XQB小型泥漿泵的結構設計論文說明書

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1、摘要 灌用泥漿泵被廣泛的應用在水庫大壩、煤礦巷道、隧道灌漿、高速公路邊坡維護、建筑地基加固等場合，隨著國民經濟的發展，此類泥漿泵的需求量也越來越大。近年來，灌用泥漿泵的研制和發展也越來越快，但其也存在著許多的問題：一是此類泥漿泵的平均無故障的工作時間較短，最多也就幾個小時；二是重量和體積普遍較大，野外搬運不便；三是更換密封件的時間較長。針對以上問題的提出，本次設計有了具體的解決措施，解決密封件壽命短的問題，關鍵是選擇合適的密封材料和合理的結構形式；為了使泵的整體重量減輕，就要徹底放棄傳統的減速方式，取而代之的是先進的減速方式，本此設計選用的是行星減速器大傳動比降速，并將行星減速器置于大帶

2、輪中，既能夠達到降速的目的，又能夠減輕泵的總體重量。 關鍵字：密封件 行星減速器 壓力 流量 柱塞 Abstract Fed sludge pump is widely used in the application of dam reservoirs, coal mine, tunnels filled, length of the highway, construction of foundation reinforced, and so on, with the development of the national economy

3、, the demand of such sludge pump is also growing. In recent years, fed by sludge pump research and development is growing fast, but there are still the existence of many problems : First, the average no-fault sludge pump shorter working hours, up to several hours; Second, the weight and size genera

4、lly larger field handling inconvenience; Third is the replacement of sealed pieces over a longer period of time. Responding to the above questions, this design has specific solutions to address the short life of the sealed, the key is to choose suitable materials and sealed reasonable structure; In

5、order to make the overall weight pump, we must completely abandon the traditional slowdown, replaced by advanced slowdown, The design chosen is the large transmission planetary reducer than paved, and under great Dailun planetary reducer, both can be achieved faster purposes, and to reduce the overa

6、ll weight pump. Key: sealed pieces planetary reducer pressure flow piston 目 錄 摘要 1 Abstract 2 目 錄 3 前 言 5 第一章 泵的總體設計 7 第二章 原動機的選擇 9 第三章 吸漿管與排漿管的選擇與直徑計算 12 第四章 泥漿泵零件選擇及其強度的計算 13 4.1 機架 13 4.2 泵體 13 4.3 連桿十字頭連接處銷子強度的計算 14 4.4 柱塞上螺紋強度計算 16 4.4.1螺紋的選擇和強度校核 16 4.

7、4.2螺紋連接的防松方式的選擇 17 4.5泵體壁厚強度計算和選擇 18 4.6 空氣室容積及強度計算和選擇 18 4.7 減速器的選擇和計算 20 4.8 V帶傳動的計算 23 4.9 軸的設計和強度校核 26 4.9.1 估算軸徑d 27 4.9.2軸的受力分析 27 4.9.3 驗算軸徑 31 4.10軸承選擇 31 4.10.1軸承壽命計算 32 4.10.2靜載荷計算 32 4.11 軸上鍵的選擇 33 4.11.1 平鍵的選擇 33 4.11.2 平鍵的強度校核 33 4.11.3 花鍵的選擇 34 4.11.4 花鍵的強度校核 34 4.12

8、活塞密封圈的選擇 34 4.13. 泵的潤滑 35 第五章 泵的使用和維護 36 5.1用途 36 5.2結構 36 5.3安裝 36 5.4 維護與保養 37 第六章XQB75/3.5型泥漿泵的經濟可行性分析 38 第七章 結 論 39 參考文獻 40 致謝 68 前 言 灌用泥漿泵是一種新型的非標準工程機械，走向市場至今已有多年的歷史?？墒?，直到今天，仍然沒有一種較理想的機型來滿足用戶的需求。流行在市場上的灌用泥漿泵種類很多，但都存在著柱塞的密封件不耐磨的致命缺陷，使用壽命最長不超過

9、60小時。更換密封件需投入大量的人力、財力，用戶難于承受。其次，泵的結構大多數復雜、笨重、體積大；野外露天作業進隧道施工搬運困難。為了解決這些問題，一種新型的體積輕便、使用壽命長的灌用泥漿泵的研制和開發就顯的尤為重要。 目前，在世界范圍內泥漿泵的技術發展，美國處于領先地位， 其次是俄國，俄國近幾年來對三缸單作用泵的發展較快。我國鉆探用泥漿泵與美國、俄國同類型泵的先進水平對比，容積效率和質量比等方面達到了先進水平，唯有總效率還有差距，也就是說機械效率偏低，美國和俄國的泵的機械效率一般為９０％ 左右，而我國僅為85％左右。這主要是因為我國機械制造精度較差，表面粗糙度值較大，裝配質量也較差之故。

10、 因此，為了使我國鉆探用泥漿泵易損件使用壽命達到國際先進水平，必須在三個方面下功夫 ：一是要盡快研制和應用抗磨損、抗腐蝕、價格合理的新型合成橡膠；二是要研制有效實用的泥漿凈化系統，并應用到鉆探使用中，使泥漿的含砂量控制在0．5％以下，或者使用無固相優質泥漿，三是適當降低沖次和加長沖程，雖然會帶來增大泵的體積和加重質量以及提高制造成本的問題，但其經濟效益的提高還是可取的。 國外泵業發展迅速，高科技的發展和應用起了致關重要的作用，如CAD/CAM技術的應用，推動了泵的設計多樣化，生產朝多品種、小批量方向發展。制造技術的提高給泵業的發展注入了新的力量，由合成纖維、陶瓷及聚四氟乙烯等材料制成的低摩擦

11、壓縮填料和石棉填料相比，在多方面顯出了優勢，顯示了新的生命力。 國內泵業就近幾年來發展很迅速，生產的能力已具有了相當大的規模，在原有的基礎上開發研究新產品，引進國外的工藝及技術。如泵計算機輔助設計CAD系統，中國泵制造業與相關行業信息計算機運程通訊系統等新技術的設計和開發促進了我國泵業技術水平的提高。綜上所述，無論在國內、國外，新型輕便的灌用泥漿泵還不是很多，而現在對此泵的需求量卻在日益增大。 通過調研了解到，以往灌用泥漿泵的體積都比較大，整體看起來比較笨重，結構一般都是三缸單作用，三缸泵流量大，壓力大，比較受歡迎，但目前的三缸泵也存在著由于密封圈壽命太短，軸承蓋容易損壞，勞動強度大，適應

12、差等缺點。而傳動則采用傳統古老的V行夾織物成組橡膠密封圈，難于承受細碎的砂石和微顆粒水泥漿介質，使用壽命最長不超過60小時，就需要經常更換密封件。鑒于以上原因，我們決定開發輕便的灌用泥漿泵。其存在主要問題是：液力部件耐磨性差，壽命短，可靠性低。為了解決上述問題，本項目擬設計的灌用泥漿泵的特點：一是采用更好的密封材料，提高密封件的耐磨性和使用壽命；二是采用行星減速器內置大皮帶輪內的結構，使其體積小，重量輕，便于搬運。 經過幾次方案討論決定，輕便灌用泥漿泵應具有以下特點： 1.經濟耐用可靠，質優價廉； 2.體積小，重量輕，便于搬運； 3.密封件更換時間短，使用壽命長； 4.操作簡單，維修

13、方便； 5.適用于壩基工程，巖基帷幕灌漿等多種場合； 6.動力為電機。 第一章 泵的總體設計 經過調研和幾次方案論證，考慮到工作現場的特點，從實際實用的角度出發，確定方案如下： 1. 考慮到多種場合的野外作業，動力可選擇電機； 2. 考慮到使流量更加平滑穩定，增加一個空氣室； 3. 考慮到密封件容易損壞，需經常更換，選擇新型的密封材料聚四氟乙烯，可延長使用壽命； 4. 考慮到泵體容易損壞，選用高強度材料，提高承載能力； 5. 柱塞選用更好的材料，提高柱塞耐磨性，延長柱塞使用壽命。 6. 在滿足上述要求的同時

14、，盡量結構簡單，操作方便，適合于搬運。盡量做到標準化，通用化，系列化。 工作原理 此泥漿泵是采用單缸雙作用柱塞泵工作。由電機通過帶傳動輸入動力，通過行星減速器減速。經偏心輪將回轉運動轉化為直線往復運動。驅動雙作用柱塞泵作功。柱塞泵的進漿室、排漿室各有兩個鋼球組成的單向控制閥（如下圖所示）。當活塞桿向左驅動時，缸體右腔進漿（單向閥F2打開，單向閥F4關閉），缸體左腔排漿（單向閥F3打開，單向閥F1關閉）。當活塞桿向右 圖1.1 驅動時，缸體左腔進漿（單向閥F1打開，單向閥F3關閉），缸體右腔排漿（單向閥F4打開，單向閥F2關閉）。（見以上工

15、作原理圖1.1）除此之外,在主通路上安裝空氣力表用來調整泵在抽吸過程中產生的波動大小。 第二章 原動機的選擇 泵的原動機類型應根據動力來源、工廠或裝置能量平衡、環境條件、調節控制要求以及經濟效益而定。 現今電動機主要有鼠籠式和線繞式兩種，三向交流鼠籠型異步電動機是石化裝置用泵的主要原動機，它具有結構簡單、維護方便、價格較低、體積緊湊、啟動及運行均較方便可靠的優點。但是它不能經濟、方便地實現范圍較廣的平滑調速、運行中必須從電網吸收滯后的無功電流而使電網功率因素變低，一般不適于大型泵及調速泵，而多用于

16、中、小型泵。 相比之下，三相交流繞線型電機和三相交流同步電機，則可用于對啟動、調速、改善電網功率因數、大功率、高效率、轉速恒定等有特殊要求的場合，但用于驅動泵的不多。 直流電機雖有調速性好、啟動轉矩大等優點，但需直流電源，造價高，維修較復雜，一般也不常用于生產裝置中。 當需要改變工廠的蒸汽平衡，對裝置中大型泵或需調速等特殊要求的泵，可采用氣輪機作泵的原動機。 隨著石化裝置技術水平及經濟性的提高，采用反轉離心泵或液力透平作為泵的輔助或主要原動機，以回收壓力液流的可用能量；采用調速或多速電機，或采用電磁的、液力的、機械的耦合器以達到泵調速的目的等技術，近年來已應用于石化裝置。 此外，在特

17、定的情況下，也有用蒸汽機、內燃機、燃汽機等作為泵的原動機的。 然而，電機的選擇還要根據某些參數才能確定最終的電機型號計算過程如下： 由已知參數可知Q=75/min，P=3.5Mpa. 而根據公式F=AP可得， F=3.5××3.14×=4846N 其中F——主軸所受的軸向力 A——運動活塞的截面積 P——作用在軸上的最大壓力 由以上便可得主軸的轉矩T： T=Fr=4846×51×=247.146N.m 根據公式， P=，可得 P= =443.45/r 其中p——為排

18、量； M —— 為轉矩 ； P——為最大壓力； 又由Q=，可得軸的轉速r=， r= =170r/min； 其中Q——為流量（L/min）； P——為排量（/r）； 最終根據以上所求的參數，可根據公式T=9550 求得軸的輸出功率 P= = =4.39Kw； 取每級齒輪的傳動效率為0.97，帶的傳動效率為0.92?？伤愕秒姍C的輸出功率為P= =5.08Kw。 一般的，Y系列是供一般用途的全封閉自

19、扇冷鼠籠型三相異步電動機，具有效率高、性能好、噪音低、振動小、體積小、重量輕、運行可靠、維護方便等優點。而Y系列電動機主要擁有啟動轉矩高、啟動電流小等優點。 根據以上的敘述和有關計算，決定選擇Y132S-4型三向異步電動機，其功率為5.5Kw，轉速為1440r/min，重量為95Kg。即Y132S-4，5.5Kw、1440r/p。 此系列的電動機的主要特點： 1 啟動轉矩高、啟動電流小，效率較高，損耗少，運行可靠，運行溫度低； 2 由于其結構型式為封閉式，因此可以在塵土飛揚、水土飛濺的環境中使用，在比較潮濕及有輕微腐蝕性氣體的環境中也能有較長的使用壽命。

20、 第三章 吸漿管與排漿管的選擇與直徑計算 3.1吸漿管直徑計算 dx=（4Q‘/πvX）1/2=[4×90.90/（3.14×13×60）]1/2=0.180mm 取φ20mm 式中：vX—液流在吸入管中的流速 取vX=1.3 m/S=13 dm/S Q‘—計算流量Q‘= Q/ηV=75/0.825=90.90L/min 3.2排漿管直徑計算 dp=（4Q‘/πvp）1/2=（4×90.90/（3.14×20×60））1/2=0.272mm 取φ30mm 式中：vp—液流在排水管中的流速 取vp=2m/S=20 dm/S

21、 3.3漿管的選擇 根據工作壓力和按上式求得的管子的內徑，選擇膠管的尺寸規格。對于頻繁，經常扭者要降低40%。膠管在使用及設計中應注意下列事項： （1） 膠管的彎曲半徑不宜過小，膠管與管接頭的連接處應留有一段直的部分，此段長度不應小于關外半徑的兩倍。 （2） 膠管的長度應考慮到膠管在通入壓力液后，長度方向將發生收縮變形，一般收縮量為管長的3-4%。因此，膠管安裝時應避免處于拉緊狀態。 （3） 膠管在安裝時應保證不發生扭轉變形，為了便于安裝，可沿管長涂以色紋，以便檢查。 （4） 膠管的管接頭軸線，應盡量放置在運動的平面內，避免兩端互相運動時膠管收扭。 （5） 膠管應避免與

22、機械上尖角部分相接觸和摩擦，以免管子損壞。 第四章 泥漿泵零件選擇及其強度的計算 泥漿泵零件強度的計算是按皮帶傳動，電機功率5.5Kw，泵的額定壓力P=3500N/cm2 ，流量，柱塞D=８0mm來進行的。 4.1 機架 機架是由8#槽鋼、平墊板、撐管、加固筋等結構件焊接而成。 4.2 泵體 泵體可實現吸、排水泥漿功能。泵體由主軸、偏心套、連桿、滑套、十子頭、活塞銷等組成。 泵頭由拉桿、柱塞、漿缸、閥座、閥蓋、球閥、進漿室、排漿室、進漿膠管接頭、空氣室等組成。 行星軸和主軸均安有圓錐滾子軸承，既能承受向心力又能承受斜齒輪產生的軸向分力，

23、有較高的抗彎強度。柱塞和拉桿都采用兩道C形滑環組合密封，能承受高壓，高溫度250，低溫-100，耐磨，自潤滑，適用于水、水泥漿、砂漿、礦物油、酸、堿等各類介質。柱塞通過一套冷卻裝置降低溫升，只需要把膠皮水管一端接近直通管接頭，冷卻水即可進入冷卻水管，冷卻拉桿、柱塞。 泵的進口為，設置在進漿室的右側、內孔為，有膠管一端接進漿膠管接頭，另一端接水泥漿攪拌桶出口。攪拌機的出漿口必須高于或等于進漿膠管接頭孔的高度，使漿涂順利的被泵吸入。 泵的出口為，纖維編織兩層高壓膠管制，接排漿室膠管接頭。 4.3 連桿十字頭連接處銷子強度的計算 銷的類型可根據工作要求選定，用于聯結的銷，

24、其直徑可根據聯結的結構特點按經驗確定，必要時再作強度較核。 定位銷通常不受載荷或只受很小的載荷，數目不能少于兩個。銷在每一個被聯結的件內的長度約為銷直徑的1-2倍，定位銷的材料通常選35、45鋼，并進行硬化處理，根據工作需要也可以選用30CrMnSiA、1Cr13、2Cr13、H62和1Cr18Ni9Ti等材料；彈性圓柱銷多采用65Mn，其槽口位置不應裝在銷子受壓的一面，要在裝配圖上表示出槽口的方向。 設計安全銷時，應考慮銷剪斷后要不易飛出和要易于更換。安全銷的材料可選用35、45、50鋼或T8A、T10A等，熱處理后硬度為30-36HRC；銷套材料可選用45鋼、35SiM

25、n、40Cr等，熱處理后的硬度為40-50HRC。安全銷的直徑應按銷的抗剪強度τb進行計算，一般可取τb =（0.6-0.7）σb。 根據本設計的實際情況，選擇45鋼d=16mm的圓柱銷。 材料：45號鋼 機械性能： σs=36000N/cm2 σb=61000N/ cm2 [σ]= σs/1.5=24000N/ cm2 （1） 外加負荷P=πD2P/4=Π×5.52200/4=4749.25N （2） 各支點反力FA，FB ∑Z=0 FA+ FB= P=4749.25N

26、∑MA=0 18 P－36 FB=0 解得： FB=2374.625N FA =2374.625N （3） 各支點彎矩如圖4.1 MA=MB=0 MC=18FA=4274.3N.cm (4)按彎曲強度計算 從圖4.1的彎矩圖可知危險短面為C處截面，截面C處的抗彎摸量W W=0.1d3=0.1×1.63=0.41 cm 3 截面C處的彎曲應力σW σW=MC/W=4274.3/0.41=10425 N/ cm2 安全系數n n=[σ]/ σW=24000/10425

27、=2.3 安全 圖4.1 彎矩圖 （5）按剪切強度計算 由于此銷為雙剪切 故剪力Q=P/2=2374.625N 剪應力τ= Q/F=2374.625X4/1.62π=1182 N/ cm2 安全系數n=[τ]/ τ=8150/1182=6.9 安全 式中：[τ]—許用剪應力[τ]=8150 N/ cm2 （6）按擠壓強度計算 擠壓應力σJYP/FJY=4749.25/1.6X2.4=1237 N/ cm2 安全系數n= [σJY] /σJY=5100/1237=4.12 安全 式中：[σJY]—擠壓剪應力[σJY]=510

28、0 N/ cm2 綜上所敘連桿小頭銷子直徑為16mm滿足強度要求。 4.4 柱塞上螺紋強度計算 4.4.1螺紋的選擇和強度校核 螺紋強度校核是假定螺紋只沿螺紋中徑傳力，而不受徑向力的影響。而且只有半數螺紋參加工作，螺紋工作圈數之間載荷均勻分配，內螺紋之間沒有間隙。此外，本柱塞螺紋是當作松聯接，及受剪切載荷作用的聯接來計算的。 圖4.2 螺紋計算簡圖 材料：45號鋼 機械性能： σs=36000 N/ cm2 σb=61000 N/ cm2 [σ]= σs /1.5=24000 N/ cm2 計算簡圖見圖4.2 主要尺寸 公稱尺

29、寸 d =2 cm 內徑 d1= 1.7835 cm 螺 距s=0.2 工作高度h=0.10825 螺紋梯形寬度b=2htg300 =0.15 旋上差寬l=2.2 cm 旋入等容Z =2.2/0.2=11 （1）按彎曲強度計算 彎曲應力： σ=2M/2W=2X257/11X0.021=2225 N/ cm2 式中：M—彎矩 M=h P /2=0.10825×4749.25/2=257 N. cm W—一圈的抗彎摸量 W=πd1b2/6=π1.

30、7835× 0.152/6=0.021 cm3 安全系數n= [σ] /σ=24000/2225=10.7 （2）按剪切強度計算 剪切應力： τ=2Q/（ZFτ）=2×4749.25/（11×0.84）=1028N/cm2 式中：Fτ—一圈的剪切面積 Fτ=πd1b=3.14×1.7835×0.15=0.84 cm2 安全系數n= [τ] /τ=72000/1028=7 式中：[τ]—許用剪切應力 [τ]= σS/5=36000/5=7200 N/ cm2 （3）按擠壓強度計算 擠壓應力σJY =2Q/（ZFJY）=2×4749.25/（11×0.643）=1343 N/

31、 cm2 式中： FJY—一圈的擠壓面積 FJY=π（d2— d12）/4=π（22— 1.78352）/4=0.634cm2 安全系數n= [σJY] /σJY=28800/1343=21.45 安全 [σJY]—許用擠壓應力 [σJY]= σS/1.25=36000/1.25=28800 N/ cm2 4.4.2螺紋連接的防松方式的選擇 連接螺紋通常均能滿足自鎖條件（φ＜ρ），且擰緊后螺母和螺栓頭部支撐面存在著摩擦力。因此，在靜載荷且工作溫度變化不大時，可保證連接自鎖而不松退。但在沖擊、振動或變載荷的作用下，或在高溫、溫

32、度變化較大的情況下，仍會出現聯結松動甚至松退，使機器不能正常工作甚至造成嚴重事故。因此，對螺紋聯結必須采取有效的防松措施，以保證正常的工作。 按防松原理，螺紋聯結的防松方法可分為摩擦防松、機械防松和破壞螺紋副防松等幾種。 根據本設計的實際情況，選擇摩擦防松中的防松螺母來擰緊防松。此處用GB/T6170-2000六角頭防松螺母瑣定于被聯結件上，防松可靠。 4.5泵體壁厚強度計算和選擇 材料：蠕墨鑄鐵 機械性能： σb=330 N/ cm2 σS=230 N/ cm2 許用安全系數[S]=2—3.5 取[S] =3.5 則[σ]= σ/

33、[S ]=23000/3.5=6571.429 N/ cm2 實際壁厚δ=8 mm=0.8cm （1） 按經驗公式計算 δ= r1P/([σ]－0.6p)+C=200×2/(6571.43-0.6×200)+0.8 = 0.662cm<0.8 cm 式中：r1_缸的內半徑r1=2 cm C_考慮腐蝕和鑄造偏心的壁厚附加量C=0.1—0.8 cm 取C=0.4 cm （2） 按承壓強度計算 δ=0.5D{[（σ+0.4P）/（σ—1.3P）]1/2—1}+a δ=0.8×4{[（σ+0.4×200）/（σ—1.32×200）]1/2—1}+0.4 解得σ=1960 N/

34、 cm2 式中：D—泵體最大內徑 a— 考慮腐蝕和鑄造偏心的壁厚 附加量 a=0.4 cm 安全系數n= [σ] /σ=657143/1960=3.35 <[n]=3.5 所以此壁厚安全。 4.6 空氣室容積及強度計算和選擇 空氣室位于排漿室的始端，當排漿量增大時，空氣室中空氣受到壓縮，而當排漿量減少時，空氣膨脹，由于空氣室中空氣體積的改變，空氣壓力也隨之改變，影響水泥漿自空氣室跑出的快慢，迫使排漿均勻。 （1）空氣室容積計算 V=1.5πβPαsD2s/(4P0δp) =（1.5×3.14×0.009×200××3）/（4×10×0.04） =801.44

35、cm 圖4.3 空氣室 式中: Pαv —平均壓力 Pαv =200N/ cm2 P0 —空氣室未工作時的壓力 P0=10N/cm2 S—柱塞行程 S=50mm β—剩余液量β=0.009 δP —壓力不均勻系數,取δP=0.04 (2)實際容積VS VS=πd2L/4+4πr3/3 =π×92×10/4+4×π×4.53/3 =1017.36 cm3＞801.44 cm3 即空氣室的容積合適 (3)強度計算 材料:蠕墨鑄鐵 實際厚度:δ=0.8 cm 按經驗公式計算 δ=Pγ/([σ]-0.6P)+C =2

36、00×2/(6571.429-0.6×200)+0.4 =0.43 cm＜0.8 cm 按承壓強度計算 δ=0.5d（-1）+2 δ=0.5×9（-1）+2 解得δ=1478N/cm2 安全系數 n=[δ]/δ=6571.429/1478=4.446 故取δ=0.8cm是可以的。 4.7 減速器的選擇和計算 減速器是指原動機與工作機之間獨立的閉式傳動裝置，用來降低轉速并相應地增大轉矩。減速器的種類很多，這里近討論由齒輪傳動、蝸輪傳動以及由它們組成的減速器。如果按照傳動和結構特點來劃分，這類減速器有下述六種： 1．齒輪減速器 主要有圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器和圓錐-

37、圓柱齒輪減速器。 2．蝸桿減速器 主要有圓柱蝸桿減速器、環面蝸桿減速器和蝸桿減速器。 3．蝸桿-齒輪減速器及齒輪-蝸桿減速器。 4．行星齒輪減速器 5．擺線針輪減速器 6．諧波齒輪減速器 其中，各類的減速器還有其各自的特點和應用，圓柱齒輪減速器的應用廣泛，結構簡單，精度容易保證，齒輪可做成直齒、斜齒或人字齒?？捎糜诘退僦剌d，也可用于高速傳動。圓錐-圓柱齒輪減速器可制成直齒、斜齒或曲線齒。適用于輸入軸和輸出軸兩軸線垂直相交的傳動中?？蔀樗绞交蛄⑹?。其制造安裝復雜，成本高，僅在設備布置必要時才采用。蝸桿-齒輪減速器，當蝸桿布置在蝸輪的下邊時，嚙合處的冷卻和潤滑較好，蝸桿軸承潤滑也方

38、便。但當蝸桿圓周速度太大時，油的攪動損失較大，一般用于蝸桿圓周速度大于5m/s。而當蝸桿布置在蝸輪的上邊是，裝拆方便，蝸桿的圓周速度允許高一些，但蝸桿軸承潤滑不方便，當蝸桿放在蝸輪側面，蝸輪軸應是豎直的。漸開線行星齒輪減速器，其體積小，重量輕，承載能力大，效率高，傳動比大，結構緊湊，工作平穩。與普通圓柱齒輪減速器比較，體積和重量可減少50%左右，效率可提高3%。但其制造精度要求較高，結構復雜。擺線針輪減速器，其傳動比大，傳動效率較高，單級傳動效率為90%-94%，運轉平穩，噪聲低，結構緊湊，體積小，重量輕。在相同情況下，它的體積和重量約為普通減速器的50%-80%，過載和耐沖擊能力較強，故障少

39、，壽命長。但制造工藝復雜，需用專用機床加工，宜專業化生產。三環減速器的結構緊湊，體積小，重量輕，傳動比大，效率單級為92%-98%，噪聲低，過載能力強，承載能力高，傳遞功率不受限制，輸出轉矩高達400Kw，不用輸出機構，軸承直徑不受限制。使用壽命長。零件種類少，齒輪精度要求不高，無特殊材料且不采用特殊加工方法就能制造，造價低，適應性廣，派生系列多。諧波齒輪減速器的傳動比大，范圍寬，元件少，體積小，重量輕。在相同情況下，比一般齒輪減速器體積和重量減少20%-25%。雙波傳動中在受載時同時嚙合齒數可達總齒數的20%-40%，承載能力大，傳動效率高。但制造的工藝較復雜。 選擇減速器：考慮到此泥漿泵

40、需經常在野外工作，要求利于搬運和輸送，因此其體積應該盡量輕便，所以選用行星齒輪減速器，因其可用小的體積，就可完成大 的傳動比，可將其置于大皮帶輪的內部，使整個泵的結構緊湊，體積輕便。 圖4.4 1. 傳動比的分配 因為電機軸的轉速=1440r/min，柱塞泵往復次數為175次/分，即，= . = =12.9729； =2.16，=6； 1. 按照減速器機械強度限制的承載能力選定； ==1×5.5×1.4=7.7

41、Kw 其中，——為計算功率（Kw）； ——為使用系數，考慮使用工況的影響，選取1； ——為安全系數，選取1.4； 當i=4.5，n=1440r/min，根據參考文獻16查表3-4知NAD200， =111.11Kw>7.7Kw。 2. 由于環境溫度的影響，應驗算熱平衡時臨界功率>,按已知條件查表2-8、表2-9、表3-17、得=1，=1，因為=5.5/111.11=4.9%，用插值法得=1 =5.5×1×1×1=5.5Kw 通過查表3-15得=21Kw>5.5Kw. 工作狀態的熱功率小于減速器熱平衡功率，因此無需增加冷卻措施。 3. 行星減速

42、器各齒輪參數 行星減速器選用型雙聯機構，行星輪n=3，i=6； 1）中心輪參數 =30； ；；； 旋向向左。 2） 行星輪參數 =30；；旋向向左； ； 3）行星輪參數 =18； = =0.8；； 旋向右旋。 4.8 V帶傳動的計算 帶傳動是由固聯于主動軸上的帶輪、固聯于從動軸上的帶輪和緊套在兩輪上的傳動帶組成的。當原動機驅動主動輪轉動時，由于帶和帶輪間的摩擦（或嚙合），便拖動從動輪一起轉動，并傳動一定動力。帶傳動具有結構簡單、傳動平穩、造價低廉以及緩沖吸振等特點，所以此次設計中選用了帶傳動。 在帶傳動中，常用的有平帶傳動，V帶傳動，多楔帶傳動和

43、同步帶傳動等。在一般機械中，應用最廣的是帶傳動。V帶傳動較其它帶傳動能產生更大的摩擦力。這是V帶傳動的主要優點。因此，我選用了V帶傳動。 (1)計算功率 Pi=N=1.1×5.5=6.05kw 式中: Kg=工作情況系數 Kg=1.1 (2)膠帶型號的選擇 根據 Pi=6.05kw及n1=1440r/min 由參考文獻[1]圖8-8選定B型膠帶 (3) 傳動比為i=2.16 ； (4)小帶輪直徑D1的確定 根據參考文獻[1]圖8-8選 =123mm (5)大帶輪直徑D2的計算 =i（1-）=2.16100（

44、1-0.01）=265.74mm 其中，——小帶輪直徑（mm）； i ——傳動比； ——彈性滑動率； 由表8-9可查得，大帶輪直徑為266mm。 (6)帶速V V=πn/(60×1000)=3.14×100×1440/（60×1000）=7.536m/s 速度在5～25 m/s的范圍內，合適 (7) 初定軸間距a0 0.7(+)≤a0≤2(+) 0.7(123+266)≤a0≤2(123+266) 282.3≤a0≤778 取a0=560mm (8)初算膠帶基準長度L0 L0=

45、2 a0+π(+)/2+(-)2/4a0 =2×300+π(266+123)/2+(266-123)2/(4×560) =600+610.73+9.12 =1219.85mm 選取基準長度Li=1250mm 〈查參考文獻[1]表8-2〉 (9) 實際中心距a a=a0+(Lp-L0)/2=300+(1250-1219.85)/2 =398mm (10)小帶輪包角α1 α1=－60×（-）/a =－60×(266-123)/398 => 合適 (11)單根膠帶傳遞的功率N0 根據：n1=1

46、440r/min =100mm 查得 P0=1.32kw〈查參考文獻[1]表8-5a 〉 (12)單根膠帶傳遞功率的增量△P0 根據 i=n1/n2=960/255=3.76 n1=960r/min 查得△P0=0.15 kw〈查參考文獻[1]表8-5b〉 (13)膠帶根數 Z= ==2.96 取Z=3 式中Kα －包角系數Kα =0.91KL〈查參考文獻[1]表8-8〉 KL －長度系數KL =0.91 〈查參考文獻[1]表8-8〉 (14)單根膠帶的預緊力F0 F0=500（）+m

47、 =500（）+0.1× =146.05N 式中：q－皮帶每米長的重量 q=0.1kg/m〈查參考文獻[1]表8-4〉 (15)帶輪的結構和尺寸 1.小帶輪的結構尺寸確定 由所選電機的類型，Y132S-4型三向異步電動機。起軸伸直徑d=38mm，長度L=88mm，故小帶輪軸孔的直徑應取=38mm，轂長應小于88mm。 由表14-18查得，小帶輪應為實心軸。輪槽尺寸及輪寬應按表14-16計算，可得=11mm，=3mm，=11mm，e=15mm，=10mm，=6mm。 =80mm。取。 2.大帶輪的結構尺寸確定 根據小帶輪尺寸的選定，以及以上關于帶

48、輪傳動的計算和減速器的結構尺寸，可得，=14mm，=3mm，=15mm，e=19mm，=12mm，=7.5mm。 =120mm。取 4.9 軸的設計和強度校核 材料：40Cr 機械性能：調質后 σb=7500N/cm2 σs=5200 N/ cm2 E=210 E= 37000N/ cm2 4.9.1 估算軸徑d d≥A（P/W）1/3 =5×10-3（5.5×103/255）1/3=0.0453m 式中:A－與材料有關的系數 A =5×10-3 考慮開鍵槽應增大10～15%，然后將軸徑圓整，取軸徑

49、d=48cm 4.9.2軸的受力分析 (1) 由于皮帶傳動產生的作用力Q Q=1781.8N Qx=Qcosθ=1781.8cos19.5○=1679.6N Qy=Qsinθ=1781.8sin19.5○=594.8N (2) 由于缸內壓力對軸的作用 假設條件: (a) 只計算缸內的作用力,其它構件的慣性力忽略不計,因軸的轉速較低.. 圖4.5 軸受力圖 (b) 由于法向力所引起的產生應力,切向力所引起的切向應力及起扭轉 產生的切應力是同時存在. (c) 偏心裝置上產生的力如圖4.5所示 (d) 切向力T: T=Psin(α+β)/co

50、sβ 法向力Z: Z=Pcos(α+β)/cosβ 式中： α－偏心角度 β－連桿的偏角 由于缸內壓力所引起的連桿偏心機構的力是變化的，通過對泵軸的受力分析，可知當αE=360○時ZE=Zmax，TZ=0，缸正處于排液狀態，軸受力最惡劣，其中 L/sin60○=γ/sinβ 即sinβ=γsin60○/L=25/（190×2）=0.11395 β=6.54○ βF=βD=β 高壓缸:ZE=π×5.52×200/4=4749.25N TE=0 ZD=πD2P cos(αD+βD)/（4 cosβD）=2827.25N TD=πD2P sin

51、(αD+βD)/（4cosβD）=3851.6N 低壓缸:ZF=πD2P cos (αF +βF)/（4cosβF）=141.36N TF=πD2P sin (αF +βF)/（4cosβF）=192.58N 將以上各力分別向水平及垂直面上投影,見圖4.6a XD= ZD cos30○－TD cos60○=522.7N YD= ZD sin30○－TD sin60○=4748.2N XE= 0 YE= 4749.25N XF = Z F cos 30○－TF cos 60○=235N YF = ZF SIN30○+ TF SIN 60○=237N 由于TD ,TF而產生的扭

52、矩 MND=TDγ=3851.6×25×10-3=96.29N·m MNF=TFγ=192.58×25×10-3=4.8N·m 軸所傳遞的扭矩 M=N/W=30×4×103/(3.14×255)=149.79 N·m (3)各支點反力 X平面見圖5.7a ∑MA=0 QX×74+XD×152.5+XF×245.4－XB×305=0N XB=(1709×74+522.7×152.5+26.1×245.5)/305=697N ∑X=0 XA= XB+ QX－XD－XF=697+1709－522.7－261=1857.2N Y平面見圖5.7a ∑MA=0 QY×74+YE

53、×59.5+YD×152.5－YF×245.5－YB×305 =0N YB=(589×74+4749.25×59.5+4748.2×152.5－237×245.5)/305=3253N ∑Y=0 YA=YE+YD－QY－Y =4749.25+4748.2－589－237－3253=5417.4N 圖4.6a水平面彎矩 圖4.6b垂直面彎矩 圖4.6c合成彎矩 (4)彎矩 水平面見圖4.6a MXA =－QX×74×10-3=－1707×74×10-3=126.4 N·m MXE=(－QX×135.5－XA)=(－1709×319.5+1857

54、.2×545)×10-3=117.6N·m MXF=(－QX×319.5+ XA×245.5+ XD×93)×10-3 =(－1709×319.5+1857.2×245.5+522.7×93)×10-3=41.4 N·m MXD=(－QX×226.5+XA×125.3)×10-3 =(－1709×226.5+ 1857.2×125.3)×10-3=104.2 N·m MXC=0 MXB=0 垂直面見圖4.6b MYA=－QY×74×10-3=－589×74×10-3=－43.6 N·m MYE=(－QY×133.5－YA ×59.5)×10-3=(－589×133.

55、5－5419×59.5) ×10-3=－401 N·m MYD=(－YB×152.5－YF×93)×10-3=(－3253×152.5×237 ×93)×10-3=－518.1 N·m MYF=－YB×59.5×10-3=－3253×59.5×10-3 =－193.6 N·m MYB =0 MYC=0 合成彎矩見圖4.6c MA =( MXA2+ MYA2)1/2=( 126.42+ 43.62)1/2=133.7N·m ME =( MXE2+ MYE2)1/2=(117.62+ 4012)1/2=417.9N·m MD =( MXD2+ MYD2)1/2=(104.

56、22+ 518.12)1/2=528.5N·m MF =( MXF2+ MYF2)1/2=(41.42+ 193.62)1/2=197.9N·m 最大彎矩 MMAX = MD =528.5N·m 最大扭矩 MnMAX = MND + MNF =96.29+4.8=101.09N·m 4.9.3 驗算軸徑 由資料查得 40Cr d≤100mm時 σb=7500N/cm2 σs=5200N/cm2 σ-1=37000N/cm2 H=241～286 D截面 K=1.71 kτ=1.465 K=1.95 k

57、τ=1.795 應用過盈配合公式 d≥ Mwa= MD =528.5 N×M=52850 N·cm Mna= MNMAX /2=101.09/2=50.545 N·m =5054.5 N·cm ==0.69% 取[S]=1.8 [σ-1]=σ-1/[S]=37000/1.8=20550 N/ cm2 d≥=44.69

58、動軸承。 A即主軸左端處軸承為：33210 其主要性能參數： C=27800N C0=17500N nlim=7500r/min 主要特性：額定動載荷比為1.6-3.5，可以同時承受徑向載荷及軸向載荷。外圈可分離，安裝時可調整軸承的游隙，承載能力大，一般成對使用。 B處即主軸右端處軸承為32005，與A處的軸承是配對使用的。 其主要性能參 數與處的軸承是一樣的。 C=21010N C0=13900N nlim=8500r/min C處即為連桿與偏心裝置處的軸承為：單列深溝球軸承61912， 其主要性能：主要承受徑向載荷，也可同時承受小的軸向載荷；當量摩擦系數較小，軸

59、向位移限制在軸向游隙范圍內；極限轉速高；結構簡單，尺寸?。粷櫥唵?；密封性好，防塵性好。 C=47200N C0=42600N nlim=8500r/min 行星軸上的軸承選擇：角接觸球軸承，左右兩邊各一個，配對使用，并且型號都為6301。 由前面軸的受力分析可以看出，軸承只受徑向力，而無軸向力。軸承所承受的徑向力分別為： FrA=（XA2+YA2）1/2=（1857.22+5419.42）1/2=5728.8N FrB=（XB2+YB2）1/2=（6972+32532）1/2=3326.8N FrE=YE=4749.25N 4.10.1軸承壽命計算 （1）當量動載荷P

60、PA=fP FrA =1.2×5728.8=6874.6N PB=fP FrB =1.2×3326.8=3992.2N PE=fP FrE =1.2×4749.25=5699.1N 式中fP－載荷系數=1.2 （2）軸承壽命Lh A處軸承: LhA=16670×（C/ PA）10/3/n =16670×（27800/ 6874.6）10/3/255=6887.35h B處軸承: LhB=16670×（C/ PB）10/3/n =16670×（20100/3992.2）10/3/255=8343h C處軸承: LhE=16670×（C/ PE）10/3/n =16670

61、×（27800/ 5699.1）10/3/255=37136.7h 4.10.2靜載荷計算 （1）COA/S0=17500/1.2=14583N COB/S0=13900/1.2=11593N COB/S0=42600/1.2=35500N 式中：S0－靜載荷安全系數 取S0=1.2 （2）驗算當量靜載荷P0 P0A=X0FγA+Y0FΑa =0.6×5728.8+0 =3437.2N＜FγA P0A=FγA P0B=X0FγB+Y0FΑB =0.6×3326.8+0=1996.1N＜FΓB 取P0B=FγB P0E=X0FγE+Y0FγE

62、=0.6×5699.1=3419.5＜FΓe 式中: X0－靜載荷系數(徑向)　　X0=0.6 Y0－靜載荷系數(軸向) 　Y0=0.5 P0A< COA/S0 P0B< COB/S0 P0E< COE/S0 故滿足要求。 4.11 軸上鍵的選擇 主軸上與齒輪連接處為花鍵連接，與連桿連接處為普通平鍵連接， 4.11.1 平鍵的選擇 根據主軸的直徑，可選擇平鍵的寬為8mm，高為7mm，長為20mm。 4.11.2 平鍵的強度校核 由于此平鍵的連接為動連接，則依據校核公式 P===61.21pa 其中，T——為傳遞的轉矩（N.m）；

63、 d——為軸的直徑（mm）； k——為鍵與輪轂的接觸高度（mm），平鍵為0.4h； l——為鍵的工作長度（mm）。 通過查表可得，此鍵的許用壓強[p]為40Mpa，p<[p]，所以，此鍵連接安全。 4.11.3 花鍵的選擇 在本次設計里，花鍵的連接主要應用在主軸與齒輪之間的連接處，根據矩形花鍵的小徑定心原理，主軸最左處d=36，可選擇花鍵的規格為836407（NdDB），主軸上套筒與齒輪連接處d=46，可選擇花鍵類型為846509（NdDB）。 4.11.4 花鍵的強度校核 花鍵連接的類型和尺寸通常根據被連接件的結構特點，使用要求和工作

64、條件選擇。為避免鍵齒工作表面壓潰（靜連接）或過度磨損（動連接），應進行必要的強度校核計算，計算公式如下： P===0.2Mpa 其中 T——傳遞轉矩（N.mm）； ——各齒間載荷不均勻系數，一般取0.7-0.8，齒數多時取偏小值； Z——花鍵的齒數； l——齒的工作長度（mm）； h——鍵齒工作長度（mm）； d——平均直徑（mm）； 而花鍵連接的許用壓強為[p]=3—10Mpa，并且p<[p],所以此花鍵連接安全。同理，載荷套與齒輪連接處的花鍵p=1.3<[p]，也安全。

65、4.12活塞密封圈的選擇 根據以前的資料，泥漿泵一般選用O型密封圈，但是一般都壽命不長，須經常更換，這不僅增加了泵的維修護理費用，更是浪費了寶貴的時間，降低了工人的勞動生產率，所以通過查找有關資料了解到，一種C形滑環式的組合密封能夠解決上述問題。 柱塞在行腔內采用兩道C形滑環式組合密封，能承受高壓，高溫度，低溫，耐磨，自潤滑，適用于水、水泥漿、砂漿、礦物油、酸、堿等各類介質。柱塞通過一套冷卻裝置降低溫升，只需把膠皮水管一端接進直通管接頭，冷卻水即可進入冷卻水管，冷卻拉桿和柱塞。 4.13. 泵的潤滑 1.擰開箱體尾上部的加油螺塞，可向箱內加潤滑油，直到圓形塑料油標線為

66、止。 2.泵在運轉前和運轉中，應經常觀察油標。油位不得低于油標的中心高。低時，應補充加油。 3.連續運轉時，應檢查潤滑油的變化情況，潤滑油變質、變臟，要及時更換。放臟油時，只需擰開箱體底部的放油螺塞。 4.帶輪和減速器的傳動部位選用脂潤滑的方式，可定時涂抹潤滑脂。 第五章 泵的使用和維護 5.1用途 XQB75/3.5型灌用泥漿泵用于各種壩基工程和各種加固工程中灌漿，是輸送水泥漿或水泥沙漿介質的灌漿工程配套設備。使用于壩基工程，巖基帷幕灌漿、邊坡固結灌漿、隧道灌漿、地鐵灌漿加固工程的基礎處理鉚索灌漿。 5.2結構 XQB75/3.5型灌用泥漿泵為立式單作用柱塞泵，由單獨電動機驅動，電動機及泵體裝在同一個機架上，用三根B型三角皮帶將動力直接傳遞給泵從動皮帶輪，帶動主軸旋轉。 泵由底座，泵體，電機，皮帶輪，減速器，主軸，缸套，連桿，柱塞，空氣室，壓力表及防護罩等組成。 缸套，柱塞，閥座，及鋼球是完成吸入及排出泥漿的部分。柱塞由軸上的偏心裝置通過連桿帶動的，泵軸上的軸承