畢業(yè)設計-大排量礦用乳化液泵站設計

1、精選文檔精選文檔大排量礦用乳化液泵站的設計摘要此次設計以大排量乳化泵曲軸設計為主,其次是泵傳動裝置的設計。在第一章中將根據(jù)給定的已知的數(shù)據(jù)對泵中的一級齒輪減速機構來進行設計及校核,然后將重點放在曲軸設計及其校核上；第二章實對泵中傳動系統(tǒng)其它的零部件進行設計,并對其進行校核計算。此次設計，通過綜合運用四年所學的知識，不僅鞏固了所學的知識，而且擴大了個人的知識面,增強了自己分析問題與解決問題的能力，為今后的學習和工作打下了堅實的基礎。關鍵詞：乳化液泵，曲軸，傳動裝置，校核，零部件LARGEDISPLACEMENTMININGEMULSIONPUMPDESIGNABSTRACTThistaskist

2、hedesignoftheemulsificationpumpcrankprimarily.Nextisthepumpdriveinstallmentdesign.Firstwillactaccordingtotheknowndatainthefirstchapterwhichwillassigntointhepumplevelgearreductionorganizationtocarryonthedesignandtheexamination,thenwithemphasiswillplacethecrankinthedesignandtheexamination;Secondchapte

3、rtothepumpinthetransmissionsystemothersparepartscarriesonthedesign,andcarriesontheexaminationcomputationtoit.Thisdesignutilizestheknowledgethroughthesynthesiswhichfouryearsinstitutestudies,notonlyhasconsolidatedtheknowledgewhichstudies,moreoverexpandedindividualaspectofknowledge,strengthenedowntoana

4、lyzethequestionwithtosolvethequestionability,hasbuiltthesolidfoundationforthenextstudyandthework.KEYWORDS:emulsifiedliquidpump,crank,transmissioninstallment,examination,sparepart目錄TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark4 ABSTRACTII HYPERLINK l bookmark6 1乳液泵的設計11.1概述11.2乳化液泵的總體設計11.2.1乳化液泵泵型及總體結構形式的選擇11.

5、2.2液力端結構形式的選擇3在選擇液力端結構形式時，應遵循下述基本原則：3本泵為臥式五聯(lián)單作用泵液力端31.2.3傳動端結構形式選擇4一、柱塞平均速度的選擇5二、曲軸轉數(shù)n和柱塞行程長度S的選擇61.3齒輪和齒輪軸的設計及校核7 HYPERLINK l bookmark8 1.4曲軸的設計與較核161.4.1曲軸的結構設計161.5箱體的設計及計算301.6連桿尺寸的初步確定301.6.1連桿各部分的尺寸301.6.2連桿質量的確定321.7柱塞的選擇及計算331.7.1柱塞密封材料、尺寸的選擇331.7.2柱塞長度及質量的確定33傳動系統(tǒng)的設計342.1連桿的設計校核342.1.1連桿的結構

6、設計342.1.2連桿強度和穩(wěn)定性校核35連桿小頭襯套比壓校核公式:35連桿螺栓強度校核372.2十字頭的設計392.2.1十字頭的結構設計39十字頭體主要尺寸的確定392.2.2.十字頭強度校核及比壓計算39三柱塞的設計校核413吸，排液閥的設計計算424冷卻系統(tǒng)48總結50參考文獻51致謝521乳液泵的設計1.1概述泵是這樣一種機器，它被某種動力驅動，將動力機的機械能傳遞給它所傳輸?shù)慕橘|，使介質的能量增加。往復泵屬容積式泵。它的主要工作機構是往復運動的活塞（或柱塞）和自動開，閉的吸入，排出閥。處于活塞-介質作用面和吸入，排出閥之間的空間叫液缸?；钊?，泵閥，液缸以及包容它們的缸體（或閥箱），

7、再加上液體的引入，排出管匯及空氣包，安全閥等附件，便構成了往復泵的液力端。往復泵性能和參數(shù)及總體結構特點是：瞬時流量是脈動的，平均流量（即泵的流量）是恒定的；泵的壓力取決于管路特性，幾乎不受介質的物理性能或化學性能限制；有良好的自吸性能。1.2乳化液泵的總體設計1.2.1乳化液泵泵型及總體結構形式的選擇1、根據(jù)設計要求在通常情況下，泵的總體設計應遵循下述基本原則：有足夠長的使用壽命（指大修期應長）和足夠的運轉可靠性（指被迫停車次數(shù)應少）；盡可能采用新結構，新材料，新技術；有較高的運轉經濟性（效率高，消耗少）；制造工藝性能好；盡可能提高產品的“三化”（系列化、標準化、通用化）程度；使用、維護、維

8、修方便；外形尺寸和重量盡可能小。2、本次設計的屬于機動泵，即采用獨立的旋轉原動機（電動機）驅動的泵。因采用電動機驅動又叫電動泵。電動泵的特點是：瞬時流量脈動而平均流量（泵的流量）Q只取決于泵的主要結構參數(shù)n（每分鐘往復次數(shù)）、S（柱塞行程）、D（柱塞直徑）而與泵的排出壓力幾乎無關，當n、S、D為定值時，泵的流量是基本恒定的；泵的排出壓力P2是一個獨立參數(shù)，不是泵的固有特性，它只取決2于派出管路的特性而與泵的結構參數(shù)和原動機功率無關；.機動泵都需要有一個把原旋轉運動轉化為柱塞往復運動的傳動端，故一般講，結構較復雜，運動零部件數(shù)量較多，造價也較昂貴；實現(xiàn)流量調節(jié)時，必須采用相應措施，或改變n、S、

9、D或采用旁路放空辦法來實現(xiàn)；結構變形較容易。在液力端往復運動副上，運動件上無密封件的叫柱塞。本乳化液泵稱為柱塞泵。柱塞泵的柱塞形狀簡單，且柱塞密封填料結構容易變形，因此：柱塞直徑可制的很小，但不宜過大。目前柱塞泵直徑范圍大多在3150mm，個別的達200mm。直徑過小會加大加工工藝上的問題；直徑過大，因柱塞自重過大，造成密封的偏磨。影響密封的使用壽命。由于結構上的原因，柱塞泵大多制成單作用泵，幾乎不制成雙作用泵。因柱塞密封（填料箱）在結構上易于變形，在材料選擇上也比較靈活。故柱塞泵適用的排出壓力范圍較廣泛。且宜制成高壓泵。乳化液泵柱塞中心線為水平放置的泵，又稱臥式泵。臥式泵的共同特點是：便于操

10、作者觀察泵的運轉情況，拆裝，使用，維修；機組高度方向尺寸小時，不需要很高的廠房，但長寬方向尺寸較大時，占地面積則較大；因為柱塞做往復運動時，密封件在工作時須受柱塞自重，容易產生偏磨，尤其當柱塞較重時，懸頸很長時，這種現(xiàn)象將更為嚴重。聯(lián)數(shù)，缸數(shù)和作用數(shù)每一根柱塞以及該柱塞連接在一起的連桿等稱為組合體，叫一聯(lián)。一般將，該泵有幾根柱塞就稱幾聯(lián)泵。乳化液泵有五根根柱塞；因此又可稱為五聯(lián)泵。只有當Z聯(lián)泵的柱塞間相位差不同各柱塞的直徑也不同，并且各聯(lián)的排口連接在一起來經同一排出集合管排出時，才可同時稱為Z聯(lián)缸，否則只稱Z聯(lián)泵。因此本乳化液泵又稱五缸泵。柱塞每往復運動一次對介質吸入和排出的次數(shù)，叫做作用數(shù)。

11、由本乳化液泵柱塞每往復運動依次，介質被吸入，排出各一次，因此又稱單作用泵。聯(lián)數(shù)是指相對泵的總體結構形式而言，缸數(shù)是指相對液力端排出流量脈動特性而言，作用數(shù)是相對柱塞在每一次往復運動中對介質的作用數(shù)而言的。1.2.2液力端結構形式的選擇在往復泵上把柱塞從脫開一直到泵的進口，出口法蘭處的部件，稱為液力端。液力端是介質過流部分，通常由液缸體，柱塞機器密封，吸入閥和排出閥組件，缸蓋和閥箱蓋以及吸入和排出集合管等組成。在選擇液力端結構形式時，應遵循下述基本原則：過流性能好，水力損失小，為此液流通道應要求端而直，盡量避免拐彎和急劇的斷面變化；液流通道應該利于氣體排出，不允許死區(qū)存在，造成氣體滯留。通常，吸

12、入閥應置于液缸體下部，排出閥應置于液缸體頂部；吸入閥和排出閥一般應垂直布置，以利于閥板正常起動和密封，特別情況下也可以傾斜或水平布置；余隙容積應盡可能的小，尤其是在對高壓短行程泵后當泵輸送含氣量大，易發(fā)揮介質時，更要求減小余隙容積；易損件，更換方便；.制造工藝性好。本泵為臥式五聯(lián)單作用泵液力端由于液力端的每一個缸里吸，排閥中心線均為同一軸線。稱為直通式液力端。這種泵液力端的特點是：過流性能好余隙容積小，結構緊湊，尺寸小。通常是吸入閥安裝不方便。直通式液力端按液缸體的結構特點又可分為四通體和三通體兩種。乳化液泵采用四通體通式液力端，柱塞可以從液缸前蓋處拆裝比較方便。但是在液缸體內部存在十字交孔，

13、兩垂直孔相交處應力集中較大，常因此而導致液缸體疲勞開裂，特別是當輸送強腐蝕性介質時，更容易引起開裂。乳化液泵代用下導向錐形四通體式液力端。閥板上裝有橡膠或聚酯密封圈以減輕關閉沖擊。導翼采用沖壓件以減輕重量。為使閥板關閉時不產生偏斜，采用偏置流道。閥座采用大直徑螺紋壓蓋壓緊，便于拆裝，但閥箱體尺寸更大一些。液缸前段可以伸進較長的螺堵，這樣既可增加缸蓋剛度，又可減少缸內的余隙容積。同時螺堵中設有放氣螺釘，以放盡該腔空氣。1.2.3傳動端結構形式選擇往復泵上傳遞動力的部件叫傳動端。對機動泵，傳動端是指從十字頭起一直到曲軸伸出端為止的部件。如果是泵內減速的，則傳動端包括減速機構。機動泵的傳動端主要由機

14、體，曲軸，連桿，曲柄，十字頭及潤滑，冷卻等輔助設備組成。在選擇和設計傳動端時，通常應遵循下面的基本原則：傳動端所需要的零部件必須滿足該泵最大柱塞力下的剛度和強度要求。傳動端內各運動副，必須是潤滑可靠，滿足比壓和PV允許值，潤滑油溫升也應限制在設計要求內，必要時應有冷卻措施。在結構和尺寸要求允許的范圍內，應力求減少連桿比入（R/l）,這樣不僅能減少十字頭處的比壓，而且可減少慣性力的影響。從而可改善泵閥的工作條件和吸入性能。要合理選擇液缸中心線的夾角，曲柄間的錯角，力求使機械的慣性力和慣性力矩得到平衡，減輕對起初的撓度載荷。傳動端，尤其是立式泵傳動端，要考慮重心的穩(wěn)定性。拆，裝，檢修方便，大型泵的

15、傳動端還應考慮到傳動段的各零部件的起吊方式和措施。易損件及運動副應工作可靠，壽命長，更換較為方便。加工，制造工藝性好。本乳化液泵采用的是三支點五拐曲柄連桿機構傳動端。這種傳動端的曲軸為五拐軸且只有三個支承，分別在前后主軸頸上和曲軸中間部位。這種傳動端的特點及機構特點選擇注意事項是：該傳動端的曲軸通常為整體鑄，鍛件，五拐的曲柄間交錯為72度慣性力和慣性力矩能得到較好的平衡，曲軸加工量較少，支承少，拐間距（或泵的液缸間距）小，泵的總體結構緊湊，尺寸小，重量輕。.三支點五拐曲軸受力情況復雜，一般不能簡化為簡單的平面力系或簡支梁。曲軸在工作時的最大撓度和兩主軸頸處偏轉角均較大。為此，主軸承常采用轉角較

16、大的調心滾子軸承。為了保證曲軸最大活塞力的要能夠滿足，并保證主軸承能夠正常工作，曲軸必須有足夠的強度和剛度。故三支點五拐曲軸均比較粗大。此外為使前后主軸處偏轉角大體相近，除了使曲軸間錯角為72度外，還應滿足這樣的條件，既當?shù)谝磺D角%=e時，相應的第二，第三，第四，第五曲柄轉角應為二+288o,二+216o,二+144o,二+72o，尤其是當曲軸前2345端（動力輸入端）有附加載荷時，更應如此。連桿大頭采用剖分式，否則無法裝配。為此連桿大頭軸承多采用剖分式薄壁軸瓦，大頭與連桿采用連桿螺栓連接，技術要求高，加工量也較大。.由于曲軸為整體鑄，鍛件（毛坯）再經車削加工面而成，故曲軸半徑不易過大，亦

17、即這種傳動端組成的五聯(lián)泵，柱塞行程不宜過大。本乳化液泵的傳動端機體為整體式，剛性好，在機體上方和前后方各開一個孔供拆，裝檢修用。1.2.4乳化液泵結構參數(shù)的選擇與確定ASnZD2SnZD3屮nZASnZD2SnZD3屮nZ60240240m3/s2-1)Q泵的實際流量，m3/s；Q泵的理論流量，m3/s；tn泵的容積效率；uA=D2活塞（柱塞）截面積，m2；4D活塞（柱塞）直徑，m；S活塞（柱塞）行程長度，m；n一曲軸轉數(shù)（rpm）或活塞（柱塞）的每分鐘往復次數(shù)，spm；Z泵的聯(lián)數(shù)（活塞或柱塞數(shù)）；Sn卩=一活塞（柱塞）平均速度，m/s;m305屮=一程徑比。D由式2-1可知，要確定Q，必須確

18、定n、S、D、Z等與結構有關的參數(shù)。由往復泵的設計實踐經驗得知，為了n、S、D組合的最佳方案，一般應從選擇合適的卩入手，而后再確定n，進而在比較屮，由此而逐步確定組合的最佳方m案。一、柱塞平均速度卩的選擇m卩的大小直接影響泵各運動副零、部件的摩擦和磨損，特別是對柱塞及其密m封這一對運動副的影響尤為顯著。由統(tǒng)計可知，大小主要與折合成單聯(lián)單作用的有效功率N有關，即由統(tǒng)計可知，mez卩二KN0.4=0.94m/s(2-2)mtez式中卩一活塞(柱塞)平均速度，m/s；mK統(tǒng)計系數(shù)，見表2-5；查得K=0.210.70，取K=0、53.tttN折合成單聯(lián)單作用泵的有效功率，kw。ez(2-3)QtQ；

19、N=(p2-pi)QU嚶kw=31.5(2-3)QtQ；ez612Z(K+1)612Z(K+1)612x5x1式中Q泵的流量，l/min，當選取卩時可近似代入理論流量,mp泵的排除壓力，kgf/cm2；2p一泵的吸入壓力，kgf/cm2，當pp或p為常壓時，全壓力p-pup；1211212K系數(shù)，對于單作用泵，K=0,對雙作用泵，0K3x()二155mmit31x1.63.1531.252）計算圓周速度。=8.022m/s兀dn兀x=8.022m/sV=1-1=60 x100060 x10003）計算齒寬b及模數(shù)mntb二d=0.6x155mm二93mmd1tdcos0155xcosl4m=n

20、=7.519ntz201h=2.225xm=2.225x7.519=16.7nt93b/h二二5.5716.74）計算縱向重合度8。=0.3ztan0=0.318x0.8x20 xtan14/=1.2690d15）計算載荷系數(shù)K。由機械設計表10-2查得使用系數(shù)K=1；A根據(jù)u=7.707m/s,7級精度，由機械設計圖10-8查得動載系數(shù)K=1.175；V由機械設計表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時K=1.30475；H0由機械設計圖10-13查得齒向載荷分布系數(shù)K=1.2629；F0由機械設計表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)K=K=1.2。HaFa故載荷系數(shù)K=KKKK

21、=1x1.175x1.2x1.30475=1.840AVHaH06）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由機械設計式（10T0a）得,1d=d3：=15811t3kt7）計算模數(shù)mndcosdcos0m=1-=7.6653、按齒根彎曲強度設計由機械設計式（10-17）.2KTYcos2屮0z2d1aPYYtnF（1）確定設計參數(shù)1）由機械設計圖10-20c3、按齒根彎曲強度設計由機械設計式（10-17）.2KTYcos2屮0z2d1aPYYtnF（1）確定設計參數(shù)1）由機械設計圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限b=635MPa；FE1大齒輪的彎曲疲勞強度極限b=600MPa；FE2

22、2）由機械設計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.85；FN1K=0.88；FN23）計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由機械設計式（10-12）得【b二Kfn1bFE1=0.85x635MPa=385.536MPaf1S1.4【b=Kfn2bFE2=0.88x600MPa=377.143MPaF2S1.44）計算載荷系數(shù)。K二KKKK二1x1.175x1.2x1.2629二1.7807AVFaF卩6）根據(jù)縱向重合度1.269，從機械設計圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)賃0.878。7）計算當量齒數(shù)。zV1zi-cos3B20=21.89COS314”40=43.478）查取

23、齒形系數(shù)。機械設計表10-5查得Y=2.80；Fa1Y=2.40Fa29）查取應力校正系數(shù)。Z=2V2COS3pCOS314”Y=1.67sa2機械設計表10-5查得Y=1.67sa2Sa1YY10）計算大、小齒輪的Sj并加以比較。FYY2.8x1.55001126Fa1Sal二二0.01126【b丁385.536F1YY2.40 x1.67F2Sa2=0.01063G丁377.143F2大齒輪的數(shù)值大。(2)設計計算2x1.78072x1.7807x2.414x106x0.878x(cos1)2x0.01126mm=5.4mmmn1x202x1.584對比計算結果，由齒面解除疲勞強度計算的法

24、面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算得法面模數(shù)，取m=8.0mm，已可滿足彎曲疲nn勞強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=19629mm來計算應有的齒數(shù)。于是由1dcosBz=261mn取z=26，則z=uz=75.65,取z=76。1212a=(z1+z2)mn=3102cosB取中心距為316mm.、變位計算（1）確定變位系數(shù)按zv1+zv2=61.94查機械傳動設計手冊P141圖217（a）初取變位系數(shù)X工=0.6取圖中P9：從而算得X工=0.67a=20,a=20,nat=arctantanancosB=arctantan20=20.5617cos14a

25、t,=arccosCcosat)=23.55a2(xn1+xn2)由mva,=n1n2tana+mvatntzz1+zz2所以，X+z2(inva，-inva)=0.67n工1,(2)確定XZ1,工1,查2.17(b)由蘭工=0.335，Zv=31對應點作l13的對應輔助線取2213xn2=0.32，xn1=0.67-0.32=0.35n2n1=yn=!S（裁I627fyn=0.05主要幾何尺寸模數(shù)數(shù)值(mm)mn8變位系數(shù)x|=0.35,x|=0.32n1n1節(jié)圓直徑d=2ay(i+1)=173,d=dxi=460121齒頂高h,=(h*+x,-Ay)xm=10.4,hn=(h*+x,-Ay

26、)xm=10.16齒根高hf1=(h*+c*-xJxm=8.8,hf2=(h*+c*-x2)xm=8.56f1annnKnf2annn2/n齒頂圓直徑d,=2h,+d,=161.18,d2=2h2+d2=339.32alal1a2a22齒根圓直徑df1=d,-2hf1=143.6,df2=d2-2hf2=301.7齒寬B=Oxd=94.7,取B=95,B=B+5=100d12116.小齒輪軸的設計.小齒輪軸的功率P=250KW，轉速叫=989rpm,轉矩T1=2.414x106Nmm求作用在齒輪上的力已知參數(shù)m=8,a=20,h*=1,z,=19nna1則mt=mn一cosP=8.245d=m

27、xz=8.245x19=156.6551t12TF=1=3082Ntd1F=Fxanan=1156NrtcosPF=FxtanB=768Nat.初步確定軸的最小直徑：d,i=A0 x3p=66.39mm,A0由機械設計P370表15-3查取A0=1051min000n1輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑dI，為了使所選的軸直徑與dI與聯(lián)軸器的孔徑相適應相同。故需要同時選取聯(lián)軸器的型號。由聯(lián)軸器的計算轉矩Tc=kAxTcaA查機械傳動設計手冊p1256取kA=2.25，則T=2.25x2.414x106=54315NMca故選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號LX6取軸孔直徑dI=85mm，半聯(lián)軸器長度

28、L=172mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為L1=132mm初定軸的各段直徑和長度如圖所示下面進行強度校核計算：1).按扭轉強度條件計算查表可知40Cr的許用扭轉切應力胡=3555TTt=19.65MPaWT0.2dI3Lt由于I軸的直徑最小且滿足扭轉強度條件，其他處軸必定也滿足。2).按彎扭合成強度條件計算：做出受力圖和軸的載荷分析圖Ft|IFNH1|FNH2MHMMFt=FNH1+FNH2FNH173.6-Fnh2X134.8=0解得：Fnh1=1347N,Fnh刃35NFNV1=Fa=750NFNV1+FNVFNV1+FNV2=FrrFx289=T+rFaxd1+Fnv1x173.6+4

29、23.8xFNV2解得：FNV1=10066N，F(xiàn)NV2=-8910NMh1=Mh2=Fnh1x115.4=Fnh2X134.8=155444NmmM“=Fw八x115.4=1161616.4NmmV1NV1M”2=Fwx134.8=1201068NmmV2NV2M,=；M2+M“2=1171971Nmm1H1V1M=Mh22+MV22=1211085Nmm比較M比較M1,M2可得M=M1,22。M2M2+(aT)2M2+(aT)2G=1-caW0.1xd13=4.54MPag1=70MPa-=J12110852+(0.6x2414000)0.1x160.83注：由于軸單向旋轉，扭轉切應力為脈

30、動循環(huán)變應力，從而a=0.6)即知道軸滿足要求。1.4曲軸的設計與較核1.4.1曲軸的結構設計1、該乳化液泵的曲軸是三支承五曲拐因其支撐少，使曲軸和機體的加工量減少，傳動端裝配也簡單；相反地，因曲柄錯角為720的五拐三支承不能簡化為平面曲軸，故受力狀況復雜，剛度和強度較差，在同等條件下就顯得粗笨。2、曲軸各部件名稱軸端軸中心線與曲軸旋轉中心同心的軸向端部叫軸端。軸端外伸端叫前端。因前端一般均與原動機或泵外減速機相連，并做為總體扭矩的輸入端，故前端也叫輸入端。相對的另一端叫后端，也叫尾端。軸頸包括主軸軸頸，曲柄頸。主軸頸系指軸端上安裝主軸承（滾動軸承）或曲柄支承在機體主軸承上的部件。曲柄頸是指曲

31、柄上與連桿大頭連接的部件（也叫連桿軸頸），它與主軸頸不同心。.曲拐，曲柄，曲柄半徑曲軸上連接主軸頸和曲柄頸或兩相鄰曲柄銷的部位，叫曲柄。前者又稱為短頸，后者又稱為長頸。曲柄和曲柄頸的組合體稱為曲拐?？拷鬏S頸的曲拐較短，又叫短拐；連接兩曲柄頸的較長的，叫長拐。由主軸頸中心到任意曲柄頸中心的距離稱為曲柄半徑。曲拐布置或曲柄錯角選定曲軸的拐數(shù)和曲柄錯角主要取決于泵的形式，聯(lián)數(shù)和作用數(shù)的選擇。曲柄錯角選擇還應該考慮到有利于流量不均勻（性）度，慣性力和慣性力矩的平衡并有利于兩主軸頸處撓曲變形相接近。因此對于五聯(lián)單作用泵，不僅取錯角為720，而且若以靠近曲軸輸入端為第一曲柄，并以它為基準順旋轉方向計算時

32、，第二曲柄和第一曲柄間錯角取288，第三曲柄與第一曲柄將錯角取216第四曲柄與第一曲柄間錯角去1440第五曲柄與第一曲柄將錯角度取720。這樣才有利于主軸頸處的變形相近，特別是軸前端主軸頸外伸部位有附加力矩時，更是如此。曲軸支承和軸承的選擇五拐曲軸大多為三支承的，支承處安裝主軸承。三支承五拐曲軸的剛度較差，主軸承處的主軸頸變形，傾角較大，故主軸承多采用允許傾角較大的向心球面球軸承而很少使用滑動軸承。主軸軸承型號NJ2322。軸頸由于制造工藝的原因，在曲軸的軸頸一般均制成實心圓柱體。本乳化液泵曲軸即采用這種實心圓柱體形式，因此是鍛件。曲柄往復泵曲軸常采用的曲柄外形有橢圓形，圓形和矩形三種形式。其

33、中本乳化液泵采用圓形，其特點是：結構簡單，有利于曲軸平衡；加工方便；但材料利用率次于橢圓形曲柄。成形方法：一般為鍛造成形，也有用棒料車削而成的。這種曲軸外形適用于小批量生產各種類型泵，特別是多支承曲軸圓形曲柄可兼作中間支承頸。曲柄設計原則總是盡肯能的將曲柄不影響強度的多余金屬去掉，以減少曲柄重量，減少旋轉慣性質量。7.過渡圓角當泵工作時，軸頸與曲柄頸連接處最容易形成應力集中，導致曲軸早期破壞，因此在此處采用圓滑過渡的圓角以提高曲軸的疲勞強度。過渡圓角常見形式有單圓弧過渡圓角和雙圓弧圓角、內凹過渡圓角。本乳化液泵采用最常見的過渡圓角，我設計采用了單圓弧過渡這種過渡圓角的特點是：可減少軸頸與曲軸相

34、連處的應力集中，疲勞強度較高，并便于軸頸和圓角部分的加工。其中r=（0.05-0.1）D式中D為曲柄頸直徑。rl三tl,tl由具體結構決定，但不應小于2mm。圓角面光潔度0.8。過渡圓角設計是應注意：圓角半徑越大，應力集中就越小，曲軸疲勞強度就越高但軸頸有有效工作長度變短且圓角制造質量也難保證，因此應合理選取。軸頸圓柱面和過渡圓角表面應為一次磨成，保證銜接處平滑。對重要曲軸、圓角表面應施以滾壓，以提高疲勞強度的范圍。同一曲軸上的圓角，包括軸頸突然變化處的圓角rl應盡量取同一圓角半徑，以利于加工。8.軸端軸前端一般與皮帶輪、齒輪、聯(lián)軸器等連接，連接必須可靠。軸端見形式是：前端多為圓柱體或圓錐體，

35、后端多為圓柱體。圓柱軸端加工方便，但拆卸較困難。圓柱面配合一般為H7/K6、H7/js6，光潔度0.8。軸端有中心孔，一般取GB145-1985選取60度中心孔。曲軸結構設計的基本原則曲軸各部件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件只要是制造工藝允許并易于實現(xiàn)的就應當去掉，以便于減輕重量。另外工作表面尺寸應考慮到相關文件（軸承內孔等）尺寸和尺寸數(shù)列的標準化，最后進行圓整；曲柄、曲軸頸尺寸和形狀、曲柄半徑、曲柄間錯角以及曲柄頸軸間距應均等，兩主軸頸間距也盡可能小，并盡量使主軸間距小的同時盡可能（減?。ηS幾何中心的不對稱，以利于泵運轉是慣性力矩的平衡。曲軸各工作表面

36、過渡圓角在條件允許下應力要求做好表面硬化處理并有足夠的尺寸精度和表面光潔度以減少應力集中，提高各工作表面耐磨性和疲勞強度。曲軸各部件形狀尺寸選擇還應考慮到制造和拆裝維修方便。本乳化液泵曲軸材料選用42CrMoA抗拉強度b=110MPa；屈服強度b=95MPa.bs確定各軸段的尺寸曲軸曲拐的直徑查往復泵設計曲柄銷直徑d-(0.460.66)、P=(0.460.66)*89019取d=130mm主軸頸d-（0.911.1主軸頸d-（0.911.1）dd1-110mm曲柄厚度b-(0.50.7)db-65mm曲柄寬度h丄41.8)d圓角半徑r-（0.050.1）dh-240mmr-3mm曲軸個軸段直徑的確定由d得軸段L的直徑最小d-100mm,dA-100mm軸段B處安裝圓柱滾子軸承,選取型號NJ2322，所以dB-110mm，軸段E處安裝圓柱滾子軸承選取型號NU1048,取dE-240mm，軸段J處選用23222/W33，取dj-110mm曲軸各軸段長度的確定軸段L安裝大齒輪和擋圈，所以其長度為184mm，軸段B,E安裝圓柱子軸承故取該軸段長度L-56mm,L-80mm；為保證軸承安裝在箱體軸承座孔中，并考EB慮軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內壁的距離為8mm，軸段中的短臂，根據(jù)計算出的b值確定其長度為25mm;為了防止連桿與曲軸端面不相碰，連桿徑與曲柄之間應當留有一定的間隙，取間