机械毕业设计（论文）-乳化液泵的结构设计【全套图纸】 .pdf

本科学生毕业论文 乳化液泵的结构设计 系部名称： 机电工程系 专业班级： 机械设计 bw05-12-15 学生姓名： 指导教师： 职 称： 讲师 黑黑 龙龙 江江 工工 程程 学学 院院 二九年六月 the graduation design for bachelors degree construction design of emulsion pump candidate： specialty：专业 class：bw05- 12- 15 supervisor： heilongjiang institute of technology 2009- 06harbin 黑龙江工程学院本科生毕业设计 i 摘 要 在当今的生产技术领域内，广泛使用着以曲柄连杆机构为传动方式的往复式正排 量泵。此种传动方式，简单可靠，量大面广。但排量是瞬变的，形成排出系统与吸入 系统的压力脉动，恶化了往复泵的自吸性能、恶化了泵阀、活塞(柱塞)等运动密封件 的工作条件、限制了往复泵的使用范围及其向较高泵速方向的发展。由此，增加了它 的复杂性和制造维修苦难程度。 本设计凸轮传动三缸单作用恒流量往复泵柱塞运动规律采用等加速-等速-等减 速组合运动规律，理论上任一时刻各缸流量叠加后为恒定常数。动力端采用特殊轮廓 线的凸轮传动机构取代传统往复泵的曲柄连杆机构，通过对凸轮廓线的设计，实现了 恒排量输出特性，使得流量与压力基本无波动，理论上流量脉动为零，从根本上解决 了曲柄连杆机构往复泵的排量、压力脉动问题，无须配备吸入缓冲器和灌注泵，自吸 性能良好。 重点进行设计该泵的工作参数、柱塞运动规律、特殊的凸轮机构及一级齿轮减速 机构等。 经过本设计，改进机构部分达到设计给定要求，是可行的。 关键词：柱塞; 流量; 往复泵; 液压传动; 结构设计 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 黑龙江工程学院本科生毕业设计 ii abstract production in now technique realm inside, extensive use with the crank connects pole organization is spread the back and forth type that move the way line up the pump of deal. it is this kind to spread to move the way, simple dependable, have great capacity wide. but the amount of row is changing, the formation ejects the system and inhale the pressure pulsation of the system, worsen the back and forth pump from the function and worsened the pump valve, piston (the pillar fills).etc. sport sealed completely a piece work terms and limited usage scope and soon directional development in higher pump in its directions of the back and forth pump. from here, the complexity that increased it with make to maintain the distress degree. the new cam spreads to move three urns of single functions sign discharge back and forth the pump the pillar fills to exercise the regulation adoption etc. accelerates an etc. soon an etc. decelerate combination sport regulation, any time the each discharge settles the constant for the sign after adding. the motive carries the linear cam in special outline in adoption spreads the organization that move the crank replaces the traditional back and forth pump connects the pole organization, passing to the linear design in convex outline, realizes the sign row measures exportation characteristic, make discharge been basic with pressure to have no the motion, theoretically discharge is not all a row for is zero, by the root resolving crank connecting pole organization back and forth pumping measures, pressure pulsation problem, need not the equipment eject to prepare to press air pack, inhale the buffer to note the pump, is good from the function.the point introduced the work parameter, pillar of that pump fills to exercise the regulation, special cam organization and a the class wheel gear decelerates organization etc 黑龙江工程学院本科生毕业设计 iii key words：the pillar fills；square distance；construction in pump ；fluid drive；back and forth design 黑龙江工程学院本科生毕业设计 目 录 摘 要 i abstract . ii 第 1 章 绪 论 .1 1.1 选题的意义 . 1 1.2 恒流量往复泵的发展情况及趋势 . 1 第 2 章 往复泵主要参数及其结构设计 . 4 2.1 泵的主要尺寸参数确定 . 4 2.1.1 给定设计参数 . 4 2.1.2 柱塞直径和行程的确定 . 4 2.1.3 泵型的选择 . 6 2.2 电动机选取 . 6 2.2.1 原动机功率的选择与确定 . 6 2.2.2 原动机的选择 . 7 2.3 动力端结构设计 . 8 2.3.1 减速机构 . 8 2.4 液力端设计 . 12 2.4.1 液缸体壁厚确定 . 12 2.4.2 阀的选择与确定 13 2.4.3 弹簧的设计计算 16 2.5 活塞相关计算和强度校核 . 17 2.5.1 活塞主要尺寸的设计 17 2.5.2 活塞的校核 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 2.6 传动端的结构设计 19 2.6.1 曲轴尺寸确定 . 19 2.6.2 曲轴受力校核分析 20 2.6.3 连杆的选择与设计 21 2.6.4 十字头的设计 . 24 2.6.5 本章小节 . 26 第 3 章 泵使用说明 . 28 3.1 结构说明 28 3.2 自动卸载原理 29 3.3 泵的使用 29 3.4 本章小节 . 31 黑龙江工程学院本科生毕业设计 结 论 33 参考文献 34 附 录 36 黑龙江工程学院本科生毕业设计 1 第 1 章 绪 论 1.1 选题的意义 往复泵是一种发展较早的动力机械之一，往复泵包括活塞泵和柱塞泵。它适用于 输送流量较小、压力较高的各种介质。如低粘度、高粘度、腐蚀性、易燃易爆、剧毒 等各种液体。往复泵有较高的效率和良好的运行能力。因此，直到目前仍广泛应用于 国民经济个各个领域。如钻井泥浆的驱动等。在输送各种介质时，采用往复泵为输送 介质开辟了道路。随着石油化学工业、机械制造工业、造纸、食品、医药、化学分析 等发展，对往复泵的需求日益曾增加，同时，生产的发展对往复泵提出更高的要求。 在液压传动系统中，将机械能转换成液体压力能的元件称液压泵。它是液压传动 系统的心脏，其作用是给液压系统提供足够的压力油。乳化液泵站是井下综合采煤工 作面支护设备的动力源泉，其工作状态好坏与安全生产密切相关，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。乳化液泵的设计目标就是保证井下设备的正常运行。泵 站的工作介质为 3-5%乳化油的中性水溶液或清水，为加快工作面只户设备的移架速 度，为采煤工作面高产、高效提供了可靠的保证。泵站的结构型式为卧式三缸、分离 阀体、多支承曲轴、具有流量均匀、压力稳定、运转平稳、强度高、脉冲小、油温低、 噪声小、使用维护方便等特点。 总之，这种新型往复泵提高了泵的使用可靠性和无故障工作时间。提高了泵的使 用寿命和易损零件的更换率，降低了成本。 8 1.2 恒流量往复泵的发展情况及趋势 在当今的生产技术领域内，广泛使用着以曲柄连杆机构为传动方式的往复式正排 量泵。此种传动方式，简单可靠，量大面广。从小型的实验室计量泵到超过 1 mw 的大 功率石油钻井泵，以及油田注水、压裂、固井、输油、输液等工况往复泵，儿乎均被 此种传动方式所覆盖，可谓独领风骚、经久不衰，以致给人们留下认识上的惯性，即 只要一涉及往复泵，往往自然而然地把曲柄连杆机构这种传动方式作为不容置疑、非 此莫属的前提条件。应该肯定，以往对传统往复泵的理论研究和实验研究，系统完整， 揭示其运动规律与动力特性，对发展生产技术将继续发挥重要作用。但与任何其它事 物的发展过程一样，恰恰在对传统往复泵工作机理研究逐步深入并取得积极成果的同 黑龙江工程学院本科生毕业设计 2 时，一也开始认识到传统的曲柄连杆机构所决定的运动与动力特性局限了其自身的应 用范畴及发展。 通过以上分析可以领悟出一个道理，即在曲柄连杆机构传动的往复泵中，其所以 要发展三缸泵、四缸泵、五缸泵、六缸泵甚至七缸泵等多缸泵，从动力学特性的本质 上来判断，都仅仅是为了尽可能减少叠加加速度，以减小液流惯性损失，以及减小叠 加排量波动度，以改善吸入性能和排液工艺质量，即采用增加结构复杂性的手段来改 善曲柄连杆传动方式的动力特性与运动特性，这在机械设计中是常见的事情，但其所 付出的代价是巨大的。 在传统的曲柄连杆机构传动的往复泵发展过程中，排量、压力的波动以及吸入系 统惯性损失对自吸性能的严重影响，始终制约着泵速的提高。虽然排出预压空气包、 吸入缓冲器及吸入灌注泵的配套使用能在一定程度上缓解这些矛盾，但不是从根本上 解决问题，所以，20 世纪 80 年代初期出现的“适当增长冲程长度、合理降低额定泵 速、发展中速往复泵”的技术路线。这种对策的实质，实际上就是对曲柄连杆机构往 复泵适用范围的标定，也就是说，在综合考虑运行工况、使用条件、制造水平、基础 工业水准的条件下，曲柄连杆机构的往复泵只适应在中速或较低的泵速下才能确保其 运动的可靠性。如果提高泵速，则必须附加排出端减振装置和吸入端灌注设备。在这 种情况下，由于提高泵速所导致的减小往复泵体积及质量的优点，将被附属设备复杂 程度的提高、质量的增加以及维修成本的增加抵销得一干二净。也就是说，企图在单 纯的参数设计上提高泵速、缩短冲程来减小往复泵的体积与质量，主观愿望在情理之 中，客观效果在意料之外，因而限制了它的进一步发展。 但任何事物的发展都存在矛盾，并且任何新生事物也只能在一定的领域内具有适 应性，归纳起来，有以下几点认识作为引玉之砖： (1)传统的往复泵，仍将继续在生产技术领域内发挥巨大作用，一般地说，在中速 和较低的泵速下，可靠性程度较高， “适当增长冲程长度、合理降低泵速”的技术路线 仍是切合实际和具有现实意义的。 (2)恒排量往复泵，以发展三缸单作用型式为宜，如果盲目增加缸数，其效果将与 发展恒排量泵的宗旨背道而驰，如果毫无顾忌地提高泵速，也将引起单缸内的汽化并 使工况恶化，因此，凸轮传动的恒排量往复泵的参数设计，似宜为“适当缩短冲程长 度、合理提高额定泵速” 。 (3)恒排量往复泵对油田注水泵、增压注水泵、注聚合物泵特别适应，具有现实的 技术开发价值，并将对驱油泵(特别是稠油泵)等有特殊工艺要求的泵的发展起促进作 用。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 3 (4)传统往复泵与恒排量往复泵，在相当长的历史阶段内必将长期共存，并按技术 特征、工况条件、工艺要求、经济效益来划分其各自占领的领域、各扬其长、各得其 所、互相补充、共同发展。 8 黑龙江工程学院本科生毕业设计 4 第 2 章 往复泵主要参数及其结构设计 2.1 泵的主要尺寸参数确定 2.1.1 给定设计参数 工作介质：乳化液油（含 3%- 5%乳油的中性溶液） 卸载阀调定压力：20 mpa 工作压力：20 max =pmpa 蓄能器充气压力：12 mpa，型号：nxql4/20a 排量：l/min08=q 恒流量往复泵柱塞个数： 3=z 2.1.2 柱塞直径和行程的确定 2.1 柱塞 活塞平均速度 m m 的确定 3 m m 的大小主要与折合成单联单作用泵的有效功率 ex n有关： 4 . 0 eztm nk =m m m 活塞的平均速度，m/s t k 统计系数，各类型泵 m m 、 t k 取值范围，取 t k （70. 021. 0） ez n 折合成单联单作用泵的有效功率,kw 黑龙江工程学院本科生毕业设计 5 ) 1(612 )( 12 + - = kz qpp nez ) 1(612 2 + kz qp q泵的流量 l/min，当选取 m m 时，可近似代入理论流量qqt 2 p泵的排出压力,103 pa 1 p泵的吸入压力，103 pa 当 2 p 1 p或 1 p为常压时，全压力 2 p-1p 2 p z泵的联数（活塞或柱塞数） k系数， a a k r -=1，对于单作用泵，0, 1=k a ar 对于双作用泵，1 a ar ，10k（k取 0.3） 所以： ez nwk kz qp ) 1(612 2 + =7617 . 5 ) 13 . 0(3612 80200 = + kw 49. 1961696. 525. 0 4 . 0 = eztm nkmm/s 活塞杆直径d的选取3 azk q d tmp m 8 = a 流量系数 ,取值是 0.9 z 泵的联数（活塞或柱塞数） t k 系数，单作用泵1= t k，双作用泵2= t k m m 柱塞的平均速度 q泵的额定流量 （m/s） 018495. 0 9 . 06010001314. 349. 1 8088 = = azk q d tmp m m 柱塞杆直径取02. 0=dm 活塞（柱塞）往复次数和行程的确定 一般往复次数在 300500min- 1，n=500min- 1=8.333/s 黑龙江工程学院本科生毕业设计 6 s= n mm30 =5 . 4 500 6049 . 1 30 m 式中 s 是行程。 2.1.3 泵型的选择 总体设计： 根据设计图纸和柱塞做水平往复运动，选择三联单作用卧式泵（卧式泵液缸 或活塞/柱塞中心线为水平布置） ，而且这种泵拆、装和使用都很方便。往复泵系列一 般选择机动泵（机动泵用独立的旋转电机电动机、柴油机、汽油机等驱动的泵） ， 机动泵通常是由液力端、传动端、减速机构、原动机及、其他的附属设备（润滑、冷 却系统等）所组成。 6 图 2-2 乳化液泵 2.2 电动机选取 2.2.1 原动机功率的选择与确定 原动机的选择 kw pq ne 7 .36 = en有效功率,kw 12 ppp-=为泵的全压力，pa 3 10 2 p泵的排出压力，pa 3 10 1 p泵的吸入压力，pa 3 10 黑龙江工程学院本科生毕业设计 7 q泵的实际流量，l/min kw pq ne 7 .36 =kw5967.43 7 .36 8020 = = 泵的轴功率 h en n = h泵的效率，h取（0.600.90） h en n =4408.48 9 . 0 5967.43 =kw 原动机的所需功率dp (kw) 1 d d e d n p hhh = h泵的效率，h取（0.600.90） d h 泵的传动装置效率，齿轮传动时 d h =0.940.99 1 d h原动机效率，取 1 d h=0.99 424.49 99. 099. 09 . 0 5967.43 1 = = = d d e d n p hhh kw 5 2.2.2 原动机的选择 选取4255 2 -myr型电机 电动机的额定功率ep =（11.3）dp =1.149.424=54.36kw 额定功率ep =55kw，满载转速mn =1445r/min, u=380v 黑龙江工程学院本科生毕业设计 8 图 2-3 4255 2 -myr型电机 2.3 动力端结构设计 2.3.1 减速机构 计算传动比 i=mn /n=1445/500=2.89 式中：mn 电动机的满载转速，r/min n曲轴转速，r/min 1 传动端的运动和动力参数计算 （1）各轴的转速； in =mn =1445r/min n=in /i=1445/2.89=500r/min (2)各轴输入功率计算 16 ip =1hpd=49.4240.99=48.92kw p= ip h23h=48.490.990.9=43.587kw (3)各轴输入转矩计算 1t =9550pi/ in =9550 1445 92.48 =323.31nm 2t =9550 n p =9550 500 587.43 =832.51nm 表 2.1 各轴运动及动力参数 轴号 转速 n(r/min) 功率 p(kw) 转矩 t(n.m) 传动比（i） 1445 48.92 323.31 2.89 500 43.587 832.51 黑龙江工程学院本科生毕业设计 9 齿轮的设计计算 16 1. 材料： 齿轮和齿轮轴材料： 材料选用 40cr，调质，硬度 241- 286hbs 齿轮轴： 材料选用 35simo,调质，硬度 219- 269hbs 2. 初选小齿轮 取1z =12,2z =i1z =2.8912=37.78 取2z =38 u=2z /1z = 3.16 id= u ui - = 16 . 3 88 . 2 16 . 3 - 5%合乎要求 3.按齿面接触面疲劳强度设计 ) 3(3 )1(12 1 + h eh d uktzz u d j 1） 根据工作条件，选取载荷设计 k=1.3 2）计算小齿轮传递转矩1t =323.31nm 3）选取齿宽系数dj =1 4)查表材料弹性影响系数ez =188mpa ,hz =2.5 5）查表按齿面硬度差得小齿轮按疲劳强度极限1hlims=600mpa 大齿轮按疲劳强度极限2hlims=500mpa 6)计算应力循环次数 4320000000500001440606011=hjlnn 151050000050000 89 . 2 1440 606022=tnn 7）查表得由应力循环次数得弯曲疲劳寿命系数 95. 01=fnk 2fnk=0.97 8）计算接触疲劳许用应力 安全系数 s=1 57060095 . 0 1lim1 1= s kh h fns smpa 2fs98550097 . 0 2lim2 = s khfns mpa 黑龙江工程学院本科生毕业设计 10 9）计算小齿轮分度圆直径1d,代入hs 之中较小值 ) 3(3 )1(12 1 + h eh d uktzz u d j 10)节点区域系数，对于标准斜齿轮传动，hz=()tt b aa b cossin cos2 ， 11）ez是接触强度计算得重合度系数， ez=() a b e ee e+ - - 3 4 1 a b 1d 38.68， 12)确定齿轮模数 mn=3.5 1d=nm1z = 3.512=43mm 2d=nm2z =3.538=130mm b=1dj =0.8 43=34.4mm 13）中心距 a= ( ) 2 21dd+ =85mm 3 校核齿根弯曲疲劳强度 查表齿形系数和应力修正系数为： 1）y1af=2.65 ysa1=1.58 yfa2=2.22 ysa2=1.76 2)由应力循环次数得弯曲疲劳寿命系数 85. 01=fnk 2fnk=0.87 3)查得两尺轮的弯曲疲劳强度极限分别： 5001=fesmpa 3802=fesmpa 4)计算弯曲疲劳需用应力，弯曲疲劳安全系数 s=1 s kfefn f 11 1 s s=425 1 50085 . 0 = mpa 2fs s kfefn22s = 6 . 330 1 38087 . 0 = mpa 5）计算圆周力： tf=2978 . 6 66.92 31.3232 /11= =dt 6)计算齿轮齿根弯曲应力 黑龙江工程学院本科生毕业设计 11 = =88 . 0 67 . 1 58 . 1 65 . 2 5 . 3128.74 978 . 6 3 . 1 21111besyyyy bm kf safa t fe 0.21 s kfefn f 11 1 s s= 223. 088 . 0 67. 1764 . 1 226 . 2 5 . 3128.74 978 . 6 3 . 1 222222= =besyyyy bm kf safa t fe 2fs s kfefn22s = 所以齿轮弯曲强度足够 16 4.标准斜齿圆柱齿轮的几何参数(mm) 模数nm=3.5 压力角20=na 分度圆直径1d 1d=nm1z = 3.512=43 2d=nm2z =3.538=130 齿顶高*=anahhnm=3.5 =*anh1 齿根高anfhh(=375 . 4 )=*+*mncn *nc=0.25 全齿高 h=mnchhhnanfa)2(*+*=+ =7.875 *nc=0.25 齿顶圆直径1ad=ahd21+=50 2ad=2d+2ah=137 齿根圆直径1fd =fhd21-=34.4 2fd=2d- 2fh =121.4 标准中心距 a=()=+21 2 1 dd85 黑龙江工程学院本科生毕业设计 12 图 2-4 减速机构 2.4 液力端设计 2.4.1 液缸体壁厚确定 假定液缸体为一外圆半径 2 r，内圆半径 1 r的等厚圆筒且其壁厚d 相对较小时（5 . 1/ 12 rr） ，则可由薄壁筒公式确定壁厚 7 c p dp + -f = 1 100d,m d壁厚， 2 10-m f 焊接系数，无焊接f =1 p缸体内最大工作压力，mpa 1 d液缸体内径， 2 10-m c考虑到所输送介质的腐蚀和由于铸造造成的和壁厚附加量，一般取 c=(0.30.8) 2 10-m 液缸体材料的许用应力 对于高强铸铁=（200- 230）103pa c p dp + -f = 1 100d= 221220 422 - +0.71=1.15 =1.1510- 2m 强度校核 对薄壁筒（5 . 1/ 12 rr） 黑龙江工程学院本科生毕业设计 13 f- -+ = )(2 )( 1 c cdp d d s（因缸体一般不焊接支管，所以) 1=f = () () 111 171 . 0 15 . 1 2 71 . 0 15 . 1 422 = - -+ mpa s 所以该液缸壁符合要求。 17 图 2-5 钢套组件 2.4.2 阀的选择与确定 柱塞截面积 01256. 0 4 414 . 3 4 2 2 = =da p m 2 通过一个阀的流量 q=157 . 0 360 5005 . 401256 . 0 60 = = z asn m/s 阀座孔径 kd 20 cv q p （cm）(其中nc允许阀的流速，一般取 1216m/s, nc取 13.2) kd 20= 2 . 1314 . 3 157 . 0 1.23cm=0.0123m kd取 0.014m 黑龙江工程学院本科生毕业设计 14 密封面接触宽度 b=0.2kd (mm)=0.2014 . 0 =2.38mm=0.00238m 阀板直径mbdd k 01875. 00238. 02014. 02=+=+=18.75 =0.1875m 阀板厚度23. 014. 0) 6 1 10 1 (= k dd，取0018. 0=dm 阀板重量kggf6= 阀板导向径0048. 00021. 0)20. 015. 0(= kg ddm，取004. 0= g dm 密封面接触面积 4 10224. 1238. 0)238. 04 . 1 (14. 3)( - =+=+=bbda kj pm2 阀板的公斤质量006. 0= f mkg 实验系数 b k ，按阿尔道夫系数取 1.30 允许关闭速度 26. 0 006. 0 224. 13 . 1 = = f j f m akb mm/s 最大升程 9 0052 . 0 500 2610 10 max = = n h f m m 比值37. 0 4 . 1 52. 0 / max = k dh 当量系数 1 z，查表取 1 z=3.2 系数531. 2 14 . 16512 )45 . 4(114. 32 . 3 512 )( 3 22 23 22 1 3 = = = a pz sindg sdr k kf i 系数03. 1 )811 ( )8121 (2 22 322 + + = l ll h k 系数925.12 52. 0 4 . 1 531. 203. 1648. 0648. 0 2 2 max 31 = = = h d kkk k n 弹簧初始安装力 ngk g d f f j ikw 55.5946 8 . 7 1 1952.12 8 . 9 104 . 1 1 2 1 2 0 = - - = -= g g 黑龙江工程学院本科生毕业设计 15 系数 79.231 52. 0 4 . 1 531. 203. 141. 0141. 0 3 4 3 max 3 4 4 =+ =+ = h d kkk k h 弹簧刚度99.103979.23 8 . 9 45. 86 2 4 2 = = =k g wg c f 弹簧最大工作压力3448.113552 . 0 99.103955.594 max01 =+=+=hcff 阀上最大载荷57.11406 8 . 7 1 13348.11351 1max = - += -+= f j i gff g g 6 图 2-6(a) 排液阀 图 2-7(b) 吸液阀 黑龙江工程学院本科生毕业设计 16 2.4.3 弹簧的设计计算 弹簧中径 m d 按结构选取 0.014m 弹簧指数 h c 查表，取 1.33 弹簧曲度系数 n k , n k = hh h cc c615 . 0 44 14 + - - =1.11 弹簧材料许用扭剪应力 t查表按 65mn 钢丝取 t=30000mpa 钢丝直径 = = 82 1 1030 11. 133. 13884.1135 6 . 1 10 6 . 1 t nh n kcf d1.2mm=0.0012m 剪切弹性摸量 g，查表取值8000000pa 弹簧工作圈数0 . 7)0 . 25 . 1 ( 1 =+=ii i= cd gd m n 8 4=5.05 圆整为 5，i为有效圈数，c 为弹簧刚度 弹簧节距 0037 . 0 2 . 1 2 . 18000300 48.1135144 300 4 4 3 4 1 3 =+ =+ = n n m d dg fd tm 自由高度 020485 . 0 2 . 1)5 . 005 . 7 (05 . 5 )2 . 17 . 3()5 . 0()( 1 =-+-=-+-= nn diidthm 安装高度014768 . 0 99.1039 55.59410 485.20 10 0 0 = -=-= c f hhm 钢丝展开长311. 07 . 3)1414. 3(05. 7)( 2222 1 =+=+=tdil m pm 强度校核 y k y p b sinpbd p + = 4 )( 2 a 800300= y p，14.34 238. 04 120)238. 04 . 1 ( 4 )( 2 = + = + = b sinpbd p k y a yy pp 符合要求 16 弯曲应力校核 黑龙江工程学院本科生毕业设计 17 w k w pbd d d d d+ = 2 2 )(31 . 0 () 8 1018 . 0= w dpa, 8 2 2 2 2 10513 . 0 18. 0 20000)238 . 0 4 . 1 (31 . 0 )(31 . 0 = + = d+ = d d pbdk w pa ww dd 符合要求 其中 12 ppp-=d 2.5 活塞相关计算和强度校核 2.5.1 活塞主要尺寸的设计 活塞环数447. 4=d=pz 裙部高0185. 0 3 =hm 活塞环轴向高014. 0=hm 活塞环槽及外环尺寸确定 第一道外环至活塞顶部轴向宽度0168. 04 . 12 . 12 . 1 1 =hhm 环槽外环轴向宽度0112. 0)0 . 18 . 0( 2 =hhm 活塞支撑面比压校核 对承受侧向力的筒状活塞，需核算裙部尺寸 3 h 处投影面积的最大比压 max k pak dh n k max 3 max max = 或尺寸 3 h 应满足 2 max max 3 10- kd n h,m 104. 0 5 . 12 . 3 50 3 = hm 满足要求 8 3 h 裙部尺寸,m d活塞直径,m 黑龙江工程学院本科生毕业设计 18 max n最大侧应力,pa 取值是 50 max k许用比压，取 5 max 10)5 . 35 . 1 (kpa 筒状活塞顶部厚度t确定及其顶部厚度t的强度校核 活塞顶部承受均压 max p时，在直径截面处最大弯应力 w d为 ww p t r dmd = max 2 m p rt w 2max 10- d m r活塞半径, t活塞顶部最薄处的厚度 max p液缸里最大压力pa w d四周由支撑圆盘承受均压时，直径截面处的最大弯应力 m非自由支撑时的修正系数，68. 0=m w d 许用应力 无加强筋350 w dmpa；有加强筋1000 w dmpa 00315. 0 350 2068. 0 ) 2 2 . 3 ( max = = w p rt d m m, 符合要求 9 2.5.2 活塞的校核 活塞最大截面压应力校核 yy f p dd= max max p最大柱塞力，pa f最小截面面积，m2 f= 2 d 黑龙江工程学院本科生毕业设计 19 y d许用应力，pa n s y d d = s d柱塞材料的屈服强度，查表可知cr40的800000000= s d pa n安全系数，一般取43=n 228571420 5 . 3 800000000 = n s y d dpa yy pa f p d p d= =37688915 026. 0 4 20000 2 max 所以符合要求 9 2.6 传动端结构设计 2.6.1 曲轴尺寸确定 曲轴采用三个凸轮在凸轮轴上摆放位置成 120均匀分布，机架中有前后两组圆柱滚 子轴承与之啮合传递功率。 1.曲柄销直径确定 曲拐轴的曲柄销直径d pd)22. 012. 0(= p活塞最大力n mpd56. 02012. 0)22. 012. 0(= 2 曲拐轴的主轴径 mdd48. 056. 085 . 0 )10. 185. 0( 1 = t曲柄厚度 1 t曲柄两侧台肩厚度 mdt26. 056. 046. 0)7 . 04 . 0(= 1 t=(0.5-0.7)d=0.60.56=0.16m 曲柄直径 d=101mm=0.1m 核算轴径重叠度 黑龙江工程学院本科生毕业设计 20 两相邻曲柄销处13. 0 3 0 = - = d rd d s 主轴径与曲柄销处5 . 0 2 1 0 = - + = d r dd d s 连杆大头轴柄宽度 mdb30. 056. 053. 0)65. 04 . 0(= 主轴颈长1l=45mm 与齿轮啮合处的轴颈半径1r =45mm 长度1d=44mm 中间两侧曲柄半径2r =70mm 中间两侧曲柄厚度2t =28mm 曲轴总长 l=356mm=0.356m 2.6.2 曲轴受力校核分析 图 2-8 曲轴 静强度校核的一般式 nn + = - 22 1 2ts d 1- d为曲轴材料对称弯曲疲劳极限材料是 45#钢时取值 2.6108pa s危险截面上危险点的正应力,pa t危险截面上危险点的切应力,pa n计算的安全系数 n许用安全系数，通常 5 . 60 . 4=n 轴径截面应力计算 wz zy z mm 22 + =d x x z m =t 黑龙江工程学院本科生毕业设计 21 式中 y m、 z m、 x m 分别是校核截面绕y轴绕z轴的弯矩和绕x轴的扭矩（查表得） 9 . 71916= x m 401656= y m 304706= z m wz z、 wx z分别是校核截面绕z轴的抗弯断面模数和绕x轴的抗扭矩断面模数 48.1356 32 2414 . 3 32 33 = = d zz wzwz p 5301730 48.1356 9 .71916 = x x z m tpa 1368858000 48.1356 304706401656 22 22 = + = + = wz zy z mm spa nn= + = - 769.36 2 22 1 td d 2.6.3 连杆的选择与设计 1 连杆的结构选择 连杆与曲轴相连的一头称为大头， 与十字头连接的一头称为小头， 中间部分是杆体。 11 （1）连杆体 杆体截面形状有圆形、工字形、矩形和十字形等几种型式。工字形截面杆体和其它形 状截面杆体相比较，在同样强度和刚度的条件下具有最小的运动质量。该型适合于高 速轻型和大批生产的连杆。故选用工字形截面的杆体。 （2）连杆大头 为了便于拆装和对大头轴瓦间隙进行调整，连杆大头制成剖分式结构，即连杆大 头由连杆盖和连杆体所组成并用两只连杆螺栓连结成一体。 （3）连杆小头 连杆小头均制成整体式。小头形状选圆形。小头与十字头连接方式为十字头销连 接。 5 2 连杆的结构设计 （1）连杆定位 连杆定位是为了连杆在运动时摆动以及考虑曲轴的热膨胀引起轴向移动对连杆 影响。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 22 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；大头采用薄壁轴瓦时， 多采用小头定位。 大头定位是在连杆大头轴瓦两端面与曲柄销的配合端面采用较小的配合间隙 0.2mm- 0.5mm；而在小头衬套端面与十字头体的配合端面则取较大间隙 2mm- 5mm., 小头定位是在小头衬套端面与十字头体的配合端面采用 0.2mm- 0.5mm 配合间隙， 而在 大头端面与曲柄销配合端面采用 2mm- 5mm 间隙。 大头定位适用于大头轴瓦为厚壁的情况，近年来由于大头轴瓦都采用薄壁瓦，而薄壁 瓦不易做成翻边形状，所以通常采用小头定位。 这里采用小头定位。 采用小头定位时，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 3 10)62( - m。 而在大头处则允许较大 窜动，间隙 3 10)62( - m 11 （2）连杆长l选择 连杆长是指连杆大头和小头孔的中心矩l l=114mm=0.114m （3）连杆宽度 l b 为便于加工，通常连杆的大、小头宽度相同，当小头宽度受十字头尺寸限制时，才把 小头宽度取得略小些。 连杆宽度 l b 通常，由下列经验公式确定： (0.88 0.94) l bb=, 式中 b 为连杆轴瓦宽度 因为采用小头定位，所以 b 为小头衬套宽度，b=0.17m（见连杆小头衬套） ，所以 (0.88 0.94) l bb=17. 088. 0=0.15m 但考虑小头衬套在压入过程中，内径会缩小，所 以压入前小头衬套内径应稍大些，所以取取 0.16m 杆体的连杆盖结构尺寸确定 （4）杆体中间截面尺寸 杆体中间截面的当量直径 m d 按下列经验公式确定： max (2.2 2.8) m dp= 黑龙江工程学院本科生毕业设计 23 式中 pmax-最大柱塞力 因为连杆体截面为工字形截面而增加刚性。 max (2.2 2.8) m dp=696. 05 . 2=1.74cm=0.0174m,取md=0.018m 杆体中间截面尺寸 杆体中间截面面积为 2 4 mm ad p =5434 . 2 8 . 1 4 14 . 3 = 当杆体截面为工字形时，中截面高2.3 mm ha=0.024m 宽mb=（1.3- 2.3）mh,取mb=1.3 0.024=3.2cm=0.032m （5）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 111 ,hh 处的截面面积平均值等于中截面面积。 111 ,hh 分别距小头和大头中心的距离为 111 ,l l ，当杆体截面为工字形时，界面宽度 bm 是不变 的，其高度变化一般取值如下： 在 1 1 (0.9 1.1),ld=处时 ， 1 (0.8 0.9) m hh=； 在 11 1 (0.9 1.1)ld=处时 ， 11 (1.2 1.1) m hh=。 11 ,d d -分别为小头和大头内径， （m）; 1d=0.015,1d =0.055 111 ,hh -分别是 111 ,l l 处的杆体截面高度，(m). 故： 1 1 (0.9 1.1)ld=1.00.015=0.015m 11 1 (0.9 1.1)ld=1.00.055=0.055m 1 (0.8 0.9) m hh=0.850.024=0.0204m 11 (1.2 1.1) m hh=1.150.024=0.0276m 连杆大头内径 d1 黑龙江工程学院本科生毕业设计 24 图 2-9 连杆 由于曲柄销直径查表得 d q=0.055m 轴瓦内径 dw=dq=0.053m。 查表可知，轴瓦内径 dw=0.053m 时，轴瓦厚度 t=0.002m,所以得知 1d =wd+2t=0.057m 连杆小头内径 d1 小头衬套一般采用整体式结构，衬套的内径即为十字头销直径 dx=0.013m, ，衬套的 宽度 bx,厚度 sx由下式确定： sx=（0.070.10）dx=0.070.013=0.001m bx=（1.01.3）dx=1.00.13=0.13m 小头的内径1d= xd+2xs =0.013+20.001=0.015m 2.6.4 十字头的设计 十字头按连接连杆的形式分为：开式和闭式。闭式结构十字头刚性较好，与连杆 和活塞杆的连接较为简单，所以得到广泛应用。 1十字头的结构型式 连杆小头和十字头之间用销来连接的，称为销连接十字头。连杆小头位于十字头 体内的，称为闭式结构。在往复泵中，大多采用闭式结构。 选用销连接十字头，并为闭式结构。 2. 十字头体与滑履的连接型式 分为整体式和分开式。 用耐磨材料制成十字头或在十字头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。浇注轴承合金的整体式十字头，可减轻 重量，增加比压。可用于往复次数较高的泵上。 选用整体式十字头。 3. 十字头与柱塞的连接方式 连接方式可分为刚性连接和浮式连接两种。刚性连接是活塞杆与十字头之间用螺 纹连接，但容易因加工误差和安装错误使活塞杆和十字头两螺纹中心线产生偏斜，而 黑龙江工程学院本科生毕业设计 25 影响工作性能。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头连接 在一起的。因对开环和环形槽有微小间隙，故称为“ 浮式”连接。这种连接工作性能 良好，有利于拆装。 此种结构多用于中小型泵整体式十字头， 浮式连接分为平面连接和球面连接。 故选 用浮式连接中的平面连接。 5 4.十字头结构设计 (一)滑履尺寸的确定 (1)滑履直径hd 滑履直径可参考下面经验公式确定： maxh pd)96(= 式中 max p-最大柱塞