〔大学论文〕XQB小型泥浆泵的结构设计（含word文档） .pdf

摘要摘要 灌用泥浆泵被广泛的应用在水库大坝、煤矿巷道、隧道灌浆、高速公路 边坡维护、建筑地基加固等场合，随着国民经济的发展，此类泥浆泵的需求 量也越来越大。近年来，灌用泥浆泵的研制和发展也越来越快，但其也存在 着许多的问题：一是此类泥浆泵的平均无故障的工作时间较短，最多也就几 个小时；二是重量和体积普遍较大，野外搬运不便；三是更换密封件的时间 较长。针对以上问题的提出，本次设计有了具体的解决措施，解决密封件寿 命短的问题，关键是选择合适的密封材料和合理的结构形式；为了使泵的整 体重量减轻， 就要彻底放弃传统的减速方式， 取而代之的是先进的减速方式， 本此设计选用的是行星减速器大传动比降速， 并将行星减速器置于大带轮中， 既能够达到降速的目的，又能够减轻泵的总体重量。 关键字：关键字：密封件 行星减速器压力流量柱塞 abstractabstract fed sludge pump is widely used in the application of dam reservoirs, coal mine, tunnels filled, length of the highway, construction of foundation reinforced, and so on, with the development of the national economy, the demand of such sludge pump is also growing. in recent years, fed by sludge pump research and development is growing fast, but there are still the existence of many problems : first, the average no-fault sludge pump shorter working hours, up to several hours; second,theweightandsizegenerallylargerfieldhandling inconvenience; third is the replacement of sealed pieces over a longer period of time. responding to the above questions, this design has specific solutions to address the short life of the sealed, the key is to choose suitable materials and sealed reasonable structure; in order to make the overall weight pump, we must completely abandon the traditional slowdown, replaced by advanced slowdown, the design chosen is the large transmission planetary reducer than paved, and under great dailun planetary reducer, both can be achieved faster purposes, and to reduce the overall weight pump. keykey: : sealed piecesplanetaryreducer pressureflowpiston 目目录录 摘要摘要.1 abstractabstract.2 目目录录.3 前前言言.5 第一章第一章 泵的总体设计泵的总体设计7 第二章第二章 原动机的选择原动机的选择9 第三章第三章 吸浆管与排浆管的选择与直径计吸浆管与排浆管的选择与直径计算.12 第四章第四章 泥浆泵零件选择及其强度的计算泥浆泵零件选择及其强度的计算.13 4.14.1 机架机架 13 4.24.2 泵体泵体 13 4.34.3 连杆十字头连接处销子强度的计算连杆十字头连接处销子强度的计算.14 4.44.4 柱塞上螺纹强度计算柱塞上螺纹强度计算. 16 4.4.14.4.1 螺纹的选择和强度校核螺纹的选择和强度校核16 4.4.24.4.2 螺纹连接的防松方式的选择螺纹连接的防松方式的选择17 4.54.5 泵体壁厚强度计算和选择泵体壁厚强度计算和选择18 4.64.6 空气室容积及强度计算和选择空气室容积及强度计算和选择.18 4.74.7 减速器的选择和计算减速器的选择和计算. 20 4.84.8v v 带传动的计算带传动的计算.23 4.94.9 轴的设计和强度校核轴的设计和强度校核. 26 4.9.14.9.1 估算轴径估算轴径 d d.27 4.9.24.9.2 轴的受力分析轴的受力分析.27 4.9.34.9.3验算轴径验算轴径31 4.104.10 轴承选择轴承选择.31 4.10.14.10.1 轴承寿命计算轴承寿命计算 32 4.10.24.10.2 静载荷计算静载荷计算.32 4.114.11 轴上键的选择轴上键的选择33 4.11.14.11.1 平键的选择平键的选择33 4.11.24.11.2 平键的强度校核平键的强度校核. 33 4.11.34.11.3 花键的选择花键的选择34 4.11.44.11.4 花键的强度校核花键的强度校核. 34 4.124.12 活塞密封圈的选择活塞密封圈的选择.34 4.13.4.13. 泵的润滑泵的润滑35 第五章第五章 泵的使用和维护泵的使用和维护36 5.15.1 用途用途36 5.25.2 结构结构36 5.35.3 安装安装36 5.45.4 维护与保养维护与保养37 第六章第六章 xqb75/3.5xqb75/3.5 型泥浆泵型泥浆泵的经济可行性分析的经济可行性分析 38 第七章第七章 结结论论 39 参考文献参考文献.40 附录附录 1 1 1 1 专题专题41 附录二附录二 外文翻译外文翻译49 英文文献英文文献 49 中文翻译中文翻译 60 致谢致谢.68 前前言言 灌用泥浆泵是一种新型的非标准工程机械，走向市场至今已有多年的历 史。可是，直到今天，仍然没有一种较理想的机型来满足用户的需求。流行 在市场上的灌用泥浆泵种类很多，但都存在着柱塞的密封件不耐磨的致命缺 陷，使用寿命最长不超过 60 小时。更换密封件需投入大量的人力、财力， 用 户难于承受。其次，泵的结构大多数复杂、笨重、体积大；野外露天作业进 隧道施工搬运困难。为了解决这些问题，一种新型的体积轻便、使用寿命长 的灌用泥浆泵的研制和开发就显的尤为重要。 目前，在世界范围内泥浆泵的技术发展，美国处于领先地位， 其次是俄 国，俄国近几年来对三缸单作用泵的发展较快。我国钻探用泥浆泵与美国、 俄国同类型泵的先进水平对比，容积效率和质量比等方面达到了先进水平， 唯有总效率还有差距，也就是说机械效率偏低，美国和俄国的泵的机械效率 一般为 左右， 而我国仅为85左右。 这主要是因为我国机械制造精度 较差，表面粗糙度值较大，装配质量也较差之故。 因此，为了使我国钻探用泥浆泵易损件使用寿命达到国际先进水平，必 须在三个方面下功夫 ：一是要尽快研制和应用抗磨损、抗腐蚀、价格合理的 新型合成橡胶； 二是要研制有效实用的泥浆净化系统， 并应用到钻探使用中， 使泥浆的含砂量控制在05以下，或者使用无固相优质泥浆，三是适当降 低冲次和加长冲程，虽然会带来增大泵的体积和加重质量以及提高制造成本 的问题，但其经济效益的提高还是可取的。 国外泵业发展迅速，高科技的发展和应用起了致关重要的作用，如 cad/cam 技术的应用，推动了泵的设计多样化，生产朝多品种、小批量方向 发展。制造技术的提高给泵业的发展注入了新的力量，由合成纤维、陶瓷及 聚四氟乙烯等材料制成的低摩擦压缩填料和石棉填料相比，在多方面显出了 优势，显示了新的生命力。 国内泵业就近几年来发展很迅速，生产的能力已具有了相当大的规模， 在 原有的基础上开发研究新产品，引进国外的工艺及技术。如泵计算机辅助设 计 cad 系统，中国泵制造业与相关行业信息计算机运程通讯系统等新技术的 设计和开发促进了我国泵业技术水平的提高。综上所述，无论在国内、国外， 新型轻便的灌用泥浆泵还不是很多，而现在对此泵的需求量却在日益增大。 通过调研了解到，以往灌用泥浆泵的体积都比较大，整体看起来比较笨 重，结构一般都是三缸单作用，三缸泵流量大，压力大，比较受欢迎，但目 前的三缸泵也存在着由于密封圈寿命太短，轴承盖容易损坏，劳动强度大， 适应差等缺点。而传动则采用传统古老的 v 行夹织物成组橡胶密封圈，难于 承受细碎的砂石和微颗粒水泥浆介质， 使用寿命最长不超过 60 小时， 就需要 经常更换密封件。鉴于以上原因，我们决定开发轻便的灌用泥浆泵。其存在 主要问题是：液力部件耐磨性差，寿命短，可靠性低。为了解决上述问题， 本项目拟设计的灌用泥浆泵的特点：一是采用更好的密封材料，提高密封件 的耐磨性和使用寿命；二是采用行星减速器内置大皮带轮内的结构，使其体 积小，重量轻，便于搬运。 经过几次方案讨论决定，轻便灌用泥浆泵应具有以下特点： 1.经济耐用可靠，质优价廉； 2.体积小，重量轻，便于搬运； 3.密封件更换时间短，使用寿命长； 4.操作简单，维修方便； 5.适用于坝基工程，岩基帷幕灌浆等多种场合； 6.动力为电机。 第一章第一章 泵的总体设计泵的总体设计 经过调研和几次方案论证， 考虑到工作现场的特点， 从实际实用的角度出 发，确定方案如下： 1. 考虑到多种场合的野外作业，动力可选择电机； 2. 考虑到使流量更加平滑稳定，增加一个空气室； 3. 考虑到密封件容易损坏，需经常更换，选择新型的密封材料聚四氟乙烯， 可延长使用寿命； 4. 考虑到泵体容易损坏，选用高强度材料，提高承载能力； 5. 柱塞选用更好的材料，提高柱塞耐磨性，延长柱塞使用寿命。 6. 在满足上述要求的同时，尽量结构简单，操作方便，适合于搬运。尽量做 到标准化，通用化，系列化。 工作原理 此泥浆泵是采用单缸双作用柱塞泵工作。由电机通过带传动输入动力， 通过行星减速器减速。经偏心轮将回转运动转化为直线往复运动。驱动双作 用柱塞泵作功。 柱塞泵的进浆室、 排浆室各有两个钢球组成的单向控制阀 （如 下图所示） 。当活塞杆向左驱动时，缸体右腔进浆（单向阀 f2 打开，单向阀 f4 关闭） ，缸体左腔排浆（单向阀 f3 打开，单向阀 f1 关闭） 。当活塞杆向右 图图 1.11.1 驱动时， 缸体左腔进浆 （单向阀 f1 打开， 单向阀 f3 关闭） ， 缸体右腔排浆 （单 向阀 f4 打开，单向阀 f2 关闭） 。 （见以上工作原理图 1.1）除此之外,在主通 路上安装空气力表用来调整泵在抽吸过程中产生的波动大小。 第二章第二章 原动机的选择原动机的选择 泵的原动机类型应根据动力来源、工厂或装置能量平衡、环境条件、调 节控制要求以及经济效益而定。 现今电动机主要有鼠笼式和线绕式两种，三向交流鼠笼型异步电动机是 石化装置用泵的主要原动机，它具有结构简单、维护方便、价格较低、体积 紧凑、启动及运行均较方便可靠的优点。但是它不能经济、方便地实现范围 较广的平滑调速、运行中必须从电网吸收滞后的无功电流而使电网功率因素 变低，一般不适于大型泵及调速泵，而多用于中、小型泵。 相比之下， 三相交流绕线型电机和三相交流同步电机， 则可用于对启动、 调速、改善电网功率因数、大功率、高效率、转速恒定等有特殊要求的场合， 但用于驱动泵的不多。 直流电机虽有调速性好、启动转矩大等优点，但需直流电源，造价高， 维修较复杂，一般也不常用于生产装置中。 当需要改变工厂的蒸汽平衡， 对装置中大型泵或需调速等特殊要求的泵， 可采用气轮机作泵的原动机。 随着石化装置技术水平及经济性的提高，采用反转离心泵或液力透平作 为泵的辅助或主要原动机，以回收压力液流的可用能量；采用调速或多速电 机，或采用电磁的、液力的、机械的耦合器以达到泵调速的目的等技术，近 年来已应用于石化装置。 此外，在特定的情况下，也有用蒸汽机、内燃机、燃汽机等作为泵的原 动机的。 然而，电机的选择还要根据某些参数才能确定最终的电机型号计算过程 如下： 由已知参数可知 q=75/min，p=3.5mpa. 而根据公式 f=ap 可得， f=3.5 6 10 3.14 2 0.021 =4846n 其中 f主轴所受的轴向力 a运动活塞的截面积 p作用在轴上的最大压力 由以上便可得主轴的转矩 t： t=fr=484651 3 10 =247.146n.m 根据公式， p= 20m p ，可得 p= 247.146 20 3.14 35 =443.45 3 cm /r 其中 p为排量； m 为转矩 ； p为最大压力； 又由 q= 1000 pr ，可得轴的转速 r= 1000q p ， r= 75 1000 443.45 =170r/min； 其中 q为流量（l/min） ； p为排量（ 3 cm /r） ； 最终根据以上所求的参数，可根据公式 t=9550 p n 求得轴的输出功率 p= 9550 tn = 247.146 170 9550 =4.39kw； 取每级齿轮的传动效率为 0.97， 带的传动效率为 0.92。 可算得电机的输 出功率为 p= 4.39 2 0.92 0.97 =5.08kw。 一般的，y 系列是供一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机， 具有效率高、性能好、噪音低、振动小、体积小、重量轻、运行可靠、维护 方便等优点。而 y 系列电动机主要拥有启动转矩高、启动电流小等优点。 根据以上的叙述和有关计算，决定选择 y132s-4 型三向异步电动机，其 功率为 5.5kw， 转速为 1440r/min， 重量为 95kg。 即 y132s-4， 5.5kw、 1440r/p。 此系列的电动机的主要特点： 1 启动转矩高、启动电流小，效率较高，损耗少，运行可靠，运行温度低； 2 由于其结构型式为封闭式， 因此可以在尘土飞扬、 水土飞溅的环境中使用， 在比较潮湿及有轻微腐蚀性气体的环境中也能有较长的使用寿命。 第三章第三章 吸浆管与排浆管的选择与直径计吸浆管与排浆管的选择与直径计算 3.13.1 吸浆管直径计算吸浆管直径计算 dx=（4q /v x） 1/2=490.90/（3.141360）1/2=0.180mm 取20mm 式中：vx液流在吸入管中的流速取 vx=1.3 m/s=13 dm/s q 计算流量 q= q/ v=75/0.825=90.90l/min 3.23.2 排浆管直径计算排浆管直径计算 dp=（4q /v p） 1/2=（490.90/（3.142060） ）1/2=0.272mm 取30mm 式中：vp液流在排水管中的流速 取 vp=2m/s=20 dm/s 3.33.3 浆管的选择浆管的选择 根据工作压力和按上式求得的管子的内径，选择胶管的尺寸规格。对于 频繁，经常扭者要降低 40%。胶管在使用及设计中应注意下列事项： （1） 胶管的弯曲半径不宜过小，胶管与管接头的连接处应留有一段直的 部分，此段长度不应小于关外半径的两倍。 （2）胶管的长度应考虑到胶管在通入压力液后， 长度方向将发生收缩变 形，一般收缩量为管长的 3-4%。因此，胶管安装时应避免处于拉 紧状态。 （3）胶管在安装时应保证不发生扭转变形，为了便于安装，可沿管长涂 以色纹，以便检查。 （4）胶管的管接头轴线，应尽量放置在运动的平面内，避免两端互相运 动时胶管收扭。 （5）胶管应避免与机械上尖角部分相接触和摩擦，以免管子损坏。 第四章第四章 泥浆泵零件选择及其强度的计算泥浆泵零件选择及其强度的计算 泥浆泵零件强度的计算是按皮带传动，电机功率 5.5kw，泵的额定压力 p=3500n/cm 2 ，流量 3 75/minq cm =，柱塞 d=0mm 来进行的。 4.14.1 机架机架 机架是由 8#槽钢、平垫板、撑管、加固筋等结构件焊接而成。 4.24.2 泵体泵体 泵体可实现吸、排水泥浆功能。泵体由主轴、偏心套、连杆、滑套、十 子头、活塞销等组成。 泵头由拉杆、柱塞、浆缸、阀座、阀盖、球阀、进浆室、排浆室、进浆 胶管接头、空气室等组成。 行星轴和主轴均安有圆锥滚子轴承，既能承受向心力又能承受斜齿轮产 生的轴向分力，有较高的抗弯强度。柱塞和拉杆都采用两道 c 形滑环组合密 封，能承受高压，高温度 250 0c，低温-1000c，耐磨，自润滑，适用于水、 水泥浆、砂浆、矿物油、酸、碱等各类介质。柱塞通过一套冷却装置降低温 升，只需要把胶皮水管一端接近直通管接头，冷却水即可进入冷却水管，冷 却拉杆、柱塞。 泵的进口为 25mm，设置在进浆室的右侧、内孔为 50mm，有胶管一端 接进浆胶管接头，另一端接水泥浆搅拌桶出口。搅拌机的出浆口必须高于或 等于进浆胶管接头孔的高度，使浆涂顺利的被泵吸入。 泵的出口为 30mm，纤维编织两层高压胶管制 25mm，接排浆室胶管接 头。 4.34.3 连杆十字头连接处销子强度的计算连杆十字头连接处销子强度的计算 销的类型可根据工作要求选定，用于联结的销，其直径可根据联结的结 构特点按经验确定，必要时再作强度较核。 定位销通常不受载荷或只受很小的载荷，数目不能少于两个。销在每一 个被联结的件内的长度约为销直径的 1-2 倍，定位销的材料通常选 35、45 钢，并进行硬化处理，根据工作需要也可以选用 30crmnsia、1cr13、2cr13、 h62 和 1cr18ni9ti 等材料； 弹性圆柱销多采用 65mn， 其槽口位置不应装在销 子受压的一面，要在装配图上表示出槽口的方向。 设计安全销时，应考虑销剪断后要不易飞出和要易于更换。安全销的材 料可选用 35、45、50 钢或 t8a、t10a 等，热处理后硬度为 30-36hrc；销套 材料可选用 45 钢、35simn、40cr 等，热处理后的硬度为 40-50hrc。安全销 的直径应按销的抗剪强度b进行计算，一般可取b=（0.6-0.7）b。 根据本设计的实际情况，选择 45 钢 d=16mm 的圆柱销。 材料：45 号钢 机械性能： s=36000n/cm 2 b=61000n/ cm 2 = s/1.5=24000n/ cm 2 （1） 外加负荷 p=d 2p/4=5.52200/4=4749.25n （2） 各支点反力 fa，fb z=0 fa+ fb= p=4749.25n ma=0 18 p36 fb=0 解得： fb=2374.625n fa=2374.625n （3） 各支点弯矩如图 4.1 ma=mb=0 mc=18fa=4274.3n.cm (4)按弯曲强度计算 从图 4.1 的弯矩图可知危险短面为 c 处截面，截面 c 处的抗弯摸量 w w=0.1d 3=0.11.63=0.41 cm3 截面 c 处的弯曲应力w w=mc/w=4274.3/0.41=10425 n/ cm 2 安全系数 n n=/ w=24000/10425=2.3安全 图图 4.14.1 弯矩图弯矩图 （5）按剪切强度计算 由于此销为双剪切 故剪力 q=p/2=2374.625n 剪应力=q/f=2374.625x4/1.6 2=1182 n/ cm2 安全系数 n=/ =8150/1182=6.9安全 式中：许用剪应力=8150 n/ cm 2 （6）按挤压强度计算 挤压应力jyp/fjy=4749.25/1.6x2.4=1237 n/ cm 2 安全系数 n= jy /jy=5100/1237=4.12安全 式中：jy挤压剪应力jy=5100 n/ cm 2 综上所叙连杆小头销子直径为 16mm 满足强度要求。 4.44.4 柱塞上螺纹强度计算柱塞上螺纹强度计算 4.4.14.4.1 螺纹的选择和强度校核螺纹的选择和强度校核 螺纹强度校核是假定螺纹只沿螺纹中径传力，而不受径向力的影响。而 且只有半数螺纹参加工作，螺纹工作圈数之间载荷均匀分配，内螺纹之间没 有间隙。此外，本柱塞螺纹是当作松联接，及受剪切载荷作用的联接来计算 的。 图图 4.24.2 螺纹计算简图螺纹计算简图 材料：45 号钢 机械性能： s=36000 n/ cm 2 b=61000 n/ cm 2 = s/1.5=24000 n/ cm 2 计算简图见图 4.2 主要尺寸 公称尺寸 d =2 cm 内径 d1= 1.7835 cm 螺距 s=0.2 工作高度 h=0.10825 螺纹梯形宽度 b=2htg30 0 =0.15 旋上差宽 l=2.2 cm 旋入等容 z =2.2/0.2=11 （1）按弯曲强度计算 弯曲应力： =2m/2w=2x257/11x0.021=2225 n/ cm 2 式中：m弯矩 m=h p /2=0.108254749.25/2=257 n. cm w一圈的抗弯摸量 w=d1b 2/6=1.7835 0.152/6=0.021 cm3 安全系数 n= /=24000/2225=10.7 （2）按剪切强度计算 剪切应力： =2q/（zf）=24749.25/（110.84）=1028n/cm 2 式中：f一圈的剪切面积 f=d1b=3.141.78350.15=0.84 cm 2 安全系数 n= /=72000/1028=7 式中：许用剪切应力 = s/5=36000/5=7200 n/ cm 2 （3）按挤压强度计算 挤压应力jy=2q/（zfjy）=24749.25/（110.643）=1343 n/ cm 2 式中： fjy一圈的挤压面积 fjy=（d 2 d 1 2）/4=（22 1.78352）/4=0.634cm2 安全系数 n= jy /jy=28800/1343=21.45安全 jy许用挤压应力 jy= s/1.25=36000/1.25=28800 n/ cm 2 4.4.24.4.2 螺纹连接的防松方式的选择螺纹连接的防松方式的选择 连接螺纹通常均能满足自锁条件（） ，且拧紧后螺母和螺栓头 部支撑面存在着摩擦力。因此，在静载荷且工作温度变化不大时，可保证 连接自锁而不松退。但在冲击、振动或变载荷的作用下，或在高温、温度 变化较大的情况下，仍会出现联结松动甚至松退，使机器不能正常工作甚 至造成严重事故。因此，对螺纹联结必须采取有效的防松措施，以保证正 常的工作。 按防松原理，螺纹联结的防松方法可分为摩擦防松、机械防松和破坏 螺纹副防松等几种。 根据本设计的实际情况，选择摩擦防松中的防松螺母来拧紧防松。此 处用 gb/t6170-2000 六角头防松螺母琐定于被联结件上，防松可靠。 4.54.5 泵体壁厚强度计算和选择泵体壁厚强度计算和选择 材料：蠕墨铸铁 机械性能： b=330 n/ cm 2 s=230 n/ cm 2 许用安全系数s=23.5取s =3.5 则= /s =23000/3.5=6571.429 n/ cm 2 实际壁厚=8 mm=0.8cm （1） 按经验公式计算 = r1p/(0.6p)+c=2002/(6571.43-0.6200)+0.8 = 0.662cm7.7kw。 2. 由于环境温度的影响，应验算热平衡时临界功率 1g p 1t p,按已知条 件查表 2-8、表 2-9、表 3-17、得 1 f=1， 2 f=1，因为 1 1p p p =5.5/111.11=4.9%， 用插值法得 3 f=1 11t pp= 1 f 2 f 3 f=5.5111=5.5kw 通过查表 3-15 得 1g p=21kw5.5kw. 工作状态的热功率小于减速器热平衡功率，因此无需增加冷却措施。 3. 行星减速器各齿轮参数 行星减速器选用ww型双联机构，行星轮 n=3，i=6； 1）中心轮 1 z 参数 1 z =30；3m= ；94.63 1 mm d =；24.5bmm=，0.26 xn= ； 0 18 =； 旋向向左。 2） 行星轮 2 z 参数 2 z =30；3m= ；54 2 mm d =；24bmm=；0.26 xn= ； 0 18 =；旋向向左； 80.440.027 12 a =； 3）行星轮 2 z 参数 2 z =18； 3m= ； 2 d = 94.63 ;mm20;bmm= nx =0.8； 0 18 =； 旋向右旋。 23 80.44 0.027 a = 4.84.8v v 带传动的计算带传动的计算 带传动是由固联于主动轴上的带轮、固联于从动轴上的带轮和紧套在两 轮上的传动带组成的。当原动机驱动主动轮转动时，由于带和带轮间的摩擦 （或啮合） ， 便拖动从动轮一起转动， 并传动一定动力。 带传动具有结构简单、 传动平稳、造价低廉以及缓冲吸振等特点，所以此次设计中选用了带传动。 在带传动中，常用的有平带传动，v 带传动，多楔带传动和同步带传动 等。在一般机械中，应用最广的是带传动。v 带传动较其它带传动能产生更 大的摩擦力。这是 v 带传动的主要优点。因此，我选用了 v 带传动。 (1)计算功率 pi=n=1.15.5=6.05kw 式中:kg=工作情况系数kg=1.1 (2)胶带型号的选择 根据pi=6.05kw 及 n1=1440r/min 由参考文献1图 8-8 选定 b 型胶带 (3) 传动比为 i=2.16 ； (4)小带轮直径 d1的确定 根据参考文献1图 8-8 选 1dd =123mm (5)大带轮直径 d2的计算 2dd =i 1dd （1-）=2.16100（1-0.01）=265.74mm 其中， 1dd 小带轮直径（mm） ； i传动比； 弹性滑动率； 由表 8-9 可查得，大带轮直径 2dd 为 266mm。 (6)带速 v v= 1 dd n/(60 1000)=3.14 100 1440/ （ 60 1000 ） =7.536m/s 速度在 525 m/s 的范围内，合适 (7) 初定轴间距 a0 0.7( 1 dd + 2 dd )a02( 1 dd + 2 dd ) 0.7(123+266)a02(123+266) 282.3a0778 取 a0=560mm (8)初算胶带基准长度 l0 l0=2 a0+( 2 dd + 1 dd )/2+( 2 dd - 1 dd ) 2/4a 0 =2300+(266+123)/2+(266-123) 2/(4560) =600+610.73+9.12 =1219.85mm 选取基准长度 li=1250mm 查参考文献1表 8-2 (9) 实际中心距 a a=a0+(lp-l0)/2=300+(1250-1219.85)/2 =398mm (10)小带轮包角1 1=180o60（ 2 dd - 1 dd ）/a =180o60(266-123)/398 =143.52o120o合适 (11)单根胶带传递的功率 n0 根据：n1=1440r/min 1 dd =100mm 查得p0=1.32kw查参考文献1表 8-5a (12)单根胶带传递功率的增量p0 根据 i=n1/n2=960/255=3.76n1=960r/min 查得p0=0.15 kw查参考文献1表 8-5b (13)胶带根数 z= l i kkpp p )( 00 + = 6.05 (1.32 0.15) 0.91 0.91+ =2.96 取 z=3 式中 k包角系数 k=0.91kl查参考文献1表 8-8 kl长度系数 kl=0.91查参考文献1表 8-8 (14)单根胶带的预紧力 f0 f0=500（1 5 . 2 k ） d p zv +m 2 v =500（1 91 . 0 5 . 2 ） 6.05 5 7.53 +0.1 2 7.53 =146.05n 式中：q皮带每米长的重量 q=0.1kg/m查参考文献1表 8-4 (15)带轮的结构和尺寸 1.小带轮的结构尺寸确定 由所选电机的类型，y132s-4 型三向异步电动机。起轴伸直径 d=38mm， 长度 l=88mm，故小带轮轴孔的直径应取 0d =38mm，毂长应小于 88mm。 由表 14-18 查得， 小带轮应为实心轴。 轮槽尺寸及轮宽应按表 14-16 计算， 可 得 d b =11mm ， a h =3mm ， f h =11mm ， e=15mm ， min f =10mm ， min =6mm。 (1)2bzef=+=80mm。取 0 38 =。 2.大带轮的结构尺寸确定 根据小带轮尺寸的选定， 以及以上关于带轮传动的计算和减速器的结构 尺寸，可得， d b =14mm， a h =3mm， f h =15mm，e=19mm， min f =12mm， min =7.5mm。 (1)2bzef=+=120mm。取38= o 4.94.9 轴的设计和强度校核轴的设计和强度校核 材料：40cr 机械性能：调质后 b=7500n/cm 2 s=5200 n/ cm 2 e=210e= 37000n/ cm 2 4.9.14.9.1 估算轴径估算轴径 d d da（p/w）1/3=510-3（5.5103/255）1/3=0.0453m 式中:a与材料有关的系数 a =510-3 考虑开键槽应增大 1015%，然后将轴径圆整，取轴径 d=48cm 4.9.24.9.2 轴的受力分析轴的受力分析 (1) 由于皮带传动产生的作用力 q q=1781.8n qx=qcos=1781.8cos19.5 =1679.6n qy=qsin=1781.8sin19.5 =594.8n (2) 由于缸内压力对轴的作用 假设条件: (a) 只计算缸内的作用力,其它构件的惯性力忽略不计,因轴的转速较 低 图图 4.54.5 轴受力图轴受力图 (b) 由于法向力所引起的产生应力,切向力所引起的切向应力及起扭转 产生的切应力是同时存在. (c) 偏心装置上产生的力如图 4.5 所示 (d) 切向力 t: t=psin(+)/cos 法向力 z: z=pcos(+)/cos 式中： 偏心角度 连杆的偏角 由于缸内压力所引起的连杆偏心机构的力是变化的，通过对泵轴的受力 分析，可知当e=360 时 z e=zmax，tz=0，缸正处于排液状态，轴受力最恶劣， 其中 l/sin60 =/sin 即 sin=sin60 /l=25 3 /（1902）=0.11395 =6.54 f=d= 高压缸:ze=5.5 2200/4=4749.25n te=0 zd=d 2p cos( d+d)/（4 cosd）=2827.25n td=d 2p sin ( d+d)/（4cosd）=3851.6n 低压缸:zf=d 2p cos ( f+f)/（4cosf）=141.36n tf=d 2p sin ( f +f)/（4cosf）=192.58n 将以上各力分别向水平及垂直面上投影,见图 4.6a xd= zdcos30 t dcos60 =522.7n yd= zdsin30 t dsin60 =4748.2n xe= 0 ye= 4749.25n xf= z fcos 30 t fcos 60 =235n yf= zfsin30 + t f sin 60 =237n 由于 td,tf而产生的扭矩 mnd=td=3851.62510 -3=96.29nm mnf=tf=192.582510 -3=4.8nm 轴所传递的扭矩 m=n/w=30410 3/(3.14255)=149.79 nm (3)各支点反力 x 平面见图 5.7a ma=0 qx74+xd152.5+xf245.4xb305=0n xb=(170974+522.7152.5+26.1245.5)/305=697n x=0 xa= xb+ qxxdxf=697+1709522.7261=1857.2n y 平面见图 5.7a ma=0 qy74+ye59.5+yd152.5yf245.5yb305 =0n yb=(58974+4749.2559.5+4748.2152.5237 245.5)/305=3253n y=0 ya=ye+ydqyy =4749.25+4748.25892373253=5417.4n 图 4.6a 水平面弯矩 图 4.6b 垂直面弯矩 图 4.6c 合成弯矩 (4)弯矩 水平面见图 4.6a mxa=qx7410 -3=17077410-3=126.4 nm mxe=( qx 135.5 xa)=( 1709 319.5+1857.2 545) 10 -3=117.6nm mxf=(qx319.5+ xa245.5+ xd93)10 -3 =(1709319.5+1857.2245.5+522.793)10 -3=41.4 nm mxd=(qx226.5+xa125.3)10 -3 =(1709226.5+ 1857.2125.3)10 -3=104.2 nm mxc=0mxb=0垂直面见图 4.6b mya=qy7410 -3=5897410-3=43.6 nm mye=(qy133.5ya59.5)10 -3=(589133.55419 59.5) 10 -3=401 nm myd=(yb152.5yf93)10 -3=(3253152.5237 93) 10 -3=518.1 nm myf=yb59.510 -3=325359.510-3 =193.6 nm myb=0myc=0 合成弯矩见图 4.6c ma=( mxa 2+ m ya 2)1/2=( 126.42+ 43.62)1/2=133.7nm me=( mxe 2+ m ye 2)1/2=(117.62+ 4012)1/2=417.9nm md=( mxd 2+ m yd 2)1/2=(104.22+ 518.12)1/2=528.5nm mf=( mxf 2+ m yf 2)1/2=(41.42+ 193.62)1/2=197.9nm 最大弯矩 mmax= md=528.5nm 最大扭矩 mnmax= mnd+ mnf=96.29+4.8=101.09nm 4.9.34.9.3验算轴径验算轴径 由资料查得 40crd100mm 时 b=7500n/cm 2 s=5200n/cm 2 -1=37000n/cm 2 h=241286 d 截面k=1.71k=1.465 k=1.95k=1.795 应用过盈配合公式 d3 1 22 1 . 0 )()( + nawa mkmk mwa= md=528.5 nm=52850 ncm mna= mnmax/2=101.09/2=50.545 nm =5054.5 ncm b s = 7500 5200 =0.69% 取s=1.8 -1=-1/s=37000/1.8=20550 n/ cm 2 d 3 22 205501 . 0 ) 5 . 5054759. 1 ()5285095. 1 ( + =44.69d=48 cm 故取 d=48cm 强度合格 4.104.10 轴承选择轴承选择 滚动轴承是现代机器中广泛应用的部件之一，它是依靠主要元件间的滚 动接触来支承转动零件的。与滑动轴承相比，滚动轴承具有摩擦阻力小，功 率消耗小，启动容易等特点。因此，此次设计的轴承主要选择滚动轴承。 a 即主轴左端处轴承为：33210 其主要性能参数： c=27800nc0=17500nnlim=7500r/min 主要特性：额定动载荷比为 1.6-3.5，可以同时承受径向载荷及轴向载 荷。外圈可分离，安装时可调整轴承的游隙，承载能力大，一般成对使用。 b 处即主轴右端处轴承为 32005，与 a 处的轴承是配对使用的。 其主要 性能参 数与处的轴承是一样的。 c=21010nc0=13900nnlim=8500r/min c 处即为连杆与偏心装置处的轴承为：单列深沟球轴承 61912， 其主要性能：主要承受径向载荷，也可同时承受小的轴向载荷；当量摩 擦系数较小，轴向位移限制在轴向游隙范围内；极限转速高；结构简单，尺 寸小；润滑简单；密封性好，防尘性好。 c=47200nc0=42600nnlim=8500r/min 行星轴上的轴承选择：角接触球轴承，左右两边各一个，配对使用，并 且型号都为 6301。 由前面轴的受力分析可以看出，轴承只受径向力，而无轴向力。轴承所 承受的径向力分别为： fra=（xa 2+y a 2）1/2=（1857.22+5419.42）1/2=5728.8n frb=（xb 2+y b 2）1/2=（6972+32532）1/2=3326.8n fre=ye=4749.25n 4.10.14.10.1 轴承寿命计算轴承寿命计算 （1）当量动载荷 p pa=fpfra=1.25728.8=6874.6n pb=fpfrb=1.23326.8=3992.2n pe=fpfre=1.24749.25=5699.1n 式中 fp载荷系数=1.2 （2）轴承寿命 lh a 处轴承: lha=16670（c/ pa） 10/3/n =16670（27800/ 6874.6） 10/3/255=6887.35h b 处轴承: lhb=16670（c/ pb） 10/3/n =16670（20100/3992.2） 10/3/255=8343h c 处轴承: lhe=16670（c/ pe） 10/3/n =16670（27800/ 5699.1） 10/3/255=37136.7h 4.10.24.10.2 静载荷计算静载荷计算 （1）coa/s0=17500/1.2=14583n cob/s0=13900/1.2=11593n cob/s0=42600/1.2=35500n 式中：s0静载荷安全系数取 s0=1.2 （2）验算当量静载荷 p0 p0a=x0fa+y0fa =0.65728.8+0 =3437.2nfa p0a=fa p0b=x0fb+y0fb =0.63326.8+0=1996.1nfb 取 p0b=fb p0e=x0fe+y0fe =0.65699.1=3419.5fe 式中: x0静载荷系数(径向)x0=0.6 y0静载荷系数(轴向)y0=0.5 p0a coa/s0 p0b cob/s0 p0e coe/s0 故满足要求。 4.114.11 轴上键的选择轴上键的选择 主轴上与齿轮连接处为花键连接，与连杆连接处为普通平键连接， 4.11.14.11.1 平键的选择平键的选择 根据主轴的直径，可选择平键的宽为 8mm，高为 7mm，长为 20mm。 4.11.24.11.2 平键的强度校核平键的强度校核 由于此平键的连接为动连接，则依据校核公式 p= 2t dkl = 2 247.146 24 2.8 12 =61.21pa 其中，t为传递的转矩（n.m） ； d为轴的直径（mm） ； k为键与轮毂的接触高度（mm） ，平键为 0.4h； l为键的工作长度（mm） 。 通过查表可得，此键的许用压强p为 40mpa，pp，所以，此键连接 安全。 4.11.34.11.3 花键的选择花键的选择 在本次设计里，花键的连接主要应用在主轴与齿轮之间的连接处，根据 矩形花键的小径定心原理，主轴最左处 d=36，可选择花键的规格为 836407（nddb） ，主轴上套筒与齿轮连接处 d=46，可选择花键类 型为 846509（nddb） 。 4.11.44.11.4 花键的强度校核花键的强度校核 花键连接的类型和尺寸通常根据被连接件的结构特点，使用要求和工作 条件选择。为避免键齿工作表面压溃（静连接）或过度磨损（动连接） ，应进 行必要的强度校核计算，计算公式如下： p= 2t zhld = 2 247.146 0.75 8 7 40 36 =0.2mpa 其中 t传递转矩（n.mm） ； 各齿间载荷不均匀系数， 一般取 0.7-0.8， 齿数多时取偏小值； z花键的齿数； l齿的工作长度（mm） ； h键齿工作长度（mm） ； d平均直径（mm） ； 而花键连接的许用压强为p=310mpa，并且 pp,所以此花键连接安 全。同理，载荷套与齿轮连接处的花键 p=1.3p，也安全。 4.124.12 活塞密封圈的选择活塞密封圈的选择 根据以前的资料，泥浆泵一般选用 o 型密封圈，但是一般都寿命不长， 须经常更换，这不仅增加了泵的维修护理费用，更是浪费了宝贵的时间，降 低了工人的劳动生产率，所以通过查找有关资料了解到，一种 c 形滑环式的 组合密封能够解决上述问题。 柱塞在行腔内采用两道 c形滑环式组合密封， 能承受高压， 高温度250c o ， 低温 0 100c，耐磨，自润滑，适用于水、水泥浆、砂浆、矿物油、酸、碱等 各类介质。柱塞通过一套冷却装置降低温升，只需把胶皮水管一端接进直通 管接头，冷却水即可进入冷却水管，冷却拉杆和柱塞。 4.13.4.13. 泵的润滑泵的润滑 1.拧开箱体尾上部的加油螺塞，可向箱内加润滑油，直到圆形塑料油标 线为止。 2.泵在运转前和运转中， 应经常观察油标。 油位不得低于油标的中心高。 低时，应补充加油。 3.连续运转时，应检查润滑油的变化情况，润滑油变质、变脏，要及时 更换。放脏油时，只需拧开箱体底部的放油螺塞。 4.带轮和减速器的传动部位选用脂润滑的方式，可定时涂抹润滑脂。 第五章第五章 泵的使用和维护泵的使用和维护 5.15.1用途用途 xqb75/3.5型灌用泥浆泵用于各种坝基工程和各种加固工程中灌浆， 是输 送水泥浆或水泥沙浆介质的灌浆工程配套设备。使用于坝基工程，岩