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1、毕业设计（论文）题目：PRB6-125/320型乳化液泵的曲轴设计及传动装置的设计毕业设计（论文）要求及原始数据（资料）：1.额定工作压力：P=32MPa2 .额定流量：Q=1251.min3 .泵主轴的转速：n=6111.min4 .柱塞直径：二4OnlIn5 .柱塞行程：S=70mm6 .电机功率：（KW）90毕业设计（论文）主要内容:1 .确定乳化泵的结构；2 .对乳化泵的整体进行设计；3 .零部件设计；4 .编写设计说明书。学生应交出的设计文件（论文）：一，设备图1 .乳化液泵总装配图1张（OA）2 .乳化液泵曲轴零件图I张（IA）3 .传动部件图1张（IA）4 .传动系统零件图1张（
2、IA）二，说明书一份（包括设计内容及两篇外文、中英摘要）一一（不少于2万字）主要参考文献（资料）：一、工具书1. 机械设计手册2. 机床设计手册中国科学出版社3. 往复泵设计机械工业出版社1987二、参考资料1. XRB2B型乳化泵工作图纸2. XRB2B型乳化泵运用说明书3. 煤矿设备管理运用手册摘要3Abstract4前言5第一章乳化液泵的设计6一、概述6二、乳化液泵的总体设计6（一）乳化液泵泵型及总体结构形式的选择6（二）液力端结构形式的选择7（三）传动端结构形式的选择8（四）PR片,型乳化液泵结构参数的选择与确定10（五）原动机的选择10三、齿轮和齿轮轴的设计及较核11（一）一级变速的
3、计算及较核11（二）齿面接触疲惫强度计算11（三）轴的结构设计16四、连杆尺寸的初步确定21（一）连杆各部分的尺寸21（二）连杆质量的确定22五、曲轴的设计与较核2323（一）曲轴的结构设计（二）曲轴的受力分析及其校核27六、柱塞的选择及计算37（一）柱塞密封材料、尺寸的选择37（二）柱塞长度及质量的确定38七、箱体的设计及计算38第二章传动系统的设计40一、连杆的设计40（一）连杆的结构设计40（二）连杆的强度和稳定性校核40二、十字头的设计44（一）十字头的结构设计44（二）十字头强度校核及比压计算46总结47参考文献48外文资料49中文翻译53致谢55PRB6-125/320型乳化液泵的
4、曲轴设计及传动装置的设计摘要本次设计以PRBb-125320型乳化泵的曲轴设计为主,其次是泵传动装置的设计。在第一章中将先依据给定的已知数据对泵中的一级齿轮减速机构进行设计及校核,然后将重点放在曲轴的设计及校核上；其次章对泵中传动系统的其它零部件（连杆、滑块等）进行设计,并对其进行校核计算。此次设计，通过综合运用四年所学的学问，不仅巩固了所学的学问，而且扩大了个人的学问面,增加了自己分析问题与解决问题的实力，为今后的学习和工作打下了坚实的基础。关键词：乳化液泵；曲轴；传动装置；校核；零部件AbstractThistaskisthedesignofthePRBe-125/320emulsific
5、ationpumpcrankprimarily.Nextisthepumpdriveinstallmentdesign.Firstwillactaccordingtotheknowndatainthefirstchapterwhichwillassigntointhepumplevelgearreductionorganizationtocarryonthedesignandtheexamination,thenwithemphasiswillplacethecrankinthedesignandtheexamination;Secondchaptertothepumpinthetransmi
6、ssionsystemotherspareparts(connectingrod,slideandsoon)carriesonthedesign,andcarriesontheexaminationcomputationtoit.Thisdesignutilizestheknowledgethroughthesynthesiswhichfouryearsinstitutestudies,notonlyhasconsolidatedtheknowledgewhichstudies,moreoverexpandedindividualaspectofknowledge,strengthenedow
7、ntoanalyzethequestionwithtosolvethequestionability,hasbuiltthesolidfoundationforthenextstudyandthework.Keyword:Emulsifiedliquidpump;Crank;transmissioninstallment;Examination;SparepartPRB6-125/320型乳化液泵的曲轴设计及传动装置的设计前言毕业设计是对学生在毕业之前所进行的一次综合设计实力的训练，是为社会培育合格的工程技术人员最终而有及其重要的一个教学环节。通过毕业设计可以进一步的培育和熬炼我们的分析问题实
8、力和解决问题的实力，这对我们今后走向工作岗位有很大的帮助。我们这次设计是一个专题性的设计，涉及内容广泛，不仅要用到我们四年中所学的学问，还要我们自己去找寻查阅资料,学习新的学问。这次设计的重点在乳化液泵零部件的设计和曲轴强度和刚度的校核。我个人的设计首先是乳化液泵的整体设计,然后是曲轴的设计和校核,接下来是连杆、滑块等的设计和校核。这次设计我们进行如下支配：(1).13周查阅相关资料，了解设备的工作机理及加工技术。(2).46周进行有关的毕业实习，搜集相关设计材料。(3).78周分析设备的工作原理,最终确定设计方案。(4).912周设备整体设计,关键部件的设计。(5).1314周绘制零件图,绘
9、制整机装配图。(6).1516周编写说明书并按要求打印。(7).17周审核(8).18周答辩这次设计任务集中于乳化液泵的总装配图、曲轴的零件图和连杆的零件图。这次设计我们将本着：独立分析、相互探讨、细致推敲，充分吃透整体设计的整体过程，在这次设计反映出我们的真实水平。作为一名将来的工程技术人员，应当从现在起先做起，学好学问，并不断的丰富自己的专业学问和实际操作实力。在指导老师的细心指导下，较为圆满的完成了这次设计工作，由于学识和阅历的不足，其中确定会出现许多问题，不足之处恳请各位老师加以指责和指导。第一章乳化液泵的设计一概述综合工作面乳化液泵站一般配备两台乳化液泵和一个乳化液箱。两台泵可并联运
10、行，也可一台工作，另一台备用。乳化液泵是往复式柱塞泵。往复式属于容积式泵，亦即它也是借助工作腔里的容积周期性变更来达到输送液体的目的；原动机的机械能经泵干脆转化为输送液体的压力能，泵的流量只取决于工作腔的容积变更值及其在单位时间内的变更次数（频率），而（在理论上）与排出压力无关。往复泵是借助于柱塞在液压缸工作腔内的往复运动来使工作腔容积产生周期性变更的；在结构上，往复泵的工作腔是借助于密封装置于外界隔开，通过泵阀（吸入阀和排出阀）与管路沟通或闭合。往复泵性能和参数及总体结构特点是：瞬时流量是脉动的，平均流量（即泵的流量）是恒定的；泵的压力取决于管路特性，几乎不受介质的物理性能或化学性能限制；有
11、良好的自吸性能。二乳化液泵的总体设计（一）.乳化液泵泵型及总体结构形式的选择1、依据设计要求在通常状况下，泵的总体设计应遵循下述基本原则： .有足够长的运用寿命（指大修期应长）和足够的运转牢靠性（指被迫停车次数应少）； .有较高的运转经济性（效率高，消耗少）； .尽可能采纳新结构，新材料，新技术； .尽可能提高产品的“三化”（系列化、标准化、通用化）程度； .制造工艺性能好； 运用、维护、修理便利； .外形尺寸和重量尽可能小。2、本次设计泵型为PR纥属于机动泵，即采纳独立的旋转原动机（电动机）驱动的泵。因采纳电动机驱动又叫电动泵。电动泵的特点是： .瞬时流量脉动而平均流量（泵的流量）Q只取决于
12、泵的主要结构参数n（每分钟往复次数）、S（柱塞行程）、D（柱塞直径）而与泵的排出压力几乎无关，当n、S、D为定值时，泵的流量是基本恒定的； .泵的排出压力Pz是一个独立参数，不是泵的固有特性，它只取决于派出管路的特性而与泵的结构参数和原动机功率无关； .机动泵都须要有一个把原旋转运动转化为柱塞往复运动的传动端，故一般讲，结构较困难，运动零部件数量较多，造价也较昂贵； .实现流量调整时，必需采纳相应措施，或变更n、S、D或采纳旁路放空方法来实现； .结构变形较简洁。3 .在液力端往复运动副上，运动件上无密封件的叫柱塞。PA线乳化液泵称为柱塞泵。柱塞泵的柱塞形态简洁，且柱塞密封（填料箱）结构简洁变
13、形，因此： .柱塞直径可制的很小，但不宜过大。目前柱塞泵直径范围大多在3150mm,个别的达200mm。直径过小会加大加工工艺上的问题；直径过大，因柱塞自重过大，造成密封的偏磨。影响密封的运用寿命。 .由于结构上的缘由，柱塞泵大多制成单作用泵，几乎不制成双作用泵。 .因柱塞密封（填料箱）在结构上易于变形，在材料选择上也比较敏捷。故柱塞泵适用的排出压力范围较广泛。且宜制成高压泵。4 .PR线乳化液泵柱塞中心线为水平放置的泵，又称卧式泵。卧式泵的共同特点是：便于操作者视察泵的运转状况，拆装，运用，修理；机组高度方向尺寸小时，不须要很高的厂房，但长宽方向尺寸较大时,占地面积则较大；.因为柱塞做往复运
14、动时，密封件在工作时须受柱塞自重，简洁产生偏磨，尤其当柱塞较重时，悬颈很长时，这种现象将更为严峻。5联数缸数和作用数每二根柱塞以及该柱塞连接在一起的连杆等称为组合体，叫一联。一般将，该泵有几根柱塞就称几联泵。PA绿乳化液泵有三根柱塞；因此又可称为三联泵。只有当Z联泵的柱塞间相位差不同各柱塞的直径也不同，并且各联的排口连接在一起来经同一排出集合管排出时，才可同时称为Z联缸，否则只称Z联泵。因此列?然乳化液泵又称三缸泵。柱塞每往复运动一次对介质吸入和排出的次数，叫做作用数。由PK线型乳化液泵柱塞每往复运动依次，介质被吸入，排出各一次，因此又称单作用泵。联数是指相对泵的总体结构形式而言，缸数是指相对
15、液力端排出流量脉动特性而言，作用数是相对柱塞在每一次往复运动中对介质的作用数而言的。（二）液力端结构形式的选择1 .在往复泵上把柱塞从脱开始终到泵的进口，出口法兰处的部件，称为液力端。液力端是介质过流部分，通常由液缸体，柱塞机器密封，吸入阀和排出阀组件，缸盖和阀箱盖以及吸入和排出集合管等组成。2 .在选择液力端结构形式时，应遵循下述基本原则： .过流性能好，水力损失小，为此液流通道应要求端而直，尽量避开拐弯和急剧的断面变更； .液流通道应当利于气体排出，不允许死区存在，造成气体滞留。通常,吸入阀应置于液缸体下部，排出阀应置于液缸体顶部； .吸入阀和排出阀一般应垂直布置，以利于阀板正常起动和密封
16、，特殊状况下也可以倾斜或水平布置； .余隙容积应尽可能的小，尤其是在对高压短行程泵后当泵输送含气量大，易发挥介质时，更要求减小余隙容积； .易损件，更换便利； .制造工艺性好。3 .巴?纥为卧式三联单作用泵液力端由于PR综液力端的每一个缸里吸，排阀中心线均为同一轴线。称为直通式液力端。这种泵液力端的特点是：过流性能好余隙容积小，结构紧凑，尺寸小。通常是吸入阀安装不便利。直通式液力端按液缸体的结构特点又可分为四通体和三通体两种。PRBb乳化液泵采纳四通体通式液力端，柱塞可以从液缸前盖处拆装比较便利。但是在液缸体内部存在十字交孔，两垂直孔相交处应力集中较大，常因此而导致液缸体疲惫开裂，特殊是当输送
17、强腐蚀性介质时，更简洁引起开裂。PRa乳化液泵代用下导向锥形四通体式液力端。阀板上装有橡胶或聚酯密封圈以减轻关闭冲击。导翼采纳冲压件以减轻重量。为使阀板关闭时不产生偏斜，采纳偏置流道。阀座采纳大直径螺纹压盖压紧，便于拆装，但阀箱体尺寸更大一些。液缸前段可以伸进较长的螺堵，这样既可增加缸盖刚度，又可削减缸内的余隙容积。同时螺堵中没有放气螺钉，以放尽该腔空气。（三）传动端结构形式选择1 .往复泵上传递动力的部件叫传动端。对机动泵，传动端是指从十字头起始终到曲轴伸出端为止的部件。假如是泵内减速的，则传动端包括减速机构。机动泵的传动端主要由机体，曲轴，连杆，曲柄，十字头及润滑，冷却等协助设备组成。2
18、.在选择和设计传动端时，通常应遵循下面的基本原则： .传动端所须要的零部件必需满意该泵最大柱塞力下的刚度和强度要求Q .传动端内各运动副，必需是润滑牢靠，满意比压和PV允许值，润滑油温升也应限制在设计要求内，必要时应有冷却措施。 .在结构和尺寸要求允许的范围内，应力求削减连杆比入（R/1）,这样不仅能削减十字头处的比压，而且可削减惯性力的影响。从而可改善泵阀的工作条件和吸入性能。 .要合理选择液缸中心线的夹角，曲柄间的错角，力求使机械的惯性力和惯性力矩得到平衡，减轻对起初的挠度载荷。 .传动端，尤其是立式泵传动端，因考虑重心的稳定性。 .拆，装，检修便利，大型泵的传动端还应考虑到传动段的各零部
19、件的起吊方式和措施。 .易损件及运动副应工作牢靠，寿命长，更换较为便利。 .加工，制造工艺性好。3 .PR观乳化液泵采纳的是两支点三拐曲柄连杆机构传动端。这种传动端的曲轴为三拐轴且只有两个支承，分别在前后主轴颈上。这种传动端的特点及机构特点选择留意事项是： .该传动端的曲轴通常为整体铸，锻件，三拐的曲柄间交织为120度惯性力和惯性力矩能得到较好的平衡，曲轴加工量较少，支承少，拐间距（或泵的液缸间距）小，泵的总体结构紧凑，尺寸小，重量轻。 .两支点三拐曲轴受力状况困难，一般不能简化为简洁的平面力系或简支梁。曲轴在工作时的最大挠度和两主轴颈处偏转角均较大。为此，主轴承常采纳转角较大的调心滚子轴承。
20、为了保证曲轴最大活塞力的要能够满意，并保证主轴承能够正常工作，曲轴必需有足够的强度和刚度。故两支点三拐曲轴均比较粗大。此外为使前后主轴处偏转角大体相近，除了使曲轴间错角为120度外，还应满意这样的条件，既当第一曲柄转角（I）I=（|）时，相应的其次，第三曲柄转角应为（|）2=+240,3=+120,尤其是当曲轴前端（动力输入端）有附加载荷时，更应如此。 .连杆大头采纳剖分式，否则无法装配。为此连杆大头轴承多采纳剖分式薄壁轴瓦，大头与连杆采纳连杆螺栓连接，技术要求高，加工量也较大。 .由于曲轴为整体铸，锻件（毛坯）再经车削加工面而成，故曲轴半径不易过大，亦即这种传动端组成的三联泵，柱塞行程不宜过
21、大。XRB?B乳化液泵的传动端机体为整体式，刚性好，在机体上方和前后方各开一个孔供拆，装检修用。（四）PRO,型乳化液泵结构参数的选择与确定由于己知主要结构参数，因此可以计算出它的其他参数。主要技术参数如下：额定工作压力：P=32MPa额定流量：Q=1251.min泵主轴的转速：n=6111.min柱塞直径：=40mm柱塞行程：S=70mm电机功率:（KW）90由以上已知数可计算出以下参数：泵的理论流量：八11D2SnZ-0.420.76113一一.Qt=161.151./mm44容积效率：7v=-=078Q1161.15活塞的平均速度:_2ns_2611706060-=A2mms路径比：=1
22、.75Z）40原动机的选择：1 方的七斗干，如ArPQ32OMPa1251./min1.泵的有效功率N=65.35KW612612由已知泵的2 .原动机功率为90KW泵的效率：=6535=073Nj90（五）.原动机的选择原则：1 .原动机必需满意要求的功率；2 .选择原动机时应留意转差率；3 .因留意原动机的起动力矩和起动电流；4 .要留意输送介质和操作环境的易燃，易爆性；5 .原动机外形尺寸与原动机搭协作适，机组外形美观，便于安装和检修。因电机功率为90KW,且本乳化液泵多用于井下，为保平安，故选择Y180M-4型防爆电机,转速1480rmino三齿轮和齿轮轴的设计及较核（一）.一级变速的
23、计算及校核齿轮传动的失效形式主要是齿的折断和齿面的损坏。齿面的破坏又分为齿面的点蚀，胶合，磨损，塑性变形等。由于乳化液泵的齿轮封闭带箱体中，并得到良好的润滑，因此属于封闭传动。在封闭齿轮传动中，齿轮的失效形式主要是齿面点蚀，齿面胶合，齿轮折断。齿轮齿面胶合强度的计算是以限定接触处的瞬时温度的温升，保证润滑不失效为计算准则，目前只在气轮机，船舶等高速，重载传动中试用，尚有待进一步的验证和完善。故对一般的闭式齿轮传动目前只以保证齿面接触疲惫强度和齿根弯曲疲惫极限强度为计算准则。为防止过载折断和轮齿塑性变形，还要进行短期过载的静强度计算。接触疲惫强度计算应以节点为计算依据，因此节点处的综合曲率半径值
24、不是最小值，但该处一般只有一对齿啮合，而且在节点方向旁边的齿根往往先发生点蚀。齿根弯曲疲惫强度计算是以受拉力为计算依据，因为当齿轮长期工作后，在受拉力和压力将先后产生疲惫裂纹，裂纹发展、速度前者较慢，后者较快，故轮齿疲惫折断通常是从受拉力起先发生。为了对轮齿的弯曲疲惫强度进行理论分析和计算，必需先确定齿根危急截面的位置。确定齿根危急部分的剖面的方法有许多，其中以30度直线与齿根圆角曲线相切，连接两切点的剖面即为齿根的危急剖面。下面就是对乳化液泵齿轮进行强度较核。因传动力矩较大，批量较小，故小齿轮用40Cr,调质处理，硬度241286HB,平均取为260HB,大齿轮用45钢，调质处理，硬度229
25、286HB,平均取为240HBo(二).齿面接触疲惫强度计算1 .初步计算Pgo转矩Z.=9.55106-l=9.551067,1=580743N.mm,Nl1480,齿宽系数Wd由机械设计表3-6取心=1.2Wd=085接触疲惫强度极限由机械设计图3T6(b)/limI=710MPa*2=590MPa查机械设计图3-18,表3-4初选接触强度计算寿命系数Z”，最小平安系数5疝为ZNI=ZN2=1.（），SHminI-SHmin2初步计算接触许用应力b1-minlVl-7101.0=645M尸。=叫gZ-=590x10=536MPa1.JSi1.I因电机驱动工作机载荷平稳，查机械设计表3-1得
26、运用系数KA由机械设计表3TKA=1.35动载系数KrKv=I.15齿向载荷分布系数勺1.1齿间载荷安排系数KaKa=1.l则K=KAKVK.=1.1x1.2x1.1x1.1=1.5972查机械设计图3-11,表3-2得Zh=2.5,Ze=1893“MPa,取ZC=0.9传动比i=6=侬=2.42n2611初步计算小齿轮直径dI取4=11Omzn初步计算齿宽bbxddx=1.2100=120nm2.校核计算圆周速度V11dn_;FX100XI480V=6010006010007.75$精度等级由机械设计表3-5选7级精度Z1=3()初选齿数z2=ZZ1=2.4230=73100=3.33z13
27、0由机械设计表3-7,取2=4m=4Z1=djm=100/4=25Z1=25z2=izi=2.4225=61Z2=61总工作时间/=4800应力循环次数N=60mf=60l480lx4800=4.26xl()82N.4.261081”KN2=-l=1.761082i2.42接触寿命系数ZN由机械设计图3-18得ZNI=1，Zjv2=1.15许用接触应力口隆ii,nzjyrz710l.1.一qiioHminl11m=M5.5MPa590x1.151.1f12=616AMPa验算%=ZeZj,z/需七Vbd：i=189.82.50.921.59725807432.42+11201002X2.42=
28、611.7Ptz616.4MP计算结果表明，接触疲惫强度较为合适，齿轮尺寸无需调整，否则调整后还应再进行验算。3.确定传动主要尺寸实际分度圆直径d4=zwz1=425=100ww4=1OOmmd2=mz2=461=244wwd2=244/w/h基圆直径dbx=mzlcosa4=94mmdh2=d2cosadb2=23O/W77（国家标准中规定分度圆压力角0的标准值=20）齿顶高%=ha=4mm齿根高%=（力；+。*）团hf=5mm（正常齿标准瓦=1C=025）齿顶圆直径n=d+2%dai=l()8w11da2=d2+lhadal-252mm齿跟圆直径力=4-2/dC=9011wdf2=d、-2
29、hfd=234w11,、口匚m(z,+z2)4(25+61)中心距。a=U=上22a=172mm齿宽bb=fld=1.2I(X)=120mmbl=125mnh2=120mm4,齿根弯曲疲惫强度验算齿形系数丫所由机械设计图3T4YFm=2.67%2=226应力修正系数4由机械设计图3-15=1.58G=l74弯曲疲惫极限由机械设计图3T7得nmi=2S5MPa%nu=225M&弯曲最小平安系数SFmin由机械设计表3-4SFminI=SZZmin2=应力循环次数N1.NIA=NVI=60*tb=60l1480x4800TVli=4.26108Mz=MJi=4.26x108/2.427Vl2=1.
30、76IO8弯曲寿命系数4由机械设计图3-191.=1.=1.o试验齿轮的应力修正系数工仃，按国家标准取%=2.()许用弯曲应力口1FimNs2851.Ox2.0fp=a.=380MPaSFminlaFP2=*2KyS7=225x1.0x2.0=3mMPaSFmin2B验算。尸岁1.%bdlm2xl.6x580743120x100x42.671.580.7=4.3MPam丫“丫加2YFaI%=114.32.261.742.671.58=106.5MPaorp2传动无严峻过载，故不作静强度校核。（三）.轴的结构设计由于齿轮分度圆直径小于1.8倍的轴径时，可将齿轮与轴做成一体，采纳齿轮轴结构。1.选
31、择轴的材料选择轴材料为40Cr,经调质处理，其机械性能查机械设计表6-1得抗拉强度q=75OMPa屈服极限s=55()MP4弯曲长久极限I=350MPa剪切长久极限轴的许用弯曲应力1=2()OMPQ查机械设计表6-4得J=75MRz2.初步计算轴径查机械设计表6-3C=105dmin=C3-=105=41.29三m,nVhV1480考虑到轴端装联轴器需开键槽，将其轴径增加4%-5%,故取轴的直径45mm.由机械零件设计手册表12-2,取工作状况系数2=2.3Pan则计算转矩TKT=2.39550-=2.3x9550XT-=1336NmCn1480联轴器的选择：依据dmin和T查机械设计实践表1
32、6-8取H1.5弹性柱销联轴器区亚坦侬OXlO7公称转矩2000T3；许用转速3550/min；7；,=13367；,由于选取联轴器的内径为50,故取最小轴径为50。轴承的选择：查机械设计实践表14-2选用深沟球轴承6012则轴承各项系数为d=60加皿D=95nn,B=18,r;=1.nn,da=88/力牝，Da=88ww,rax=InVnC=315KN键的选择：查机械设计实践表18-1选用16x10,长100一般平键。要确定轴的结构形态，必需先确定轴上零件的拆装依次和固定方式。由于轴为齿轮轴，齿轮的左端，右端有轴肩，轴承。这样齿轮轴的机构就确定了。轴承对称地安装与齿轮轴的两侧，其轴向用轴肩固
33、定，周向采纳过盈协作和轴承盖固定。由机械传动设计手册图7-1-7,表7T-16得详细尺寸如图1.a所示。3.轴的较核计算齿轮受力直齿轮螺旋角/7=0齿轮直径小轮小齿轮受力PonT=580743Z三=116157VFr=4227NFa=GN转矩T=9.55106-=9.55106n1480同田士c,2T2x580743圆周力月=7=一径向力F1tanan_11615tan20coscosO0轴向力z=tan=11615tanN画齿轮轴受力图见图1.b计算支反力水平面反力RHA=RHB=FJ2=M6T5/2N=5807.5N垂直面反力Rva=XFrXl12-FaXdJ2)Rvi=Frl2+Fadl
34、2)Rva=RVB=工/2=42272N=2113.5N水平面(孙)受力图垂直面(XZ)受力图画轴弯矩图水平面弯矩图见图1.c见图l.d见图l.eMrvS垂直面弯矩图合成弯矩图见图1.fMx二图见图1.g合成弯矩M=JMM2画轴转矩图轴受转矩转矩图许用应力许用应力值由T=580743N三见图1.h机械设计表6-4,查得应力校正系数Ej=I4OMaSJ=80MQaa=i-J=0.570.6a=0.6画当量弯矩图当量转矩当量弯矩Mn9,140M=T=0.6580743见图1.h2T=348445N加在小齿轮中间截面处=QM2+3)2=634674校核轴径齿根圆直径df=d2(ft：+c*)m=l-
35、2(l+0.25)4轴径df=90AWn4=35.2mn90zmd11=42.97mnH7js6,光滑度0.8。轴端有中心孔，一般取GB145-1985选取60度中心孔。9 .曲轴结构设计的基本原则曲轴各部件的尺寸和形态应在保证强度和刚度的条件下确定，不影响强度和刚度的部件只要是制造工艺允许并易于实现的就应当去掉，以便于减轻重量。另外工作表面尺寸应考虑到相关文件（轴承内孔等）尺寸和尺寸数列的标准化，最终进行圆整；曲柄、曲轴颈尺寸和形态、曲柄半径、曲柄间错角以及曲柄颈轴间距应均等，两主轴颈间距也尽可能小，并尽量使主轴间距小的同时尽可能（减小）对曲轴几何中心的不对称，以利于泵运转是惯性力矩的平衡。曲轴各工作表面过渡圆角在条件允许下应力要求做好表面硬化处理并有足够的尺寸精度和表面光滑度以削减应力集中，提高各工作表面耐磨性和疲惫强度。曲轴各部件形态尺寸选择还应考虑到制造和拆装修理便利。如下图。图3由于尸/?舔型乳化泵为低速泵，曲轴材料选用45钢b=6.IMPa,cr=3.6
