機(jī)械畢業(yè)論文高壓均質(zhì)機(jī)機(jī)械傳動部分設(shè)計

1、1 引言1.1 均質(zhì)機(jī)的現(xiàn)狀與發(fā)展均質(zhì)技術(shù)是一項應(yīng)用相當(dāng)廣泛的細(xì)化分散技術(shù)，廣泛應(yīng)用于乳品、飲料、食品、化 妝品和化工行業(yè)等。所謂均質(zhì)，就是將液態(tài)物料中的固體顆粒打碎，使固體顆粒實現(xiàn)超 細(xì)化，并形成均勻的懸浮乳化液的工藝過程。多年來均質(zhì)技術(shù)一直未有重大的突破， 應(yīng)用最多、最廣泛的仍然是高壓均質(zhì)技術(shù)，其原因是高壓均質(zhì)技術(shù)比較成熟物科經(jīng)均 質(zhì)后，平均粒徑一般可以達(dá)到lUm以下，效果較好。均質(zhì)機(jī)的作用主要有：提高產(chǎn)品的 均勻度和穩(wěn)定性、增加保質(zhì)期、減少反應(yīng)時間從而節(jié)省大量催化劑或添加劑、改變產(chǎn)品 的稠度改善產(chǎn)品的口味和色澤等等，均質(zhì)機(jī)廣泛應(yīng)用于食品、乳品、飲料、制藥、精細(xì) 化工和生物技術(shù)等領(lǐng)域的生產(chǎn)

2、、科研和技術(shù)開發(fā)。隨著我國國民經(jīng)濟(jì)的迅速發(fā)展和人民生活水平的不斷提高， 我國均質(zhì)業(yè)得到了飛躍 發(fā)展，已經(jīng)成為我國國民經(jīng)濟(jì)的支柱產(chǎn)業(yè)。但是我國研制并生產(chǎn)均質(zhì)機(jī)械比較落后，國 外相比，起步晚、發(fā)展比較慢。至今，許多行業(yè)仍普遍采用傳統(tǒng)的高壓均質(zhì)機(jī)。我國的 均質(zhì)機(jī)研制并生產(chǎn)是從 50 年代開始的，直到 80年代才開始逐漸的生產(chǎn)均質(zhì)機(jī)，而且大 多是傳統(tǒng)的高壓均質(zhì)設(shè)備。水平相對比較低，無論是材料選擇，加上精度、使用壽命、 規(guī)格品種、應(yīng)用領(lǐng)域及能源消耗，都與國際先進(jìn)水平有著不小的差距，這顯示我國均質(zhì) 機(jī)產(chǎn)業(yè)的發(fā)展任重而道遠(yuǎn)。中、高壓均質(zhì)機(jī)，因加工工藝和材料等原因，在我國一直是空白。隨著奶制品、飲 料、化工、

3、制藥等行業(yè)新產(chǎn)品研制、生產(chǎn)的需要 , 科技大學(xué)七十年代末在國率先進(jìn)行了 高壓均質(zhì)機(jī)的研制工作，八十年代初研制成功。從此，我國均質(zhì)機(jī)生產(chǎn)逐步步入了快速 發(fā)展時期。國產(chǎn)低壓、中壓、高壓各種規(guī)格的均質(zhì)機(jī)相繼投放市場，極滿足了我國各行 各業(yè)的生產(chǎn)需求。隨著人們對均質(zhì)乳化作用的不斷認(rèn)識和研究，均質(zhì)技術(shù)得到了迅猛的發(fā)展，相應(yīng)地 出現(xiàn)了多種不形式的均質(zhì)機(jī)，其中典型的有高低壓均質(zhì)機(jī)、離心式均質(zhì)機(jī)、膠體磨、超 聲波均質(zhì)機(jī)和剪切式均質(zhì)機(jī)。它們已在食品、制藥、化妝品等行業(yè)中得到廣泛應(yīng)用，不 同形式均質(zhì)機(jī)的使用圍有所不同，我們可以根據(jù)物料的濃度、粘度等特性的不同，選擇 相應(yīng)的均質(zhì)設(shè)備。離心式均質(zhì)機(jī)、超聲均質(zhì)機(jī)由于其結(jié)

4、構(gòu)復(fù)雜、成本高、能耗大、維修 不方便等缺點，使得它們的應(yīng)用有一定的局限性。近年來，高壓均質(zhì)機(jī)，以其獨特的剪 切分散機(jī)理和低成本、超細(xì)化、高質(zhì)量、高效率等優(yōu)點在眾多的工業(yè)領(lǐng)域中得到普遍應(yīng) 用，并在某些領(lǐng)域逐漸地替代傳統(tǒng)的均質(zhì)機(jī)?；诖耍斜匾獙|(zhì)技術(shù)投入更多的研 究和探討。1.2 高壓均質(zhì)機(jī)的工作原理及課題設(shè)計要求1.2.1 高壓均質(zhì)機(jī)的工作原理高壓均質(zhì)機(jī)以高壓往復(fù)泵為動力傳遞及物料輸送機(jī)構(gòu)，將物料輸送至工作閥（一級 均質(zhì)閥及二級乳化閥）部分。要處理物料在通過工作閥的過程中，在高壓下產(chǎn)生強(qiáng)烈的 剪切、撞擊和空穴作用，從而使液態(tài)物質(zhì)或以液體為載體的固體顆粒得到超微細(xì)化。如 圖 1 所示。圖 1

5、高壓均質(zhì)機(jī)的工作原理相對于離心式分散乳化設(shè)備（如膠體磨、高剪切混合乳化機(jī)等） ，高壓均質(zhì)機(jī)的特點是：1）細(xì)化作用更為強(qiáng)烈。這是因為工作閥的閥芯和閥座之間在初始位是緊密貼合的， 只是在工作時被料液強(qiáng)制擠出了一條狹縫； 而離心式乳化設(shè)備的轉(zhuǎn)定子之間為滿足高速 旋轉(zhuǎn)并且不產(chǎn)生過多的熱量，必然有較大的間隙（相對均質(zhì)閥而言） ；同時，由于均質(zhì) 機(jī)的傳動機(jī)構(gòu)是容積式往復(fù)泵，所以從理論上說，均質(zhì)壓力可以無限地提高，而壓力越 高，細(xì)化效果就越好。2）均質(zhì)機(jī)的細(xì)化作用主要是利用了物料間的相互作用，所以物料的發(fā)熱量較小，因而能保持物料的性能基本不變。3) 均質(zhì)機(jī)能定量輸送物料，因為它依靠往復(fù)泵送料。4) 均質(zhì)機(jī)耗

6、能較大。5) 均質(zhì)機(jī)的易損使較多，維護(hù)工作量較大，特別在壓力很高的情況下。6) 均質(zhì)機(jī)不適合于粘度很高的情況。1.2.2 本課題設(shè)計要求 本課題要研究或解決的問題：在工業(yè)生產(chǎn)中，均質(zhì)機(jī)占有很重要的地位，均質(zhì)技術(shù) 與人們生活息息相關(guān)。 本次畢業(yè)設(shè)計主要是設(shè)計小型高壓均質(zhì)機(jī)中的傳動部分及輔助部 分，進(jìn)行性能計算及結(jié)構(gòu)設(shè)計。主要技術(shù)要求：1) 所設(shè)計的均質(zhì)機(jī)能夠完成對兩種流體物料的均質(zhì)與乳化。2) 額定壓力為一級60Mpa二級20Mpa3) 尺寸規(guī)格為 1446X 1220X 1435mm4) 額定流量為 2000L/h2總體方案確定及工作原理2.1 方案確定本課題主要設(shè)計的是小型高壓均質(zhì)機(jī)的傳動及

7、輔助部分。高壓均質(zhì)機(jī)的傳動及輔助 部分主要包括電動機(jī)、皮帶輪傳動、減速器、曲軸、連桿及柱塞泵。主要通過曲軸連桿 機(jī)構(gòu)和變速箱將電機(jī)高速旋轉(zhuǎn)運(yùn)動變成低速往復(fù)直線運(yùn)動，采用皮帶輪變速。變速后,使柱塞往復(fù)運(yùn)動的速度控制在130170 r /min。這種速度下，機(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)穩(wěn)定、噪聲低， 柱塞及其密封耐用性好。其中電動機(jī)可根據(jù)參數(shù)計算選擇型號，皮帶輪及減速器同樣由 計算得出。具體計算見第三章。工作過程可參見示意圖2。141泵體 2 柱塞3 連桿4 曲軸圖2均質(zhì)機(jī)的工作過程2.2 工作原理在圖 2 所示中，柱塞的一段伸入到泵體的泵腔在傳動機(jī)構(gòu)的帶動下柱塞在泵腔往 復(fù)運(yùn)動。當(dāng)柱塞向右移動時泵腔形成低壓，排料閥

8、關(guān)閉進(jìn)料閥打開，物料被吸入。當(dāng)柱 塞向左移動時泵腔形成高壓進(jìn)料閥關(guān)閉，排料閥打開，物料被排出。由于曲軸使連桿 相位差為 120 ，它們并聯(lián)在一起， 使排出的流量基本平衡 柱塞隨曲軸旋轉(zhuǎn)作往復(fù)運(yùn)動。 在主泵體通過進(jìn)料閥、出料閥以及均質(zhì)閥，完成進(jìn)料一壓縮一泄放一進(jìn)料一壓縮一泄放 ? ? 周而復(fù)始運(yùn)行。對于每一個柱塞泵來說，進(jìn)料和泄放都是間歇的。管道的液流必然 是脈沖狀態(tài)，即使是多柱塞合成的液流也成脈動狀態(tài)。這個脈沖（ 動） 頻率會引起管道的振動.如果柱塞運(yùn)行速度130170 r /min,柱塞每一個行程周期僅0.360.46 S，進(jìn) 出料單向閥開啟時間僅0.180.23 S。表明主泵體在短時間完成

9、進(jìn)料、壓縮和泄放全過 程首先必須具備穩(wěn)定進(jìn)料速度和進(jìn)料壓力。實踐中，選擇合理均質(zhì)機(jī)的進(jìn)、出料管徑， 輸送泵和緩沖管，是十分必要的。3主要傳動部件的設(shè)計計算與分析3.1 均質(zhì)機(jī)的功率和電動機(jī)的選擇3.1.1 均質(zhì)機(jī)的有效功率在單位時間，均質(zhì)機(jī)排除的液體由均質(zhì)機(jī)所獲得的能量成為均質(zhì)機(jī)的有效功率，也 就是均質(zhì)機(jī)對排除的液體所做的有效功。均質(zhì)機(jī)的有效功率可以根據(jù)全壓力和實際流量 進(jìn)行計算。由于高壓均質(zhì)機(jī)的全壓力和均質(zhì)壓力（即排除壓力）基本接近，所以，一般 均依照均質(zhì)壓力和實際流量按下式計算：Np -PQ1000式中 Np 均質(zhì)機(jī)的有效功率，kWP均質(zhì)機(jī)的均質(zhì)壓力，Pa；Q 均質(zhì)機(jī)的實流量，mVs。將

10、p=60 103 Pa Q=2000 L/h帶入上式中得Np= 33.33 kW3.1.2 均質(zhì)機(jī)的輸入功率均質(zhì)機(jī)的輸入功率也就是均質(zhì)機(jī)（高壓泵）的軸功率是原動機(jī)（如電動機(jī)）傳給均 質(zhì)機(jī)輸入軸上的功率。當(dāng)均質(zhì)機(jī)與原動機(jī)直接連接時，均質(zhì)機(jī)輸入功率就等于原動機(jī)的 輸出功率。由于存在機(jī)械摩擦等損失，均質(zhì)機(jī)的輸入功率大于有效功率。輸入功率可按 下式計算：Np式中N 均質(zhì)機(jī)的輸入功率，kWNp 均質(zhì)機(jī)的有效功率，kW均質(zhì)機(jī)的效率。均質(zhì)機(jī)的效率 的計算方法很難確定，只能用試驗方法確定。在進(jìn)行均質(zhì)機(jī)設(shè)計時， 通常要根據(jù)均質(zhì)機(jī)的結(jié)構(gòu)型式和參數(shù)以及加工質(zhì)量等預(yù)先選取，一般=0.800.90。流量較大，壓力較低，

11、制造質(zhì)量高，介質(zhì)含氣量較少時，可選較大值。反之則選較小值。根據(jù)此次課題的要求選=0.85。33 3計算的 N =33.3=39.18kW0.853.1.3 電動機(jī)功率及電動機(jī)的選擇上面所述均質(zhì)機(jī)的效率只包括均質(zhì)機(jī)輸入軸后面機(jī)構(gòu)的機(jī)械損失，并不包括電動機(jī)至輸入軸之間傳動機(jī)構(gòu)的機(jī)械損失，所以，電動機(jī)的功率應(yīng)按下式進(jìn)行計算NpNd=d式中Nd 電動機(jī)功率，kWNp 均質(zhì)機(jī)的有效功率，kW；均質(zhì)機(jī)的效率；d均質(zhì)機(jī)輸入軸前傳動裝置效率。d的取值可根據(jù)電動機(jī)至均質(zhì)機(jī)輸入軸采用的傳動裝置而定。直聯(lián)時，d =1 ；采用三角帶傳動時，d =0.900.96 ；齒輪傳動（閉式）時，d =0.950.99 ;蝸輪傳

12、動時（閉 式），d =0.700.94。式中d又稱為均質(zhì)的整機(jī)效率。對均質(zhì)機(jī)整機(jī)效率要求見表1。表1均質(zhì)機(jī)整機(jī)效率均質(zhì)機(jī)壓力（MPa20>2032>3250整機(jī)效率0.840.830.80計算d查表機(jī)械傳動和摩擦的效率概略值，確定各部分效率為：聯(lián)軸器效率1=0.99，滾動軸承傳動效率（一對）2=0.99，三角帶傳動效率3=0.96，閉式齒輪傳動效率 4=0.97d = 12234 =0.90則33.3Nd =43.53 kW0.90 0.85考慮到均質(zhì)機(jī)的流量是脈動的，載荷也是脈動的，其瞬時功率和平均功率差別較大， 而且不同類型的均質(zhì)機(jī)，差別程度也不同，特別是單柱塞均質(zhì)機(jī)，差別最大

13、。此外，在 柱塞密圭寸處的機(jī)械摩擦損失等也很難精確確定，為使均質(zhì)機(jī)在世紀(jì)運(yùn)轉(zhuǎn)中不致超載，在 選擇電動機(jī)時，應(yīng)有一定的裕量，這一裕量稱為儲備系數(shù)Ke,則實際選擇的電動機(jī)功率為N d = KeNd式中 Nd 實際選擇的電動機(jī)功率，kWKe 儲備系數(shù)；Nd 電動機(jī)（計算）功率，kW儲備系數(shù)Ke可按表2選取。表2電動機(jī)功率儲備系數(shù)Ke電動機(jī)功率Nd （kW261020>20由于 Nd=43.53kW 故選取 Ke =1.10則 N d =1.10 x 43.53=47.8 8 kW因為載荷平穩(wěn)，電動機(jī)額定功率 Ned略大于Nd即可。查手冊選用型號為 丫315S-8 的丫系列三相異步電動機(jī)（見圖3

14、）。參數(shù)見表3。表3電動機(jī)參數(shù)電動機(jī)型號額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速/ （ r/min ）堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩同步轉(zhuǎn)速 750 r/min ，8極Y280S-8557401.62.0圖3三相異步電動機(jī) Y280S-83.2 柱塞泵的工作原理及設(shè)計3.2.1 結(jié)構(gòu)原理往復(fù)式柱塞泵由液力端及傳動端兩部分組成。液力端視均質(zhì)聊也的過流部分，通常 由缸體、柱塞及密封件、媳婦和排除閥組成；傳動端是傳遞動力的部分，主要由機(jī)體、 曲軸、連桿、潤滑和冷卻等部分組成。柱塞泵的工作原理是當(dāng)柱塞向右運(yùn)動時（見圖 4）,缸腔容積擴(kuò)大而腔壓力降低形成低壓，貯槽的液體考壓差而沖開吸入閥門而進(jìn)缸體達(dá)到完成吸入工作過程。

15、柱塞向左運(yùn) 動時，由于缸體容積縮小而壓縮液體，達(dá)到工作壓力沖開排除閥完成排液過程。由于柱 塞的往復(fù)運(yùn)動是通過曲柄連桿機(jī)構(gòu)實現(xiàn)的。因而柱塞泵的平均流量恒定，而瞬時流量成 脈動變化；柱塞泵是容積泵，它的排出壓力僅決定于管路的水力特性，與流量無關(guān)。在 理論上，只要原動機(jī)有足夠的功率，泵體強(qiáng)度足夠時，高壓泵的排出壓力可不受限制。圖4柱塞泵結(jié)構(gòu)圖322 柱塞泵的選取通常用泵在一轉(zhuǎn)中的流量Qmax和平均流量Qp之比表示流量的不均勻程度，稱為不均勻度，以m表示。m = Qmax Qp式中對單作用泵所以Q max = FV max =Fr =260Qp = Fsn =2Frnf m3 /sFrnfm3/s2

16、Frnf m= 2Frnf對于雙柱塞泵，柱塞的相位差為180時，它的不均勻度m為2 Frnf =4Frnf21.57對于三柱塞泵，柱塞相位差互成120時1.047Qmax 2 Frnfm= =Qp6Frnf 3流量的不均勻度越大，其最大流量與平均流量的差越大，流量就越不均勻，泵的操 作也就越不穩(wěn)定。由以上不均勻度的計算表明，三柱塞泵流量最穩(wěn)定，得到廣泛應(yīng)用。 故選用三柱塞往復(fù)泵。圖5為三柱塞往復(fù)泵的示意圖。圖5中，常見的三柱塞往復(fù)泵的柱塞泵是由3個工作室、3個柱塞、3個單向的進(jìn)料閥 和3個單向的出料閥等組成。3個工作室互不相連，但進(jìn)料管和排料管相通。在設(shè)計上曲 軸使連桿相位差為120°

17、;,它們并聯(lián)在一起，使排出的流量基本平衡。圖5三柱塞往復(fù)泵3.2.3 柱塞的設(shè)計柱塞的作用是使吸入過程中缸體形成低壓， 而在排出過程中形成壓力，將液體壓出。 柱塞在工作中不斷地做往復(fù)運(yùn)動，而且要傳遞產(chǎn)生壓力的力，所以柱塞必須具有足夠的 剛度、強(qiáng)度，表面必須光潔、硬度高，以保證良好的耐磨性。當(dāng)輸送有腐蝕性的介質(zhì)時， 還必須有良好的耐蝕性。柱塞有實心和空心兩種。直徑在 125mm以下時采用實心，直徑在大于125mm寸，為 減輕重量，米用空心。1) 柱塞與十字頭的連接柱塞與十字頭連接一般有平面、球面和螺紋等三種連接形式。一般平面連接是指柱塞一端面與十字頭斷面平面接觸，借助柱塞頸部處的兩個半圓環(huán)用螺母

18、壓緊。這種連接，結(jié)構(gòu)簡單，多用于小型柱塞泵，但不能自動對中，若量連接 斷面任何一個與中心線垂直度不能保證，柱塞安裝后就產(chǎn)生偏斜，運(yùn)轉(zhuǎn)時對密封產(chǎn)生偏 磨，影響密封件壽命。球面連接是在柱塞和十字頭之間裝有墊塊和球面墊。球面連接可實現(xiàn)自動對中，有 利于改善密封性能，延長密封性能，延長密封使用壽命，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜，零件數(shù)量多，球 面加工也困難。螺紋連接結(jié)構(gòu)簡單，加工容易，裝拆方便。一般不能由螺紋辦證對中性，需要另外 的配合圓柱面來保證對中，加工時要保證螺紋和圓柱面的同軸度，且圓柱與十字頭接觸 的端面應(yīng)與中心線垂直。綜上所述，選用螺紋連接。2) 柱塞直徑行程的初定按照圖6的運(yùn)動原理，初定柱塞直徑為 40mm

19、曲柄半徑為50mm故柱塞行程初定為 100mm所以在設(shè)計柱塞的長度時應(yīng)大于 100mm圖7為柱塞的示意圖。柱塞 圖6曲柄連桿示意圖-卄-無.小2 83) 柱塞穩(wěn)定性校核校核柱塞穩(wěn)定性時，計算長度I取自與十字頭連接的端面至柱塞導(dǎo)向套中點。把柱塞近似看做為等截面細(xì)長壓桿，根據(jù)材料力學(xué)，壓桿柔度Ir =i m in1式中 壓桿長度系數(shù)，柱塞可取=十；<2I 柱塞計算長度，cmi min截面最小慣性半徑,Cm i min =V Ar截面慣性矩,cm4，對圓截面:J=d464對圓形截面的柱塞來說i minmm = 1 cm ；40i min =44Id i2即 r= 45 2；8 =1233壓桿柔

20、度r不同時，壓桿穩(wěn)定性校核公式見表 4表4壓桿穩(wěn)定性校核公式壓桿柔度圍校核公式大柔度桿 r >1002ErJn=2ul Pmax中柔度壓桿40< r <100a b r Ar n=PmaxAr小柔度桿r <40Fmax表中符號意義：n 安全系數(shù)；Pmax 最大柱塞力，N； a 柱塞截面積，cm；i 柱塞計算長度，cmEr 柱塞材料彈性模量，MPa材料允許抗拉應(yīng)力，MPar 壓桿柔度；J 截面慣性矩，ent；u長度系數(shù)，這里u=_1：；a,b 與材料性能有關(guān)的系數(shù)，不同強(qiáng)度的鋼材a,b值見表5；n許用安全系數(shù)，柱塞可取 n =58表5柔度計算用系數(shù)a,b材料ab45鋼58

21、9038.00熔鉬鋼1000054.00由于r =12.33 < 40，所以該柱塞桿為小柔度壓桿，應(yīng)按照公式n= f LPmax行穩(wěn)定性校核。選用材料為45鋼，所以通過查閱手冊得出b的圍為：216238 MPa計算Ar :2cm = 12.56 cm計算Pmax :pmax= P Ar = 60 X 106 12.56 10 4N = 75360 N所以將以上數(shù)據(jù)帶入校核公式 得n = 3.64.0 < n = 5 8故該柱塞穩(wěn)定。4) 柱塞最小截面積壓應(yīng)力校核193/XV 8圖8柱塞由于連接的需要，柱塞的界面可能會不等，柱塞的壓應(yīng)力按最小截面進(jìn)行校核:式中 y最小截面壓應(yīng)力，MP

22、aPmax最大柱塞力,N；最小截面積,2cm；許用應(yīng)力,安全系數(shù)，一般取 n=34計算:Pmax = 75360 N在圖8中得柱塞的最小截面的直徑dmin =35 mm,所以d2if =min43.5222=cm= 9.6 cm4查閱手冊得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滿足要求。5) 柱塞密圭寸柱塞密封式往復(fù)式柱塞泵中重要的易損見之一。 柱塞密封的型式有接觸型密封和間 隙密封兩種，接觸型密封又可分為壓緊式填料密封和自緊式密封兩類。壓緊式填料密封

23、使用的填料通常是用玻璃纖維、石棉纖維、植物纖維或碳素纖維等編制而成，再填充或 浸漬不同性質(zhì)的潤滑劑后壓制成方形或矩形斷面的帶狀品。由于依靠壓緊力來防止泄 漏，壓緊式填料密封有著較大的磨損和機(jī)械損失，安裝和維護(hù)也很麻煩，目前使用圍已 日趨縮小。自緊式密圭寸有著良好的密圭寸性能，依靠液體的壓力使密圭寸圈唇部開與柱塞表 面和泵缸壁緊密交界處面密封，當(dāng)液體壓力升高時，密封性能自動加強(qiáng)，壓力降低時， 密封性能也隨著下降。這種自動調(diào)節(jié)密封性能的特點可以減少摩擦和功率損失，所以在 高壓泵的均質(zhì)機(jī)上得到了廣泛的應(yīng)用。自緊式密封又可分為V型、U型和丫型等不同型式。(1) V型密封的結(jié)構(gòu)形式V型密圭寸由V型密圭寸

24、圈、頂圈和底圈所組成，在頂圈前有柱塞導(dǎo)向套，在底圈后有 壓蓋及其壓緊螺母，V形圈的開口向著液壓方向安裝。當(dāng)密封圈較多時，可在密封圈中 加設(shè)液封環(huán)，液封環(huán)可儲存液體，起潤滑密封或冷卻作用，又有助于V形圈均勻壓緊。有時為了防止空氣吸入液缸，也可以布置少量 V形圈開口背向液壓方向，以起到米鞥空氣的作用V形密封的頂圈和頂圈不一定是單獨的，有時可把頂圈和導(dǎo)向套制成一體，把底圈 和壓蓋也制成一體，這樣可以減少密封填料箱軸向尺寸。液封環(huán)有時也可以兼起頂、底 圈的作用。由于設(shè)計和結(jié)構(gòu)的不同，有時對密封圈補(bǔ)償壓緊力有困難，可以采用彈簧力 自動補(bǔ)償，彈簧力的大小則應(yīng)依據(jù) V形圈直徑大小而不同。V形密封圈大多用合成

25、橡膠或多層涂膠織物（夾布橡膠制V形圈）壓制而成。夾布及橡膠應(yīng)根據(jù)輸送介質(zhì)和使用條件選擇合適的材料。V形密封圈常把若干個重疊起來使用。 壓力越高，格式戶越多，但摩擦力也于是大。 當(dāng)個數(shù)多于 4 時，摩擦力增加明顯，一般應(yīng)依照壓力選擇密封圈的個數(shù)。當(dāng)工作壓力不 超過32MPa時，一般使用A型V形圈（D<50mr時）3個即可。（2）U型和Y型密封的結(jié)構(gòu)形式U型和Y型密封在本質(zhì)上沒有多少區(qū)別。在形狀和性能上也很接近，因此通常可歸 并成一類，統(tǒng)稱 U 型密封。U型密封圈的唇部徑比柱塞略小，而外徑比填料箱徑略大，組裝后考唇部接觸形成 密封。使用于高、中、低壓條件下的U形密封圈的背部厚度是不同的。在壓

26、力低于30MPa 時，一般只要用一個U形或Y形密封圈即可，與V形密封相比，U形密封的摩擦力小， 密封性能好，裝拆也方便。用于往復(fù)式柱塞的U形密封。由于壓力脈動和柱塞的往復(fù)運(yùn)動，一般需加頂圈（支 承環(huán)）來固定U形圈并使唇部開與柱塞和箱體壁接觸。頂圈壓入唇部的部分沿圓周開有 若干個小孔，可使唇部在液壓作用下開均勻。（ 3）間隙密封當(dāng)泵的排出壓力很高， 填料或密封圈由于強(qiáng)度和剛度所限制， 常采用金屬間隙密封。 最簡單的間隙密封是用柱塞和液缸體經(jīng)精密配合，使間隙在 0.0030.006mm表面十分 光潔，可密封壓力達(dá)100MPa以上。綜上所述， 結(jié)合各種密封型式的結(jié)構(gòu)特點、 性能特點及裝配特點， 本次

27、設(shè)計采用 U型密封。裝配型式如圖 9 所示。6）柱塞導(dǎo)向套柱塞導(dǎo)向套常常安裝在密圭寸圈頂圈前面或和頂圈制成一體。導(dǎo)向套除了導(dǎo)向外，還 可以支撐柱塞重量，減小對填料、密封圈的側(cè)壓力，以提高密封效果。柱塞和導(dǎo)向套是 一對重要的摩擦副，其配合應(yīng)依材料和輸送介質(zhì)的溫度來選擇，對于金屬一金屬來說， 一般可選擇H9f8或H8h8。導(dǎo)向套的長度一般可取柱塞直徑的0.52倍，壓力較高,直徑較大者可取大值，反之取小值。3.3 曲軸的設(shè)計3.3.1 曲軸的運(yùn)動分析采用三柱塞往復(fù)泵進(jìn)行液體的傳送， 在運(yùn)動的過程中同一時刻需保證三個柱塞處于 不同的位置，三柱塞運(yùn)動能產(chǎn)生總流量 2000L h。由于曲軸連接三個柱塞，所

28、以曲軸的運(yùn)動是導(dǎo)致柱塞運(yùn)動的主要因素。曲軸將電動機(jī)的高速旋轉(zhuǎn)運(yùn)動轉(zhuǎn)變?yōu)橹牡退偻鶑?fù) 運(yùn)動，所以在柱塞運(yùn)動時要保證2000L h的流量，曲軸的轉(zhuǎn)速設(shè)計是非常重要的一項參 數(shù)。根據(jù)總流量的要求，可按下式計算曲軸的轉(zhuǎn)速：3n lAr =Q式中n曲軸的轉(zhuǎn)速，r min ；l柱塞的行程，m ；A柱塞的截面積，m2 ；Q總流量，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 曲軸的設(shè)計要求采用整體鑄造曲軸的加工性

29、能好，金屬切削量少，成本低，鑄造曲軸可以獲得較合 理的結(jié)構(gòu)形狀，如橢圓形曲柄臂，桶形空心軸頸和卸載槽等，從而使應(yīng)力分布均勻，對 提高曲軸的疲勞強(qiáng)度有顯著效果。鑄造曲軸的應(yīng)用正在不斷擴(kuò)大。曲軸的主要設(shè)計要求：1）足夠的強(qiáng)度，主要是曲柄部分的彎曲疲勞強(qiáng)度、扭轉(zhuǎn)疲勞強(qiáng)度以及功率輸出端 的靜強(qiáng)度。要盡量減少應(yīng)力集中并加強(qiáng)薄弱環(huán)節(jié)；2）足夠的剛度，減少曲軸撓曲變形，以保證活塞連桿組和曲軸各軸承可靠工作， 同時提高曲軸的自診振頻率，盡量避免在工作轉(zhuǎn)速圍發(fā)生共振；3）盡量輕的質(zhì)量，對于不影響強(qiáng)度和剛度的部位，只要制造工藝允許并易于實現(xiàn) 的，就應(yīng)該去掉，這也是提高曲軸自振頻率的措施；4）軸頸一軸承副具有足夠的

30、承壓面積和較高的耐磨性。油孔布置合理;5）合理的曲柄排列，使其工作時慣性力和慣性力矩能得到較好的平衡。從而運(yùn)轉(zhuǎn) 平穩(wěn)；轉(zhuǎn)矩均勻，軸系的扭振情況得以改善；6）合理配置平衡塊，減輕主軸承負(fù)荷和振動；7）曲軸各部位形狀的選擇應(yīng)考慮到制造和裝拆，維修方便，這一點對大型曲軸尤 其重要。3.3.3 曲軸的組成及設(shè)計1 ）曲軸的組成曲軸一般由軸端、 軸頸和曲柄臂三部分組成， 曲軸應(yīng)開有油孔， 作為潤滑油的通道。（1）曲軸的軸端軸心線與曲軸旋轉(zhuǎn)中心同心的軸向端部稱為軸端。 軸端一般作為曲軸的輸入 （輸出） 端，與帶輪、聯(lián)軸器、飛輪和驅(qū)動機(jī)等聯(lián)接。要求聯(lián)接牢固可靠。（2）曲軸的軸頸 軸頸包括主軸頸、支撐軸頸和連

31、桿軸頸。安裝滑動軸承的軸頸要有足夠的承壓面積 和較高的耐磨性保證供油和散熱。主軸頸與連桿軸頸重疊部分稱為重合度，它對曲軸強(qiáng) 度影響很大。重合度增加，曲軸剛性增加，截面變化緩和，應(yīng)力集中現(xiàn)象改善，應(yīng)盡量 避免重合度等于或接近零。（3）曲柄臂及曲拐 曲軸上連接主軸頸和連桿軸頸或連接相鄰連桿軸頸的部位叫做曲柄臂。 曲柄臂與連 桿軸頸的組合體稱為曲拐。曲拐的結(jié)構(gòu)對曲軸的疲勞強(qiáng)度有很大的影響。曲軸中空可減少不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量，去 除材質(zhì)差的部分，改善應(yīng)力分布的不均勻性，提高疲勞強(qiáng)度，鍛造曲軸中孔由機(jī)械加工 完成，一般為直筒形。鑄造曲軸可制成合理而復(fù)雜的形狀。曲柄臂的形狀較好的是橢圓和圓形。橢圓材料利用最合理

32、，疲勞強(qiáng)度高。但對自由 鍛造曲軸，曲柄外形需要靠模加工。圓形結(jié)構(gòu)簡單，有利于曲軸平衡，加工制造方便。 對于低速和小批量曲軸， 曲柄臂在連桿軸頸處兩側(cè)棱角常削去， 以減輕重量和回轉(zhuǎn)慣量。 同樣原因，在曲柄臂背部做成斜角，過大的斜角會影響曲柄強(qiáng)度。2 ） 曲軸的設(shè)計應(yīng)用轉(zhuǎn)矩法作軸徑的估算，計算軸徑公式：d A0''P 式中d軸的直徑mn;P 軸所傳遞的功率KW ;n軸的轉(zhuǎn)速r/min ；955000Ao計算常數(shù)，Ao = 3 0.2 tT 許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa見表5表5 軸常用的幾種材料的 T及A0值軸的材料Q235-A、20Q275 354540Cr、35SiMn、38SiMn

33、Mot /MPa15 2520 3525 4535 5 5A0149 126135 112126 103112 97彎矩較小或只受扭矩作用、載荷較平穩(wěn)、無軸向載荷或只有較小的軸向載荷、減速器的低速軸，軸只做單向旋轉(zhuǎn)時T取較大值，A0取較小值；反之，T取較小值，A0取較大值。選用45號鋼為軸的材料，該曲軸既受彎矩又受扭矩，所以T取較小值，A。取較大值。即：T =30MPa所以A0 =3 9550000=116.760.2 30計算PP為軸所傳遞的功率，電動機(jī)的功率在經(jīng)過皮帶輪傳動、減速器和聯(lián)軸器傳遞之后會有損失，故應(yīng)按照下式進(jìn)行計算式中Pa 電動機(jī)的額定功率，KWd均質(zhì)機(jī)輸入軸前傳動裝置效率。計

34、算d查表機(jī)械傳動和摩擦的效率概略值，確定各部分效率為：聯(lián)軸器效率1=0.99，滾動軸承傳動效率（一對）2=0.99，三角帶傳動效率 3=0.96，閉式齒輪傳動效率 4=0.97d= i 2234 =0.90所以P = 33.3 KW將以上數(shù)據(jù)代入公式（1）中得33.3d 116.763mm=84.4 mmV 88.46所以設(shè)計曲軸如圖10圖10 曲軸3.3.4 提高曲軸疲勞強(qiáng)度的措施曲軸的橫斷面沿著軸線方向急劇變化，因而應(yīng)力分布極不均勻。應(yīng)力集中較嚴(yán)重、 疲勞破壞就很容易在應(yīng)力集中區(qū)產(chǎn)生。因而在設(shè)計制造曲軸時，必須米用合適的措施。1 )設(shè)計措施(1) 加大過渡圓角(2) 采用空心軸頸若以提高曲

35、軸彎曲強(qiáng)度為主要目標(biāo)，則采用主軸頸為空心的結(jié)構(gòu)即可。若同時減輕 曲軸的質(zhì)量和減小連桿軸頸的離心力，以降低主軸承載荷，宜采用全空心結(jié)構(gòu)，并將連 桿軸頸孔向外側(cè)偏離一段小距離 e，e可取連桿軸頸直徑的1 20。這種偏心可進(jìn)一步減 小連桿軸頸的旋轉(zhuǎn)質(zhì)量，并使圓角過渡部位的應(yīng)力分布更加平坦。(3) 加大軸頸重合度增大軸頸重合度，可顯著提高曲軸的疲勞強(qiáng)度，曲柄臂越薄越窄時，效果越明顯。2 )工藝措施對于應(yīng)力集中較嚴(yán)重的部位進(jìn)行局部表面強(qiáng)化，可明顯提高曲軸疲勞強(qiáng)度。常用曲 軸強(qiáng)化法見表6。表6曲軸的常用強(qiáng)化方法強(qiáng)化方法圓角滾壓加工軟氮化處理圓角中、高頻淬火由塑性加工硬化和使碳、氮原子固溶馬氏體轉(zhuǎn)變硬化產(chǎn)強(qiáng)

36、化剩余壓應(yīng)力，降低粗糙于鐵而產(chǎn)生固溶強(qiáng)化和生剩余壓應(yīng)力機(jī)理度并消除顯微裂紋、針產(chǎn)生是剩余壓應(yīng)力孔等缺陷1.冷加工，不需加熱而1.軸承滑動部位也可強(qiáng)1.可以局部淬火，軸承特點節(jié)能化滑動部位也可強(qiáng)化2.處理時間短2.可提咼耐磨性2.效果明顯3.不能提高耐磨性3.處理時間長提咼曲軸疲勞鋼曲軸20%70%碳鋼曲軸60%80%鋼或球鐵曲軸強(qiáng)度的效果珠光體球鐵曲軸低合金金剛曲軸30%100%50%70%50%90%3.3.5 曲軸的受力分析為了簡化計算，在分析、計算曲軸受力時通常通常做如下假設(shè)和處理：1 ）把多支撐曲軸看做是以主軸承中心分開的分段簡支梁（曲軸受力分析的分段法），并把曲軸是為絕對剛體。2 ）

37、軸頸上所受的里在軸頸的中點處。3）不考慮回轉(zhuǎn)慣性力。4）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不考慮。5）軸頸和曲柄取各自的坐標(biāo)系。6）分段簡支梁看成有A、B是三個支撐。計算支撐反力時，按兩個支撐起作用計算。 即認(rèn)為軸前端載荷由軸承 A和軸承B支撐。按上述假設(shè)和處理得到的曲軸的計簡圖如圖10所示。圖中Ft、Ft為作用在連桿軸頸上的切向力；Fr、Fr、Fr為作用在連桿軸頸上的法向力；Fa、Faz、Fpy、Fbz 分別為A、B兩個主軸承處支反力沿坐標(biāo)方向的分量。按照此計算簡圖推得的軸承支撐 處的支反力計算式為：AzF tL1 F r L2 L1F rL1L2 L3(1)Ft

38、LL1Fr LL2L1 Fr LL1L2L3LF AyFrL1 F rL1L2 L3Fr LL2L1FrL1 L2L3圖10曲軸的受力分析3.3.6 曲軸的強(qiáng)度計算曲軸多是疲勞破壞，因此應(yīng)在通常易于發(fā)生疲勞裂紋處 (如；連桿軸頸的圓角、油 孔等)按疲勞強(qiáng)度校核計算。但是在低速曲軸的設(shè)計計算中，為了簡化計算，有時也采 用靜強(qiáng)度校核的飯食，將曲軸所受載荷看作應(yīng)力幅度的呢個與自大應(yīng)力的對稱循環(huán)載 荷，并略去應(yīng)力集中系數(shù)和尺寸系數(shù)的影響，而代之以較大的安全系數(shù)，使復(fù)雜的疲勞 強(qiáng)度校核計算具有靜強(qiáng)度校核計算的簡單形式。按靜強(qiáng)度校核主要在軸頸與曲柄臂連接處，軸頸開油孔處的截面進(jìn)行。對于活塞式壓縮機(jī)和往復(fù)泵

39、曲軸，應(yīng)在下列工況下校核：1) 輸入轉(zhuǎn)矩為最大時。2) 綜合活塞力絕對值最大時。軸頸和曲柄臂各截面的靜強(qiáng)度校核按下式進(jìn)行Ss1Ss式中曲軸材料彎曲疲勞極限，MPa危險點上的正應(yīng)力，MPa危險點上的切應(yīng)力，MPaSS許用安全系數(shù)，推薦 Ss 3.5 5在曲軸材料的組織均勻程度和力學(xué)性能穩(wěn)定性較差，以及軸頸曲柄臂間過渡圓角 較小和被校核截面處的表面粗糙度較大時，安全系數(shù)應(yīng)取較大值。被校核截面危險點應(yīng)力的計算，對軸頸為>yWyTxWT對于曲柄臂，要校核曲柄臂截面短軸端點，按下式計算:截面短軸端點應(yīng)力My |FaWy AWT式中Wt 抗扭截面系數(shù)，mm3;Wy、Wz 抗彎截面系數(shù)，mm3;A 截

40、面積，mm3;計算：輸入轉(zhuǎn)矩TP9550 N m 3595N mnT3595所以FN 72kNr0.05FFt72kN分解力：第一個軸頸在圖示位置只受切向力，所以Ft 72kN第二個軸頸在圖示位置既受切向力又受法向力， 所以將力Fr分為切向力Ft和法向1 : o力 Fr。經(jīng)計算得 FrFt 36kW， FtFt 31.2kW。2 2第三個軸頸在圖示位置既受切向力又受法向力， 所以將力Fr分為切向力Ft和法向1力Fr。經(jīng)計算得Ft尹t 36kW，F(xiàn)r31.2kW。又 L1134mm， L2134mm， L3134mm， L 516mm。將以上數(shù)據(jù)分別帶入公式1）、（2）、（3）、（4）中，計算得

41、Faz 11.2kN，F(xiàn)bz58.8kN， FAy 4.34kN， Fb22kN計算危險截面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，此處計算過程略。經(jīng)計算得這五個截 面均滿足要求。3.4 減速器的選擇齒輪減機(jī)

42、器是把機(jī)械傳動中的動力機(jī)（主動機(jī)）與工作機(jī)（從動機(jī)）聯(lián)接起來，通 過不同齒形和齒數(shù)的齒輪以不同級數(shù)傳動，實現(xiàn)定傳動比減速（或增速）的機(jī)械傳動裝 置，減速時稱減速器（增速時稱為增速器）。1）減速器分類減速機(jī)是一種相對精密的機(jī)械，使用它的目的是降低轉(zhuǎn)速，增加轉(zhuǎn)矩。它的種類繁 多，型號各異，不同種類有不同的用途。以下是常用的減速機(jī)分類：(1)擺線針輪減速機(jī)(5)二環(huán)減速機(jī)硬齒面圓柱齒輪減速器(6)起重機(jī)減速機(jī)行星齒輪減速機(jī)(7)蝸桿減速機(jī)軟齒面減速機(jī)(8)無級變速器減速器的類別是根據(jù)所采用的齒輪齒形、齒廓曲線劃分；減速器的品種是根據(jù)使用 的需要而設(shè)計的不同結(jié)構(gòu)的減速器；減速器的型式是在基本結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)

43、上根據(jù)齒面硬 度、傳動級數(shù)、出軸型式、裝配型式、安裝型式、聯(lián)接型式等因素而設(shè)計的不同特性的 減速器。2 ）速器載荷的分類與減速器聯(lián)接的工作機(jī)載荷狀態(tài)比較復(fù)雜，對減速器的影響很大，是減速器選用及 計算的重要因素，減速器的載荷狀態(tài)即工作機(jī)（從動機(jī)）的載荷狀態(tài)，通常分為三類： 均勻載荷、中等沖擊載荷及強(qiáng)沖擊載荷。3）特點硬齒面圓柱齒輪減速器的齒輪全部采用合金鋼鍛件，齒輪經(jīng)滲碳淬火并磨齒、修緣,精度達(dá)到6級以上；箱體經(jīng)精密鏜孔，軸承誒加強(qiáng)型，從而使承載能力和壽命大大提高， 比較軟齒面減速器承載能力提高 24倍以上，價格增加3倍左右。選用的減速器應(yīng)該能將電動機(jī)傳到皮帶輪的速度減小為曲軸的轉(zhuǎn)速，由于電動機(jī)

44、的轉(zhuǎn)速為750r/min,而曲軸的轉(zhuǎn)速為88.46r/min,傳動比io = 75°88 46 8.3，故可以選用 傳動比為5.6的ZDY型單級圓柱圓柱齒輪減速器。查機(jī)械設(shè)計師手冊得出當(dāng)傳動比 i1=5.6時，同時滿足轉(zhuǎn)速750r/min和輸入功率大于55kW的減速器規(guī)格為中心距為 160mm故選取型號為ZDY160的減速器。3.5 聯(lián)軸器的選擇聯(lián)軸器（機(jī)械式聯(lián)軸器的簡稱）是機(jī)械產(chǎn)品的傳動裝置中，軸系最常用的連接部件。 主要分為剛性聯(lián)軸器、撓性聯(lián)軸器、安全聯(lián)軸器，同時剛性聯(lián)軸器又分為凸緣聯(lián)軸器、 徑向鍵凸緣聯(lián)軸器、套筒聯(lián)軸器、夾殼聯(lián)軸器、平行聯(lián)軸器。岡性聯(lián)軸器是由剛性傳力件組成，連接

45、件之間不能相對運(yùn)動，因此不具有補(bǔ)償兩軸 線相對位移的能力，只適宜用于倍聯(lián)接兩軸相對位移的場合。剛性聯(lián)軸器無彈性元件， 不具備減震和緩沖功能，一般只適宜于載荷平穩(wěn)并無沖擊振動的場合。根據(jù)設(shè)計要求及 運(yùn)用場合，決定采用剛性聯(lián)軸器，并且為凸緣式聯(lián)軸器。凸緣聯(lián)軸器是利用螺栓連接兩半聯(lián)軸器的凸緣以實現(xiàn)兩軸連接的剛性聯(lián)軸器，結(jié)構(gòu)簡單、制造方便、成本低、工作可靠，裝拆和維護(hù)簡便，可傳遞大轉(zhuǎn)矩，需保證兩軸具 有較高的對中精度，一般常用于載荷平穩(wěn)，高速或傳動精度要求較高的傳動軸系。凸緣 聯(lián)軸器不具備徑向、軸向、角向的補(bǔ)償性能。使用時如果不能保證被聯(lián)接兩軸的對中精 度，將會降低傳動精度、效率和聯(lián)軸器的使用壽命，并

46、引起震動和噪聲。將要被聯(lián)軸器連接的兩個軸徑分別為：90mm 80mm所以按照大的軸徑選擇聯(lián)軸器的型號。查機(jī)械設(shè)計師手冊選取型號為 YL13的凸緣聯(lián)軸器，性能及尺寸參數(shù)見表7,示意圖見圖11表7 YL13型凸緣聯(lián)軸器性能和尺寸型號公稱轉(zhuǎn)矩T n/ N -m許用轉(zhuǎn)速n/r - min-1軸孔直徑d(H7)軸孔長度LDD螺栓L0質(zhì)量m/kg轉(zhuǎn)動慣量I2/kg -m數(shù)量n直徑M鋼鋼J型J型YL1325004300901972201856M1621935.580.6463.6 V帶的設(shè)計3.6.1 V帶的計算電動機(jī)的轉(zhuǎn)速降到曲軸的轉(zhuǎn)速的總傳動比為i0= 8.3，而減速器的傳動比 "=5.6 ,

47、所以V帶的傳動比匚二匕二83 1.5 oh 5.61） 確定計算功率PjP KaP式中Pi計算功率，kWKa工作情況系數(shù)；P 所需傳遞的額定功率，如電動機(jī)的額定功率，kW查表8得Ka 1.2 ;故 P KaP 1.2 37kW 44.4kW2 ）選V帶的型號根據(jù)R 44.4kw,n1 750r. min，查出此坐標(biāo)點位于D區(qū)，所以，選用D型計算。表8工作情況系數(shù)Ka原 動機(jī)I類n類工作機(jī)一天工作時間（h）101016161010 1616載荷液體攪拌機(jī)、通風(fēng)機(jī)和鼓風(fēng)變動機(jī)、離心式水泵和壓縮機(jī)、輕1.01.11.21.11.21.3小負(fù)荷輸送機(jī)3 )確定帶輪的基準(zhǔn)直徑D，并驗算帶速v(1) 初選

48、小帶輪的基準(zhǔn)直徑Di?？紤]結(jié)構(gòu)緊湊，由表查9得，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑Di 355mm（2）驗算帶速vDm355 750v1 113.93m s60 1000 60 1000因為5m s v 30m s，所以帶速合適。（3）計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑D2D2 iD 11.5 355532.5mm查表，圓整為D2560mm表9 V帶輪的最小基準(zhǔn)直徑型號YZABCDEDmin （mm）2050751252003555004 )確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度L0(1) 一般初選帶傳動的中心距為a0 0.7D1 D20.7 355 560915mma02 D1 D223555601830mm取 a。700mm，滿

49、足 0.7 D1 D2a。2 D1 D2D2 D14a°2560 3554 700(2) 計算帶所需的基準(zhǔn)長度L0 2a0 D1 D22 700 355 56022851.55mm由表選帶的基準(zhǔn)長度Lp 2800mm(3) 計算實際中心距aLp Lo2800 2852a a。750674mm2 2考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產(chǎn)生的補(bǔ)充緊的需 要，常給出中心距的變動圍amin a 0.015Lp 674 0.015 2800 632mmamax a 0.03Lp 674 0.03 2800 758mm所以中心距的變化圍為 632 758mm。故選取中心距a

50、750mm。5 )驗算小帶輪的包角1D 2 D11 180 2 157.31800迴 57.3162.60 90，合適。a7506 )計算V帶的根數(shù)zP zPiPrP0P0 KKl由 D1355mm 和 n1750 r min，查表插值計算P。13.7016.1513.70750 70070014.925kW800根據(jù)n1750 r min，i 1.5和D型帶，查表插值計算R1.701.951 70(750 700)1.825kW800700插值計算K0.960.950.96(162 165)0.954160165查表得Kl0.83則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，故得單根V帶的初拉力F0 min 500 芋 1 旦 qv2K z v500 44.410.4益 1 °30 1042 430.93N應(yīng)使帶的實際初拉力F0 F0 min8 )計算作用在軸上的壓力Fp 壓軸力的最小值1Fp min 2 F0 min zsin 2 430.93162.64 sin3407.7 N23.7 V帶輪的設(shè)計3.7.1 V帶輪的設(shè)計容根據(jù)帶輪的基準(zhǔn)直徑和帶輪轉(zhuǎn)速等已知條件，確定帶輪的材料，結(jié)構(gòu)形式，輪槽、輪輻和輪轂的幾何尺寸、公差和表面粗糙度以及相關(guān)技術(shù)

52、要求。3.7.2 帶輪的材料常用的帶輪材料為HT150或HT2O0轉(zhuǎn)速較高時可以采用鑄鋼或用鋼板沖壓后焊接而成。小功率時可以用鑄鋁或塑料。3.7.3 帶輪的結(jié)構(gòu)形式V 帶輪由輪緣、輪輻和輪轂組成。根據(jù)輪輻結(jié)構(gòu)的不同，V帶輪可以分為實心式、腹板式、孔板式、橢圓輪輻式。V帶輪的結(jié)構(gòu)形式與基準(zhǔn)直徑有關(guān)。當(dāng)帶輪基準(zhǔn)直徑為 dd 2.5d°(d為安裝帶輪的 軸的直徑，mm時，可采用實心式；當(dāng)dd 300mm時，采用腹板式；當(dāng)dd 300mm， 同時D1 d1 100mm時，可采用孔板式；當(dāng)dd 300mm時，可采用輪輻式。按照上述要求，同時安裝帶輪的軸的直徑均大于300mm，所以大、小帶輪都選用輪 輻式。同時按照手冊要求，當(dāng)大帶輪的直徑為560mm并且為D型帶時，該帶輪應(yīng)設(shè)計為 六橢圓輻輪。小帶輪的直徑為355m m，所以設(shè)計為四橢圓輻輪。由 ZDY160型減速器軸伸直徑d 60mm，長度L 110mm。故大帶輪軸孔直徑應(yīng)取 d0 60mm，轂長應(yīng)小于 110mm。