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湖 南 科 技 大 學
畢業(yè)設計（論文）任務書
機電工程學院 院 機制系 系（教研室）
系（教研室）主任: （簽名） 年 月 日
學生姓名: 劉峰靖 學號: 1103010407 專業(yè): 機械設計制造及其自動化
1 設計（論文）題目及專題：礦用全卸荷乳化液泵設計
2 學生設計（論文）時間：自 2015年03月09日開始至2015年05月20日止
3 設計（論文）所用資源和參考資料：
3.1、查閱有關礦用機械設備設計的論文設計資料；
3.2、熟悉現(xiàn)有液壓泵工作原理與存在的問題；
4 設計（論文）應完成的主要內容：
4.1、液壓泵優(yōu)缺點論述；
4.2、關鍵零件強度尺寸計算；；
4.3、液壓泵結構零件圖與裝配圖；
4.4、液壓泵配套電機選擇。
5 提交設計（論文）形式（設計說明與圖紙或論文等）及要求：
5.1、 液壓泵設計相關論文；
5.2、 液壓結構零件圖與裝配圖；
5.3、 液壓泵的安裝使用說明書。
6 發(fā)題時間： 2015 年 03 月 10 日
指導教師： （簽名）
學 生： （簽名）
湖 南 科 技 大 學
畢 業(yè) 設 計（ 論 文 ）
題目
礦用全卸荷乳化液泵設計
作者
劉峰靖
學院
機電工程學院
專業(yè)
機械設計制造及其自動化
學號
1103010407
指導教師
王啟明
二〇一五 年 五 月 二十五 日
湖 南 科 技 大 學
畢業(yè)設計（論文）指導人評語
[主要對學生畢業(yè)設計（論文）的工作態(tài)度，研究內容與方法，工作量，文獻應用，創(chuàng)新性，實用性，科學性，文本（圖紙）規(guī)范程度，存在的不足等進行綜合評價]
指導人： （簽名）
年 月 日
指導人評定成績：
湖 南 科 技 大 學
畢業(yè)設計（論文）評閱人評語
[主要對學生畢業(yè)設計（論文）的文本格式、圖紙規(guī)范程度，工作量，研究內容與方法，實用性與科學性，結論和存在的不足等進行綜合評價]
評閱人： （簽名）
年 月 日
評閱人評定成績：
湖 南 科 技 大 學
畢業(yè)設計（論文）答辯記錄
日期：
學生： 學號： 班級：
題目：
提交畢業(yè)設計（論文）答辯委員會下列材料：
1 設計（論文）說明書 共 頁
2 設計（論文）圖 紙 共 頁
3 指導人、評閱人評語 共 頁
畢業(yè)設計（論文）答辯委員會評語：
[主要對學生畢業(yè)設計（論文）的研究思路，設計（論文）質量，文本圖紙規(guī)范程度和對設計（論文）的介紹，回答問題情況等進行綜合評價]
答辯委員會主任： （簽名）
委員： （簽名）
（簽名）
（簽名）
（簽名）
答辯成績：
總評成績：
湖 南 科 技 大 學
開題報告
學 生 姓 名： 劉峰靖
學 院： 機電工程學院
專業(yè)及班級： 11機四
學 號： 1103010407
指導教師： 王起明
2015年 3 月 12 日
湖 南 科 技 大 學
英文文獻翻譯
學 生 姓 名： 劉峰靖
學 院： 機電工程學院
專業(yè)及班級： 機械設計制造及其自動化四班
學 號： 1103010407
指導教師： 王起明
2015 年 5 月 29 日
摘 要
乳化液泵主要是為采煤工作面提供高壓乳化液，作為液壓支架和推移工作面刮板輸送機的動力源。各種不同流量和壓力的乳化液泵，可分別滿足普采工作面、高檔普采工作面以及綜采工作面的不同要求，它工作的好壞影響著生產情況。
本設計所采用乳化液泵的結構形式為臥式三柱塞泵，由臥式四級防爆電動機驅動，經聯(lián)軸器和一級斜齒圓柱齒輪減速后帶動曲軸旋轉，再經過連桿滑塊機構使曲軸的旋轉運動轉變?yōu)橹闹本€往復運動；其中，主要是對殼體、連桿與十字頭的連接、液力端缸套組件等結構進行改進并對所設計的結構進行尺寸的確定，以及對曲軸、連桿、殼體、缸體等強度進行校核，通過理論分析計算合格后，可進行初期的單件生產進行實踐應用。
關鍵詞: 乳化液泵；曲軸；連桿
Abstract
Emulsion 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 錄
第一章 前言 1
1.1乳化液泵簡介 1
1.2 國內外乳化液泵發(fā)展及使用狀況 1
1.2.1 乳化液泵在我國的使用情況 1
1.2.2 乳化液泵在國外的發(fā)展和使用 1
1.3 乳化液泵結構概述 2
1.4 設計意義 3
第二章 乳化液泵總體設計 4
2.1乳化液泵主要設計參數(shù) 4
2.1.1泵的理論流量 4
2.1.2泵的流量 4
2.1.3曲軸轉速n和柱塞行程長度S的選擇 5
2.1.4吸入和排出管內徑的選取 8
2.2創(chuàng)新方案的選擇................................................................................8
2.3原動機的選擇 9
第三章 乳化液泵系統(tǒng)傳動設計 11
3.1曲軸的結構設計 11
3.1.1設計的基本原則 11
3.1.2主要尺寸的初步確定 11
3.2連桿的結構設計 14
3.2.1一般設計要求 14
3.2.2連桿定位 14
3.2.3連桿長和連桿比的選擇 14
3.2.4連桿寬度 15
3.2.5桿體的連桿蓋結構尺寸確定 15
3.3十字頭結構設計 18
3.3.1十字頭的結構型式 18
3.3.2十字頭體與滑履的連接形式 18
3.3.3十字頭與柱塞的連接方式 19
3.3.4十字頭設計要求 19
3.3.5滑履尺寸的確定 20
3.3.6十字頭體主要尺寸的確定 20
3.4機體的結構設計 20
3.4.1機體結構設計的一般原本則 21
3.4.2機體主要結構尺寸的確定 21
3.4.3機體壁厚確定 22
3.5曲軸的受力分析計算 23
3.6曲軸強的校核 30
3.7連桿強度的校核 33
3.7.1連桿小頭襯套比壓校核 33
3.7.2桿體最小截面強度校核 33
3.7.3桿體中間截面的強度校核 34
3.7.4連桿大頭強度校核 35
3.7.5銷連接小頭強度校核 37
3.7.6連桿材料和主要技術要求 38
3.8十字頭銷的強度校核 40
結 論 41
致 謝 42
參 考 文 獻 43
附錄1 44
附錄2 48
III
湖南科技大學本科生畢業(yè)設計（論文）
第一章 前言
1.1乳化液泵簡介
乳化液泵主要是為采煤工作面提供高壓乳化液，作為液壓支架和推移工作面刮板輸送機的動力源。各種不同流量和壓力的乳化液泵，可分別滿足普采工作面、高檔普采工作面以及綜采工作面的不同要求。泵主要用來輸送液體包括水、油、酸堿液、乳化液、懸乳液和液態(tài)金屬等，也可輸送液體、氣體混合物以及含懸浮固體物的液體。此外泵也可用于油田高壓注水之用，還可用于化工、造紙、橡膠、礦山、機械、冶金、食品、輕工業(yè)等行業(yè)中輸送清水、污水、乳化液、各種活性和非活性的液態(tài)介質及各種特殊化工液體等[1]。
1.2 國內外乳化液泵發(fā)展及使用狀況
1.2.1 乳化液泵在我國的使用情況
泵是輸送液體或使液體增壓的機械。它將原動機的機械能或其他外部能量傳送給液體，使液體能量增加。泵主要用來輸送液體包括水、油、酸堿液、乳化液、懸乳液和液態(tài)金屬等，也可輸送液體、氣體混合物以及含懸浮固體物的液體[3]。
國內生產制造廠家100多個，形成了100多個系列、2000多個品種泵類產品制造技術和生產裝備，滿足了石化生產的需要。與國外比較，國內石化用泵在設計理論、設計方法上比較落后，產品開發(fā)多采用仿制和類比的方法，缺乏理論根據(jù)和實驗研究數(shù)據(jù)；加工裝備和工藝水平比較落后，加工精度低，生產效率低；產品系列化和通用化程度不高，規(guī)格品種少；泵效率、質量和可靠性、密封性能、耐腐蝕性能等方面同國外相比還有較大差距，因此化工用泵還有較多進口。
1.2.2 乳化液泵在國外的發(fā)展和使用
國際上石化用泵制造廠主要有瑞士蘇爾壽公司、德國KSB公司、美國高斯公司等。石化用泵的生產技術比較成熟，規(guī)格品種多，標準化程度高，發(fā)展方向主要是大型化、高速化，機電一體化及泵產品成套化。特別是高溫泵、低溫和超低溫泵、高速泵、精密計量泵、耐腐蝕泵、輸送粘稠介質和帶固體顆粒介質泵、屏蔽泵技術發(fā)展很快。比較著名的是公元前三世紀，阿基米德發(fā)明的螺旋桿，可以平穩(wěn)連續(xù)地將水提至幾米高處，其原理仍為現(xiàn)代螺桿泵所利用[13]。
公元前200年左右，古希臘工匠克特西比烏斯發(fā)明的滅火泵是一種最原始的活塞泵，已具備典型活塞泵的主要元件，但活塞泵只是在出現(xiàn)了蒸汽機之后才得到迅速發(fā)展[13]。
1840～1850年，美國沃辛頓發(fā)明泵缸和蒸汽缸對置的，蒸汽直接作用的活塞泵，標志著現(xiàn)代活塞泵的形成。19世紀是活塞泵發(fā)展的高潮時期，當時已用于水壓機等多種機械中。然而隨著需水量的劇增，從20世紀20年代起，低速的、流量受到很大限制的活塞泵逐漸被高速的離心泵和回轉泵所代替。但是在高壓小流量領域往復泵仍占有主要地位，尤其是隔膜泵、柱塞泵獨具優(yōu)點，應用日益增多[16]。
回轉泵的出現(xiàn)與工業(yè)上對液體輸送的要求日益多樣化有關。早在1588年就有了關于四葉片滑片泵的記載，以后陸續(xù)出現(xiàn)了其他各種回轉泵，但直到19世紀回轉泵仍存在泄漏大、磨損大和效率低等缺點。20世紀初，人們解決了轉子潤滑和密封等問題，并采用高速電動機驅動，適合較高壓力、中小流量和各種粘性液體的回轉泵才得到迅速發(fā)展?；剞D泵的類型和適宜輸送的液體種類之多為其他各類泵所不及[18]。
利用離心力輸水的想法最早出現(xiàn)在列奧納多·達芬奇所作的草圖中。1689年，法國物理學家帕潘發(fā)明了四葉片葉輪的蝸殼離心泵。但更接近于現(xiàn)代離心泵的，則是1818年在美國出現(xiàn)的具有徑向直葉片、半開式雙吸葉輪和蝸殼的所謂馬薩諸塞泵。1851～1875年，帶有導葉的多級離心泵相繼被發(fā)明，使得發(fā)展高揚程離心泵成為可能。
盡管早在1754年，瑞士數(shù)學家歐拉就提出了葉輪式水力機械的基本方程式，奠定了離心泵設計的理論基礎，但直到19世紀末，高速電動機的發(fā)明使離心泵獲得理想動力源之后，它的優(yōu)越性才得以充分發(fā)揮。在英國的雷諾和德國的普夫萊德雷爾等許多學者的理論研究和實踐的基礎上，離心泵的效率大大提高，它的性能范圍和使用領域也日益擴大，已成為現(xiàn)代應用最廣、產量最大的泵[28]。
1.3 乳化液泵結構概述
乳化液泵主要是為采煤工作面提供高壓乳化液，作為液壓支架和推移工作面刮板輸送機的動力源。各種不同流量和壓力的乳化液泵，可分別滿足普采工作面、高檔普采工作面以及綜采工作面的不同要求。它工作的好壞影響著生產情況.本設計所采用的乳化液泵為臥式三柱塞泵，由臥式四級防爆電動機驅動，經聯(lián)軸器和一級斜齒圓柱齒輪減速后帶動曲軸旋轉，再經過連桿滑塊機構使曲軸的旋轉運動轉變?yōu)橹闹本€往復運動。乳化液泵可以分為兩部分,箱體和泵頭。箱體內有一對減速齒輪,曲軸,連桿,滑塊等。泵頭內有柱塞、缸套，進排液閥等[6]。
箱體傳動部件是由箱體，一級減速齒輪，曲軸，連桿滑塊組件等組成，箱體為整體結構，分曲軸箱腔和進液腔兩部分。在曲軸箱腔三個滑道孔上方設盛油池，以備滑道處的潤滑，曲軸箱腔底部設有放油孔。進液腔在箱體的前端，有通液孔與閥組件進液口相連，吸液接頭與進液腔相連。
曲軸為整體三曲拐結構，曲軸以兩端主軸頸為主支撐點，曲軸三曲拐互成夾角120°均勻分布，選用優(yōu)質的40Cr剛制成，曲軸各軸頸經氮化處理，有良好的耐磨性和較高的硬度。曲軸兩端裝有雙列調心滾子軸承。曲軸各曲拐與連桿大頭薄壁瓦配合，該瓦有良好的抗咬性和減磨性。連桿大頭為剖分式結構，瓦蓋用連桿螺栓與連桿體對合連接，小頭制成整體式通過十字頭銷與十字頭相連，箱體傳動部件各運動件采用“飛濺潤滑”方式進行潤滑。
泵的液力端是液體流過部分，主要由柱塞、缸套組件、閥體組件組成。閥體內垂直安裝三組吸液閥組和排液閥組。吸液閥和排液閥采用整體式結構分別裝在閥體的下部和上部，由閥芯和殼體組裝為一體，拆裝方便。
柱塞與缸套、閥體等形成密閉腔，柱塞的直線往復運動使得密閉腔容積變化，將工作介質經吸、排液閥吸入和排出，從而將電能轉換成液壓能，輸出高壓液體。高壓液體自閥體的上部排出，分別與安全閥及自動卸載閥連接。
壓力控制部分由自動卸載閥、安全閥和蓄能器組成，其主要作用是提供穩(wěn)定壓力的液體。另外，當液壓系統(tǒng)中壓力達到額定值以后，使泵壓力卸載，這樣可以節(jié)省動力消耗，減少液壓系統(tǒng)的發(fā)熱；如果自動卸載閥失靈，壓力超過額定值后，則安全閥打開泄液，以保證泵及液壓管路的安全運轉及正常工作。
1.4 設計意義
隨著現(xiàn)在我國對能源的需求量日益增加，作為三大傳統(tǒng)能源的煤已成為推動我國經濟持續(xù)健康發(fā)展的重要能源保障。而我國目前煤礦大部分都已經經過了多年的開采，由于技術的原因我們一直以來對煤層的支護設備還不到位，所以對乳化液泵的結構進行改進還是有很大潛力的。要實現(xiàn)煤礦井下安全作業(yè)，提高采煤工作效率，防止出現(xiàn)重大設備安全事故，保障乳化液泵站井下安全運行是十分必要的一個環(huán)節(jié)。所以說對乳化液泵站的研究與開發(fā)是有著長遠的社會效益和良好經濟效益的。而我國目前對乳化液泵站進行研究與開發(fā)的雖然有一些種類的產品，但還遠遠未能成形系列化，而且目前已經上市的乳化液泵還不能滿足實際工況的需要，所以對乳化液的研究與設計是十分有必要的，而且它的設計將有著重大的意義。
第二章 乳化液泵總體設計
2.1乳化液泵主要設計參數(shù)
2.1.1泵的理論流量
在不計泵內任何容積損失時,泵在單位時間內應排出的液體容積稱為泵的理論平均流量,簡稱泵的理論流量,由于不計任何容積損失,泵在單位時間內吸入和排出的體積,可用下式表示:
單作用泵:
式中 泵的理論流量;
柱塞的截面積,;
.
2.1.2泵的流量
單位時間內在泵出口處實際測得的液體體積稱為泵的實際平均流量,簡稱泵的流量.由于泵內存在容積損失,因此,泵的流量小于泵的理論流量,相互間的關系為:
式中
;
由式(2-1)可知,要確定Q,必須確定n、S、D、Z等與結構有關的參數(shù).此外,在繪制總體方案圖時,還需知道排出管和吸入管的內徑他們也與Q有關.以上這些參數(shù)統(tǒng)稱之為泵的結構參數(shù).但是, 是在Q確定后確定的,如果在總體設計時預先選定了泵型和總體結構型式,那么,Z即為已知, 可預先選取(=0.8),往復泵的容積效率與許多因素有關,很難在設計時精確確定.值選取過大,實際泵的將低于預選值,泵的流量也將低于設計值; 值選取過小,實際泵的將高于預選值,泵的流量也將大于設計值.如果考慮到泵運轉后的磨損,一般在選取值時,都要略低些.. 選取的一般原則是:當泵的排出壓力高、流量Q小、每分鐘往復次數(shù)n高、液力端余隙容積大、制造精度低且當輸送高溫、高粘度或低粘度、高飽和蒸汽壓的液體介質或介質中含氣量大、含有固體顆粒時,應選取較低值;反之,可取較高值.的一般取值范圍是:當輸送常溫清水時,=0.8~0.98;當輸送石油產品、熱水、液化烴等介質時,=0.60~0.80.
因此,決定Q的主要結構參數(shù)就是n、S、D三個主要結構參數(shù).由泵結構設計已給出泵的理論流量,排出壓力.所以只需確定出一組n、S、D的結構參數(shù).
2.1.3曲軸轉速n和柱塞行程長度S的選擇
由設計已給出理論流量.則由已知公式 :選取柱塞直徑D=40mm 只需確定的值即可求出S的值進而求出轉速n的值.
值在直觀上反應了S/D的關系,實際上確反應了泵機組總體寬度和長度的關系, 值大,總體則窄而長; 值小,總體則寬而短.可見, 值選擇得當,會使總體尺寸長寬適稱,外形美觀且可得到尺寸小,重量輕的綜合效果.
1.值選取的一般原則
(1)n值高時, 取較小值;反之取較大值;
(2)排出壓力高時, 值取大值,反之取小值.
2.值選取的選取范圍
值的一般取值范圍是=1.0~3.5.當n值很高時有的取=0.8.對于高壓或超高壓泵，值可能大到=5~7.各種計量泵的傳動端多為傳動兼行程調節(jié)的機構,根據(jù)這種機構的不同特點, 值范圍也最寬.按目前見到的計量泵, 值范圍可達=0.1~10.0.由于本設計中壓力和排量均為中等參數(shù).故取,則由已確定的D值.可求出S值,即:
其中D=40mm可求得S=60mm.
由公式:
式中
.
則有: 可求得n=376r/min.
限制n不可過高:
概括的講,限制n不可過高的主要原因是液缸內的空化和易損件壽命.一般講,所有的往復泵都不能均勻的輸送介質.由于柱塞的不等速運動,傳遞給被輸送的介質,使得介質在泵的吸入和排出過程中產生加速和減速運動,從而增大了液缸內壓力的變動.
在吸入過程中,介質的加速運動造成液缸內壓力進一步下降;減速運動則造成液缸內壓力有所上升.在吸入過程的前半程,吸入管內液體處于加速運動.如果液缸內壓力因此而降到低于該介質相應工作溫度下的汽化壓力時,該液體介質就開始汽化,從而造成液缸內的空化和氣蝕,致使吸入過程充滿不良.這不僅使泵的吸入性能降低,而且產生了介質與柱塞的脫流.在吸入過程的的后半程,柱塞轉為減速運動.這時,已經脫流并處于加速運動的吸入側介質將很快追上柱塞,造成水擊致使泵機組和管路系統(tǒng)產生噪音和振動,加速機件的損壞.
排出過程中也有類似情形,如果n過高,在排出過程前半程,排出側介質處于加速運動時,液缸內壓力將進一步增大,活塞力也將隨之驟增,不利于個受力件的疲勞壽命;在排出過程后半程,柱塞又轉入減速運動,這時如果排出側介質加速運動甚大,也將使介質與柱塞脫流.其結果就可能導致過流量現(xiàn)象的產生.如果泵的排出管沒有設止回閥,則當柱塞到達排程死點在返回吸程時,也會造成水擊. 凡是有利于提高泵的吸入性能和易損件壽命的措施,都有利于提高n值.但是,無論哪一種措施,其效果都是有效的.
3.提高n的幾種途徑
(1)減小連桿比
在結構允許的條件下,應盡可能減小連桿比.這樣可使柱塞速度曲線盡可能接近正弦曲線,減小加速度. 取值一般應使.
(2)取較小的程徑比S/D.
在結構允許的條件下,應取較小的.因為此時雖然n較高,但不會超出允許值.但是,這一條對于高壓泵卻很難做到.因小,D就要大,活塞力也要大,這對泵總體是不利的.為此,當較小而n又較高時,往往采用多缸泵.這樣就可既保持較小的,又不致使D值過大.
(3)采用多缸泵
多缸泵可使排出管內流量不均勻度減小,慣性水頭也減小了,故有利于提高n..
(4)盡可能減小余隙容積
液力端設計時,可采用直角式或直通式液力端.特別是排出壓力很高,介質里含氣量大或介質可壓縮性大時,更應如此.
(5)流到應阻力小
液力端流道應盡可能減小斷面突變,流道應光滑;管路系統(tǒng),特別是吸入管路系統(tǒng)應盡可能減小拐彎、閥門、接頭,力求短而直,內徑也不可太小,內表面應光滑.
(6)增設吸入和排出空氣室、減小流量不均勻度.
(7)吸入側設置前置灌注泵,行程有壓進口.但這樣將使輔助設備增多,使用維護量也增大.
(8)改善柱塞密封和泵閥關閉后密封性能,減小漏損,提高使用壽命;
(9)合理設計泵閥結構、力求減小泵閥開啟阻力和關閉滯后角,減小關閉沖
擊,提高泵閥的使用壽命.
4.n值選取的一般原則
(1)柱塞直徑大,程徑比大,連桿比大的,n應取低值;反之,可取較高值;
(2)吸入性能要求高的泵,應取較低的n值;反之可取較高的n值.因為,提高
泵吸入性能雖然有許多途徑,但最有效的途徑還是降低n值;隔膜泵要比柱塞泵取較低的n值,因為前者的隔膜是在撓曲變形下工作.
(3)油隔離泵的n值不可過高,否則就破壞了”油隔離”作用;
(4)直接作用泵應比機動泵的n值低.
(5)單缸泵應比多缸泵的n值低;
(6)短期、間斷性工作的泵,n可高些;長期、連續(xù)工作的泵,n值應低些;
(7)臥式泵應比立式泵的n值低些.
2.1.4吸入和排出管內徑的選取
這兩值的選取主要取決于吸入、排出管內介質的流流和.、過大,水力阻力損失過大,消耗的能量多,泵的吸入性能差,而且容易產生液缸內的空化和氣蝕以及泵的過流量現(xiàn)象; 、過小,管路和液力端尺寸較大.在往復泵中,通常要限制、值,尤其是值限制更重要.一般取值范圍是: =1~2m/s, =1.5~2.5m/s.對排出壓力高的泵, 值可取得更大些;對于吸入性能要求高的泵或輸送高粘度介質的泵, 應取較小值,通常只取上述的一半左右.當泵的流量較小,對吸入性能又無特別限制時,為了制造方便,互換性好,常常采用同一的、值,即取.
、選定后, 、即可確定:
式中
由其中.即則:；
；
經元整后取。
2.2 創(chuàng)新方案的確定
普通的乳化液泵吸排液過程由吸液閥、排液閥、卸載閥和安全閥構成。當乳化液泵使用結束，柱塞向右移動時，缸體內容積變小，乳化液受柱塞擠壓而壓力升高，從而使排液閥打開，乳化液被擠出缸體，經主進液管而輸送到工作面支架。卸載閥的作用是當工作面支架不再需要壓力液而泵仍在運行時，泵排出的壓力液通過卸載閥直接流回乳化液箱，使泵在卸載狀態(tài)下工作。當高壓管道堵塞或自動卸載閥失靈時，安全閥起最后一道保護工作。卸載閥開啟時，需要液壓力大于先導閥彈簧力，當主閥上部的液壓力加上彈簧作用力大于主閥下部的液壓力，主閥處于關閉狀態(tài)。所以乳化液泵卸載過程中仍受彈簧作用力的影響，無法全卸荷卸載。為了既能工作狀態(tài)中的正常使用，又能實現(xiàn)全卸荷的功能要求，需在泵頭進行改裝。在泵頭中心孔打通并加裝螺紋和螺母加固夾緊。在中心孔管道上安裝高壓常閉式電磁閥和液流傳感器，電磁閥是由液流傳感器控制，當工作面不用液壓時，液流傳感器輸出信號，電磁閥開啟，壓力液從缸體直接流回油箱，而電磁閥由電信號控制，卸荷與彈簧力無關。這樣，乳化液泵達到全卸荷的目的。
2.3原動機的選擇
1.泵的有效功率
kW
式中
則: kW
2.泵的軸功率(輸入功率)
kW
式中
泵的效率用計算方法很難確定,只能用實驗方法確定.在泵的設計時,通常要根據(jù)泵的結構型式和參數(shù)以及加工質量等預先選取.一般的選取原則是,當泵的流量大、壓力低、介質含氣量較少、制造質量高的泵,可選取較大值;反之則取較小值.電動泵的效率,低于直接作用泵的效率.電動泵的效率范圍是=0.60~0.90.
3.原動機功率
原動機功率為: kW
式中
由于泵的效率已包括了泵的傳動機構的摩擦損失,所以泵的傳動裝置效率只與泵的減速機構的機械損失有關.當采用平皮帶傳動時, =0.92~0.98;三角皮帶傳動時, =0.90~0.94;齒輪傳動時, =0.94~0.99(閉式);蝸桿傳動時, =0.70~0.90(閉式).
則: kW
考慮到往復泵的流量是脈動的,泵的載荷也是脈動,泵的瞬時功率和平均功率差別較大而且不同類型泵,其差別程度也不同,特別是單聯(lián)泵,二者差別最大.此外,象柱塞密封處的機械摩擦損失和容積損失等也很難精確確定.為了使泵在實際運轉中不致超載,常常在選擇原動機時,還要留有一定的富裕量,把這一富裕量稱為儲備系數(shù).實際原動機功率則應為:
kW
表（2－1） 儲備系數(shù)的選取
泵的型式
蒸汽原動機(PS)
電動機(KW)
≤1
≤2
≤5
≥5
≤2
≤6
≤10
≤20
＞20
直動泵
機動泵
2
1.5
1.2
1.1~1.2
2
1.5
1.25
1.15
1.10
計量泵
2
2
1.5
由于電動機功率大于20kW故=1.10。
則: kW，即所選電機為:YB250M-4 ，電機功率:55kW; 電壓:1140/660V; 電機轉速:1480r/min;效率:92.6%。
第三章 乳化液泵系統(tǒng)傳動設計
3.1曲軸的結構設計
3.1.1設計的基本原則
1.曲軸各部位的尺寸和形狀應在保證強度和剛度的條件下確定,不影響強度和剛度的部位只要是制造工藝允許并易于實現(xiàn)的就應去掉,以利于減輕曲軸重量.另外,工作表面尺寸的確定還應考慮到相關件尺寸和尺寸數(shù)列的標準化,最后進行圓整;初步設計時,曲軸主要尺寸可根據(jù)柱塞力量級相同的同類型泵選定,爾后經強度和剛度校核后再行校正；
2.曲柄、曲柄銷形狀和尺寸,曲柄半徑,曲柄間錯角以及曲柄銷軸間間距應均勻等,兩主軸頸間距距離也應盡可能減小并力求對曲軸幾何中心是對稱的以利于泵運轉時慣性力和慣性力矩的平衡；
3.曲軸個工作表面,過渡圓角在條件允許時應力求做好表面硬化處理并應有足夠的尺寸精度和表面光潔度以減小應力集中,提高工作表面耐磨性和疲勞強度；
4.曲軸各部位形狀選擇還應考慮到制造和拆裝、維修方便。
3.1.2主要尺寸的初步確定
曲軸主要尺寸取決于曲軸上的作用力,力矩和曲軸軸頸間距等.初步設計時可按柱塞力量級相同的同類型泵進行比較或按柱塞力由經驗公式決定曲柄銷或主軸頸尺寸,爾后再根據(jù)結構需要確定其他尺寸,最后經強度和剛度校核后再加以修改.
1. 曲柄銷直徑確定
曲拐軸的曲柄銷直徑D可按下述經驗公式初步確定:
mm
式中 N.
式右端根號前系數(shù)選取:當柱塞力小,行程(或曲柄半徑)短,聯(lián)數(shù)少或聯(lián)數(shù)雖多但中間有支撐,曲軸材料許用應力高,主軸承承載能力強,且允許傾角大時,可取值偏小;反之則取值應偏大.此處取根號前系數(shù)為6.
最大柱塞力:
N
式中
則:
可得:
2. 主軸頸可按下式確定
mm. 取mm.
一般曲拐軸主軸頸處變形傾角最大,故應考慮到主軸承傾角允許值且應根據(jù)主軸承內徑進行圓整,此外,當確定主軸頸尺寸時,還應顧及到軸頸重疊度,應盡可能避免等于零或接近于零甚至于小于零的情況，如圖3-1。
圖3-1 軸頸的重疊度
3. 曲柄厚度t可按下式確定
mm. 取，
式中 mm
圖3-2 曲柄結構
確定曲柄厚度t時應顧及到曲柄長度方向上的其它尺寸.t值還取決于曲柄寬度和軸頸重迭度.較大的h對應較小的t,較小的h對應較大的t.當較大時,t值可取小些而不致影響曲柄的強度和剛度，如圖3-2。
4. 液缸中心距a的確定
mm
式中
則：mm.
5. 曲柄寬度h的確定
mm取
為減小機加工量,鍛造曲軸宜取小值,鑄造曲軸宜取大值
表3-1 曲軸的主要結構尺寸
序號
名稱
代號
單位
公式、參數(shù)的選擇和計算
備注
1
最大活塞力
P
N
已知
2
銷曲柄銷直徑
D
mm
3
主軸頸直徑
mm
4
曲柄半徑
r
mm
5
校核軸頸重疊度
(1)兩相鄰曲柄銷處
(2)主軸頸與曲柄銷處
6
連桿大頭軸瓦寬度
b
mm
7
曲柄銷長
L
mm
連桿大頭采用薄壁區(qū),以小頭定位.
8
曲柄厚度
(1)長臂
(2)短臂
t
mm
9
曲柄寬
h
mm
因曲柄為圓形、最大寬度即為圓直徑.
10
校核液缸中心距
a
mm
3.2連桿的結構設計
3.2.1一般設計要求
1.連桿應具有足夠的剛度和強度,工作時不致破裂和彎曲變形;
2.大、小頭結構合理,適應裝配有足夠承載能力的軸瓦或軸承;
3.在滿足上述條件下,應盡可能選取合理的外形、斷面尺寸、減輕重量,即可減少運動質量也有利于加工制造和拆裝。
3.2.2連桿定位
連桿定位是用來限制連桿在工作時垂直于連桿體中心線方向的竄動的,定位方式分為大頭定位和小頭定位兩種.
大頭采用厚壁軸瓦或小頭采用球面連接時,適合于大頭定位;大頭采用薄壁瓦時,因沒有翻邊,故不適合大頭定位,特別是大頭為閉式結構、內裝滾動軸承時,不便于大頭定位,多采用小頭定位.
1.大頭定位
采用大頭定位時,以大頭厚壁瓦兩端面作為定位面,由端面和曲柄銷兩側配合端面之間的間隙來限制連桿的竄動,間隙大小應考慮到機體加工的形位公差,傳動端裝配公差以及曲軸因熱膨脹引起的軸向移動,一般可取0.2~0.6mm.大頭定位時,小頭處應允許有較大的竄動,一般小頭襯套或小頭端面與十字頭體兩側配合面間間隙可取2~6mm。
2.小頭定位
小頭定位與大頭定位情形相反:以小頭襯套端面或小頭端面作為定位面,通過該端面與小頭體兩側配合端面之間的間隙來限制連桿的竄動,間隙取0.2~0.6mm.而在大頭處則允許較大竄動,間隙取2~6mm。
3.2.3連桿長和連桿比的選擇
連桿長是指連桿大頭和小頭孔的中心距.連桿比是指曲柄半徑r與連桿長之比().曲柄半徑即為柱塞行程長度之半.當已知柱塞行程后,可根據(jù)連桿比確定連桿長度,連桿的比值一般應使。
3.2.4連桿寬度
為便于加工,通常連桿的大、小頭寬度相同,只有當小頭寬度受十字頭尺寸限制時,才把小頭寬度取的略小些.連桿寬度B通常按連桿軸瓦寬度b,由下列經驗公式選定:
mm
其中b值,當采用大頭定位時:為大頭軸瓦(一般為厚壁軸瓦)寬度;當采用小頭定位時,則b為十字頭襯套寬度。
3.2.5桿體的連桿蓋結構尺寸確定
1.桿體中間截面尺寸
(1)桿體中間截面的當量直徑按下列經驗公式確定:
mm
式中
式右端前系數(shù)的選取:當桿體截面為工字形時取2.2~2.5:當截面為圓形時取2.5~2.8.
即： mm.
(2)桿體中截面尺寸的確定:
桿體中間截面面積為,當桿體截面為圓形時,雖然即為中截面直徑,當桿體截面為矩形時,中截面高為,寬為;當桿體截面為工字形時,中截面高,寬。
2.桿體截面尺寸的變化
桿體截面尺寸通常是沿桿體中心線成直線變化,由中截面向大頭方向逐漸加大,向小頭方向逐漸減小且使得桿體兩端,處的截面面積平均值等于中截面面積. ,分別距小頭和大頭中心距的距離為、,其值選取如下:
桿體截面為工字形和矩形時,一般桿體寬度不變,高度則變化:
式中
。
3.連桿大頭尺寸
截面面積為:
連桿大頭蓋截面和大頭與桿體連接截面的面積和,通?？扇〈嗤?則,如果分別選取時,可取: 。
4連桿小頭尺寸
連桿小頭處的截面是連桿的最小截面,其面積可取，單作用泵,
,當桿體截面為圓形時, 取小值;當桿體截面為工字形時, 取大值,當連桿小頭的和截面選取情形和大頭相似,一般可取.
表3-2 連桿主要結構參數(shù)
序號
名稱
符號
單位
公式參數(shù)的選擇和計算
備注
1
最大柱塞力
N
見曲軸結構設計計算
2
曲柄半徑
mm
行程長,已知
3
連桿比
4
連桿長度
mm
5
曲柄銷直徑
mm
見曲軸結構設計計算
6
大頭孔直徑
mm
7
十字頭銷直徑
mm
8
小頭襯套內徑
mm
9
小頭襯套寬度
mm
10
小頭襯套厚度
mm
11
小頭孔內徑
mm
12
桿體中截面當量直徑
mm
13
桿體中截面面積
mm
14
桿體中截面高度
mm
15
桿體最小截面距小頭中心線距離
mm
16
處截面高度
mm
17
桿體最大截面距大頭中心線距離
mm
18
處桿體截面高度
mm
19
連桿寬度
mm
20
大頭蓋截面面積
21
大頭蓋截面厚度
mm
22
刀頭蓋截面厚度
mm
23
桿體與大頭連接截面厚度
mm
24
小頭截面面積
25
小頭截面厚度
mm
26
小頭截面厚度
mm
27
小頭截面厚度
mm
28
小頭側壁臀中心線距離
mm
29
連桿螺栓外徑
mm
30
連桿螺栓定位凸徑
mm
31
連桿螺栓頸部直徑
mm
32
連桿螺栓定位凸徑長
mm
33
連桿螺栓孔的中心距離
mm
34
連桿螺栓在大頭螺栓孔內的長度
mm
mm
3.3十字頭結構設計
十字頭在其滑道里做直線往復運動,具有導向作用.通過十字頭把作搖擺運動的連桿和作往復運動的柱塞以鉸鏈形式連接起來并起著力的傳遞作用.
3.3.1十字頭的結構型式
1.銷連接十字頭
連桿小頭和十字頭之間用十字頭銷來連接的,稱為銷連接十字頭.銷連接十字頭又可分為閉式和開式兩種結構型式:連桿小頭位于十字頭體內的,稱為閉式結構;當連桿小頭為叉形并位于十字頭體外時,稱為開式結構.后者因叉形部分較寬、結構笨重,很少采用,只有在某些立式或V型泵中,為了降低泵的高度才采用,往復泵中,大多采用閉式結構。
2.球面連接十字頭
當連桿小頭為球形并通過裝在十字頭體內的具有球形凹面的球面墊,以球鉸鏈形式把連桿小頭和十字頭連接起來的,稱為球面連接十字頭,球面連接十字頭僅使用于單作用泵.特點是:自動調心性好,可避免因加工和裝配誤差引起的偏心和不同心,有利于延長柱塞密封的使用壽命,工作也較為可靠.但是,其結構較復雜,零件數(shù)增加而球面加工也較復雜。
3.3.2十字頭體與滑履的連接形式
1.整體式
用耐磨材料制成十字頭或在十字頭體滑履上直接澆注軸承合金而不另加滑履的十字頭,稱為整體式十字頭,不澆注軸承合金的整體式十字頭,結構簡單、制造方便、重量輕、價格便宜,故廣泛用于中小型往復泵.但這種結構不能調整十字頭與滑道之間的間隙,磨損后使十字頭與柱塞的不同軸度增大,影響泵的密封使用壽命,因此大型泵采用不多;澆注軸承合金的整體式十字頭,可以減輕重量、增加比壓,可用于中型或大型往復泵上,也可用于每分鐘往復次數(shù)較高的泵上。
2.分開式
十字頭體和滑履分開并用螺栓連接在一起的可拆式十字頭,稱為分開式十字頭,分開式十字頭的軸承合金澆注在滑履上,通過改變滑履與十字頭體間的墊片組厚度來調整十字頭與滑道之間的工作間隙.磨損后可以復用,也避免了把十字頭體作為易損件,使用也較為經濟.缺點是結構較笨重、加工較復雜,故一般只用于大型泵。
3.3.3十字頭與柱塞的連接方式
1.剛性連接
錐螺紋連接,因錐螺紋對對中性要求不高,故拆裝較方便;圓柱螺紋連接,結構簡單、重量輕,為中小型泵所常用.缺點是:因加工、裝配誤差容易使柱塞與十字頭兩螺紋中心線產生偏斜,影響工作性能并造成拆裝困難.因十字頭和柱塞承受交變載荷,故采用螺紋連接時均需加防松措施,即可采用單螺母拼緊防松,也可采用雙螺母并由緊定螺釘防松.因此,后者防松措施較為可靠并可避免在十字頭上加工螺紋,保護十字頭體不致?lián)p壞,但后者結構較復雜零件數(shù)目也增多了;銷連接,結構簡單、拆裝方便,工作時還可起到防止泵過載時損壞其他機件的作用,銷子應選擇韌性好的材料并有一定的表面硬度,常用低碳鋼表面滲碳淬火或用中碳鋼制造.因銷子要較大的交變載荷、剪切應力也較大,故銷連接一般僅用于小型泵。
2.浮式連接
浮式連接是通過柱塞尾部環(huán)狀槽里的對開環(huán)和螺母把它和十字連接在一起的.因對開環(huán)和環(huán)形槽有微小間隙,故稱為“浮式”連接.浮式連接可分為平面連接和球面連接,平面連接有利于拆裝,而球面連接具有良好的自動對心性,結構多用于中、小型整體式十字頭。
3.3.4十字頭設計要求
1.導向性能好、工作表面應具有足夠的耐磨性和承載能力;
2.在滿足強度和剛度條件下,重量應盡可能輕;
3.結構應力求簡單,與柱塞、連桿小頭連接應牢固可靠、便于拆裝和維修。
3.3.5滑履尺寸的確定
1.滑履直徑的確定應考慮以下因素
(1)活塞力較大的泵,十字頭工作面正壓力相應也較大, 應取較大值,反之取小值;
(2)當選連桿比較大時擺角也較大,為防止連桿擺動時與滑道或十字頭體相碰應取較大;
(3)為了減小往復運動質量和拆裝方便, 應盡可能取小值。
滑履直徑可根據(jù)如下經驗公式確定:
式中 當較大而且較大時,應取較大值,反之取小的值。
2.滑履長度和寬度
滑履長度和寬度取決于載荷大小,一般由下式確定:
3.滑履合金層厚度
當十字頭工作表面需澆注軸承合金時,一般可取合金層厚度為t=3~5mm。
4.滑履油槽
滑履或十字頭工作表面,一般應開設油槽.油槽應開在工作表面中部,勿使油槽與端面和側面貫通.如果貫通,就會加速端泄,降低潤滑效果和承載能力。
3.3.6十字頭體主要尺寸的確定
1.十字頭銷孔座壁厚s,當十字頭體材料為鑄鋼或球墨鑄鐵時,一般取:
式中
2.十字頭體壁厚
3.4機體的結構設計
機體形式劃分,一方面可按泵的總體結構型式的需要分為:臥式、立式、對置式、角度式等機體;另一方面則根據(jù)機體上的主軸承座孔是否剖分而分為閉式和開式兩種.閉式機體的軸承座孔置于機身上,為一整圓;開式機體的軸承座孔通常是中開式的為兩個半圓.
3.4.1機體結構設計的一般原本則
1.應有足夠的強度和剛度,在此前提下,力求重量輕；
2.結構上力求簡單,外形力求美觀.鑄造和機加工工藝性能應良好,在結構上要設計有便于制造、加工的基準面,以便能較好的保證各加工表面的幾何形狀、尺寸精度和形狀位置公差,不必要的加工表面應力求減小、簡化工裝、縮短生產周期,降低成本；
3.便于曲柄機構和傳動機構的拆裝、調整和檢修,便于機體內部的清洗和潤滑油的排放和更換；
4.機體底部應有足夠的承重面積,盡可能降低重心,保證其承載能力和泵運轉時的穩(wěn)定性。
3.4.2機體主要結構尺寸的確定
1.主軸承座孔直徑
當主軸的主軸頸尺寸確定后,即可選擇合適的主軸頸,主軸承孔的尺寸取決于主軸承外徑. 180mm。
2.十字頭滑道尺寸
(1)十字頭滑道孔徑,當有滑道襯套或十字頭導板時, 即與滑道襯套或導板的外徑相同;當無滑道襯套或導板時, 即與十字頭滑履直徑名義尺寸相同. =16cm。
(2)滑道寬度B，滑道寬B一般與十字頭滑履寬度相同或略小,當上下滑道表面為圓弧時,通?？扇A弧面中心角為。
(3)滑道長
式中
3.相鄰兩滑道軸線間距離a,a值確定主要取決下列因素:
(1)泵液力端上最大缸套直徑或柱塞填料箱外徑;
(2)十字頭滑道孔徑和連桿大頭的寬度;
(3)與泵吸入和排出閥尺寸相關的液缸尺寸;
(4)機體內零、部件裝拆、維修的需要.
對三聯(lián)單作用泵:
式中
4.主軸承座孔中心線距底平面高H
確定H時,應考慮到機體的剛度、曲柄連桿機構和傳動機構的運轉空間,在機體內儲存潤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,并應力求降低重心.一般可依據(jù)主軸承座孔直徑來選定。
對一般臥式泵:
mm
對液力端的吸入集合管只允許布置在機體底平面以上的臥式泵:
mm
對于立式泵或在傳動端內有傳動齒輪等傳動機構的臥式泵,H值應依具體情況確定,本設計取H=320mm。
3.4.3機體壁厚確定
機體各零件的壁厚應力求均勻,各板壁連接處應有較大的過渡圓角.盡可能避免局部肥大和壁厚不均,以減小鑄造應力,提高成品率.
機體壁厚值通常可根據(jù)泵的最大柱塞力P來選取,但是,當柱塞力很小時,往往只要有很小的壁厚,即可滿足強度和剛度的要求,此時柱塞力已不是決定壁厚的主要因素了,這時起決定因素的卻是機體的鑄造工藝水平.即往往是因為鑄造工藝的要求,不得不使壁厚加大.在這種情況下,應力求提高鑄造工藝水平,減小壁厚,以期使整機重量減輕.反之當柱塞力很大時,往往只靠增加壁厚卻不能滿足強度需要,尤其是不能滿足剛度的需要.這時,主要措施是在適當位置增設加強筋.
機體上的滑道壁厚:
式中 取決于柱塞力的大小由前面已知,取=15mm.
機體托架與液缸連接壁厚及機體底面地腳螺釘孔處的厚度:
3.5曲軸的受力分析計算
曲軸受力十分復雜,除了作用在曲軸上的重力是恒定不變的,其余如連桿力、慣性力,原動機驅動扭矩、支座外力、個聯(lián)間的縱向、橫向、扭轉振動慣性矩等都將隨轉角的變化而變化.此外,曲軸還要受到支座變形、加工不同軸度、使用中因軸頸磨損等因素造成的附加載荷.要想把曲軸所有受力情況均考慮進去,是很難做到的.在實際分析、計算時,常常是忽略那些次要因素,抓住主要因素予以考慮.為此,在分析、計算曲軸受力時,通常做下列假設:
1.把多支承曲軸看做是以主軸承中點分開的分段簡支梁并把曲軸視為絕對剛性系統(tǒng);
2.把主軸頸中點既看成是支撐點,又看成是集中支反力的作用點;
3.連桿力和旋轉慣性力(或徑向力和切向力),看成是集中力并作用在曲柄銷中點;
4.略去除作用在軸頸上的其它各聯(lián)間作用力的影響,也略去因加工精度,裝配質量以及因使用后磨損、熱變形等造成的附加載荷。
除此之外,當柱塞力很大時,在計算時也可略去重力和摩擦力,在做了上述假設后,往復泵用的曲軸一般均可簡化成兩支點單拐(懸臂梁或簡支梁)兩支點雙拐和兩支點三拐三種情形。
在上述若干假設條件下,作用在兩支點三曲拐曲軸上的力計有:作用在曲柄銷中點的集中力-切向力 和徑向力(或連桿力和旋轉慣性力);作用在主軸頸上的支反力,;作用在輸入端主軸頸上的總扭矩.
如果輸入端是經皮帶輪減速傳遞扭矩的,還附有作用力;如果在主軸后端拖帶轉子型油泵時,還有附加扭矩.這個力和力矩,本設計中沒有皮帶輪固可不計此力.
切向力、徑向力、支反力 ,以及軸前端載荷均是作用在曲軸上的外力,總的輸入扭矩則是作用在曲軸上的外力矩.這些力和力矩都是曲柄轉角的函數(shù),時刻在變化著.若假設第一曲柄轉角(從軸前端看,順旋轉方向) ,則第二曲柄轉角為,第三曲柄轉角.通用公式中用和、表示、、，、、，、、.在計算時,沒有計入軸前端載荷(),略去了重力和摩擦力,同時,考慮吸入壓力與排出壓力相比,相差很大,故計算時取.這樣一來,當三聯(lián)泵任意柱塞處于吸程階段(<<)時,其活塞力=0;當任意柱塞處于排程階段(<<),其柱塞力且是一常量;當任意柱塞處于前、后死點(=或=,不考慮運動副的間隙),柱塞力將有一突變或由=0突增到,或相反.由此可知,對三聯(lián)單作用泵,當任一柱塞處于死點位置時,對應該柱塞的曲柄銷力,等應計算兩個值,相應的支反力以及以后要計算的各截面內力也將出現(xiàn)兩個值。
作用在任一曲柄銷上的外力,等,可參看，圖3－3：
圖3－3 曲柄受力分析
作用于主軸頸上的支反力,以及力矩和本設計的曲軸尺寸：
圖3－5 曲軸尺寸
表3－4 三拐曲軸外力計算公式、分解公式及計算結果(φ=時)
作用力名稱
符號
作用點
計算公式
往復慣性力
十字頭銷中點
旋轉慣性力
曲柄銷中點
柱塞力
柱塞端
綜合柱塞力
十字頭銷中點
連桿力
沿連桿中心線
徑向力
曲柄銷中點
切向力
曲柄銷中點
輸入扭矩
輸入銷主軸軸頸
、在坐標z向的投影
各曲柄銷中點
、在坐標y向的投影
各曲柄銷中點
軸前端c點的載荷
輸入端軸頸最小直徑處
軸前端A點的支反力
軸前端主軸頸中點
[
]
[
]
軸尾端B點的支反力
軸尾端主軸頸中點
[
]
[
]
支反力在垂直于曲柄中線方向的投影
同
同
支反力在平行于曲柄中線方向的投影
同
同
在垂直于曲柄中線方向的投影
同
在平行于曲柄中線方向的投影
同
、在垂直于曲柄③中線方向的投影
曲柄銷Ⅰ的中點
、在垂直于曲拐③中線方向的投影
曲柄銷Ⅲ的中點
、在平行于曲柄③中線方向的投影
曲柄銷Ⅰ的中點
、在平行于曲柄③中線方向的投影
、在垂直于Ⅰ、Ⅱ曲柄銷中線連線方向的投影
第一曲柄銷中點
、在垂直于Ⅲ、Ⅱ曲柄銷中線連線方向的投影
第三曲柄銷中點
正方向規(guī)定
計算舉例
備注
使連桿受拉為正
955.84
-477.962
-477.962
曲柄受拉為正
1137.82
1137.82
1137.82
柱塞受拉為正
-47728
-47728
-47728
=0
連桿受拉為正
-8712.58
955.864
-9780.9
-356.12
連桿受拉為正
-8712.58
955.864
-9890.5
-360.12
查[6]
表4-4
沿曲柄中線背離旋轉中心為正
-7829.25
159.57
7045.42
1107.69
查[6]
表4-6
垂直于曲柄中線反旋轉方向為正
-8712.58
955.864
7736.35
-281.68
查表4-5
順旋轉方向為正
5019.18
與坐標z軸正方向相同時為正
7829.25
1595.57
2190.00
-818.45
與坐標y軸正方向相同時為正
-7829.25
1595.57
-10222.58
-797.78
同,
附加載荷=0
與坐標y軸正方向相同時為正
11197.92
4108.86
與坐標z軸正方向相同時為正
-913.8
同,
7651.66
5315.94
-501.05
構成對對應曲柄銷的扭矩,順旋轉方向為正,而則相反
-913.8
-913.8
-9240.75
-3101.45
10154.58
4015.29
501.05
501.05
6376.00
4353.22
6877.06
4854.26
平行于曲柄中線,與正方向相同時為正
11197.92
4108.86
-6390.36
-2845.8
-4807.5
-12929.69
7651.66
5315.94
-4259.75
-3091.89
-3391.91
-2224.05
同
例中=0
同
順旋轉方向為正
6780.33
-1381.85
順旋轉方向為負
-1100.12
平行于曲柄中線與正方向相同時正
3914.63
-797.78
同上
-309.91
構成對第二曲柄銷的扭矩,順旋轉方向為正
3914.63
-797.78
與情形相反
-797.78
每隔時計算的支反力、、、的結果如表3－5：
表3－5 兩支點三曲拐曲軸支反力的計算結果
0
60
120
180
240
300
360
1197
4108
4188
6524
7045
2336
2860
9949
10028
7693
7089
11802
11198
4019
-931
-524
39.5
-167
1271
-1430
-913
7651
5315
5236
12325
11802
7089
6564
8900
8822
1733
2336
7048
7652
5315
-501
-890.1
-1477
-1248
-144.1
16.0
-501
支反力和轉角的關系如圖3-6:
圖3-6 支反力、和轉角的關系
3.6曲軸強的校核
由于曲軸是承受交變載荷,其破壞形式多半是由疲勞引起的,因此,在通常的情況下,應按疲勞強度校核,但是,在實際計算過程中則可采用如下方式;為了簡化計算過程,往往把曲軸所受載荷看成是內應力幅等于最大內應力的對稱循環(huán)載荷略去應力集中和尺寸系數(shù)對計算結果的影響而代之以選用較大的安全系數(shù),這樣就可使復雜的疲勞強度校核具有靜強度校核得簡單型式,即用靜強度校核代替疲勞強度校核.
由《往復泵設計》中對三曲拐曲軸的各截面受力分析可知,對于兩支點三拐曲軸靜強度校核截面通