《畢業(yè)設計（論文）-采煤機機載調(diào)高噴霧泵站設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《畢業(yè)設計（論文）-采煤機機載調(diào)高噴霧泵站設計（110頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 中國礦業(yè)大學2008屆本科生畢業(yè)設計 第110頁 1 概 述 隨著采掘機械話程度和工作面產(chǎn)量不斷提高，井下污染問題日益引起重視。實測采煤工作面采煤機截割時的原始粉塵農(nóng)度高達（采煤機司機及下風流10人行道處），最高可達。一般認為粒度小于的呼吸性粉塵含量，是衡量空氣污染程度的一項重要指標?！睹旱V安全規(guī)程》規(guī)定，井下空氣中的總粉塵量最高允許濃度為。呼吸性粉塵容易沉積在肺部引起塵肺病，呼吸性粉塵最高允許濃度為。粉塵達到一定濃度時，影響設備操作人員的視野，易造成人身事故，還容易引起或加劇瓦斯爆炸

2、的強度。我國1993年和1994年爆炸好幾次，傷亡慘重，另外，工人長期處于高濃度粉塵作業(yè)場所，易換上職業(yè)塵肺病。煤炭系統(tǒng)塵肺人數(shù)占我國總塵肺人數(shù)的一半，對此國家每年要花費大量的人力物力，經(jīng)濟損失巨大，也給患者及家屬帶來很大的痛苦。所以，減少采掘過程中產(chǎn)生的粉塵具有重要意義。 采煤機的滾筒在割煤裝煤過程中，會產(chǎn)生大量煤塵，不僅降低工作面的能見度，而且對安全健康極為不利，滾筒截割到頂板或底板時，必然要降低行走速度，也會生成較多粉塵，且可產(chǎn)生火花，引起瓦斯爆炸。因此必須及時進行降塵。用噴嘴擴散和霧化壓力水，形成包圍塵源的水霧（即噴霧），把粉塵撲滅，是本次設計的降塵措施。噴霧降塵包括機內(nèi)輸配水系統(tǒng)和

3、降塵器配置系統(tǒng)兩部分。輸配水系統(tǒng)設計為高壓噴霧。雖然高壓噴霧系統(tǒng)的裝備和維護費用高，但將塵效果好（一般比低壓噴霧的降塵效率提高），適用于現(xiàn)代話高生產(chǎn)率采煤機上。 采煤機機載調(diào)高噴霧泵站為整體式布置即所有零部件均安裝在一個框架內(nèi)，再與采煤機其他部件連接，安設在低托架中部，工作時隨采煤機一起在采煤工作面移動。它具有結構緊湊，操作控制方便，高壓噴霧滅塵效果好，事故率低的優(yōu)點，實現(xiàn)了將采煤機的冷卻、調(diào)高、噴霧三大系統(tǒng)設計為采煤機機載調(diào)高噴霧泵站由調(diào)高噴霧總成（包括防爆電動機、減速器、泵體和底盤等）、過濾器組（包括過濾器、卸載閥組、轉(zhuǎn)閥、壓力表、六通閥、蓄能器等）兩大部分組成。調(diào)高噴霧泵的作用是將過濾

4、器過來的常壓清水轉(zhuǎn)換成高壓水，供滾筒調(diào)高以及設備冷卻和噴霧滅塵使用。過濾器組的作用是將回收的電機冷卻水或井上來的清水，經(jīng)過過濾器內(nèi)的過濾網(wǎng)，把各種雜質(zhì)過濾下來，以保證水的清潔度。泵主要由箱體、泵頭、連桿、柱塞、曲軸、進排液閥等組成。為臥式三柱塞往復泵，電機驅(qū)動，經(jīng)一級齒輪減速，帶動曲軸旋轉(zhuǎn)，經(jīng)連桿、滑塊使柱塞泵往復運動，柱塞在高密封的高壓腔內(nèi)往復運動時，工作液經(jīng)吸排水閥吸入和排出，從而使泵輸出壓力液體，再經(jīng)單向閥通過橡膠軟管進入工作面。 對于本次的設計我要解決的問題是： ①電機冷卻水的回收問題。 ②本次設計的泵站實現(xiàn)將現(xiàn)有電牽引采煤機的相互獨立的調(diào)高系統(tǒng)與噴霧系統(tǒng)合并為一個系統(tǒng),共享同一

5、壓力源。 ③本泵站在采煤機上的安放位置。 圖1.1 采煤機噴霧系統(tǒng)示意圖 2 方案論證 我國目前煤礦井下采掘工作面大多以傳統(tǒng)的噴霧降塵為主（水壓在以下，普通噴嘴），降塵效果特別是對呼吸性粉塵的降塵效果不理想，因此，本次設計的采煤機機載調(diào)高噴霧泵站是壓力為的高壓噴霧，與電牽采煤機配套使用，是為采煤機提供噴霧滅塵、冷卻用水和搖臂調(diào)高的設備。高壓噴霧克服了采煤機原來使用的低壓內(nèi)外噴霧對粉塵降塵效率低的缺點。極大地改善了機采工作面的勞動衛(wèi)生條件。 原來噴霧降塵系統(tǒng)有許多的缺點，首先，由于采煤機的各電機都是采用水冷方式冷卻，冷卻水套所要求的水的壓力限制在，由于壓力低造成噴霧時噴嘴的水霧化效

6、果差、噴射距離短且容易造成煤堵塞噴嘴。另外，采用以油為為介質(zhì)的泵站調(diào)高，在處理事故時容易造成環(huán)境污染。以下是系列滾筒采煤機的噴霧冷卻系統(tǒng)和搖臂的調(diào)高液壓系統(tǒng)圖： 1- 水門；2-過濾器；3-節(jié)流閥；4-水流分配閥；5-左噴頭；6-右噴頭； 7，8-不可調(diào)節(jié)流閥；9，10-左右外噴霧裝置。 圖2.1 MG150系列滾筒采煤機噴霧冷卻系統(tǒng)圖 它采取噴霧和冷卻分別供水的方法，水源由工作面水管進入裝在機器上的水門1和過濾器2后，水流分成兩路：一路水流經(jīng)節(jié)流閥3后，又分成兩路，其中一路去液壓泵箱冷卻器，冷卻泵箱內(nèi)的油后經(jīng)噴頭5噴出，起降塵作用；另一路去電機的水套，冷卻電機的定子，由電機

7、水套出來的水流，經(jīng)噴頭6噴出，也起降塵作用這種降塵方法遠不及經(jīng)泵站加壓噴出的高壓水的降塵效果，實質(zhì)上是浪費了水源。 1-調(diào)高泵；2-左右調(diào)高油缸；3-手動換向閥；4-高壓換向閥；5-單向閥 圖2.2 MG150系列滾筒采煤機調(diào)高液壓系統(tǒng)圖 本次設計的采煤機機載調(diào)高噴霧泵站為整體式布置即所有零部件均安裝在一個框架內(nèi)，再與采煤機其他部件連接，安設在低托架中部，工作時隨采煤機一起在采煤工作面移動。它具有結構緊湊，操作控制方便，高壓噴霧滅塵效果好，事故率低的優(yōu)點，實現(xiàn)了將采煤機的冷卻、調(diào)高、噴霧三大系統(tǒng)設計為互為關聯(lián)的統(tǒng)一整體。液壓系統(tǒng)圖如下： 圖2.3 電牽引采煤

8、機冷卻、調(diào)高、噴霧降塵液壓系統(tǒng)圖 1.進水閥 2.進水壓力表 3.進水過濾器4.減壓閥 5.壓力表 6.分配節(jié)流閥 7.電機冷卻器8.冷卻回水過濾器9.水箱 10.低壓安全閥11.吸液過濾器 12.泵13.泵用安全閥14.卸載式溢流閥15.卸載閥單向閥16.卸載閥主閥 17.液壓控制18.噴霧器19.泵用壓力表20.節(jié)流閥21.操縱閥22.調(diào)高液壓缸23.蓄能器 ①冷卻系統(tǒng) 主要組成：開關閥、減壓閥及水分配閥。 工作原理：如圖3所示，冷卻系統(tǒng)由工作面Φ25供水管供水，經(jīng)開閥進水過濾器、減壓閥到水分配閥，在水分配閥分為6路分別進入左、右截割電機，左、右搖臂冷卻器，泵站電機和兩個牽引

9、部的電磁滑差調(diào)速器進行冷卻，除了進入兩個牽引部的電磁滑差調(diào)速器的冷卻水由于電磁滑差調(diào)速器的結構有特殊要求而外泄外，其余冷卻水由5條高壓膠管引回進入水箱，至此完成采煤機電機和冷卻箱的冷卻工作。 電機冷卻水的回收是本次設計優(yōu)越于以往冷卻水用于噴霧或排放掉浪費的地方，本次設計的電機定子冷卻水的回收，不僅節(jié)約了水源提高了降塵效果，而且保證了供采煤機滾筒調(diào)高的壓力。 ②泵站動力系統(tǒng) 主要組成：由隔爆電機、三柱塞臥式柱塞泵、卸載閥、蓄能器、過濾器、壓力表及水等組成。 工作原理：采煤機各電機及冷卻器的冷卻回水進入水箱后，通過磁性過濾器及吸液過濾器過濾后進入柱塞泵，經(jīng)蹦泵加壓后到達卸載閥，而后分為3路

10、：第1路，沖開單向閥，通過輸水高壓膠管引處到達節(jié)流控制閥，供噴霧抬高使用。第2路，到達手動卸載閥（手卸閥打開時）經(jīng)過回液斷路器回水箱。第3路，通過主閥上的節(jié)流孔進入主閥上腔，與閥芯下腔壓力共同作用于先導閥芯形成向上的推力，控制先導閥的起閉，到達超壓卸載的目的。 ③噴霧調(diào)高系統(tǒng) 主要組成：由節(jié)流控制閥、噴霧器、噴霧壓力表、調(diào)高操作閥等組成。 工作原理：由泵站出來的壓力水首先到達節(jié)流控制閥（差動溢流閥的改進型），在次分為兩路，一路當調(diào)高操作閥不動作時，即通向操作閥的水路為封閉狀態(tài)時，壓力水打開閥芯向噴霧器供水進行噴霧滅塵工作。另一路當采煤機需進行搖臂調(diào)高操作時，開啟調(diào)高操作閥從而使閥芯下腔處

11、壓力降低而小于調(diào)壓彈簧力，使得閥芯關閉停止噴霧，壓力液體向調(diào)高千斤頂供液實現(xiàn)采煤機的調(diào)高工作。 本次泵站的設計選用往復柱塞泵而不選用齒輪泵及其他類型的泵，是因為齒輪泵最難解決的問題是泄漏問題，噴霧泵站使用的介質(zhì)是清水。由于兩嚙合齒之間的縫隙很大，更是加劇了非常嚴重的泄漏，給密封來了很大的困難，泄漏不僅使容積效率大大降低而且很難達到所需壓力。因為本次設計的泵站的額定壓力為18MPａ，壓力較高，更不容易滿足。 圖2.4 齒輪泵結構圖 1-彈簧當圈；2-壓蓋；3-滾針軸承；4-后蓋板；5-鍵；6-齒輪；7-泵體；8-前蓋板；

12、9-螺釘；10-密封座；11-密封環(huán)；12-長軸；13-鍵；14-泄油通道；15-端軸；16-泄菏溝；17-圓柱銷 往復柱塞泵的突出優(yōu)點是：可獲得高的排壓，且流量與壓力無關，適應輸送介質(zhì)十分廣泛，吸入性能好，效率高，泵的性能不隨壓力和輸送介質(zhì)粘度的變動而變動。由于泵的結構也比較簡單、操作比較方便，而且還有體積小、重量輕、流量均勻等一系列優(yōu)點，也是本次選擇柱塞泵的原因之一。柱塞泵有其他類型的泵所不及的特點，它屬于容積式泵，是借助工作腔里容積周期性變化來達到輸送液體的目的的；原動機的機械能經(jīng)泵直接轉(zhuǎn)化為輸送液體的壓力能；泵的流量只取決于工作腔容積變化值極其在單位時間內(nèi)的變化次數(shù)（頻率），而（

13、在理論上）與排出壓力無關。這一實現(xiàn)工作腔容積變化的方式和結構特點，構成了柱塞泵性能參數(shù)和總體結構的一系列特點。柱塞泵不僅經(jīng)濟性可靠,而且工作效率高。這正是其他類型的泵所不能比及的。具體特點可歸納如下： 1、 瞬時流動是脈動的 2、 平均流量（即泵的流量）是恒定的 3、 泵的壓力取決于管路特性 4、 對輸送的介質(zhì)（液體）有較強的適應性。原則上可以輸送任何介質(zhì)，幾乎不受介質(zhì)的物理性能和化學性能的限制。 5、 有良好的自吸性能，所以在啟動前通常不需灌泵。 本次設計中采用臥式柱塞泵，而不采用軸向柱塞泵和徑向柱塞泵。是因為臥式柱塞泵通常為閥式配流，耐震動和沖擊性能較好，工作壓力較高，對液體的

14、過濾精度要求較底，有一定的自吸能力。由于采用密封圈密封，轉(zhuǎn)速不宜過高，但使用了齒輪的一級減速，就達到了要求。制造和使用起來都很經(jīng)濟。 軸向柱塞泵雖然有結構緊湊，轉(zhuǎn)動慣量小，壓力高，效率高，易于實現(xiàn)變量等諸多優(yōu)點。但它主要使用于工程機械、起重運輸機械、船舶等方面。它的造價高，用在噴霧泵上就很不經(jīng)濟。 徑向柱塞泵雖然加工精度要求較底，但其徑向尺寸要求較大，結構也較復雜，不適合用在機載的噴霧泵上。 圖2.5 配流閥式徑向柱塞泵 1-傳動軸；2-離合器；3-缸體；4-配流軸；5-壓環(huán)； 6-滑靴；7-柱塞；8

15、-定子；9、10-控制活塞 調(diào)高噴霧泵站由調(diào)高噴霧總成（包括防爆電動機、減速器、泵體和底盤等）、過濾器組（包括過濾器、卸載閥組、轉(zhuǎn)閥、壓力表、六通閥、蓄能器等）兩大部分組成。調(diào)高噴霧泵的作用是將過濾器過來的常壓清水轉(zhuǎn)換成高壓水，供滾筒調(diào)高以及設備冷卻和噴霧滅塵使用。過濾器組的作用是將回收的電機冷卻水或井上來的清水，經(jīng)過過濾器內(nèi)的過濾網(wǎng)，把各種雜質(zhì)過濾下來，以保證水的清潔度。 噴霧泵主要由箱體、泵頭、連桿、柱塞、曲軸、進排液閥等組成。為臥式三柱塞往復泵，電機驅(qū)動，經(jīng)一級齒輪減速，帶動曲軸旋轉(zhuǎn)，經(jīng)連桿、滑塊使柱塞泵往復運動，柱塞在高密封的高壓腔內(nèi)往復運動時，工作液經(jīng)吸排水閥吸入和排出，從而使

16、泵輸出壓力液體，再經(jīng)單向閥通過橡膠軟管進入工作面。在泵的排液腔一端裝有安全閥。 過濾器組主要有立式原形過濾器及卸載閥、蓄能器等組成，起低壓進水的過濾及中壓出液的控制作用。泵站工作原理為來水首先經(jīng)過過濾器過濾，然后進入泵加壓，在經(jīng)過卸載閥組經(jīng)膠管送到采煤機供噴霧冷卻和調(diào)高用。當不需要用水時，采煤機司機關閉閥門，這時噴霧泵站由于出液的截止，壓力迅速升高到卸載閥調(diào)定壓力，泵站卸載，噴霧泵輸出的液體被直接送到泵站的進液口，泵輕負荷運轉(zhuǎn)。當需要用水時，采煤機司機打開供水閥門，卸載閥在液壓力的作用下，自動轉(zhuǎn)入正常的供液狀態(tài)，泵站恢復工作。過濾器工作一段時間需要清洗時，可利用泵站輸出的壓力水來進行反沖洗過

17、濾網(wǎng)，不必卸下過濾器進行沖洗。 電機在采煤機上橫向布置經(jīng)一對直齒圓柱齒輪減速，帶動泵轉(zhuǎn)動，其結構簡圖如下： 圖2.6 傳動方案示意圖 電牽引采煤機是在液壓牽引采煤機的基礎上發(fā)展起來的。而電牽引采煤機沒有液壓系統(tǒng)，故原有的液壓箱正好可以放調(diào)高噴霧泵站。 3、電動機的選型 3.1 電動機類型和結構形式的選擇： 電動機類型和結構形式可以根據(jù)電源、工作條件和載荷特點來選擇。由于井下瓦斯煤塵大，易燃燒和爆炸，因此本次設計選用隔爆異步電動機。為全封閉自扇冷式隔爆型電動機。廣泛用于爆炸性的氣體混合物存放的場所作一般用途驅(qū)動電動機。工作條件為

18、：①工作方式為S1。②海拔不超過1000米。③環(huán)境溫度不超過40度。 準備選用轉(zhuǎn)速為的YB防爆電動機。該系列電動機防爆性能符合GB3836.1-83《防爆環(huán)境電氣設備—通用要求》、GB3836.2—83《防爆環(huán)境電氣設備—隔爆電氣設備“d”》及《電氣設備隔爆外殼的結構與實驗》等標準規(guī)定。其功率等級與安裝尺寸與德國DIN2673標準相同。防護等級：IP44 接線盒（IP54）；絕緣等級：F級?？紤]到安裝及體積的大小故選擇底座帶底腳、端蓋無凸緣的電動機。所選電動機的額定功率應等于或稍大于電動機所需要的實際功率Nd‘。 圖3.1 YB防爆電動機 選擇電動機的原則歸

19、納為以下幾點: ⑴ 電動機必須滿足前述功率的要求； ⑵選擇電動機時應注意到轉(zhuǎn)差率。 ⑶應注意電動機的啟動力矩和啟動電流。 ⑷注意泵輸送介質(zhì)和操作環(huán)境的易燃易爆性。 ⑸電動機外形尺寸與泵搭配合適，機組外形美觀，便于安裝和維修。 3.2 電動機功率的選擇與確定 ① 泵的有效功率 查《往復泵設計》式1-250~1-253可知，當帶入常用單位后可得： ② 泵的軸功率(輸入)功率N 查《往復泵設計》式1-257可知: 式中是泵的效率。 電動泵的效率范圍是=0.60~0.90 取=0.8， ③ 電動機功率 查《往復泵設計》式1-270可知， 電動機功率Nd為：

20、 式中 -泵的傳動裝置效率取0.97; -電動機效率0.92; 由于泵的效率已包括了泵的傳動機構的磨擦損失,所以泵的傳動裝置效率只與泵的減速的機械損失有關。齒輪傳動， =0.94～0.99;電動機效率通常由電動機出廠說明書給出。 ④ 儲備系數(shù)和電動機功率選擇 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，而且密封處的機械摩擦損失和容積損失也很難精確確定。為了使泵在實際運轉(zhuǎn)中不致超載，常常在選擇電動機時，還要留有一定的富裕量，把這富裕稱為儲備系數(shù)。實際電動機功率應為： 查《往復泵設計》儲備系數(shù)表2-7選擇 =1.

21、10 取 電機轉(zhuǎn)速取 4 齒輪機構的設計 根據(jù)泵站的特點選用臥式一級開式圓柱齒輪減速。為加工方便采用水平刨方式。由于傳遞功率不大，故軸承全部采用深溝球軸承。聯(lián)軸器采用凸緣聯(lián)軸器。 （1） 傳動裝置傳動比的確定 根據(jù)電動機滿載轉(zhuǎn)速及工作機轉(zhuǎn)速，就可計算出傳動裝置的總傳動比： 確定電動機滿載轉(zhuǎn)速為。查《往復泵設計》表2~6 常見泵型的值范圍及建議值，選取泵的轉(zhuǎn)速 減速器的兩軸分別命名為1軸、2軸。 （2） 各軸輸入功率及轉(zhuǎn)速的計算： 經(jīng)查《機械設計手冊》： 滾動軸承效率，閉式圓柱齒輪效率，聯(lián)軸器效 率 輸入軸： 輸出軸： 式中

22、 為工作機所需輸入功率 兩軸轉(zhuǎn)速： 輸入軸： 輸出軸： （3） 各軸扭矩計算： 輸入軸： 輸出軸： 軸 號 轉(zhuǎn) 速 輸入功率 輸入扭矩 傳動比 效率 1軸 1470 21.75 141.3 2.94 0.96 2軸 500 20.89 399 0.96 4.1傳動零件的設計計算 4.1.1選擇齒輪材料,確定許用應力 由表選 小齒輪調(diào)質(zhì) 大齒輪45正火 許用接觸應力［σH］ 由式， 接觸疲勞極限查《機械設計

23、》圖6-4 應力循環(huán)次數(shù)由式： 接觸強度壽命系數(shù)：查圖　, 接觸強度最小安全系數(shù)： 則： 許用彎曲應力由式， 彎曲疲勞極限查圖 彎曲強度壽命系數(shù) 查圖 彎曲強度尺寸系數(shù) 查圖 彎曲強度最小安全系數(shù) 則： 4.1.2按齒面接觸疲勞強度設計計算 確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度， 公差8-8-7 參考手冊，選取 小輪分度圓直徑，由式6-15，得 齒寬系數(shù),按齒輪相對軸承為非對稱布置。=0.8 小輪齒數(shù)Z1在推薦值20-40中選：Z1=27 大

24、輪齒數(shù)Z2， 圓整?。篫2=79 齒數(shù)比 傳動比誤差 合適 小輪轉(zhuǎn)距： 載荷系數(shù) 使用系數(shù) 查表：， 動載荷系數(shù)K 由推薦值：1.05~1.4 齒間載荷分配系數(shù) 由推薦值：1.0~1.2?。? 齒向載荷分布系數(shù) 由推薦值：1.0~1.2?。? 載荷系數(shù): 材料彈性系數(shù) 查表： 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖： 重合度系數(shù)由推薦值：0.85~0.92 取： 故 齒輪模數(shù)： 按表

25、圓整： 小輪分度圓直徑： 大輪分度圓直徑： 圓周速度： 中心距： 圓整 齒寬b： 取 大輪齒寬： 小輪齒寬： 4.1.3齒根彎曲疲勞強度計算 由式： 齒形系數(shù)：查表6.5 小輪： 大輪： 應力修正系數(shù)：查表6.5小輪： 大輪： 重合度 重合度系數(shù) 故： 4.1.4齒輪其他主要尺寸計算 大輪大端分度圓直徑： 根圓直徑： 頂圓直徑： 4.2 齒輪軸的設計計算 4.2.1計算作用在小齒輪上的力 轉(zhuǎn)矩

26、 輸出軸上大齒輪分度圓直徑： 圓周力 徑向力 4.2.2 初步估算軸的直徑 選取45號鋼作為軸的材料調(diào)質(zhì)處理 由式 計算軸的最小直徑并加大3%以考慮 鍵槽的影響。查表8.6 取 則 圓整 4.2.3 軸的結構設計 確定軸的結構方案從右端起分別為軸1段、2段、3段、4段、5段。此軸做成齒輪軸，軸承從右端裝入，靠軸肩定位。 確定各段軸徑和長度： 4 1 6 7 2 3 5 1段：根據(jù)圓整（按G

27、B/T5843-1986）并由和 查《課程設計 課程上機與設計》表14-5，選擇凸緣聯(lián)軸器 型號為,比軸孔長度短作為1段長度 2段：為使半聯(lián)軸器定位，軸肩高度,符合標準密封內(nèi)徑，（JB/ZQ4606-86）取端蓋寬度, 端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面,則 查《機械設計 課程上機與設計》表13-4，選深溝球軸承 ；代號61807 綜上考慮取 軸承潤滑方式的選擇： 酯潤滑 極限轉(zhuǎn)速 3段：

28、根據(jù)結構需要 4段：因為設計為齒輪軸，直徑為齒輪分度圓直徑，長度為齒寬。 5段：同3 6段：查《機械設計 課程上機與設計》表13-4，選深溝球軸承 ；代號61807 B=7mm. 4.2.4繪制軸的彎矩圖和扭矩圖 1.輸入軸： （1）求軸承反力： 水平面： 垂直面： （2）求齒寬中心處彎矩： 水平面： 垂直面：

29、 （3）合成彎矩： 扭矩： 彎扭圖、扭矩圖見下面 4.2.5按彎扭合成強度校核軸的強度 當量彎，取折合系數(shù)=0.6, 4.3 齒輪軸的強度校核 校核軸的疲勞強度極限 危險

30、截面是應力大且應力較集中的地方，故截面是危險截面 截面的彎矩 截面上的扭矩 ? ? 扭轉(zhuǎn)剪切應力的應力應與平均應力相等,即 軸圓角處的應力集中系數(shù) 由表4-5查得 其中 取為 尺寸系數(shù) ∵軸截面為圓形截面,查圖4-18得 軸加工為精車加工,查圖4-19得 根據(jù)彎曲特性系數(shù) =0.5 取 查表4-4中的許用安全系數(shù)[s]值,可知齒輪軸安全。 4.4 齒輪軸上軸承的校核 4.4.1齒輪機構輸入軸滾動軸承的選擇及壽命驗算 為便于裝拆軸承內(nèi)圈 且符合標準查《機械設計 課程上機與設計》表13-4，選深

31、溝球軸承 ；代號61805 . 4.4.2計算軸承的受力 徑向力 軸向外載荷為0 派生軸向力S=0 計算當量動載荷 對于滾動軸承61807： 計算軸承壽命： 式中對于球軸承

32、 則 取溫度影響系數(shù) 取載荷影響系數(shù) 則 軸承的額定壽命：小修一年，360天每年， 每天工作16小時 則 軸承壽命足夠 4.5 齒輪軸上鍵聯(lián)接的選擇計算 根據(jù)與半聯(lián)軸器處直徑,選取A型普通平鍵 擠壓強度條件: 查<<機械設計>>表3.3 知 取 則 ,該鍵強度足夠安全 根據(jù)齒輪處直

33、徑，選取A型普通平鍵 擠壓強度條件: 查<<機械設計>>表3.3 知 取 則,該鍵強度足夠安全 5 臥式柱塞泵的總體設計 5.1總體結構形式的選擇 ①聯(lián)數(shù)選擇：當泵的流量、排出壓力相同的條件下，聯(lián)數(shù)越多，柱塞直徑越小，活塞力自然較小，從而可使總體尺寸減?。划敯匆欢ǖ谋壤斔徒橘|(zhì)時，選擇多聯(lián)泵，有利于保證比例恒定而不受電壓、頻率變化的干擾；多聯(lián)泵的運動零部件多，易損件也多，且吸排管路布置困難。因此，一般只在流量大、排出壓力高或按比例輸送時才選擇多聯(lián)泵。綜合以上因素考慮，選擇三聯(lián)泵。 ②缸數(shù)選擇：多缸泵可使排出的流量

34、不均勻度減小。一般講，缸數(shù)越多，流量越均勻。但是偶數(shù)缸不均勻度減小幅度不如奇數(shù)缸減小的幅度大。因此，選擇奇數(shù)缸，即三缸。 ③作用數(shù)的選擇：雙作用泵主要用于活塞泵。由于雙作用泵幾乎可以成倍地增加流量而總體尺寸增加不多，流量也較均勻，因此，流量大而排出壓力不太高的泵，可選擇雙作用泵。如果排出壓力很高，為了保證活塞桿的剛度和強度要求，排擠系數(shù)（活塞桿截面積與活塞截面積之比）就隨之增大，雙作用的效果也隨之下降，故排出壓力過高的泵不宜選雙作用泵。雙作用泵液力端易損件將成倍的增加，就雙聯(lián)雙作用泵和三聯(lián)單作用泵相比，也多于后者，而流量不均勻讀卻大于后者。此外，雙作用泵的閥室布置也較困難，拆裝、維護也不方便

35、，因此，雙作用泵只限于雙聯(lián)泵，三聯(lián)以上的泵不宜采用。所以選用單作用泵。 5.2 液力端結構型式選擇 在選擇液力端結構型式時應遵循下述基本原則： 1．過流性好，水力阻力損失小，為此，液流通道應力求短而直，盡量避免拐彎和急劇的斷面變化； 2．液流通道應利于氣體排出，不允許有死區(qū)，造成氣體滯留。通常，吸入閥應置于液缸體下部，排出閥應置于液缸體頂部； 3．吸入閥和排出閥一般應垂直布置，以利于閥板正常起閉和密封，特殊情況下也可以傾斜和水平布置； 4．余隙容積應盡可能的小，尤其是對高壓短行程泵或泵輸送含氣量大、易發(fā)揮性介質(zhì)時，更應力求減小容器容積； 5．易損件壽命長，更換方便； 6．制造工

36、藝好。 按泵的吸入閥、排出閥的布置型式，液流通道特性和結構特征可分為：直通式、直角式、階梯式等不同型式，見圖5.1。 a） 直通式液力端；b）直角式液力端；c）階梯式液力端。 圖5.1臥式三聯(lián)（缸）單作用泵液力端分類示意圖 本次設計的臥式三聯(lián)單作用柱塞泵液力端選用直通式液力端。這種液力端的優(yōu)點是：過濾性能好，余隙容積較小，結構緊湊，尺寸小。直通式液力端選用四通體液力端，柱塞可從液缸前端蓋處拆、裝，比較方便。三通體直通式液力端則更換和檢修不太方便。

37、 圖5.2四通體直通式液力端 5.3 傳動端結構型式選擇 本泵的傳動端主要有機體、曲軸（主軸）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以下基本原則： 1． 傳動端所屬主要零、部件必須滿足該泵最大柱塞力下的強度和剛度要求。 2． 傳動端內(nèi)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以內(nèi)。必要時應有冷卻設施。 3． 在結構和尺寸要求允許的范圍內(nèi)，應力求減小連桿比，這樣不僅可減小十字頭的比壓，而且可減小慣性水頭的影響，從而可改善泵閥工作條件和泵的吸入性能。 4． 要合理選擇液缸中心線夾角曲

38、柄間錯角。力求使機械的慣性力和慣性力矩得到平衡，減輕對基礎的撓力載荷。 5． 傳動端應考慮重心的穩(wěn)定性。傳動端頂部應設有運轉(zhuǎn)時的排氣，停車時封閉的排氣裝置，底部應設有潤滑油的油堵。 6． 拆、裝、檢修方便，大型泵的傳動端還應考慮到傳動端各零、部件的起吊方式和措施。 7． 易損件及運動副應工作可靠，壽命長，更換方便。 8． 加工制造工藝性好。 該泵的傳動端選用兩支點三拐曲柄連桿機構傳動端。其曲軸為三拐軸且只有兩個支承，分別設在前、后主軸徑上。這種傳動端的特點及結構選擇注意事項為： 1．傳動端的曲軸為整體鑄、鍛件，三拐的曲柄間錯角為1200，慣性力和慣性力矩能得到較好的平衡，曲軸加工量

39、較少，支承少，拐間距小，泵的整體結構緊湊、尺寸小、重量輕。 2．兩支點三拐曲軸受力情況復雜，一般不能簡化為平面力系或簡支梁，曲軸在工作時的最大撓度和兩主軸頸處偏角均較大。為此，主軸承采用允許轉(zhuǎn)角較大的球面向心滾球軸承。為了保證曲軸滿足最大柱塞力的需要，并保證連桿大頭和主軸承能正常工作，曲軸就必須有足夠的強度和剛度，故兩支點三拐曲軸都比較粗大。此外，為使前后主軸處偏角值大體接近，除了使曲柄間措角為1200外，還應滿足兩個條件，即：當?shù)谝磺D(zhuǎn)角ψ1=ψ時，相應的第二、第三曲柄轉(zhuǎn)角應為 3．連桿大頭必須采用剖分式，否則就無法裝配。為此，連桿大頭軸承多采用剖分式薄壁或厚壁軸瓦，大頭與連桿體間采用

40、連桿螺栓連接，技術要求高，加工量也較大。 4．由于曲軸為整體鑄、煅件再經(jīng)車削加工而成，故曲柄半徑不宜過大，柱塞行程不宜過長。 5.4主要結構參數(shù)的選擇與確定 泵的基本性能參數(shù)是已知的。柱塞泵只有（曲軸轉(zhuǎn)速）、（柱塞行程長度）、（柱塞直徑）三個主要結構參數(shù)。要缺定流量，可能有的不同組合，組合的好壞對總體設計有重要影響，也與總體結構型式密切相關。要確定的最佳方案主要是選擇合適的，然后再確定，進而比較，由此逐步確定組合的最佳方案。 ⑴柱塞平均速度的選擇 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封的影響尤為顯著。不宜選擇過大。過大，摩擦和磨損嚴重，特別是當

41、柱塞及其密封一旦嚴重磨損，泄露就將增加，流量下降，排出壓力也不能達到額定值。um也不宜選的過小。要獲得一定的值，當一經(jīng)確定，柱塞直徑即為確定值。如果過小，值就必然較大。這樣以來，不僅使液力端徑向尺寸增加，而且因柱塞力和成正比的，傳動端受力也隨之聚增，從而會使泵的總體尺寸和重量增大。 綜合考慮泵的有效功率、泵型、總體結構、以及摩擦副的材料和輸送介質(zhì)選取。的大小主要與折合成單聯(lián)單作用泵的有效功率有關，即： 5-1 式中—— 柱塞平均速度，； ——統(tǒng)計系數(shù)； ——折合成單聯(lián)單作用泵的有效功率，。

42、 5-2 式中 ——泵的流量，，當選取時可近似帶入理論流量； ——泵的排出壓力， ； ——泵的聯(lián)數(shù) ——系數(shù)，單作用泵 查《往復泵設計》 表2—5 各類型泵的um， Kt選取范圍 得： 帶入5-1，5-2得： ⑵曲軸轉(zhuǎn)數(shù)和柱塞行程長度的選擇 ① 選定后，柱塞直徑即為確定值，因。所以，必須再定一個或，才能最后確定的組合方案。因為在選泵時，采用了兩支點三拐曲柄桿機構傳動端，S值即為已知，下面就是選擇的問題。值為一定值，當提高時，可使行程容積減小。即可減小柱塞直徑，又可減小行程長度S。減小直徑，不僅可以減小液力端

43、徑向尺寸，而且還減小了柱塞力，使傳動端受力減小，從而使傳動端尺寸也減小。根據(jù)統(tǒng)計資料知：設泵的總長為，則與S之間大致有下述關系： 但是不可以過高，過高不利于各受力件的疲勞壽命，還會是介質(zhì)與柱塞脫流，就可能導致過流量現(xiàn)象的產(chǎn)生。如果泵的排出管沒有設止回閥，則當柱塞到達排程死點再返回吸程時會造成水擊?？栈蜌馕g的可能性大。 查《往復泵設計》 表2—6 常見泵型的值范圍及建議值 取 為了方便查找也可不按5-1計算而依Nez值從圖5.2或5.3中查取。 圖 5.2 液壓機用泵范圍分布圖

44、 圖5.3 各類泵范圍分布圖 ② 行程比的選取 如果值已經(jīng)選定，實際上的值已經(jīng)確定，為了進一步比較的組合方案，還應進一步比較值，然后再予以適當調(diào)整。值的一般取值范圍是，初步取。要在總體方案繪制出來以后，依總體尺寸是否適稱而定。 ③吸入和排出管內(nèi)徑和的選取 這兩值的選取主要取決于吸入、排出管內(nèi)介質(zhì)的流速和 和過大，水阻力損失過大，消耗的能量多，泵的吸入性能查，而且容易產(chǎn)生液缸內(nèi)的空化和氣蝕以及泵的過流量現(xiàn)象； 和過小，管路和液力端尺寸較大。通常要限制和值，尤其是值限制更重要。一般的取值范圍是： 和，為了制造方便，互換性好，取，即取。 5-

45、3 5-4 查《液壓傳動設計手冊》表8-2管子外徑（JB827-66、JB/Z95-67） 圓整取 式中——吸入管內(nèi)徑， ； ——排出管內(nèi)徑， ； ——泵的流量，； ——吸入管內(nèi)介質(zhì)的平均流速，； ——排出管內(nèi)介質(zhì)的平均流速，； 5.5 泵的主要結構尺寸的確定 5.5.1選擇容積效率 選取的一般原則是：當泵的排出壓力高、流量小、每分鐘往復次數(shù)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(zhì)或介質(zhì)中的含氣量大、含有固體顆粒時，應取較低值；反之，可取

46、較高值。 考慮到泵運轉(zhuǎn)后的磨損，一般在選取時都要略低些。的一般取值范圍是：輸送常溫清水，=0.60～0.80。取=0.8 5.5.2柱塞直徑的確定 經(jīng)過上述步驟，已初步確定， ， = 式中 ；單作用泵 解得 查《液壓傳動設計手冊》表6-2 活塞桿外徑系列參數(shù)（JB826-66） 圓整取 泵的主要結構尺寸如下表： 聯(lián)（缸）數(shù) 作用數(shù) 容積效率 柱塞平均速度 柱塞直徑 吸入管內(nèi)徑 排出管內(nèi)徑 吸入流速v1 排 出

47、 流速v2 3 單作用 0.8 0.397～1.322 32 25 25 1.8 1.8 6 臥式柱塞泵液力端主要零部件設計 柱塞泵液力端由液缸體和缸蓋，吸入和排出閥及其閥箱、閥蓋、柱塞和填料箱以及進出口法蘭等。本章的零部件設計是在設計要求已知，泵的整體結構型式和主要結構參數(shù)已初步確定的基礎上進行的。主要的設計任務是：在上述基礎上，正確地選擇零部件的結構型式，確定主要結構尺寸，進行強度和剛度的核算工作，選取合適的材料和熱處理方式，完成零部件的施工圖，并提出合理的技術要求。 6.1液缸體的設計 液缸體是柱塞泵中主要承受液壓的零件

48、之一。由于它的形狀復雜、壁厚不均勻、內(nèi)有十字型交孔、應力集中大，而且與輸送介質(zhì)接觸，并承受內(nèi)壓交變載荷，因此，它設計的合理性，對其壽命影響很大。但低壓、低速、小流量泵，液缸體破裂問題并不突出。 6.1.1液缸體結構特點及選擇 1.液缸體的結構型式主要是服從泵的總體結構型式和液力端結構選型。本次設計的是單作用液缸體，設計為整體式，即泵的多個工作腔都在同一塊體上。這種液缸體剛性好、工作腔間距小、機加工量少，但工件較大。它即適用單作用柱塞泵，也適用于單作用活塞泵。 圖6.1 單柱塞桿液壓缸結構 1-缸底；2-帶放氣孔的單向閥；3，10-法蘭；4-格來圈密

49、封；5-導向環(huán)；6-緩沖套；7-剛筒；8-活塞桿；9、13、23-O形密封圈；11-緩沖節(jié)流閥；12-導向套；14-缸蓋；15-斯特圈密封；16-防塵圈；17-Y形密封圈；18-缸頭；19-護環(huán)；20-Yx密封圈；21-活塞；22-導向環(huán)；24-無桿端緩沖套；25-聯(lián)結螺釘 本次設計的整體式液缸體是吸入閥和排出閥組直通式布置的液缸體，如圖6.2。 圖6.2 整體式單作用柱塞泵液缸體 2.單作用液缸體是用鍛剛或鑄剛件毛坯，各流道孔經(jīng)機加工制成。 液缸體的選材： 耐大氣腐蝕性好，可用于承受沖擊載荷且它的韌性較好，可耐有機酸水液等。 6.1.2液缸體壁厚確定及強度校核 液

50、缸體是一種特殊的高壓容器，它是往復泵中最重要的承受液壓零件。 根據(jù)泵的實際使用情況，由于介質(zhì)是水，無腐蝕性，壓力速度都較低，所以液缸體應該很少出現(xiàn)問題。沒必要采用繁瑣的計算。但考慮到液缸體比一般容器形狀復雜，受力狀況惡劣，許用應力值應取更低些。 ㈠.液缸體壁厚確定 1. 假定液缸體為一外圓半徑為r2，內(nèi)圓半徑為r1等厚圓筒且其壁厚δ相對 較薄時，則可由薄壁筒公式確定壁厚： 式中 δ——壁厚， ； ——焊接系數(shù)，無焊接； ——缸內(nèi)最大工作壓力， ——缸體內(nèi)徑，； ——考慮鑄造偏心及腐蝕所留的裕量，一般取。 取

51、 ——許用應力，查手冊[4]得：[ó]=133.33 泵的公稱壓力為，安全閥的調(diào)定壓力為公稱壓力的1.15倍即20.7，系統(tǒng)調(diào)高壓力估取為 根據(jù)盤根填料高度，取 帶入上式得 圓整取 對灰鑄鐵，球墨鑄鐵等脆性材料，許用應力可按抗拉強度選取，。一般取8～12。即對普通鑄鐵可取，對高強度鑄鐵，對求墨鑄鐵可取。 對剛制液缸體許用應力若按抗拉強度取，安全系數(shù)應大于4。按屈服強度取，取。即一般炭素剛許用應力為。 上式只適用于溫度低于3500C（炭鋼）～4000C（合金鋼），超過該溫度時，則必須考慮持久強度的計算。 ㈡強度校核 故液壓缸的強度滿足要求。 6.2 泵閥設計 6

52、.2.1泵閥設計一般原則 泵閥通常由閥座1、閥板2、閥導向桿3、彈簧4、升程限制器5等零件所組成，見圖6.3 泵閥是往復泵工作過程的直接組成件，也是最重要的易損件之一。它的設計好壞直接影響泵的工作性能和使用壽命。泵閥設計的一般原則是： 1. 閥應能及時啟、閉，關閉速度和關閉滯后角不應大于允許值，以減小關閉損失和回流損失； 2. 密封可靠，減小或避免關閉后的漏損； 3. 盡可能減小水力阻力損失； 4. 根據(jù)不同的輸送介質(zhì)，選擇相應的材料、閥板和閥座材料及2其硬度匹配適當，并保證足夠的強度和剛度； 5. 結構簡單、拆裝方便、工藝性好，盡可能有良好的互換性； 6. 工作平穩(wěn)、噪音小

53、，壽命長。 6.2.2泵閥的種類及結構型式的特點和選擇 ㈠盤形閥 根據(jù)閥板與閥座密封面型式，盤型閥可分為以平面接觸的平板閥和以錐面接觸的錐形閥。 平板閥：廣泛應用于輸送常溫清水、低黏度油或類似于清水的介質(zhì)。結構較簡單、制造較容易。但密封性能不如錐形閥，多用于排壓較低的泵。 錐形閥：較平板閥在制造上略復雜，但流道較平滑，流量系數(shù)大、水力阻力小、過流能力強、密封性能好，不論介質(zhì)黏度較高和黏度較低都比較適宜，而且因閥板剛度較大，通常多用于高壓和超高壓泵上。如圖6.1 圖6.1 錐形閥 ㈡環(huán)形閥 環(huán)形閥比相同的平板閥閥隙面積大一倍或幾倍，故閥隙過流

54、面積大，適用于流量大的泵。但閥板直徑大而剛性差，在高壓和超高壓中很少采用。環(huán)形閥有單環(huán)閥、雙環(huán)閥、三環(huán)閥。 ㈢自重閥 自重閥大多采用球閥，也有采用錐形閥的，由于自重閥沒有彈簧，閥板慣性力影響較大，因此適用于每分鐘往復次數(shù)較低、流量不大的泵。 自重球閥有單層閥和雙重閥。 綜合以上幾種閥的特點，選擇錐形閥作為柱塞泵的吸、排液閥。 6.2.3泵閥的設計計算 ㈠吸液閥的設計計算與主要尺寸確定 1. 閥座孔徑 式中 ——閥座直徑， ； ——通過一個閥的理論平均流量， ； ——一個缸中，吸入閥和排出閥的數(shù)目 ； ——柱塞截面，；

55、 ——柱塞行程，； ——柱塞每分鐘往復次數(shù)，spm； ——閥座孔最大瞬時流速，。取 2. 閥板與閥座密封接觸面寬度b 3. 閥板直徑 式中——錐形閥錐角之半，通常 4.閥板厚度 取 5.允許關閉速度 式中 ——允許關閉閥速度， ； ——阿道爾夫?qū)嶒炏禂?shù)，；取 ——閥板與閥座密封接觸面面積，； （其中為密封面平均直徑） ∴ ——泵閥質(zhì)量，㎏； ∴ 6.最大升程 7.吸入閥的受壓面積 8.吸入管道對吸入閥的作用力

56、式中 ——水的重度 ——泵的吸水高度 ——大氣壓力 ∴= 9.為保證吸入閥的正常開啟，彈簧的預緊力 10.閥芯兩端的壓力差 式中 ——液體在閥絕隙中的最大流速 其中——閥的流量系數(shù)，取=0.73 ——閥絕隙的最大通液面積 ∴△p‘= 11.閥開啟慣性力 式中——閥芯的重量，為 ——閥芯的加速度， ——柱塞的加速度 ——曲軸的轉(zhuǎn)角，其中=00 ——柱塞的面積，為 ∴

57、 12. ∵ 13. 即 1.537=0.75+c×0.3 14.查表3.3取 ch=10 彈簧曲度系數(shù) 鋼絲直徑 式中 （彈簧材料按65Mn查） ∴ 15.彈簧有效工作圈數(shù) 圈 式中——彈簧材料的剪切模量，查表3-5取 ——彈簧絲的直徑， ——彈簧的中徑，mm，由 得 ∴ 彈簧總?cè)?shù) 彈簧的最終剛度系 工作載荷下的變形量 節(jié)距 取 自由高度 彈簧的外徑 最小載荷時的高度 最大載荷時的高度 16.密封面的

58、比壓較核 17.閥板彎曲強度較核 ——閥板與閥座密封面的平均直徑， ——泵的排出壓力與吸入壓力之差， ∵閥板的材料為不銹鋼， ∴閥的強度滿足要求。 ㈡排液閥的設計計算與主要尺寸確定 1.閥座孔徑 式中 ——閥座直徑，； ——通過一個閥的理論平均流量， ； ——一個缸中，吸入閥和排出閥的數(shù)目； ——柱塞截面，； ——柱塞行程，； ——柱塞每分鐘往復次數(shù)，； ——閥座孔最大瞬時流速，。取

59、 2.閥板與閥座密封接觸面寬度 3.閥板直徑 式中 ——錐形閥錐角之半，通常 4.閥板厚度 取 5.允許關閉速度 式中 ——允許關閉閥速度，； ——阿道爾夫?qū)嶒炏禂?shù)，；取=1.3 ——閥板與閥座密封接觸面面積，； （其中dz為密封面平均直徑） ∴ ——泵閥質(zhì)量，； 閥板加上導向尾的質(zhì)量估取為mf=2mf1=20.76g ∴ 6.最大升程 7.排出閥的受壓面積= 8.在泵沒有壓力輸出時，壓出閥的彈簧預緊力也能關閉閥，使通過吸入閥進入液缸體的液體不會在柱塞吸入行程中推開壓出閥而排出。 9.彈簧的最

60、小預緊力 式中 ——水的重度， ——泵的吸水高度， ——大氣壓力， 10.閥芯兩端的壓力差 式中 ——液體在閥絕隙中的最大流速 其中——閥的流量系數(shù)，取=0.73 ————閥絕隙的最大通液面積 ∴ 11.閥開啟慣性力 式中——閥芯的重量，為 ——閥芯的加速度， ——柱塞的加速度 其中=00 ——柱塞的面積，為 ∴ 12.當閥處于開啟狀態(tài)其受力滿足 ∵ 13. 即 3.

61、31=1.01+c×0.3 14.查表3.3取 彈簧曲度系數(shù) 鋼絲直徑 式中 （彈簧材料按65Mn查） ∴ 15.彈簧有效工作圈數(shù) 圈 式中——彈簧材料的剪切模量，查表3-5取 ——彈簧絲的直徑， ——彈簧的中徑，，由 得 ∴ 彈簧總?cè)?shù) n1=n+2=8 彈簧的最終剛度系 工作載荷下的變形量 節(jié)距取 自由高度 彈簧的外徑 彈簧的內(nèi)徑 最小載荷時的高度 16.密封面的比壓較核 17.閥板彎曲強度較核 ——閥板與閥

62、座密封面的平均直徑， ——泵的排出壓力與吸入壓力之差， ∵閥板的材料為不銹鋼， ∴閥的強度滿足要求。 6.3柱塞及其密封 6.3.1柱塞的結構型式選擇 柱塞有實心柱塞和空心柱塞，見圖6.2。當柱塞質(zhì)量輕時，用實心柱塞，重量大時用空心柱塞。根據(jù)前面總體設計計算的柱塞直徑為32，較小，故采用實心柱塞。 252 8 2 22 34 67 圖6.2

63、 6.3.2柱塞與十字頭連接及強度較核 1.連接形式為：平面連接 如圖6.3 查《往復泵設計》表3-22選柱塞材料為：38CrMoAlA氮化鋼 根據(jù)總裝圖確定柱塞各部分的尺寸如下： 圖6.3 平面連接 1-十字頭 2-螺母 3-整環(huán) 4-缺口或?qū)﹂_環(huán) 5-柱塞 柱塞的質(zhì)量Gh的初步估取 Gh≤ 放大取為1.6kg 2. 強度較核 ⑴擠壓應力校核 上式中 ——最大柱塞力 ——柱塞的承壓面積， ，其中——柱塞的直徑， ∴==0.02687 其中 ⑵螺紋連接強度校核 ①旋緊螺母時的預緊力

64、 式中——預緊系數(shù)，=2～3，取=2 ——載荷系數(shù)， 式中、是柱塞和十字頭的柔度。 ②柱塞的柔度 式中——柱塞的各截面長度， ——柱塞各截面面積， ∴ ③十字頭的柔度 式中——十字頭材料的彈性模量， （是滑履直徑，是安置柱塞的孔的尺寸） ∴ ——十字頭的總長， 取 ∴ ∴=0.92 ④旋緊螺母時的預緊力， ⑤螺紋部分承受的軸向力 ⑥螺紋工作時產(chǎn)生的正應力 式中是螺紋根徑截面 = 式中 ——螺紋根徑直徑，， ⑦螺紋旋轉(zhuǎn)時產(chǎn)生的剪切應力

65、 式中 （在0.11～0.13中取0.12） （是螺紋外徑，查表取4.2） ⑧螺紋靜強度安全系數(shù) ⑶柱塞最小截面壓應力的校核 ① 式只 f——柱塞最小截面面積 ∴ 又 ——材料的屈服極限， ——安全系數(shù)，取 因為＜，滿足強度要求。 6.3.3柱塞的密封 柱塞密封是往復泵中的重要易損件，它直接影響泵的使用性能，常用的柱塞密封有接觸型密封和間隙密封。接觸密封又分為自封式密封和填料密封。 自封式密封：靠輸送液體的壓力使密封圈低部張開與柱塞面和缸體內(nèi)表面緊密接觸而密封。常用的形式為多道“V”形夾布密封。但實際應用中證明這種密封形

66、式不可靠，特別是當輸送介質(zhì)為水時，有效密封時間不長，需頻繁更換，給實際帶來不便。 填料密封：最新的研究成果為“盤根密封”。它具有一定的塑性和柔性，具有較強的適應能力，同時具有一定的彈性，能保證對磨損的自動補償。還具有一定的強度，保證結構不會被擠壞。盤根具有自潤滑能力。它是采用天然植物纖維浸泡無毒無污染的特制密封橡膠制成。因此對水的適應能力強，密封可靠。 本柱塞泵選用盤根密封。盤根是天然植物纖維編織物并浸泡油脂而成。本身具有彈性及自潤滑性。盤根的密封過程實質(zhì)是油脂的消耗過程。預壓緊中密封接觸面的接觸應力對密封起主要作用，在工作過程中，泵體因摩擦熱而膨脹，柱塞磨損而變細，最主要的是盤根被柱塞表面磨削，液體沖蝕而消耗，這時要保證密封，需要調(diào)緊螺母補緊。這時盤根中所浸的潤滑劑又被擠出，被消耗。當潤滑劑全部被消耗、擠出，盤根被壓實變扁，發(fā)硬時，密封失效，應及時更換盤根。 1. 填料密封設計計算 ①填料的徑向高度 式中 ——柱塞直徑， 查《機械設計大典》圓整 ②填料的軸向長度 ③填料環(huán)數(shù)，查表3-23 取環(huán) ④柱塞密封長度 ⑤由于密封環(huán)數(shù)較多，為使其受力均勻，中間增設一個承壓