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摘 要
本次設(shè)計是對XBR-125/32型乳化泵的結(jié)構(gòu)設(shè)計和曲軸的機加工工裝設(shè)計。在當今的生產(chǎn)技術(shù)領(lǐng)域內(nèi)，廣泛應(yīng)用著乳化液泵。該泵具有體積小、重量輕、操作簡便、移動靈活、工作平穩(wěn)可靠和高效節(jié)能安全的特點，尤其空間狹小的坑道口，掘進頭，低煤層等地段，更是一般大型泵站無法替代的產(chǎn)品。此次設(shè)計乳化液泵主要是因為它在煤礦工業(yè)上有主要的應(yīng)用。
在此次設(shè)計中，先根據(jù)給定的已知數(shù)據(jù)對泵的傳動端一級齒輪、曲軸、連桿、十字頭等進行設(shè)計，并對其進行校核計算；再對泵的液力端柱塞、泵閥、吸排液管等進行設(shè)計；最后對曲軸加工工藝進行分析。
關(guān)鍵詞：傳動端、液力端、曲軸加工工藝分析
Abstract
This is the design of structure design and the XBR-125/32 type emulsion pump crankshaft machining. In today's production technology, widely used for emulsion pump. The pump has the advantages of small volume, light weight, simple operation, mobile and flexible, stable and reliable work and high efficiency and safety, especially the narrow space of the mouth, head, low coal seam area, is unable to replace the general large pumping station products. The design of emulsion pump is mainly because it is mainly used in coal mine industry.
In this design, according to the known data given to drive the pump is a gear, crankshaft, connecting rod, crosshead and design, and carries on the checking calculation; then the hydraulic end of the pump plunger, valve, suction design drainage tube; at the end of the crankshaft machining process analysis.
Keywords: driving end、the fluid end、the analysis of crankshaft processing technology
目 錄
摘 要 I
Abstract II
1. 緒論 1
1.1 選題的意義 1
1.2 乳化液泵的工作原理 1
1.3 乳化液泵的用途 3
1.4 設(shè)計的理論基礎(chǔ)研究的內(nèi)容及方法 3
2. 乳化液泵的設(shè)計 5
2.1 乳化液泵總體結(jié)構(gòu)的設(shè)計 5
2.1.1 乳化液泵泵型及總體結(jié)構(gòu)形式的選擇 5
2.1.2 液力端結(jié)構(gòu)型式選擇 6
2.1.3 傳動端結(jié)構(gòu)型式選擇 8
2.1.4 XBR型乳化液泵結(jié)構(gòu)參數(shù)的選擇與確定 9
2.1.5 原動機的選擇 10
2.2 齒輪和齒輪軸的設(shè)計及較核 10
2.2.1 一級齒輪的計算及校核 10
2.2.2 齒面接觸疲勞強度計算 11
2.2.3 齒輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 16
2.3 曲軸的設(shè)計與校核 20
2.3.1 曲軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 20
2.3.2 曲軸的受力分析及其校核 23
2.4 連桿的設(shè)計 34
2.4.1 連桿結(jié)構(gòu)型式特點 35
2.4.2 連桿尺寸的初步確定 36
2.4.3 連桿質(zhì)量的確定： 38
2.4.4 連桿強度和穩(wěn)定性校核 39
2.5 十字頭的設(shè)計 42
2.5.1 十字頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計 42
2.5.2 十字頭強度校核及比壓計算 44
2.6 柱塞的選擇及計算 45
2.6.1 柱塞 45
2.6.2 柱塞密封材料、尺寸的選擇 46
2.6.3 柱塞長度及質(zhì)量的確定 47
2.7 泵閥的設(shè)計 47
2.8 吸、排液管孔直徑計算 49
3. 曲軸加工工藝分析 50
3.1 曲軸零件圖的結(jié)構(gòu)分析 50
3.1.1 零件的結(jié)構(gòu)分析 50
3.1.2 計算生產(chǎn)綱領(lǐng)，確定生產(chǎn)類型 50
3.1.3 零件毛坯的選擇 51
3.2 機械加工工藝規(guī)程的制定 51
3.2.1 曲軸的機械加工工藝分析 51
3.2.2 機械加工余量、工序尺寸及公差的確定 52
3.2.3 曲軸主要加工工序分析 52
3.2.4 曲軸機械加工工藝過程 54
總 結(jié) 58
參考文獻 59
外文資料 60
中文翻譯 63
致 謝 65
1. 緒論
1.1 選題的意義
乳化液泵作為一種通用機械，在國民經(jīng)濟各個領(lǐng)域中都得到了廣泛的應(yīng)用。它是井下綜合采煤工作面支護設(shè)備的動力源泉，其工作狀態(tài)好壞與安全生產(chǎn)密切相關(guān)，要實現(xiàn)煤礦井下安全作業(yè)，提高采煤工作效率，防止出現(xiàn)重大設(shè)備安全事故，保障乳化液泵井下安全運行是十分必要的一個環(huán)節(jié)。乳化液泵是煤礦井下支護作業(yè)和安全生產(chǎn)的重要裝備與工具，其傳動方式簡單可靠，量大面廣，具有高效低耗、安全可靠、移動靈活輕便、操作簡單，無污染的特點，深受廣大煤礦工作者的歡迎 。這些產(chǎn)品填補了國內(nèi)空白，擁有多項國家專利，其核心技術(shù)上具有完全自主知識產(chǎn)權(quán)，處國內(nèi)領(lǐng)先水平。乳化液泵在其他行業(yè)也有廣泛的應(yīng)用，市場的需求量特別大。
1.2 乳化液泵的工作原理
乳化液泵一般都采用往復式柱塞泵，它是通過工作容積的變化而實現(xiàn)吸液和排液的，是一種容積式液壓泵。
往復式單柱塞泵的工作原理圖如圖1.1所示。
圖1.1 往復式單柱塞泵的工作原理圖
1、 曲軸 2、連桿 3、滑塊 4、柱塞
5、排液閥 6吸液閥 7、泵缸 8、滑槽
當電動機帶動曲軸1沿圖中箭頭所指的方向旋轉(zhuǎn)時，曲軸就帶動連桿2運動，連桿運動時，連接在連桿右端的滑塊3沿滑槽8作往復運動。進液閥6、排液閥5和柱塞4都具有良好的密封性能。當柱塞向左運動時，活塞右側(cè)缸體7中密封的工作容積增大，形成負壓，這時乳化液箱內(nèi)的乳化液在大氣壓力的作用下，頂開進液閥6進入缸體7中，并把柱塞讓出的空間充滿，這個過程叫吸液，當曲軸與連桿的鉸接點轉(zhuǎn)過曲軸的水平線后，曲軸又通過連桿、滑塊推動柱塞向右運動，柱塞向右擠壓進入缸體中的液體，使進液閥關(guān)閉，當缸體內(nèi)的液體壓力達到一定數(shù)值時，液體頂開排液5，從排液口進入向工作面供液的主液管，這個過程叫排液。曲軸每旋轉(zhuǎn)一周，柱塞就往復運動一次，完成一個吸液、排液工作循環(huán)。曲軸連續(xù)運轉(zhuǎn)。柱塞就連續(xù)往復運動，吸、排液過程就不斷地交替出現(xiàn)。由此可知，單柱塞泵在吸液時不排液，在圖中以A點為旋轉(zhuǎn)起始點，曲軸與連桿的鉸接點逆時針從A點轉(zhuǎn)到B點，旋轉(zhuǎn)180度吸液；從B點再逆時針轉(zhuǎn)回到A點，又旋轉(zhuǎn)180度排液。曲軸轉(zhuǎn)角在270度時泵的排量最大。所以柱塞泵是很不均勻的，它排出的液體在排液管中是一種周期間斷性的脈沖壓力液體。
為了克服單柱塞泵脈沖壓力給液壓管路、液動裝置和控制元件帶來的有害作用，一般將乳化液泵造成三柱塞式的，曲軸的三個曲拐隔120度，曲軸旋轉(zhuǎn)時，保持始終有吸液和排液的柱塞，從而減輕了乳化液泵排液壓力的脈動。
三柱塞泵在傳動軸是一個三曲拐軸，并相互錯開120度，工作原理如圖1－4所示。當曲軸回轉(zhuǎn)時，三個柱塞將交替吸液和排液。當柱塞1吸液時，柱塞2排液。在每一個瞬時內(nèi)，至少有一個柱塞，最多有兩個柱塞在排液，同時有兩個或一個柱塞吸液。電動機帶動曲軸有停地轉(zhuǎn)動，柱塞泵也就源源不斷地將油液壓入排液管。
2
3
3
2
1
1
吸
排
吸
吸
排
圖1.2 臥式三柱塞工作原理圖
即使這樣，三柱塞泵的排量仍是不均勻的，但比單柱塞泵卻好得多，基本可以滿足生產(chǎn)技術(shù)上的需求。
目前，向工作面液壓支架提供壓力液的泵大多采用臥式三柱塞乳化液泵，有的采用五柱塞乳化液泵。
1.3 乳化液泵的用途
乳化液泵站是井下綜合采煤工作面支護設(shè)備的動力源泉，煤礦井下支護作業(yè)“ 外注式單體液壓支柱”及“液壓支架”的專用小型推移式注液設(shè)備，也是支護作業(yè)更換維修的不可缺少的工具。 乳化液泵具有體積小、重量輕、操作簡便、移動靈活、工作平穩(wěn)可靠和高效、節(jié)能、安全的特點，尤其是在空間狹小的坑道口、掘進頭、低煤層和回采面等地段，更是一般大型注液泵站無法替代的產(chǎn)品，深受廣大煤礦工作者的歡迎。乳化液泵是要實現(xiàn)煤礦井下安全運行的十分必要的一個環(huán)節(jié)。由于乳化液泵具有流量均勻、壓力穩(wěn)定、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、強度高、脈沖小、油溫低、噪聲小、使用維護方便等特點， 所以還廣泛適用于管道清洗、工件清洗、玻璃清洗、工程掘進等。
1.4 設(shè)計的理論基礎(chǔ)研究的內(nèi)容及方法
乳化液泵在許多行業(yè)中都有廣泛的應(yīng)用，通過對流體力學、液壓傳動、機械制圖和流體機械等的學習對設(shè)計有了一定的理論基礎(chǔ)，并對泵的一些零部件及工作原理的認識使我對乳化液泵的設(shè)計有了基本的思路，利用理論課學過的知識進行理論分析熱力學分析和對比計算，再通過查閱資料與分析計算相結(jié)合進行方案的設(shè)計，根據(jù)計算校核進行及時的修改和設(shè)計修訂，實現(xiàn)優(yōu)化設(shè)計，并能很直觀的反映出乳化液泵的內(nèi)部結(jié)構(gòu)和工作原理。
隨著經(jīng)濟的發(fā)展在很多生產(chǎn)技術(shù)領(lǐng)域內(nèi)，廣泛使用著以曲柄連桿機構(gòu)為傳動方式的柱塞泵。此種傳動方式，簡單可靠，量大面廣。從小型的實驗室計量泵到超過1 MW的大功率石油鉆井泵，以及油田注水、壓裂、固井、輸油、輸液等工況往復泵，幾乎均被此種傳動方式所覆蓋，可謂獨領(lǐng)風騷、經(jīng)久不衰，。應(yīng)該肯定，以往對傳統(tǒng)往復泵的理論研究和實驗研究，系統(tǒng)完整，揭示其運動規(guī)律與動力特性，對發(fā)展生產(chǎn)技術(shù)將繼續(xù)發(fā)揮重要作用。但與任何其它事物的發(fā)展過程一樣，恰恰在對傳統(tǒng)往復泵工作機理研究逐步深入并取得積極成果的同時，也開始認識到傳統(tǒng)的曲柄連桿機構(gòu)所決定的運動與動力特性局限了其自身的應(yīng)用范疇及發(fā)展。
通過以上分析可以領(lǐng)悟出一個道理，即在曲柄連桿機構(gòu)傳動的往復泵中，其所以要發(fā)展三缸泵、四缸泵、五缸泵、六缸泵甚至七缸泵等多缸泵，從動力學特性的本質(zhì)上來判斷，都僅僅是為了盡可能減少疊加加速度，以減小液流慣性損失，以及減小疊加排量波動度，以改善吸入性能和排液工藝質(zhì)量，即采用增加結(jié)構(gòu)復雜性的手段來改善曲柄連桿傳動方式的動力特性與運動特性，這在機械設(shè)計中是常見的事情，但其所付出的代價是巨大的。
在傳統(tǒng)的曲柄連桿機構(gòu)傳動的往復泵發(fā)展過程中，排量、壓力的波動以及吸入系統(tǒng)慣性損失對自吸性能的嚴重影響，始終制約著泵速的提高。雖然排出預壓空氣包、吸入緩沖器及吸入灌注泵的配套使用能在一定程度上緩解這些矛盾，但不是從根本上解決問題，所以，20世紀80年代初期出現(xiàn)的“適當增長沖程長度、合理降低額定泵速、發(fā)展中速往復泵”的技術(shù)路線。這種對策的實質(zhì)，實際上就是對曲柄連桿機構(gòu)往復泵適用范圍的標定，也就是說，在綜合考慮運行工況、使用條件、制造水平、基礎(chǔ)工業(yè)水準的條件下，曲柄連桿機構(gòu)的往復泵只適應(yīng)在中速或較低的泵速下才能確保其運動的可靠性。如果提高泵速，則必須附加排出端減振裝置和吸入端灌注設(shè)備。在這種情況下，由于提高泵速所導致的減小往復泵體積及質(zhì)量的優(yōu)點，將被附屬設(shè)備復雜程度的提高、質(zhì)量的增加以及維修成本的增加抵銷得一干二凈。也就是說，企圖在單純的參數(shù)設(shè)計上提高泵速、縮短沖程來減小往復泵的體積與質(zhì)量，主觀愿望在情理之中，客觀效果在意料之外，因而限制了它的進一步發(fā)展。
但任何事物的發(fā)展都存在矛盾，并且任何新生事物也只能在一定的領(lǐng)域內(nèi)具有適應(yīng)性，歸納起來，有以下幾點認識作為引玉之磚：
(1)傳統(tǒng)的往復泵，仍將繼續(xù)在生產(chǎn)技術(shù)領(lǐng)域內(nèi)發(fā)揮巨大作用，一般地說，在中速和較低的泵速下，可靠性程度較高，“適當增長沖程長度、合理降低泵速”的技術(shù)路線仍是切合實際和具有現(xiàn)實意義的。
(2)恒排量往復泵，以發(fā)展三缸單作用型式為宜，如果盲目增加缸數(shù)，其效果將與發(fā)展恒排量泵的宗旨背道而馳，如果毫無顧忌地提高泵速，也將引起單缸內(nèi)的汽化并使工況惡化，因此，凸輪傳動的恒排量往復泵的參數(shù)設(shè)計，似宜為“適當縮短沖程長度、合理提高額定泵速”。
(3)恒排量往復泵對油田注水泵、增壓注水泵、注聚合物泵特別適應(yīng)，具有現(xiàn)實的技術(shù)開發(fā)價值，并將對驅(qū)油泵(特別是稠油泵)等有特殊工藝要求的泵的發(fā)展起促進作用。
(4)傳統(tǒng)往復泵與恒排量往復泵，在相當長的歷史階段內(nèi)必將長期共存，并按技術(shù)特征、工況條件、工藝要求、經(jīng)濟效益來劃分其各自占領(lǐng)的領(lǐng)域、各揚其長、各得其所、互相補充、共同發(fā)展。
2. 乳化液泵的設(shè)計
2.1 乳化液泵總體結(jié)構(gòu)的設(shè)計
2.1.1 乳化液泵泵型及總體結(jié)構(gòu)形式的選擇
2.1.1.1 根據(jù)設(shè)計要求在通常情況下，泵的總體設(shè)計應(yīng)遵循下述基本原則：
①有足夠長的使用壽命（指大修期應(yīng)長）和足夠的運轉(zhuǎn)可靠性（指被迫停車次數(shù)應(yīng)少）；
②有較高的運轉(zhuǎn)經(jīng)濟性（效率高，消耗少）；
③盡可能采用新結(jié)構(gòu)，新材料，新技術(shù)；
④盡可能提高產(chǎn)品的“三化”（系列化、標準化、通用化）程度；
⑤制造工藝性能好；
⑥使用、維護、維修方便；
⑦外形尺寸和重量盡可能小。
2.1.1.2 本次設(shè)計泵型為XBR采用獨立的旋轉(zhuǎn)原動機（電動機）驅(qū)動的泵。
因采用電動機驅(qū)動又叫電動泵。電動泵的特點是：
①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(jié)構(gòu)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(guān)，當n、S、D為定值時，泵的流量是基本恒定的；
②泵的排出壓力P2是一個獨立參數(shù)，不是泵的固有特性，它只取決于派出管路的特性而與泵的結(jié)構(gòu)參數(shù)和原動機功率無關(guān)；
③機動泵都需要有一個把原旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為柱塞往復運動的傳動故一般講，結(jié)構(gòu)較復雜，運動零部件數(shù)量較多，造價也較昂貴；
④實現(xiàn)流量調(diào)節(jié)時，必須采用相應(yīng)措施，或改變n、S、D 或采用旁路放空辦法來實現(xiàn)；
⑤結(jié)構(gòu)變形較容易。
2.1.1.3 在液力端往復運動副上，運動件上無密封件的叫柱塞。
XBR乳化液泵稱為柱塞泵。柱塞泵的柱塞形狀簡單，且柱塞密封（填料箱）結(jié)構(gòu)容易變形，因此：
①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3～150mm，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。
②由于結(jié)構(gòu)上的原因，柱塞泵大多制成單作用泵，幾乎不制成雙作用泵。
③因柱塞密封（填料箱）在結(jié)構(gòu)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。
2.1.1.4 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：
①便于操作者觀察泵的運轉(zhuǎn)情況，拆裝，使用，維修；
②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；
③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(chǎn)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。
2.1.1.5 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。XBR乳化液泵有三根柱塞；因此又可稱為三聯(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(jīng)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XBR乳化液泵又稱三缸泵。
柱塞每往復運動一次對介質(zhì)吸入和排出的次數(shù)，叫做作用數(shù)。由XBR型乳化液泵柱塞每往復運動依次，介質(zhì)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(jié)構(gòu)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(zhì)的作用數(shù)而言的。
2.1.2 液力端結(jié)構(gòu)型式選擇
在往復泵上把柱塞從滑塊處脫開一直到泵的進出口處的部件，稱為液力端，液力端是介質(zhì)過流部分，通常由液缸體，活塞和缸套或柱塞及其密封（填料箱）、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（或集液器）等所組成，液力端結(jié)構(gòu)型式的選擇應(yīng)與泵型及總體結(jié)構(gòu)型式時，應(yīng)遵循下述基本原則：
⑴.過流性好，水力阻力損失小，為此，液流通道應(yīng)力求短而直，盡管避免拐彎和急劇的斷面變化。
⑵.液流通道應(yīng)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(yīng)置于液缸體下部，排出閥應(yīng)置于液缸體頂部。
⑶.吸入閥和排出閥應(yīng)垂直布置，以利于閥板正常啟閉和密封，特殊情況下也可以傾斜和水平布置。
⑷.余隙容積應(yīng)盡可能小，尤其是對高壓短行程泵或當泵輸送含氣量大，易揮發(fā)性介質(zhì)時，更應(yīng)力求減小余隙容積。
⑸.易損件壽命長，更換方便。
⑹.制造工藝性好
按臥式三缸單作用柱塞泵的吸入閥、排出閥的布置型式，液流通道特性和結(jié)構(gòu)特征可分為：直通式、直角式、階梯式等不同型式，見圖2.1。
當液力端的每一個缸里的吸、排閥中心軸線均為同一軸線時，稱為直通式液力端，見圖2.1a；當吸、排閥軸線互相垂直時，稱為直角式液力端，見圖2.1b；若吸、排閥軸線互相平行但不是同一軸線時，稱為階梯式液力端，見圖2.1c。
a
b
c
2.1 臥式三聯(lián)單作用柱塞泵液力端分類示意圖
直通式液力端特點是：過流性能好，余隙容積較小，結(jié)構(gòu)緊湊，尺寸小。但通常是吸入閥拆裝不方便。
直角式液力端特點是：吸排閥可分別拆裝和更換，所以，使用和維護較方便；余隙容在直通式、直角式和階梯式三種液力端中是最小的，有利于提高泵的容積效率；結(jié)構(gòu)緊湊，尺寸小，柱塞可從吸入閥處拆、裝；因為必須有一個閥處于水平布置，閥板運動導向必須好，否則會使閥板運動受阻或關(guān)閉不良。
階梯式液力端特點是：吸排閥可單獨拆、裝和更換，不必拆開管路，因此，當要求經(jīng)常而迅速更換泵閥時，多采用階梯式液力端。但這種液力端余隙容積較大，排出壓力高或介質(zhì)含氣量多時，容積效率較低。
比較上述特點，采用直通式液力端。
2.1.3 傳動端結(jié)構(gòu)型式選擇
2.1.3.1 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(nèi)減速的，則傳動端包括減速機構(gòu)。機動泵的傳動端主要由機體，曲軸，連桿，曲柄，十字頭及潤滑，冷卻等輔助設(shè)備組成。
2.1.3.2 在選擇和設(shè)計傳動端時，通常應(yīng)遵循下面的基本原則：
⑴.傳動端所屬主要零部件必須滿足泵最大柱塞力下是強度和剛度的要求。
⑵.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，潤滑油溫升也限制在設(shè)計要求以內(nèi)，必要時應(yīng)有冷卻設(shè)備。
⑶.在結(jié)構(gòu)和尺寸要求允許的范圍內(nèi)，應(yīng)力求減小連桿比λ（R/1）這樣不僅可減小滑塊處的比壓，而且可減少慣性水頭的影響，從而可改善泵閥工作條件和泵的吸入性能。
⑷.要合理的選擇液缸中心線的夾角，曲柄間錯角，力求使機械的慣性力和慣性力矩得到平衡，減輕對基礎(chǔ)的撓力載荷。
⑸.傳動端，尤其是立式泵傳動端，應(yīng)考慮重心的穩(wěn)定性。傳動端頂部應(yīng)設(shè)有運轉(zhuǎn)時排氣，停車時封閉的排氣裝置，底部應(yīng)設(shè)有排放潤滑油的油脂。
⑹.拆、裝、檢修方便，大型泵的傳動端還應(yīng)考慮到傳動端各零部件的起吊方式和措施。
⑺.易損件及運動副應(yīng)工作可靠，壽命長，更換較方便。
⑻.加工、制造工藝性好。
2.1.3.3 XBR乳化液泵采用的是兩支點三拐曲柄連桿機構(gòu)傳動端。
這種傳動端的曲軸為三拐軸且只有兩個支承，分別在前后主軸頸上。這種傳動端的特點及機構(gòu)特點選擇注意事項是：
①該傳動端的曲軸通常為整體鑄，鍛件，三拐的曲柄間交錯為120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(jié)構(gòu)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(zhuǎn)角均較大。為此，主軸承常采用轉(zhuǎn)角較大的調(diào)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。故兩支點三拐曲軸均比較粗大。此外為使前后主軸處偏轉(zhuǎn)角大體相近，除了使曲軸間錯角為120度外，還應(yīng)滿足這樣的條件，既當?shù)谝磺D(zhuǎn)角時，相應(yīng)的第二，第三曲柄轉(zhuǎn)角應(yīng)為尤其是當曲軸前端（動力輸入端）有附加載荷時，更應(yīng)如此。
③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(shù)要求高，加工量也較大。
④由于曲軸為整體鑄，鍛件（毛坯）再經(jīng)車削加工面而成，故曲軸半徑不易過大，亦即這種傳動端組成的三聯(lián)泵，柱塞行程不宜過大。
XBR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。
2.1.4 XBR型乳化液泵結(jié)構(gòu)參數(shù)的選擇與確定
已知主要技術(shù)參數(shù)如下：
額定工作壓力： P=320MPa
額定流量： Q=125L/min
泵主軸的轉(zhuǎn)速： n=547L/min
柱塞直徑： D=40mm
柱塞行程： S=66mm
電機功率： P=90KW
由以上已知數(shù)可計算出以下參數(shù)：
泵的理論流量：
（2.1）
式中 ：
D──柱塞直徑，m；
S──柱塞行程，m；
n──主軸轉(zhuǎn)速，r/min；
Z──泵的聯(lián)數(shù)（柱塞數(shù)）；
容積效率：
柱塞的平均速度：
路徑比：
2.1.5 原動機的選擇
原動機的選擇原則
1 原動機必須滿足要求的功率；
2 選擇原動機時應(yīng)注意轉(zhuǎn)差率；
3 因注意原動機的起動力矩和起動電流；
4 要注意輸送介質(zhì)和操作環(huán)境的易燃，易爆性；
5 原動機外形尺寸與原動機搭配合適，機組外形美觀，便于安裝和檢修。
泵的有效功率：
由已知泵的原動機功率為90KW得
泵的效率：
查《機械設(shè)計課程設(shè)計》表21—1
因電機功率為90KW，且本乳化液泵多用于井下，為保安全，故選擇Y280M-4
型電機轉(zhuǎn)速1480r/min。
2.2 齒輪和齒輪軸的設(shè)計及較核
2.2.1 一級齒輪的計算及校核
由于從電動機軸輸出的轉(zhuǎn)速過高，采用泵內(nèi)減速，即一級齒輪減速。
齒輪傳動的失效形式主要是齒的折斷和齒面的損壞。齒面的破壞又分為齒
面的點蝕，膠合，磨損，塑性變形等。
由于乳化液泵的齒輪封閉帶箱體中，并得到良好的潤滑，因此屬于封閉傳動。在封閉齒輪傳動中，齒輪的失效形式主要是齒面點蝕，齒面膠合，齒輪折斷。齒輪齒面膠合強度的計算是以限定接觸處的瞬時溫度的溫升，保證潤滑不失效為計算準則，目前只在氣輪機，船舶等高速，重載傳動中試用，尚有待進一步的驗證和完善。故對一般的閉式齒輪傳動目前只以保證齒面接觸疲勞強度和齒根彎曲疲勞極限強度為計算準則。為防止過載折斷和輪齒塑性變形，還要進行短期過載的靜強度計算。
接觸疲勞強度計算應(yīng)以節(jié)點為計算依據(jù)因此節(jié)點處的綜合曲率半徑值不是最小值，但該處一般只有一對齒嚙合，而且在節(jié)點方向附近的齒根往往先發(fā)生點蝕。
齒根彎曲疲勞強度計算是以受拉力為計算依據(jù)，因為當齒輪長期工作后，在受拉力和壓力將先后產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋發(fā)展、速度前者較慢，后者較快，故輪齒疲勞折斷通常是從受拉力開始發(fā)生。為了對輪齒的彎曲疲勞強度進行理論分析和計算，必須先確定齒根危險截面的位置。確定齒根危險部分的剖面的方法有很多，其中以30度直線與齒根圓角曲線相切，連接兩切點的剖面即為齒根的危險剖面。
下面就是對乳化液泵齒輪進行強度較核。
因傳動力矩較大，批量較小，故小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241～286HB，平均取為260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229～286HB，平均取為240HB。
2.2.2 齒面接觸疲勞強度計算
2.2.2.1 初步計算
轉(zhuǎn)矩T1
齒寬系數(shù) 由《機械設(shè)計》表9.12取
接觸疲勞強度極限 由《機械設(shè)計》圖9.18(C)
查《機械設(shè)計》圖9.19，表9.13
初選接觸強度計算壽命系數(shù)，最小安全系數(shù)為
，
初步計算接觸許用應(yīng)力
因電機驅(qū)動工作機載荷平穩(wěn)，
使用系數(shù) 由《機械設(shè)計》表9.7
動載系數(shù) 由《機械設(shè)計》表9.10
齒向載荷分布系數(shù) 由《機械設(shè)計》表9.9
齒間載荷分配系數(shù) 由《機械設(shè)計》表9.10
則
查《機械設(shè)計》圖9.17，表9.11得
, , 取
傳動比：
初步計算小齒輪直徑
（2.2）
取
初步計算齒寬b
2.2.2.2 校核計算
圓周速度 v
精度等級由《機械設(shè)計》表9.8 選7級精度
初選齒數(shù)
由《機械設(shè)計》表9.1，取 m=4 則
總工作時間
應(yīng)力循環(huán)次數(shù) :
接觸壽命系數(shù) 由《機械設(shè)計》圖9.19得
,
許用接觸應(yīng)力
驗算
（2.3）
計算結(jié)果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調(diào)整，否則調(diào)整后還應(yīng)再進行驗算。
2.2.2.3 確定傳動主要尺寸
實際分度圓直徑d
基圓直徑db
（國家標準中規(guī)定分度圓壓力角的標準值）
齒頂高
齒根高
（正常齒標準）
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
中心距
齒寬b 取b1=100,b2=80mm
2.2.2.4 齒根彎曲疲勞強度驗算
齒形系數(shù) 由《機械設(shè)計》圖9.21
應(yīng)力修正系數(shù) 由《機械設(shè)計》圖9.22
彎曲疲勞極限 由《機械設(shè)計》圖9.23(c)得
彎曲最小安全系數(shù) 由《機械設(shè)計》表9.13
應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由《機械設(shè)計》表9.14
彎曲壽命系數(shù) 由《機械設(shè)計》圖9.24
試驗齒輪的尺寸系數(shù)，由《機械設(shè)計》圖9.25
許用彎曲應(yīng)力
驗算
傳動無嚴重過載，故不作靜強度校核
2.2.3 齒輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
由于齒輪分度圓直徑小于1.8倍的軸徑時，可將齒輪與軸做成一體，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。
2.2.3.1 選擇軸的材料
選擇軸材料為40Cr，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，其機械性能查《機械設(shè)計》表12.1得
抗拉強度
屈服極限
彎曲疲勞極限
扭轉(zhuǎn)疲勞極限
查《機械設(shè)計》表12.3
軸的許用彎曲應(yīng)力
2.2.3.2 初步計算軸的最小軸徑
查《機械設(shè)計》表12.2 C=105
考慮到軸端裝聯(lián)軸器需開鍵槽，將其軸徑增加5%，變?yōu)?3.35mm查《機械設(shè)計手冊》，故取標準直徑45mm由《機械零件設(shè)計手冊》表12-5，取工作情況系數(shù)
則計算轉(zhuǎn)矩
聯(lián)軸器的選擇 ：根據(jù)和
查《機械設(shè)計課程設(shè)計》表20-5取HL5彈性柱銷聯(lián)軸器
公稱轉(zhuǎn)矩2000
許用轉(zhuǎn)速3550n/min；
由于選取聯(lián)軸器的內(nèi)徑為50，故取最小軸徑為50。
軸承的選擇：
查《機械設(shè)計課程設(shè)計》表18-1
選用深溝球軸承 6214 則軸承各項系數(shù)為
鍵的選擇：
查《機械設(shè)計課程設(shè)計》表14-1
選用，長100普通平鍵。
要確定軸的結(jié)構(gòu)形狀，必須先確定軸上零件的拆裝順序和固定方式。由于軸為齒輪軸，齒輪的左端，右端有軸肩，軸承。這樣齒輪軸的機構(gòu)就確定了。軸承對稱地安裝與齒輪軸的兩側(cè)，其軸向用軸肩固定，軸向采用過盈配合和軸承蓋固定。由《機械傳動設(shè)計手冊》圖7-1-7，表7-1-16得具體尺寸如圖2.2a所示。
2.2.3.3 軸的較核
(1)計算齒輪受力
直齒輪螺旋角
齒輪直徑 小輪
小齒輪受力
轉(zhuǎn)矩
圓周力
徑向力
軸向力
畫齒輪軸受力圖 見圖2.2b
(2)計算支反力
水平面反力
垂直面反力
水平面XY 受力圖 見圖2.1.c
垂直面XZ 受力圖 見圖2.1.d
(3)畫軸彎矩圖
水平面彎矩
見圖2.2e
垂直面彎矩圖
見圖2.2f
合成彎矩
(4)畫軸轉(zhuǎn)矩圖
軸受轉(zhuǎn)矩
轉(zhuǎn)矩圖 見圖2.2g
（5）許用應(yīng)力
許用應(yīng)力值由《機械設(shè)計》表12.3，查得
應(yīng)力校正系數(shù)
(6)畫當量彎矩圖
當量轉(zhuǎn)矩 見圖2.2h
當量彎矩 在小齒輪中間截面處
(7)校核軸徑
齒根圓直徑
軸徑
圖2.2
2.3 曲軸的設(shè)計與校核
在往復泵中，曲軸是把原動機的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為柱塞往復運動的重要部件之一。工作時，它將承受周期性的交變載荷，產(chǎn)生交變的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力和彎曲應(yīng)力，因此也是曲軸連桿機構(gòu)中最重要的受力部件。
2.3.1 曲軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
1) XRB型乳化液泵的曲軸是兩支承三曲拐曲軸。
因其支承少，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120度的三拐二支承曲軸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
①.軸端 軸中心線與曲軸旋轉(zhuǎn)中心同心的軸向端部叫軸端。軸的外伸端叫前端。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。
②.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）或曲軸支承在機體主軸承上的部件。曲柄頸是指曲柄上與連桿大頭連接的部件（也叫連桿軸頸），他與主軸頸不同心。
③.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。
3) 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(yīng)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。因此對于三聯(lián)單作用泵，不僅取錯角為120度，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(zhuǎn)方向計算時，第二曲柄和第一曲柄間錯角取240度，第三曲柄與第一曲柄將錯角取120度。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。
4) 曲軸支承和軸承的選擇
三拐曲軸大多為兩支承的，支承處安裝主軸承。二支承三拐曲軸的剛度較差，主軸承處的主軸頸變形，傾角較大，故主軸承多采用角接觸球軸承。主軸軸承型號7326AC。
5) 軸頸
由于制造工藝的原因，短在曲軸的軸頸一般均制成實心圓柱體。XRB乳化液泵曲軸即采用這種實心圓柱體形式，因此是鍛件。
6) 曲柄
采用橢圓形的曲柄，材料利用最合理，疲勞強度高。但對自由鍛造曲軸，曲柄外形需靠模加工成型。
7) 過渡圓角
泵工作時，軸頸與曲柄連接處最容易形成應(yīng)力集中，而導致曲軸早期破壞，因此在此處應(yīng)取圓滑過渡的圓角以提高曲軸的疲勞強度。
8) 軸端
軸端常見的形狀是：前端多為圓柱體或圓錐體。后端多為圓柱體。圓柱軸端加工方便， 但拆裝較困難。圓錐軸端便于拆裝，但加工較麻煩，錐面錐度一般取1：10也可取1：15或1：20。因前端為總扭矩輸入端，故前端多有鍵槽以備安裝鍵來傳遞扭矩。
9) 曲軸結(jié)構(gòu)設(shè)計的基本原則
① 曲軸各部件的尺寸和形狀應(yīng)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(yīng)當去掉，以便于減輕重量。另外工作表面尺寸應(yīng)考慮到相關(guān)文件（軸承內(nèi)孔等）尺寸和尺寸數(shù)列的標準化，最后進行圓整；
②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(yīng)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?。ηS幾何中心的不對稱，以利于泵運轉(zhuǎn)是慣性力矩的平衡。
③ 曲軸各工作表面過渡圓角在條件允許下應(yīng)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(yīng)力集中，提高各工作表面耐 磨性和疲勞強度。
④曲軸各部件形狀尺寸選擇還應(yīng)考慮到制造和拆裝維修方便。
曲軸材料選用45鋼
確定各軸段的尺寸
曲軸曲拐的直徑
查《中國機械設(shè)計大典》 表21.1-21.8 取d=110mm
主軸頸
連桿軸瓦大頭寬度
曲柄寬度
①曲軸各軸段直徑的確定；
由d得軸段L的直徑最小d=110mm，軸段K、A上分別安裝角接觸球軸承，所以其直徑必須滿足軸承內(nèi)徑的標準，由《中國機械設(shè)計大典》表24.4.6選用7326AC角接觸球軸承，其，故取軸段K、A直徑，軸段J、B為軸肩，所以，軸段I、C、E、G為軸柄，軸段D、F、H為軸拐的直徑，它與連桿大頭連接，其直徑應(yīng)當由連桿大頭內(nèi)徑來定，所以確定其內(nèi)徑。
②曲軸各軸段長度的確定
軸段L安裝大齒輪，所以其長度為125mm,軸段A、K安裝角接觸球軸承，故取該軸段長度為52mm，所以；為保證齒輪端面與箱體內(nèi)壁不相碰，齒輪端面與箱體內(nèi)壁間就留有一定間距，取間距為10mm，為保證軸承安裝在箱體軸承座孔中，并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內(nèi)壁的距離為2mm，所以軸段B、J長度為12mm；軸段C、I為曲軸中的短臂，根據(jù)計算出的b值確定其長度為75mm；為了防止連桿與曲軸端面相碰，連桿徑與曲柄之間應(yīng)當留有一定的間隙，取間隙為2mm；軸段D、F、H為連桿徑，它與連桿大頭連接，所以其長度應(yīng)當由連桿大頭的厚度來定，取其長度為86mm；軸段E、G為曲軸的長臂，根據(jù)b值取該段的長度為80mm. 如下圖
圖 2.3
2.3.2 曲軸的受力分析及其校核
曲軸的受力十分復雜。除了作用在曲軸上的重力是恒定不變的，其他如連桿力、慣性力、原動機驅(qū)動扭矩和支座外力間的縱向、橫向、扭轉(zhuǎn)振動慣性矩都將隨著轉(zhuǎn)動角的變化而變化。此外，曲軸還要受到支座變形、加工不同軸度、使用中因軸徑磨損等原因造成的附加載荷。要想把曲軸所有受立情況考慮進去，是很難做到的。在實際分析、計算時，常常是忽略那些次要的因素，抓住主要因素予以考慮。為此，在分析、計算曲軸受力，通常做下列假設(shè)：
①.把多支承曲軸看作是以住軸承中點分開的分段的簡支梁并把曲軸視為絕對剛性系統(tǒng)；
②.把主軸頸中點既看成是支承點，又看成是集中支承力的作用點；
③.連桿力和旋轉(zhuǎn)慣性力，看作是集中力并作用在曲軸頸中點；
④.略去除作用在軸頸上的其它各連聯(lián)間作用力的影響，也略去因加工精度，裝配質(zhì)量以及因使用后磨損、熱變形等造成的附加載荷。
除此之外，當柱塞力很大時，在計算是也可以略去重力和摩擦力。
根據(jù)以上假設(shè)對PRB6曲軸進行受力分析與計算，它的主要參數(shù)如下：
最大設(shè)計流量：
最大設(shè)計排壓：
曲軸轉(zhuǎn)速：
柱塞行程： S=66mm
十字頭質(zhì)量：
連桿質(zhì)量：
柱塞質(zhì)量：
2.3.2.1 曲軸受力分析
在上述假設(shè)條件下，作用在兩支承點三拐曲軸上的力有：作用在曲柄頸中點的集中力——（切向力和徑向力和旋轉(zhuǎn)慣性力）；作用在主軸上的支承反力、；作用在輸入主軸頸上的總扭矩M。
2.3.2.2 曲軸外力的計算
坐標系的選擇：在兩主軸頸支承力作用點處選取固定坐標系X-Y-Z；X軸前后軸向前端（A點）為正方向。Y軸垂直向上，按右手法則確定Ⅰ曲軸前后兩端以外的坐標，將隨曲軸旋轉(zhuǎn)而轉(zhuǎn)動，X軸將始終處于任一曲拐作用的平面內(nèi)，并沿曲柄中心線從前端順次移動，Y軸將和X軸一樣，始終處在任一曲拐所在平面內(nèi)，并按右手法則與X軸垂直，Z軸自然應(yīng)始終垂直于各曲拐所在的平面并與X、Y軸保持右手法則的關(guān)系。作用在任一曲柄上的外力如下圖所示：
作用于主軸頸上的支承反力、以及力矩M和各尺寸如下圖2.4所示
圖 2.4
曲軸坐標系的選擇如下圖2.5所示
圖 2.5
⑴ .往復慣性力
式中 ──每聯(lián)往復運動部分質(zhì)量，10Ns∕m；
──曲柄半徑 m；
──曲柄角速度rad∕s；
──曲柄半徑與連桿長之比；
──曲柄轉(zhuǎn)角 rad；
其中 低速泵取大值
（2）.旋轉(zhuǎn)慣性力
（2.4）
式中 ──不平衡的旋轉(zhuǎn)運動質(zhì)量，10Ns∕m；
──曲柄半徑，m；
──曲柄角速度rad/s
式中 ──轉(zhuǎn)化到曲柄銷中心的曲拐不平衡質(zhì)量，根據(jù)實際情況，?。?
──連桿質(zhì)量， 取；
──轉(zhuǎn)化成往復運動質(zhì)量的系數(shù)，一般為K=0.3～0.4.對高速泵取小值對低速或中速泵取大值。
由式（2.4）可見
(3)柱塞力 （，為泵的最大排壓） （2.5）
（，計算時設(shè)）
活塞受拉為正
(4)綜合柱塞力
（2.6）
式中 ──活塞力，
──往復慣性力，
──摩擦力，
一般情況下因與柱塞力比較，摩擦力很小可以略去。
由式（2.6）得
(5) 連桿力
（2.7）
由《往復泵設(shè)計》表4-4查得
表2-1
由式（2.7）得
(6).徑向力
（2.8）
由《往復泵設(shè)計》表4-6查得
表2-2
由式（2.8）得
(7).切向力
（2.9）
由《往復泵設(shè)計》表4-5查得
表2-3
由式（2.9）得
(8).輸入扭矩
在坐標z向的投影
在坐標y向的投影
（9）軸前端C點處的載荷（由傳動方式造成的附加載荷）
軸前端A點的支反力
軸尾端B點的支反力
支反力在垂直于曲柄中線方向的投影
支反力在平行于曲柄中線方向的投影
在垂直于曲柄中線方向的投影
在平行于曲軸中線方向的投影
在垂直于曲柄中線方向的投影
在垂直于曲拐中線方向的投影
在平行于曲柄中線方向的投影
在平行于曲拐中線方向的投影
在垂直于Ⅰ，Ⅱ曲柄銷中線連線方向的投影
在垂直于Ⅰ，Ⅱ曲柄銷中線連線方向的投影
由以上公式計算數(shù)據(jù)列入下表得
表2-4
1608
-804
-804
2215
2215
2215
-48230.4
-48230.4
0
-46622.4
-49034.4
-804
-46622.4
50326.8
-825
-44407.4
36545.9
1652.1
0
336798.8
-603.4
0
13249
-1129
-44407.4
-50140.7
-1348.6
0
0
-58812
6400
-37084
5719
表2-4續(xù)
6400
47731
-54131
-5719
-29255
34974
-58812
34948
23863
37084
-23495
-13589
0
0
38457
-1732
22203,7
-304
22203.7
-1349
2.3.2.3 曲軸的校核
由于曲軸是承受交變載荷，其破壞形式多半是由疲勞引起的，因此，在通常的情況下，應(yīng)按疲勞強度校核。為了簡化計算過程，往往把曲軸所受載荷看成是內(nèi)應(yīng)力幅等于最大內(nèi)應(yīng)力的對稱循環(huán)載荷，略去應(yīng)力集中和尺寸系數(shù)對計算結(jié)果的影響而代之以選用較大的安全系數(shù)，這樣一來，就可使復雜的疲勞強度校核具有靜強度校核的簡單形式，即用靜強度校核代替疲勞強度校核；由于曲軸上各軸頸與曲柄相接的過度圓角處存在著高度的應(yīng)力集中，也是曲軸最容易產(chǎn)生疲勞破壞的地方，因此，在類似于這些地方，有是就必須采用包括考慮應(yīng)力集中系數(shù)和尺寸系數(shù)在內(nèi)的疲勞強度校核了。
①.靜強度校核
靜強度校核的一般式為
（2.10）
式中 ──曲軸材料的對稱彎曲疲勞強度，10N/m。當曲軸材料為40或45號鋼時,10N/m；
──危險截面上危險點的正應(yīng)力,N/m；
──危險截面上危險點的切應(yīng)力,N/m；
──計算的安全系數(shù)；
──許用安全系數(shù)，通常取=4.0～6.5。
兩支點三拐曲軸軸頸上各截面應(yīng)力計算有如下特點：沒有軸向()
繞z軸和繞y軸的抗彎斷面模數(shù)相等且與繞x軸的抗扭斷面模數(shù)存在這樣的關(guān)系：上式中因此靜強度校核一般式寫為
式中 ——分別是校核截面繞y軸繞z軸的彎矩和繞x軸的扭矩；
——分別是校核截面繞z軸的抗彎斷面模數(shù)和繞x軸的抗扭斷面模數(shù)。
—曲軸材料的對稱彎曲疲勞強度，當曲軸材料為45號鋼時，；