机械毕业论文高压均质机机械传动部分设计

1、1 引言1.1 均质机的现状与发展均质技术是一项应用相当广泛的细化分散技术，广泛应用于乳品、饮料、食品、化 妆品和化工行业等。所谓均质，就是将液态物料中的固体颗粒打碎，使固体颗粒实现超 细化，并形成均匀的悬浮乳化液的工艺过程。多年来均质技术一直未有重大的突破， 应用最多、最广泛的仍然是高压均质技术，其原因是高压均质技术比较成熟物科经均 质后，平均粒径一般可以达到lUm以下，效果较好。均质机的作用主要有：提高产品的 均匀度和稳定性、增加保质期、减少反应时间从而节省大量催化剂或添加剂、改变产品 的稠度改善产品的口味和色泽等等，均质机广泛应用于食品、乳品、饮料、制药、精细 化工和生物技术等领域的生产

2、、科研和技术开发。随着我国国民经济的迅速发展和人民生活水平的不断提高， 我国均质业得到了飞跃 发展，已经成为我国国民经济的支柱产业。但是我国研制并生产均质机械比较落后，国 外相比，起步晚、发展比较慢。至今，许多行业仍普遍采用传统的高压均质机。我国的 均质机研制并生产是从 50 年代开始的，直到 80年代才开始逐渐的生产均质机，而且大 多是传统的高压均质设备。水平相对比较低，无论是材料选择，加上精度、使用寿命、 规格品种、应用领域及能源消耗，都与国际先进水平有着不小的差距，这显示我国均质 机产业的发展任重而道远。中、高压均质机，因加工工艺和材料等原因，在我国一直是空白。随着奶制品、饮 料、化工、

3、制药等行业新产品研制、生产的需要 , 科技大学七十年代末在国率先进行了 高压均质机的研制工作，八十年代初研制成功。从此，我国均质机生产逐步步入了快速 发展时期。国产低压、中压、高压各种规格的均质机相继投放市场，极满足了我国各行 各业的生产需求。随着人们对均质乳化作用的不断认识和研究，均质技术得到了迅猛的发展，相应地 出现了多种不形式的均质机，其中典型的有高低压均质机、离心式均质机、胶体磨、超 声波均质机和剪切式均质机。它们已在食品、制药、化妆品等行业中得到广泛应用，不 同形式均质机的使用围有所不同，我们可以根据物料的浓度、粘度等特性的不同，选择 相应的均质设备。离心式均质机、超声均质机由于其结

4、构复杂、成本高、能耗大、维修 不方便等缺点，使得它们的应用有一定的局限性。近年来，高压均质机，以其独特的剪 切分散机理和低成本、超细化、高质量、高效率等优点在众多的工业领域中得到普遍应 用，并在某些领域逐渐地替代传统的均质机。基于此，有必要对均质技术投入更多的研 究和探讨。1.2 高压均质机的工作原理及课题设计要求1.2.1 高压均质机的工作原理高压均质机以高压往复泵为动力传递及物料输送机构，将物料输送至工作阀（一级 均质阀及二级乳化阀）部分。要处理物料在通过工作阀的过程中，在高压下产生强烈的 剪切、撞击和空穴作用，从而使液态物质或以液体为载体的固体颗粒得到超微细化。如 图 1 所示。图 1

5、高压均质机的工作原理相对于离心式分散乳化设备（如胶体磨、高剪切混合乳化机等） ，高压均质机的特点是：1）细化作用更为强烈。这是因为工作阀的阀芯和阀座之间在初始位是紧密贴合的， 只是在工作时被料液强制挤出了一条狭缝； 而离心式乳化设备的转定子之间为满足高速 旋转并且不产生过多的热量，必然有较大的间隙（相对均质阀而言） ；同时，由于均质 机的传动机构是容积式往复泵，所以从理论上说，均质压力可以无限地提高，而压力越 高，细化效果就越好。2）均质机的细化作用主要是利用了物料间的相互作用，所以物料的发热量较小，因而能保持物料的性能基本不变。3) 均质机能定量输送物料，因为它依靠往复泵送料。4) 均质机耗

6、能较大。5) 均质机的易损使较多，维护工作量较大，特别在压力很高的情况下。6) 均质机不适合于粘度很高的情况。1.2.2 本课题设计要求 本课题要研究或解决的问题：在工业生产中，均质机占有很重要的地位，均质技术 与人们生活息息相关。 本次毕业设计主要是设计小型高压均质机中的传动部分及辅助部 分，进行性能计算及结构设计。主要技术要求：1) 所设计的均质机能够完成对两种流体物料的均质与乳化。2) 额定压力为一级60Mpa二级20Mpa3) 尺寸规格为 1446X 1220X 1435mm4) 额定流量为 2000L/h2总体方案确定及工作原理2.1 方案确定本课题主要设计的是小型高压均质机的传动及

7、辅助部分。高压均质机的传动及辅助 部分主要包括电动机、皮带轮传动、减速器、曲轴、连杆及柱塞泵。主要通过曲轴连杆 机构和变速箱将电机高速旋转运动变成低速往复直线运动，采用皮带轮变速。变速后,使柱塞往复运动的速度控制在130170 r /min。这种速度下，机器运转稳定、噪声低， 柱塞及其密封耐用性好。其中电动机可根据参数计算选择型号，皮带轮及减速器同样由 计算得出。具体计算见第三章。工作过程可参见示意图2。141泵体 2 柱塞3 连杆4 曲轴图2均质机的工作过程2.2 工作原理在图 2 所示中，柱塞的一段伸入到泵体的泵腔在传动机构的带动下柱塞在泵腔往 复运动。当柱塞向右移动时泵腔形成低压，排料阀

8、关闭进料阀打开，物料被吸入。当柱 塞向左移动时泵腔形成高压进料阀关闭，排料阀打开，物料被排出。由于曲轴使连杆 相位差为 120 ，它们并联在一起， 使排出的流量基本平衡 柱塞随曲轴旋转作往复运动。 在主泵体通过进料阀、出料阀以及均质阀，完成进料一压缩一泄放一进料一压缩一泄放 ? ? 周而复始运行。对于每一个柱塞泵来说，进料和泄放都是间歇的。管道的液流必然 是脉冲状态，即使是多柱塞合成的液流也成脉动状态。这个脉冲（ 动） 频率会引起管道的振动.如果柱塞运行速度130170 r /min,柱塞每一个行程周期仅0.360.46 S，进 出料单向阀开启时间仅0.180.23 S。表明主泵体在短时间完成

9、进料、压缩和泄放全过 程首先必须具备稳定进料速度和进料压力。实践中，选择合理均质机的进、出料管径， 输送泵和缓冲管，是十分必要的。3主要传动部件的设计计算与分析3.1 均质机的功率和电动机的选择3.1.1 均质机的有效功率在单位时间，均质机排除的液体由均质机所获得的能量成为均质机的有效功率，也 就是均质机对排除的液体所做的有效功。均质机的有效功率可以根据全压力和实际流量 进行计算。由于高压均质机的全压力和均质压力（即排除压力）基本接近，所以，一般 均依照均质压力和实际流量按下式计算：Np -PQ1000式中 Np 均质机的有效功率，kWP均质机的均质压力，Pa；Q 均质机的实流量，mVs。将

10、p=60 103 Pa Q=2000 L/h带入上式中得Np= 33.33 kW3.1.2 均质机的输入功率均质机的输入功率也就是均质机（高压泵）的轴功率是原动机（如电动机）传给均 质机输入轴上的功率。当均质机与原动机直接连接时，均质机输入功率就等于原动机的 输出功率。由于存在机械摩擦等损失，均质机的输入功率大于有效功率。输入功率可按 下式计算：Np式中N 均质机的输入功率，kWNp 均质机的有效功率，kW均质机的效率。均质机的效率 的计算方法很难确定，只能用试验方法确定。在进行均质机设计时， 通常要根据均质机的结构型式和参数以及加工质量等预先选取，一般=0.800.90。流量较大，压力较低，

11、制造质量高，介质含气量较少时，可选较大值。反之则选较小值。根据此次课题的要求选=0.85。33 3计算的 N =33.3=39.18kW0.853.1.3 电动机功率及电动机的选择上面所述均质机的效率只包括均质机输入轴后面机构的机械损失，并不包括电动机至输入轴之间传动机构的机械损失，所以，电动机的功率应按下式进行计算NpNd=d式中Nd 电动机功率，kWNp 均质机的有效功率，kW；均质机的效率；d均质机输入轴前传动装置效率。d的取值可根据电动机至均质机输入轴采用的传动装置而定。直联时，d =1 ；采用三角带传动时，d =0.900.96 ；齿轮传动（闭式）时，d =0.950.99 ;蜗轮传

12、动时（闭 式），d =0.700.94。式中d又称为均质的整机效率。对均质机整机效率要求见表1。表1均质机整机效率均质机压力（MPa20>2032>3250整机效率0.840.830.80计算d查表机械传动和摩擦的效率概略值，确定各部分效率为：联轴器效率1=0.99，滚动轴承传动效率（一对）2=0.99，三角带传动效率3=0.96，闭式齿轮传动效率 4=0.97d = 12234 =0.90则33.3Nd =43.53 kW0.90 0.85考虑到均质机的流量是脉动的，载荷也是脉动的，其瞬时功率和平均功率差别较大， 而且不同类型的均质机，差别程度也不同，特别是单柱塞均质机，差别最大

13、。此外，在 柱塞密圭寸处的机械摩擦损失等也很难精确确定，为使均质机在世纪运转中不致超载，在 选择电动机时，应有一定的裕量，这一裕量称为储备系数Ke,则实际选择的电动机功率为N d = KeNd式中 Nd 实际选择的电动机功率，kWKe 储备系数；Nd 电动机（计算）功率，kW储备系数Ke可按表2选取。表2电动机功率储备系数Ke电动机功率Nd （kW261020>20由于 Nd=43.53kW 故选取 Ke =1.10则 N d =1.10 x 43.53=47.8 8 kW因为载荷平稳，电动机额定功率 Ned略大于Nd即可。查手册选用型号为 丫315S-8 的丫系列三相异步电动机（见图3

14、）。参数见表3。表3电动机参数电动机型号额定功率/kW满载转速/ （ r/min ）堵转转矩最大转矩额定转矩额定转矩同步转速 750 r/min ，8极Y280S-8557401.62.0图3三相异步电动机 Y280S-83.2 柱塞泵的工作原理及设计3.2.1 结构原理往复式柱塞泵由液力端及传动端两部分组成。液力端视均质聊也的过流部分，通常 由缸体、柱塞及密封件、媳妇和排除阀组成；传动端是传递动力的部分，主要由机体、 曲轴、连杆、润滑和冷却等部分组成。柱塞泵的工作原理是当柱塞向右运动时（见图 4）,缸腔容积扩大而腔压力降低形成低压，贮槽的液体考压差而冲开吸入阀门而进缸体达到完成吸入工作过程。

15、柱塞向左运 动时，由于缸体容积缩小而压缩液体，达到工作压力冲开排除阀完成排液过程。由于柱 塞的往复运动是通过曲柄连杆机构实现的。因而柱塞泵的平均流量恒定，而瞬时流量成 脉动变化；柱塞泵是容积泵，它的排出压力仅决定于管路的水力特性，与流量无关。在 理论上，只要原动机有足够的功率，泵体强度足够时，高压泵的排出压力可不受限制。图4柱塞泵结构图322 柱塞泵的选取通常用泵在一转中的流量Qmax和平均流量Qp之比表示流量的不均匀程度，称为不均匀度，以m表示。m = Qmax Qp式中对单作用泵所以Q max = FV max =Fr =260Qp = Fsn =2Frnf m3 /sFrnfm3/s2

16、Frnf m= 2Frnf对于双柱塞泵，柱塞的相位差为180时，它的不均匀度m为2 Frnf =4Frnf21.57对于三柱塞泵，柱塞相位差互成120时1.047Qmax 2 Frnfm= =Qp6Frnf 3流量的不均匀度越大，其最大流量与平均流量的差越大，流量就越不均匀，泵的操 作也就越不稳定。由以上不均匀度的计算表明，三柱塞泵流量最稳定，得到广泛应用。 故选用三柱塞往复泵。图5为三柱塞往复泵的示意图。图5中，常见的三柱塞往复泵的柱塞泵是由3个工作室、3个柱塞、3个单向的进料阀 和3个单向的出料阀等组成。3个工作室互不相连，但进料管和排料管相通。在设计上曲 轴使连杆相位差为120°

17、;,它们并联在一起，使排出的流量基本平衡。图5三柱塞往复泵3.2.3 柱塞的设计柱塞的作用是使吸入过程中缸体形成低压， 而在排出过程中形成压力，将液体压出。 柱塞在工作中不断地做往复运动，而且要传递产生压力的力，所以柱塞必须具有足够的 刚度、强度，表面必须光洁、硬度高，以保证良好的耐磨性。当输送有腐蚀性的介质时， 还必须有良好的耐蚀性。柱塞有实心和空心两种。直径在 125mm以下时采用实心，直径在大于125mm寸，为 减轻重量，米用空心。1) 柱塞与十字头的连接柱塞与十字头连接一般有平面、球面和螺纹等三种连接形式。一般平面连接是指柱塞一端面与十字头断面平面接触，借助柱塞颈部处的两个半圆环用螺母

18、压紧。这种连接，结构简单，多用于小型柱塞泵，但不能自动对中，若量连接 断面任何一个与中心线垂直度不能保证，柱塞安装后就产生偏斜，运转时对密封产生偏 磨，影响密封件寿命。球面连接是在柱塞和十字头之间装有垫块和球面垫。球面连接可实现自动对中，有 利于改善密封性能，延长密封性能，延长密封使用寿命，但结构复杂，零件数量多，球 面加工也困难。螺纹连接结构简单，加工容易，装拆方便。一般不能由螺纹办证对中性，需要另外 的配合圆柱面来保证对中，加工时要保证螺纹和圆柱面的同轴度，且圆柱与十字头接触 的端面应与中心线垂直。综上所述，选用螺纹连接。2) 柱塞直径行程的初定按照图6的运动原理，初定柱塞直径为 40mm

19、曲柄半径为50mm故柱塞行程初定为 100mm所以在设计柱塞的长度时应大于 100mm图7为柱塞的示意图。柱塞 图6曲柄连杆示意图-卄-无.小2 83) 柱塞稳定性校核校核柱塞稳定性时，计算长度I取自与十字头连接的端面至柱塞导向套中点。把柱塞近似看做为等截面细长压杆，根据材料力学，压杆柔度Ir =i m in1式中 压杆长度系数，柱塞可取=十；<2I 柱塞计算长度，cmi min截面最小惯性半径,Cm i min =V Ar截面惯性矩,cm4，对圆截面:J=d464对圆形截面的柱塞来说i minmm = 1 cm ；40i min =44Id i2即 r= 45 2；8 =1233压杆柔

20、度r不同时，压杆稳定性校核公式见表 4表4压杆稳定性校核公式压杆柔度围校核公式大柔度杆 r >1002ErJn=2ul Pmax中柔度压杆40< r <100a b r Ar n=PmaxAr小柔度杆r <40Fmax表中符号意义：n 安全系数；Pmax 最大柱塞力，N； a 柱塞截面积，cm；i 柱塞计算长度，cmEr 柱塞材料弹性模量，MPa材料允许抗拉应力，MPar 压杆柔度；J 截面惯性矩，ent；u长度系数，这里u=_1：；a,b 与材料性能有关的系数，不同强度的钢材a,b值见表5；n许用安全系数，柱塞可取 n =58表5柔度计算用系数a,b材料ab45钢58

21、9038.00熔钼钢1000054.00由于r =12.33 < 40，所以该柱塞杆为小柔度压杆，应按照公式n= f LPmax行稳定性校核。选用材料为45钢，所以通过查阅手册得出b的围为：216238 MPa计算Ar :2cm = 12.56 cm计算Pmax :pmax= P Ar = 60 X 106 12.56 10 4N = 75360 N所以将以上数据带入校核公式 得n = 3.64.0 < n = 5 8故该柱塞稳定。4) 柱塞最小截面积压应力校核193/XV 8图8柱塞由于连接的需要，柱塞的界面可能会不等，柱塞的压应力按最小截面进行校核:式中 y最小截面压应力，MP

22、aPmax最大柱塞力,N；最小截面积,2cm；许用应力,安全系数，一般取 n=34计算:Pmax = 75360 N在图8中得柱塞的最小截面的直径dmin =35 mm,所以d2if =min43.5222=cm= 9.6 cm4查阅手册得s= 216238MPa 取 n=3，所以s216 238216238 MPa = 72 79 3MPa3=7536049.6 10= 78.5 MPa <所以柱塞的最小截面满足要求。5) 柱塞密圭寸柱塞密封式往复式柱塞泵中重要的易损见之一。 柱塞密封的型式有接触型密封和间 隙密封两种，接触型密封又可分为压紧式填料密封和自紧式密封两类。压紧式填料密封

23、使用的填料通常是用玻璃纤维、石棉纤维、植物纤维或碳素纤维等编制而成，再填充或 浸渍不同性质的润滑剂后压制成方形或矩形断面的带状品。由于依靠压紧力来防止泄 漏，压紧式填料密封有着较大的磨损和机械损失，安装和维护也很麻烦，目前使用围已 日趋缩小。自紧式密圭寸有着良好的密圭寸性能，依靠液体的压力使密圭寸圈唇部开与柱塞表 面和泵缸壁紧密交界处面密封，当液体压力升高时，密封性能自动加强，压力降低时， 密封性能也随着下降。这种自动调节密封性能的特点可以减少摩擦和功率损失，所以在 高压泵的均质机上得到了广泛的应用。自紧式密封又可分为V型、U型和丫型等不同型式。(1) V型密封的结构形式V型密圭寸由V型密圭寸

24、圈、顶圈和底圈所组成，在顶圈前有柱塞导向套，在底圈后有 压盖及其压紧螺母，V形圈的开口向着液压方向安装。当密封圈较多时，可在密封圈中 加设液封环，液封环可储存液体，起润滑密封或冷却作用，又有助于V形圈均匀压紧。有时为了防止空气吸入液缸，也可以布置少量 V形圈开口背向液压方向，以起到米鞥空气的作用V形密封的顶圈和顶圈不一定是单独的，有时可把顶圈和导向套制成一体，把底圈 和压盖也制成一体，这样可以减少密封填料箱轴向尺寸。液封环有时也可以兼起顶、底 圈的作用。由于设计和结构的不同，有时对密封圈补偿压紧力有困难，可以采用弹簧力 自动补偿，弹簧力的大小则应依据 V形圈直径大小而不同。V形密封圈大多用合成

25、橡胶或多层涂胶织物（夹布橡胶制V形圈）压制而成。夹布及橡胶应根据输送介质和使用条件选择合适的材料。V形密封圈常把若干个重叠起来使用。 压力越高，格式户越多，但摩擦力也于是大。 当个数多于 4 时，摩擦力增加明显，一般应依照压力选择密封圈的个数。当工作压力不 超过32MPa时，一般使用A型V形圈（D<50mr时）3个即可。（2）U型和Y型密封的结构形式U型和Y型密封在本质上没有多少区别。在形状和性能上也很接近，因此通常可归 并成一类，统称 U 型密封。U型密封圈的唇部径比柱塞略小，而外径比填料箱径略大，组装后考唇部接触形成 密封。使用于高、中、低压条件下的U形密封圈的背部厚度是不同的。在压

26、力低于30MPa 时，一般只要用一个U形或Y形密封圈即可，与V形密封相比，U形密封的摩擦力小， 密封性能好，装拆也方便。用于往复式柱塞的U形密封。由于压力脉动和柱塞的往复运动，一般需加顶圈（支 承环）来固定U形圈并使唇部开与柱塞和箱体壁接触。顶圈压入唇部的部分沿圆周开有 若干个小孔，可使唇部在液压作用下开均匀。（ 3）间隙密封当泵的排出压力很高， 填料或密封圈由于强度和刚度所限制， 常采用金属间隙密封。 最简单的间隙密封是用柱塞和液缸体经精密配合，使间隙在 0.0030.006mm表面十分 光洁，可密封压力达100MPa以上。综上所述， 结合各种密封型式的结构特点、 性能特点及装配特点， 本次

27、设计采用 U型密封。装配型式如图 9 所示。6）柱塞导向套柱塞导向套常常安装在密圭寸圈顶圈前面或和顶圈制成一体。导向套除了导向外，还 可以支撑柱塞重量，减小对填料、密封圈的侧压力，以提高密封效果。柱塞和导向套是 一对重要的摩擦副，其配合应依材料和输送介质的温度来选择，对于金属一金属来说， 一般可选择H9f8或H8h8。导向套的长度一般可取柱塞直径的0.52倍，压力较高,直径较大者可取大值，反之取小值。3.3 曲轴的设计3.3.1 曲轴的运动分析采用三柱塞往复泵进行液体的传送， 在运动的过程中同一时刻需保证三个柱塞处于 不同的位置，三柱塞运动能产生总流量 2000L h。由于曲轴连接三个柱塞，所

28、以曲轴的运动是导致柱塞运动的主要因素。曲轴将电动机的高速旋转运动转变为柱塞的低速往复 运动，所以在柱塞运动时要保证2000L h的流量，曲轴的转速设计是非常重要的一项参 数。根据总流量的要求，可按下式计算曲轴的转速：3n lAr =Q式中n曲轴的转速，r min ；l柱塞的行程，m ；A柱塞的截面积，m2 ；Q总流量，m3. min。其中丨=0.1 m ， Q= 2000 L h =0.033 m minAr =d24242cm = 12.56 cm0.0013m2所以得88.46 r minQ0.033n =3lAr 3 0.1 0.00133.3.2 曲轴的设计要求采用整体铸造曲轴的加工性

29、能好，金属切削量少，成本低，铸造曲轴可以获得较合 理的结构形状，如椭圆形曲柄臂，桶形空心轴颈和卸载槽等，从而使应力分布均匀，对 提高曲轴的疲劳强度有显著效果。铸造曲轴的应用正在不断扩大。曲轴的主要设计要求：1）足够的强度，主要是曲柄部分的弯曲疲劳强度、扭转疲劳强度以及功率输出端 的静强度。要尽量减少应力集中并加强薄弱环节；2）足够的刚度，减少曲轴挠曲变形，以保证活塞连杆组和曲轴各轴承可靠工作， 同时提高曲轴的自诊振频率，尽量避免在工作转速围发生共振；3）尽量轻的质量，对于不影响强度和刚度的部位，只要制造工艺允许并易于实现 的，就应该去掉，这也是提高曲轴自振频率的措施；4）轴颈一轴承副具有足够的

30、承压面积和较高的耐磨性。油孔布置合理;5）合理的曲柄排列，使其工作时惯性力和惯性力矩能得到较好的平衡。从而运转 平稳；转矩均匀，轴系的扭振情况得以改善；6）合理配置平衡块，减轻主轴承负荷和振动；7）曲轴各部位形状的选择应考虑到制造和装拆，维修方便，这一点对大型曲轴尤 其重要。3.3.3 曲轴的组成及设计1 ）曲轴的组成曲轴一般由轴端、 轴颈和曲柄臂三部分组成， 曲轴应开有油孔， 作为润滑油的通道。（1）曲轴的轴端轴心线与曲轴旋转中心同心的轴向端部称为轴端。 轴端一般作为曲轴的输入 （输出） 端，与带轮、联轴器、飞轮和驱动机等联接。要求联接牢固可靠。（2）曲轴的轴颈 轴颈包括主轴颈、支撑轴颈和连

31、杆轴颈。安装滑动轴承的轴颈要有足够的承压面积 和较高的耐磨性保证供油和散热。主轴颈与连杆轴颈重叠部分称为重合度，它对曲轴强 度影响很大。重合度增加，曲轴刚性增加，截面变化缓和，应力集中现象改善，应尽量 避免重合度等于或接近零。（3）曲柄臂及曲拐 曲轴上连接主轴颈和连杆轴颈或连接相邻连杆轴颈的部位叫做曲柄臂。 曲柄臂与连 杆轴颈的组合体称为曲拐。曲拐的结构对曲轴的疲劳强度有很大的影响。曲轴中空可减少不平衡回转质量，去 除材质差的部分，改善应力分布的不均匀性，提高疲劳强度，锻造曲轴中孔由机械加工 完成，一般为直筒形。铸造曲轴可制成合理而复杂的形状。曲柄臂的形状较好的是椭圆和圆形。椭圆材料利用最合理

32、，疲劳强度高。但对自由 锻造曲轴，曲柄外形需要靠模加工。圆形结构简单，有利于曲轴平衡，加工制造方便。 对于低速和小批量曲轴， 曲柄臂在连杆轴颈处两侧棱角常削去， 以减轻重量和回转惯量。 同样原因，在曲柄臂背部做成斜角，过大的斜角会影响曲柄强度。2 ） 曲轴的设计应用转矩法作轴径的估算，计算轴径公式：d A0''P 式中d轴的直径mn;P 轴所传递的功率KW ;n轴的转速r/min ；955000Ao计算常数，Ao = 3 0.2 tT 许用扭转切应力，MPa见表5表5 轴常用的几种材料的 T及A0值轴的材料Q235-A、20Q275 354540Cr、35SiMn、38SiMn

33、Mot /MPa15 2520 3525 4535 5 5A0149 126135 112126 103112 97弯矩较小或只受扭矩作用、载荷较平稳、无轴向载荷或只有较小的轴向载荷、减速器的低速轴，轴只做单向旋转时T取较大值，A0取较小值；反之，T取较小值，A0取较大值。选用45号钢为轴的材料，该曲轴既受弯矩又受扭矩，所以T取较小值，A。取较大值。即：T =30MPa所以A0 =3 9550000=116.760.2 30计算PP为轴所传递的功率，电动机的功率在经过皮带轮传动、减速器和联轴器传递之后会有损失，故应按照下式进行计算式中Pa 电动机的额定功率，KWd均质机输入轴前传动装置效率。计

34、算d查表机械传动和摩擦的效率概略值，确定各部分效率为：联轴器效率1=0.99，滚动轴承传动效率（一对）2=0.99，三角带传动效率 3=0.96，闭式齿轮传动效率 4=0.97d= i 2234 =0.90所以P = 33.3 KW将以上数据代入公式（1）中得33.3d 116.763mm=84.4 mmV 88.46所以设计曲轴如图10图10 曲轴3.3.4 提高曲轴疲劳强度的措施曲轴的横断面沿着轴线方向急剧变化，因而应力分布极不均匀。应力集中较严重、 疲劳破坏就很容易在应力集中区产生。因而在设计制造曲轴时，必须米用合适的措施。1 )设计措施(1) 加大过渡圆角(2) 采用空心轴颈若以提高曲

35、轴弯曲强度为主要目标，则采用主轴颈为空心的结构即可。若同时减轻 曲轴的质量和减小连杆轴颈的离心力，以降低主轴承载荷，宜采用全空心结构，并将连 杆轴颈孔向外侧偏离一段小距离 e，e可取连杆轴颈直径的1 20。这种偏心可进一步减 小连杆轴颈的旋转质量，并使圆角过渡部位的应力分布更加平坦。(3) 加大轴颈重合度增大轴颈重合度，可显著提高曲轴的疲劳强度，曲柄臂越薄越窄时，效果越明显。2 )工艺措施对于应力集中较严重的部位进行局部表面强化，可明显提高曲轴疲劳强度。常用曲 轴强化法见表6。表6曲轴的常用强化方法强化方法圆角滚压加工软氮化处理圆角中、高频淬火由塑性加工硬化和使碳、氮原子固溶马氏体转变硬化产强

36、化剩余压应力，降低粗糙于铁而产生固溶强化和生剩余压应力机理度并消除显微裂纹、针产生是剩余压应力孔等缺陷1.冷加工，不需加热而1.轴承滑动部位也可强1.可以局部淬火，轴承特点节能化滑动部位也可强化2.处理时间短2.可提咼耐磨性2.效果明显3.不能提高耐磨性3.处理时间长提咼曲轴疲劳钢曲轴20%70%碳钢曲轴60%80%钢或球铁曲轴强度的效果珠光体球铁曲轴低合金金刚曲轴30%100%50%70%50%90%3.3.5 曲轴的受力分析为了简化计算，在分析、计算曲轴受力时通常通常做如下假设和处理：1 ）把多支撑曲轴看做是以主轴承中心分开的分段简支梁（曲轴受力分析的分段法），并把曲轴是为绝对刚体。2 ）

37、轴颈上所受的里在轴颈的中点处。3）不考虑回转惯性力。4）因加工精度，装配质量以及因使用后磨损，热变形等造成的附加载荷不考虑。5）轴颈和曲柄取各自的坐标系。6）分段简支梁看成有A、B是三个支撑。计算支撑反力时，按两个支撑起作用计算。 即认为轴前端载荷由轴承 A和轴承B支撑。按上述假设和处理得到的曲轴的计简图如图10所示。图中Ft、Ft为作用在连杆轴颈上的切向力；Fr、Fr、Fr为作用在连杆轴颈上的法向力；Fa、Faz、Fpy、Fbz 分别为A、B两个主轴承处支反力沿坐标方向的分量。按照此计算简图推得的轴承支撑 处的支反力计算式为：AzF tL1 F r L2 L1F rL1L2 L3(1)Ft

38、LL1Fr LL2L1 Fr LL1L2L3LF AyFrL1 F rL1L2 L3Fr LL2L1FrL1 L2L3图10曲轴的受力分析3.3.6 曲轴的强度计算曲轴多是疲劳破坏，因此应在通常易于发生疲劳裂纹处 (如；连杆轴颈的圆角、油 孔等)按疲劳强度校核计算。但是在低速曲轴的设计计算中，为了简化计算，有时也采 用静强度校核的饭食，将曲轴所受载荷看作应力幅度的呢个与自大应力的对称循环载 荷，并略去应力集中系数和尺寸系数的影响，而代之以较大的安全系数，使复杂的疲劳 强度校核计算具有静强度校核计算的简单形式。按静强度校核主要在轴颈与曲柄臂连接处，轴颈开油孔处的截面进行。对于活塞式压缩机和往复泵

39、曲轴，应在下列工况下校核：1) 输入转矩为最大时。2) 综合活塞力绝对值最大时。轴颈和曲柄臂各截面的静强度校核按下式进行Ss1Ss式中曲轴材料弯曲疲劳极限，MPa危险点上的正应力，MPa危险点上的切应力，MPaSS许用安全系数，推荐 Ss 3.5 5在曲轴材料的组织均匀程度和力学性能稳定性较差，以及轴颈曲柄臂间过渡圆角 较小和被校核截面处的表面粗糙度较大时，安全系数应取较大值。被校核截面危险点应力的计算，对轴颈为>yWyTxWT对于曲柄臂，要校核曲柄臂截面短轴端点，按下式计算:截面短轴端点应力My |FaWy AWT式中Wt 抗扭截面系数，mm3;Wy、Wz 抗弯截面系数，mm3;A 截

40、面积，mm3;计算：输入转矩TP9550 N m 3595N mnT3595所以FN 72kNr0.05FFt72kN分解力：第一个轴颈在图示位置只受切向力，所以Ft 72kN第二个轴颈在图示位置既受切向力又受法向力， 所以将力Fr分为切向力Ft和法向1 : o力 Fr。经计算得 FrFt 36kW， FtFt 31.2kW。2 2第三个轴颈在图示位置既受切向力又受法向力， 所以将力Fr分为切向力Ft和法向1力Fr。经计算得Ft尹t 36kW，Fr31.2kW。又 L1134mm， L2134mm， L3134mm， L 516mm。将以上数据分别带入公式1）、（2）、（3）、（4）中，计算得

41、Faz 11.2kN，Fbz58.8kN， FAy 4.34kN， Fb22kN计算危险截面1MyFbz Li a 58.8 103 134 45MzWyF By L1 a d32603323222 103134 451724645mm352332.2 103N m1985 103 N mTx T 3595N mW 0.2d30.2 26033515200mm3所以3.2MPa,1.02MPa代入公式（6）中得SsSs 3525567.2 ,2.224 1.022所以截面符合要求。截面2、3、4、5和6的校核方法同上，此处计算过程略。经计算得这五个截 面均满足要求。3.4 减速器的选择齿轮减机

42、器是把机械传动中的动力机（主动机）与工作机（从动机）联接起来，通 过不同齿形和齿数的齿轮以不同级数传动，实现定传动比减速（或增速）的机械传动装 置，减速时称减速器（增速时称为增速器）。1）减速器分类减速机是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。它的种类繁 多，型号各异，不同种类有不同的用途。以下是常用的减速机分类：(1)摆线针轮减速机(5)二环减速机硬齿面圆柱齿轮减速器(6)起重机减速机行星齿轮减速机(7)蜗杆减速机软齿面减速机(8)无级变速器减速器的类别是根据所采用的齿轮齿形、齿廓曲线划分；减速器的品种是根据使用 的需要而设计的不同结构的减速器；减速器的型式是在基本结构的基础

43、上根据齿面硬 度、传动级数、出轴型式、装配型式、安装型式、联接型式等因素而设计的不同特性的 减速器。2 ）速器载荷的分类与减速器联接的工作机载荷状态比较复杂，对减速器的影响很大，是减速器选用及 计算的重要因素，减速器的载荷状态即工作机（从动机）的载荷状态，通常分为三类： 均匀载荷、中等冲击载荷及强冲击载荷。3）特点硬齿面圆柱齿轮减速器的齿轮全部采用合金钢锻件，齿轮经渗碳淬火并磨齿、修缘,精度达到6级以上；箱体经精密镗孔，轴承诶加强型，从而使承载能力和寿命大大提高， 比较软齿面减速器承载能力提高 24倍以上，价格增加3倍左右。选用的减速器应该能将电动机传到皮带轮的速度减小为曲轴的转速，由于电动机

44、的转速为750r/min,而曲轴的转速为88.46r/min,传动比io = 75°88 46 8.3，故可以选用 传动比为5.6的ZDY型单级圆柱圆柱齿轮减速器。查机械设计师手册得出当传动比 i1=5.6时，同时满足转速750r/min和输入功率大于55kW的减速器规格为中心距为 160mm故选取型号为ZDY160的减速器。3.5 联轴器的选择联轴器（机械式联轴器的简称）是机械产品的传动装置中，轴系最常用的连接部件。 主要分为刚性联轴器、挠性联轴器、安全联轴器，同时刚性联轴器又分为凸缘联轴器、 径向键凸缘联轴器、套筒联轴器、夹壳联轴器、平行联轴器。冈性联轴器是由刚性传力件组成，连接

45、件之间不能相对运动，因此不具有补偿两轴 线相对位移的能力，只适宜用于倍联接两轴相对位移的场合。刚性联轴器无弹性元件， 不具备减震和缓冲功能，一般只适宜于载荷平稳并无冲击振动的场合。根据设计要求及 运用场合，决定采用刚性联轴器，并且为凸缘式联轴器。凸缘联轴器是利用螺栓连接两半联轴器的凸缘以实现两轴连接的刚性联轴器，结构简单、制造方便、成本低、工作可靠，装拆和维护简便，可传递大转矩，需保证两轴具 有较高的对中精度，一般常用于载荷平稳，高速或传动精度要求较高的传动轴系。凸缘 联轴器不具备径向、轴向、角向的补偿性能。使用时如果不能保证被联接两轴的对中精 度，将会降低传动精度、效率和联轴器的使用寿命，并

46、引起震动和噪声。将要被联轴器连接的两个轴径分别为：90mm 80mm所以按照大的轴径选择联轴器的型号。查机械设计师手册选取型号为 YL13的凸缘联轴器，性能及尺寸参数见表7,示意图见图11表7 YL13型凸缘联轴器性能和尺寸型号公称转矩T n/ N -m许用转速n/r - min-1轴孔直径d(H7)轴孔长度LDD螺栓L0质量m/kg转动惯量I2/kg -m数量n直径M钢钢J型J型YL1325004300901972201856M1621935.580.6463.6 V带的设计3.6.1 V带的计算电动机的转速降到曲轴的转速的总传动比为i0= 8.3，而减速器的传动比 "=5.6 ,

47、所以V带的传动比匚二匕二83 1.5 oh 5.61） 确定计算功率PjP KaP式中Pi计算功率，kWKa工作情况系数；P 所需传递的额定功率，如电动机的额定功率，kW查表8得Ka 1.2 ;故 P KaP 1.2 37kW 44.4kW2 ）选V带的型号根据R 44.4kw,n1 750r. min，查出此坐标点位于D区，所以，选用D型计算。表8工作情况系数Ka原 动机I类n类工作机一天工作时间（h）101016161010 1616载荷液体搅拌机、通风机和鼓风变动机、离心式水泵和压缩机、轻1.01.11.21.11.21.3小负荷输送机3 )确定带轮的基准直径D，并验算带速v(1) 初选

48、小带轮的基准直径Di。考虑结构紧凑，由表查9得，取小带轮的基准直径Di 355mm（2）验算带速vDm355 750v1 113.93m s60 1000 60 1000因为5m s v 30m s，所以带速合适。（3）计算大带轮的基准直径D2D2 iD 11.5 355532.5mm查表，圆整为D2560mm表9 V带轮的最小基准直径型号YZABCDEDmin （mm）2050751252003555004 )确定V带的中心距a和基准长度L0(1) 一般初选带传动的中心距为a0 0.7D1 D20.7 355 560915mma02 D1 D223555601830mm取 a。700mm，满

49、足 0.7 D1 D2a。2 D1 D2D2 D14a°2560 3554 700(2) 计算带所需的基准长度L0 2a0 D1 D22 700 355 56022851.55mm由表选带的基准长度Lp 2800mm(3) 计算实际中心距aLp Lo2800 2852a a。750674mm2 2考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充紧的需 要，常给出中心距的变动围amin a 0.015Lp 674 0.015 2800 632mmamax a 0.03Lp 674 0.03 2800 758mm所以中心距的变化围为 632 758mm。故选取中心距a

50、750mm。5 )验算小带轮的包角1D 2 D11 180 2 157.31800迴 57.3162.60 90，合适。a7506 )计算V带的根数zP zPiPrP0P0 KKl由 D1355mm 和 n1750 r min，查表插值计算P。13.7016.1513.70750 70070014.925kW800根据n1750 r min，i 1.5和D型带，查表插值计算R1.701.951 70(750 700)1.825kW800700插值计算K0.960.950.96(162 165)0.954160165查表得Kl0.83则z -44.43.3514.925 1.8250.954 0

51、.83所以取4根。F0 min 500 I51 空K z vmin2qv由表查得q 0.30 kg . m，故得单根V带的初拉力F0 min 500 芋 1 旦 qv2K z v500 44.410.4益 1 °30 1042 430.93N应使带的实际初拉力F0 F0 min8 )计算作用在轴上的压力Fp 压轴力的最小值1Fp min 2 F0 min zsin 2 430.93162.64 sin3407.7 N23.7 V带轮的设计3.7.1 V带轮的设计容根据带轮的基准直径和带轮转速等已知条件，确定带轮的材料，结构形式，轮槽、轮辐和轮毂的几何尺寸、公差和表面粗糙度以及相关技术

52、要求。3.7.2 带轮的材料常用的带轮材料为HT150或HT2O0转速较高时可以采用铸钢或用钢板冲压后焊接而成。小功率时可以用铸铝或塑料。3.7.3 带轮的结构形式V 带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成。根据轮辐结构的不同，V带轮可以分为实心式、腹板式、孔板式、椭圆轮辐式。V带轮的结构形式与基准直径有关。当带轮基准直径为 dd 2.5d°(d为安装带轮的 轴的直径，mm时，可采用实心式；当dd 300mm时，采用腹板式；当dd 300mm， 同时D1 d1 100mm时，可采用孔板式；当dd 300mm时，可采用轮辐式。按照上述要求，同时安装带轮的轴的直径均大于300mm，所以大、小带轮都选用轮 辐式。同时按照手册要求，当大带轮的直径为560mm并且为D型带时，该带轮应设计为 六椭圆辐轮。小带轮的直径为355m m，所以设计为四椭圆辐轮。由 ZDY160型减速器轴伸直径d 60mm，长度L 110mm。故大带轮轴孔直径应取 d0 60mm，毂长应小于 110mm。