =0.25cm (5-10)在往复泵设计手册350页表5-36中选定滑动轴承内径为25mm,外径为30mm,衬套厚度2.5mm。第三节 十字头 十字头在其滑道里做支线往复运动,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活塞以铰链的方式连接起来并起着传递力的作用。一、十字头的结构型式和特点(1) 十字头的结构型式 十字头的结构型式包含销链接十字头、球面连接十字头两种。 本设计采用销链接十字头:连杆小头和十字头之间用十字头销连接的,称为销连接十字头。(2) 十字头与滑履的连接形式 十字头与滑履的连接形式分为整体式和分开式。 本设计采用整体式的销连接。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外安装滑履的十字头。这种十字头结构简单、制造方便、重量轻、价格便宜。(3) 十字头与活塞杆的连接方式 活塞杆可以直接与十字头连接,也可通过中间杆与十字头连接,后者的主要目的是为了拆装方便。本设计十字头与活塞杆的连接方式采用刚性连接,圆柱螺纹连接。这种连接结构简单、重量轻。因十字头和活塞杆采用承受交变载荷,所以采用螺纹连接时必须加防松措施,本设计采用单螺母拼紧防松。二、十字头结构设计(一)一般设计要求 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.满足刚度和强度的条件下,质量尽可能地轻便; 3.结构简单,与活塞杆、连接小头连接应牢固可靠、便于拆装和维修。(二)滑履尺寸的确定 1.滑履直径可由经验公式: (5-11)选择 选取时考虑: (1)若泵工作时的活塞力较小,可适当取小值; (2)为了减小往复运动质量和装拆方便,可适当取小值; (3)选择时应防止连杆摆动时与滑道十字头相碰。 2.滑履的长度和宽度滑履长度: (5-12)选定=114mm。滑履宽度: (5-13)选定=100mm。 3.滑履合金层厚度 当十字头表面需要浇注轴承合金时,取合金层厚度t=3mm 4.滑履油槽 滑履或十字头工作表面,一般应开设油槽,且油槽应开在工作表面中部。(3) 滑履与滑道间的间隙配合 整体式十字头的滑道一般为圆筒形,此时间隙值可通过选择适当配合来保证。常取或者。(4) 十字头主要尺寸的确定 1.十字头销孔座壁厚s 十字头材料为铸钢ZG35,一般取: =1.2cm (5-14) 2.十字头体壁厚: (5-15) 在此仍取=1.2cm(5) 十字头销 十字头销是销连接十字头与连杆小头的连接件。它与小头轴衬接触并承受交变载荷, 因此必须具有足够的刚度和强度。 1.十字头销的结构型式按照连杆小头与十字头销的空座的配合形状,分为圆柱形和圆锥形两种型式。本设计采用圆柱形销,结构简单、制造容易、使用普遍。圆柱销的安装方式为销两端在十字头销孔内固定,中间部分在连杆小头轴衬内滑动。 2.十字头销直径的确定十字头销直径可按经验公式选择: 2.5cm (5-16) 3.十字头销的润滑润滑油由十字头工作表面经十字头顶部油孔滴入连杆小头进油孔,最后引入十字销表面。第六章 动力计算第一节 原动机的选择一原动机功率ND的选择与确定(一)泵的轴功率N和泵的总效率1. 泵的有效功率 可按下式计算: (6-1) = =0.87 kw2. 泵的轴功率(输入功率) N= kw (6-2)泵效率一般的选择原则是,当泵的流量大、压力较低、介质含气量较少、制造质量高的泵,可选较大值;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。蒸汽直接作用泵的=0.800.95。本设计是电动泵,取0.80。 kw = =1.10 kw(二)原动机功率 (6-3式中 泵的传动装置效率;原动机效率。泵的传动装置效率只与泵的减速机构的机械损失有关。当采用平带传动时,=0.920.98;V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).原动机效率通常由原动机出厂说明书给出.本设计是V带传动和齿轮传动, 取。 =1.46 kw(三)储备系数和原动机功率选择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。储备系数可按1表2-7选择,=1.5实际原动机功率应为: (6-4)=1.51.46 =2.19 kw二、往复泵原动机选择往复泵原动机选择的一般原则:1. 原动机必须满足功率的要求;2. 选择原动机时应注意到转速差。电动机的实际转速不同于电动机的同步转速。电动机的转差率随极的对数,功率大小而不同。如果误将电动机的同步转速当作电动机的转速进行泵的设计,那么,泵的实际每分钟往复次数n将低于额定值,泵的流量就有可能达不到设计要求。3. 应注意原动机的启动力矩和启动电流。往复泵所带的原动机应尽可能选择启动力矩大、启动电流小的原动机,如果启动力矩较小,启动电流较大就必须采取相应的措施。4. 注意泵输送介质和操作环境的易燃易爆性。5. 原动机的外形尺寸。原动机外形、尺寸应与泵搭配合适,机组外形美观,便于安装和检修。 根据上面的原则,原动机选用Y100L1-4型三相异步电动机,功率为2.2kw,转速为1430r/min。第二节 带传动设计由于是往复油泵的传动,所以载荷变动比较大,每天工作时间在10-16小时之间。工况系数比较大,在1.2-1.6之间变动,选择普通V带传动,传动比i=5。一、传动带设计1. 确定计算功率 kw (6-5)2. 选择V带的带型 由、选择A型带。3. 确定带轮的基准直径并验算带速v(1) 初选小带轮的基准直径,根据机械设计标准,选择小带轮的基准直径=100mm。(2) 验算带速v m/s (6-6) 因为5m/sv30m/s,故带速合适。(3) 计算大带轮的基准直径 mm (6-7) 取大带轮基准直径=500mm4. 确定V带的中心距a和基准长度(1) 根据考虑到设计箱体的大小把带轮的中心距设计在400-500mm之间越小越好,其中忽略滑动率的影响。根据中心距范围公式: (6-8)即中心距,初定中心距=430mm(2) 由 (6-9) = =2011.78mm参考普通V带的基准长度,圆整=2050mm(3) 计算实际中心距=449.5mm (6-10)按照公式 =399.25mm (6-11) =491.5mm (6-12)5. 验算小带轮上的包角 =129.1120 (6-13)6. 计算带的根数z(1) 计算单根V带的额定功率 由=100mm和=1430r/min,查表得=1.30kW 根据=1430r/min,i=5和A型带,查表得=0.17kW 查表得包角修正系数=0.86,带长修正系数=1.04,于是 (6-14) (2)计算带的根数: =2.02 (6-15) 取3根。7. 计算单根V带的初拉力 A型带的单位长度质量q=0.105kg/m,所以 (6-16)=98.5N8. 计算压轴力 =533.4 N (6-17)第二节 带传动设计由于是往复油泵的传动,所以载荷变动比较大,每天工作时间在10-16小时之间。工况系数比较大,在1.2-1.6之间变动,选择普通V带传动,传动比i=5。一、传动带设计4. 确定计算功率 kw (6-5)5. 选择V带的带型 由、选择A型带。6. 确定带轮的基准直径并验算带速v(4) 初选小带轮的基准直径,根据机械设计标准,选择小带轮的基准直径=100mm。(5) 验算带速v m/s (6-6) 因为5m/sv30m/s,故带速合适。(6) 计算大带轮的基准直径 mm (6-7) 取大带轮基准直径=500mm5. 确定V带的中心距a和基准长度(4) 根据考虑到设计箱体的大小把带轮的中心距设计在400-500mm之间越小越好,其中忽略滑动率的影响。根据中心距范围公式: (6-8)即中心距,初定中心距=430mm(5) 由 (6-9) = =2011.78mm参考普通V带的基准长度,圆整=2050mm(6) 计算实际中心距=449.5mm (6-10)按照公式 =399.25mm (6-11) =491.5mm (6-12)7. 验算小带轮上的包角 =129.1120 (6-13)8. 计算带的根数z(2) 计算单根V带的额定功率 由=100mm和=1430r/min,查表得=1.30kW 根据=1430r/min,i=5和A型带,查表得=0.17kW 查表得包角修正系数=0.86,带长修正系数=1.04,于是 (6-14) (2)计算带的根数: =2.02 (6-15) 取3根。9. 计算单根V带的初拉力 A型带的单位长度质量q=0.105kg/m,所以 (6-16)=98.5N10. 计算压轴力 =533.4 N (6-17)二、带轮结构设计 V带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成,带传动选用A型带。 1. 带轮材料:HT200 2. 带轮结构型式和尺寸参数计算 A型带选用A型槽,查表8-11可得,小带轮,大带轮电机型号为Y100L1-4,小带轮轴直径,所以小带轮采用腹板式。,所以大带轮采用轮辐式。(1) 小带轮尺寸参数计算 小带轮基准直径, (6-18) 小带轮外径: (6-19) 6-18) (6-20) 取=10mm。 (6-21) 取L=50mm。 (6-22) 确定为55mm。(2) 大带轮尺寸参数计算 大带轮轴直径,大带轮基准直径, 大带轮外径: (6-23) (6-24) 取=60mm。 (6-25) (6-26) (6-27) (6-28) (6-29) 因为B1.5d,所以取L=B=60mm。三、平键的选择及强度校核 1.小带轮轴平键选择及校核 (1)平键:=28mm,选择平键,键长选择40mm。 (2)强度校核 键、轴材料都是钢,轮毂的材料是HT200,查表得许用挤压应力: ,。 键的工作长度: 40-8=32mm (6-30) (6-31) 满足强度要求。 大带轮轴平键选择及校核: 平键:=32mm,选择平键,键长选择45mm。 强度校核同小带轮,键的工作长度: 45-10=35mm 满足强度要求。第三节 传动轴设计 大带轮所在的高速轴设计: 1. 求高速轴上传递的功率、转速和转矩 原动机功率=2.2kW,原动机传动效率,带传动的传递效率为,所以轴I上的功率: =2.024kw (6-32) 带轮轴I转速: (6-33) 于是: =67584.6 (6-34) 2. 求作用在直齿圆柱齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径: (6-35) (6-36) =447.2N (6-37) 3. 初步确定轴的最小直径: (6-38) 4. 轴的结构设计 (1)轴I上安装皮带轮和小齿轮,以及滚动轴承,拟定装配方案图6-1 传动轴(2) 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1) 为了满足带轮的定位和传动要求,与大带轮配合处轴段轴径32mm;2) 与轴承配合轴段右端需要制出轴肩,选定轴段的直径36mm;3) 与滚动轴承配合段,选择双列向心球面球轴承,轴承型号1308,选取轴段直径40mm。4)定位轴上的小齿轮需要轴肩、选定轴肩的直径50mm,轴肩的长度10mm。5)安装齿轮1的轴段,选择轴径45mm;6)最右端安装轴承1308,因此选定轴径40mm。(3)轴上零件的周向定位轴承型号1308。 带轮、齿轮与轴的轴向定位均采用平键连接。由机械设计课程设计选定与大带轮连接的平键尺寸,与小齿轮连接的平键尺寸 (4) 确定轴上圆角和倒角的尺寸轴端倒角为C2。第四节 齿轮传动机构设计 原动机的动力通过皮带传动传到轴I,再通过齿轮传动传递到轴II,由于是水泵的传动,所以载荷变动比较大,承受中等冲击,单向传动,每天工作时间在10-16小时之间,每年工作300天,预期寿命10年。 已知的条件有: 传递的功率: (6-39) 小齿轮转速=286r/min,齿速比取u=3.5,大齿轮转速=80r/min1. 选定齿轮类型、等级精度、材料及齿数(1) 选用直齿圆柱齿轮,压力角取20。(2) 往复泵传动端为通用减速装置,选取7级精度。(3) 材料选择。现则小齿轮材料为40Cr,齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45号钢(调质),齿面硬度240HBS。(4) 选小齿轮齿数,大齿轮齿数,因此确定大齿轮齿数。2. 按齿面接触疲劳强度设计(1)计算小齿轮分度圆直径,1)确定公式中各参数值 选定计算小齿轮传递的转矩 =38667.48 (6-40)由机械设计表10-7选取齿宽系数=1由机械设计表10-20查得区域系数=2.5由机械设计表10-5查得材料的弹性系数=189.8由公式计算接触疲劳强度用重合度系数。 (6-41) (6-42) (6-43) =1.701 (6-44)计算接触疲劳应力 由机械设计图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度极限分别为=600MPa、=550MPa。 计算应力循环次数: (6-45) 由机械设计图10-23查得接触疲劳寿命系数=0.97、0.95。取失效概率为1%。安全系数S=1, (6-46) 取和中较小者做为齿轮副接触疲劳许用应力,即 =522.5Mpa2) 计算小齿轮分度圆直径 (6-47) = =63.78mm(2) 调整小齿轮分度圆直径1) 计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度v: (6-48) 齿宽b: =63.78mm (6-49)2)计算实际载荷系数 由机械设计表1-2查得使用系数=1.5 根据v=0.955m/s、7级精度,由机械设计图10-8查得动载系数=1.05 齿轮的圆周力 N/m100N/mm 查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数=1.2。由机械设计10-4查得7级精度、小齿轮相对支撑对称布置,径向载荷分布系数=1.300,因此得到实际载荷系数 (6-50)3) 可按照实际载荷系数算得分度圆直径 (6-51) 相应的齿轮模数: 3.58mm3. 按齿根弯曲疲劳强度设计(1)1) 确定公式中的各参数值选=1.3。计算弯曲疲劳强度用重合度系数 (6-52)计算 由机械设计图10-17查得齿形系数=2.75, 由机械设计图10-18查得应力修正系数=1.57,=1.77 由机械设计图10-24c查得小齿轮大齿轮的疲劳极限分别为=500MPa、=380Mpa。 由机械设计图10-22查得弯曲疲劳寿命系数=0.90,=0.90.取安全疲劳安全系数S=1.4, 因为小齿轮的小于大齿轮,所以取2) 计算模数 (6-53)=1.598mm(2) 调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的准备圆周速度v齿宽b宽高比b/h (6-54) (6-55)2) 计算实际载荷系数根据v=0.526m/s,7级精度,由机械设计图10-8查得动载系数=1.02齿轮的圆周力N/m100N/mm查得齿间载荷分配系数。由机械设计表10-4查得=1.295,结合宽高比b/h=9.776,查图10-13得=1.13,则载荷系数为=2.13573) 按实际载荷系数算得齿轮模数 (6-56) 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m=3.58mm,大于由齿根完全疲劳强度计算的模数,并且由于齿轮模数的大小m主要取决于齿轮的弯曲疲劳强度所决定的承载能力,但是由于泵整体结构尺寸的限制以及带传动轴II和齿轮轴III之间距离较大,小模数无法满足中心距的要求。因此综合考虑并圆整可取模数m=5mm,模数为2.5mm时满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,因此m=5mm时一定也同时满足两者的要求。4.几何尺寸计算 (1)计算分度圆直径,(2) 计算中心距 (6-57)(3) 计算齿轮宽度 齿宽系数选择=0.82,齿宽b确定为90mm,小齿轮齿宽,5. 主要设计结论 齿数=22,模数m=5mm,压力角,中心距a=250mm,齿宽=100mm,齿宽=90mm,小齿轮采用40Cr(调质),大齿轮采用45钢(调质)。齿轮按照7级精度设计。第五节 曲柄连杆机构的受力分析以曲柄连杆机构为传动端的电动往复泵,一方面通过这一机构把原动机的旋转运动转化为活塞的往复运动,另一方面则经过曲柄连杆机构把原动机的机械能传递给被输送液体。一、曲柄连杆机构运动规律及惯性力为了获得作用在曲柄连杆机构上的作用力与曲柄转角之间的关系,首先需要知道该机构的运动规律。 图6-2如图,设点为活塞运动的前死点,点为后死点,并设曲柄转角从活塞前死点算起,吸入行程为正,活塞的运动轨可以写成活塞的位移: (6-58) 活塞的速度: (6-59) 活塞的加速度: (6-60)x活塞的位移,mu活塞的速度,m/s:a活塞的加速度,m/t时间,s;曲柄转角,rad; r曲柄半径,m曲柄半径r与连杆长l之比=r/l用上述各项求得的速度u 和加速度a的值为正时,其方向沿活塞中心并指向曲柄旋转中心O。若为负值则是反方向。曲柄连杆机构中的连杆运动属于平面运动,可以看成有往复运动和旋转运动的和运动。二、作用力分析在液缸体内液体压力P的作用下,对活塞端和缸盖则产生大小相等,方向相反的作用力P。作用在活塞端面上的力就是活塞力P: (6-61)式中: 活塞的截面积, D活塞直径 cm p液缸内液体压力,kg/,在实际计算时,近似用排出压力代替。 负号表示活塞受压力,当用活塞力校核活塞杆的刚度强度及稳定性时,应采用活塞里最大值 活塞力P经活塞、活塞杆、十字头不见传递给十字头销中心A点,故在运动状态下十字头销中心同时作用着三个力,即,有活塞力、往复惯性力和摩擦力。 作用于十字头销中心A点的综合活塞力: (6-62)式中:作用在十字头销中心点上的力,也成为综合活塞力,是校核十字头销强度及销与十字头体比压值的主要依据。P活塞力,往复惯性力,摩擦力, 摩擦力 ,摩擦力与许多因素有关,很难精确计算.一般情况下因与活塞力比较其值很小,可以忽略不计。 当用来校核十字头销强度及销与十字头比压时,应取最大值,在时为负载且最大,所以在时,最大:,活塞连杆受压。式中的负号表示综合活塞力的方向指向曲柄旋转中心。 作用在十字头销中心的综合活塞力又可进一步分解成两个分力:一个力与十字头滑道垂直为侧向力N: (6-63)另一个是沿连杆中心线的分力连杆力: (6-64) 连杆摆角,rad当用N和校核十字头与滑道比压和连杆强度,稳定性时,应取N、最大值: (6-65) (6-66)表6-1 曲柄连杆机构设计计算内容和项目名称符号单位计算公式或者参数选择已知条件曲柄半径m0.05m柱塞行程m每分钟往复次数nspm80spm曲柄角速度rad/s活塞直径Dm0.08m连杆长lm0.333m连杆比泵的排出压力MPa4MPa活塞重量kg1.84kg十字头重量kg4.29kg连杆重量kg13.06kg曲柄销直径m0.02m曲柄销长m作用在连杆机构各构件上的力连杆摆角度 8.627活塞截面积A活塞力PN最大活塞力N第七章 空气室及润滑第一节 空气室空气室是往复泵上重要的附属设备。空气室是利用气体的压缩和膨胀来存储或放出一部分液体以达到减小管路中流量不均匀度为目的的辅助设备。装在泵排出口附近的空气室称为排出空气室。减小排出管路的流量不均匀度,使排出液体流量趋于均匀,避免过流量的产生,以适应工艺流程的需要。 一、空气室的工作原理 空气室室清除管路内流量脉动的一个很有效的装置。它利用空气室内空气的压缩和膨胀来储存或者放出比平均流量或多或少的那部分液体,从而达到减小管路中流量脉动的目的。如果泵的瞬时流量为平均流量时所对应的空气压力为,则当泵的瞬时流量大于平均流量时,排出压力就大于,因此,空气就被压缩,空气室内的液体量增加,这就把泵排出的瞬时流量的一部分存入了空气室,使空气室后的管路内瞬时流量小于该瞬间泵排出的瞬时流量;同理,当泵排出的瞬时流量小于平均流量时,排出压力小于,空气就膨胀,空气室内液体量减少,使空气室后管路内的瞬时流量的脉动率比泵的流量脉动率大大减少。如果空气室内有足够的空气容积,使空气压力在一个很小的范围内波动,则空气室管路内液体的流动就接近于稳定流动。必须指出。空气室消减流量脉动的效果不仅取决于空气室中空气的容积,而且与管路的配置有很大的关系如果空气室后的管路没有任何阻力,则多大的空气室都没有作用。 二、空气室的结构型式及特点 空气室按充入气体分为常压式和预压式两种类型。 1.常压式空气室 空气室内充入常压气体的,称常压式空气室。一般充入得气体为空气,只是当泵输送介质为易燃、易爆液体时,才充入惰性气体。 常压式空气室结构简单,但体积较大,而且因气体与运输液体接触,部分气体在工作压力作用下会溶解在液体中,逐渐被液体带走,气体因此
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本文标题:2DY—8-4型电动往复泵设计含12张CAD图
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