乳化液泵的曲轴设计及传动装置的设计.docx

目 录
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）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）一级变速的计算及较核···································11
（二）齿面接触疲劳强度计算···································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·············································23
（一）曲轴的结构设计·········································23
（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

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化来达到输送液体的目的；原动机的机械能经泵直接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化值及其在单位时间内的变化次数（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化的；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、根据设计要求在通常情况下，泵的总体设计应遵循下述基本原则：
①.有足够长的使用寿命（指大修期应长）和足够的运转可靠性（指被迫停车次数应少）；
②.有较高的运转经济性（效率高，消耗少）；
③.尽可能采用新结构，新材料，新技术；
④.尽可能提高产品的“三化”（系列化、标准化、通用化）程度；
⑤.制造工艺性能好；
⑥使用、维护、维修方便；
⑦.外形尺寸和重量尽可能小。
2、本次设计泵型为属于机动泵，即采用独立的旋转原动机（电动机）驱动的泵。
因采用电动机驱动又叫电动泵。电动泵的特点是：
①.瞬时流量脉动而平均流量（泵的流量）Q只取决于泵的主要结构参数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；
②.泵的排出压力P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；
③.机动泵都需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，结构较复杂，运动零部件数量较多，造价也较昂贵；
④.实现流量调节时，必须采用相应措施，或改变n、S、D 或采用旁路放空办法来实现；
⑤.结构变形较容易。
3.在液力端往复运动副上，运动件上无密封件的叫柱塞。
乳化液泵称为柱塞泵。柱塞泵的柱塞形状简单，且柱塞密封（填料箱）结构容易变形，因此：
①.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3~150mm，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。影响密封的使用寿命。
②.由于结构上的原因，柱塞泵大多制成单作用泵，几乎不制成双作用泵。
③.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灵活。故柱塞泵适用的排出压力范围较广泛。且宜制成高压泵。
4.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：
①便于操作者观察泵的运转情况，拆装，使用，维修；
②机组高度方向尺寸小时，不需要很高的厂房，但长宽方向尺寸较大时，占地面积则较大；
③.因为柱塞做往复运动时，密封件在工作时须受柱塞自重，容易产生偏磨，尤其当柱塞较重时，悬颈很长时，这种现象将更为严重。
5.联数，缸数和作用数
每一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。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一直到泵的进口，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：
①.过流性能好，水力损失小，为此液流通道应要求端而直，尽量避免拐弯和急剧的断面变化；
②.液流通道应该利于气体排出，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；
③.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，特别情况下也可以倾斜或水平布置；
④.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；
⑤.易损件，更换方便；
⑥.制造工艺性好。
3.为卧式三联单作用泵液力端
由于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方便。
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。乳化液泵采用四通体通式液力端，柱塞可以从液缸前盖处拆装比较方便。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劳开裂，特别是当输送强腐蚀性介质时，更容易引起开裂。
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。导翼采用冲压件以减轻重量。为使阀板关闭时不产生偏斜，采用偏置流道。阀座采用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，又可减少缸内的余隙容积。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一直到曲轴伸出端为止的部件。如果是泵内减速的，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，冷却等辅助设备组成。
2.在选择和设计传动端时，通常应遵循下面的基本原则：
①.传动端所需要的零部件必须满足该泵最大柱塞力下的刚度和强度要求。
②.传动端内各运动副，必须是润滑可靠，满足比压和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。
③.在结构和尺寸要求允许的范围内，应力求减少连杆比λ（R/1），这样不仅能减少十字头处的比压，而且可减少惯性力的影响。从而可改善泵阀的工作条件和吸入性能。
④.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。
⑤.传动端，尤其是立式泵传动端，因考虑重心的稳定性。
⑥.拆，装，检修方便，大型泵的传动端还应考虑到传动段的各零部件的起吊方式和措施。
⑦.易损件及运动副应工作可靠，寿命长，更换较为方便。
⑧.加工，制造工艺性好。
3.乳化液泵采用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注意事项是：
①.该传动端的曲轴通常为整体铸，锻件，三拐的曲柄间交错为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。
②.两支点三拐曲轴受力情况复杂，一般不能简化为简单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，主轴承常采用转角较大的调心滚子轴承。为了保证曲轴最大活塞力的要能够满足，并保证主轴承能够正常工作，曲轴必须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，还应满足这样的条件，既当第一曲柄转角时，相应的第二，第三曲柄转角应为，尤其是当曲轴前端（动力输入端）有附加载荷时，更应如此。
③.连杆大头采用剖分式，否则无法装配。为此连杆大头轴承多采用剖分式薄壁轴瓦，大头与连杆采用连杆螺栓连接，技术要求高，加工量也较大。
④.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，柱塞行程不宜过大。
XRBB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）型乳化液泵结构参数的选择与确定
由于已知主要结构参数，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=125L/min
泵主轴的转速：n=611L/min
柱塞直径：Ф=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：

容积效率：
活塞的平均速度：
路径比：
原动机的选择：
1.泵的有效功率
由已知泵的
2.原动机功率为90KW
泵的效率：
（五）.原动机的选择原则：
1.原动机必须满足要求的功率；
2.选择原动机时应注意转差率；
3.因注意原动机的起动力矩和起动电流；
4.要注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配合适，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，为保安全，故选择Y180M-4型防爆电机,转速1480r/min。

三 齿轮和齿轮轴的设计及较核
（一）.一级变速的计算及校核
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劳强度和齿根弯曲疲劳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。
接触疲劳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不是最小值，但该处一般只有一对齿啮合，而且在节点方向附近的齿根往往先发生点蚀。
齿根弯曲疲劳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劳裂纹，裂纹发展、速度前者较慢，后者较快，故轮齿疲劳折断通常是从受拉力开始发生。为了对轮齿的弯曲疲劳强度进行理论分析和计算 ，必须先确定齿根危险截面的位置。确定齿根危险部分的剖面的方法有很多，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险剖面。
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241--286HB，平均取为260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229--286HB，平均取为240HB。
（二）.齿面接触疲劳强度计算
1.初步计算
转矩=580743N.mm
齿宽系数 由《机械设计》表3-6取=1.2
=0.85
接触疲劳强度极限 由《机械设计》图3-16(b)
=710MPa
=590MPa
查《机械设计》图3-18，表3-4
初选接触强度计算寿命系数，最小安全系数为
，
初步计算接触许用应力[]
=

因电机驱动工作机载荷平稳，查《机械设计》表3-1得
使用系数 由《机械设计》表3-1 =1.35
动载系数=1.15
齿向载荷分布系数
齿间载荷分配系数
则
查《机械设计》图3-11，表3-2得
， 取
传动比
初步计算小齿轮直径d
取
初步计算齿宽b
2.校核计算
圆周速度
精度等级由《机械设计》表3-5 选7级精度
初选齿数

由《机械设计》表3-7，取

=61
总工作时间
应力循环次数

接触寿命系数由《机械设计》图3-18得
，
许用接触应力

验算

=611.7<616.4

计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，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d

基圆直径

（国家标准中规定分度圆压力角的标准值）
齿顶高
齿根高
（正常齿标准）
齿顶圆直径

齿跟圆直径

中心距
齿宽
4.齿根弯曲疲劳强度验算
齿形系数 由《机械设计》图3-14

应力修正系数 由《机械设计》图3-15

弯曲疲劳极限由《机械设计》图3-17得

弯曲最小安全系数 由《机械设计》表3-4

应力循环次数

弯曲寿命系数 由《机械设计》图3-19

试验齿轮的应力修正系数，按国家标准取
许用弯曲应力

验算

传动无严重过载，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，采用齿轮轴结构。
1.选择轴的材料
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
屈服极限
弯曲持久极限
剪切持久极限
轴的许用弯曲应力
查《机械设计》表6-4得
2.初步计算轴径
查《机械设计》表6-3 C=105

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，取工作情况系数
则计算转矩
联轴器的选择 ：根据和
查《机械设计实践》表16-8取HL5弹性柱销联轴器
公称转矩2000；
许用转速3550；
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

键的选择：
查《机械设计实践》表18-1
选用，长100普通平键。
要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的拆装顺序和固定方式。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，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合和轴承盖固定。由《机械传动设计手册》图7-1-7，表7-1-16得具体尺寸如图1.a所示。
3.轴的较核
计算齿轮受力
直齿轮螺旋角
齿轮直径 小轮
小齿轮受力
转矩
圆周力
径向力
轴向力
画齿轮轴受力图 见图1.b
计算支反力
水平面反力
垂直面反力

水平面受力图 见图1.c
垂直面受力图 见图1.d
画轴弯矩图
水平面弯矩图 见图1.e 图
垂直面弯矩图 见图1.f 图
合成弯矩图 见图1.g 合成弯矩
画轴转矩图
轴受转矩
转矩图见图1.h
许用应力
许用应力值由《机械设计》表6-4，查得

应力校正系数
画当量弯矩图
当量转矩 见图1.h

当量弯矩 在小齿轮中间截面处

校核轴径
齿根圆直径

轴径

图1

四 连杆尺寸的初步确定
（一）连杆各部分的尺寸：
查《机械设计大典》
曲轴轴拐的直径

=
取
查《中国机械设计大典》表25.4-4，
取连杆大头轴瓦外径壁厚
连杆各部分尺寸的确定，查《内燃机设计》表6-1，如图2；
连杆大头直径
连杆大头外径
连杆座螺钉厚度
连杆体螺钉厚度
连杆小头厚度
连杆大头厚度
连杆小头外径
连杆小头衬套内径
查《机械设计大典》取小头衬套外径
连杆小头直径
连杆两螺栓中心距
连杆座螺钉平均直径
连杆体平均直径
连杆体厚度
连杆长度
（二）连杆质量的确定：
由以上尺寸可得，连杆小头体积

连杆大头体积

螺钉体积

连杆体的体积

连杆的总体积

连杆材料选用45钢，其密度为
连杆的质量

图2
五 曲轴的设计与校核
在往复泵中，曲轴是把原动机的旋转运动转化为柱塞往复运动的重要部件之一。工作时，它将承受周期性的交变载荷，产生交变的扭转应力和弯曲应力，因此也是曲轴连杆机构中最重要的受力部件。
（一）.曲轴的结构设计
1.型乳化液泵的曲轴是两支承三曲拐曲轴。
因其支承少，使曲轴和机体的加工量减少，传动端装配也简单；相反地，因曲柄错角为120度的三拐二支承曲轴不能简化为平面曲轴，故受力状况复杂，刚度和强度较差，在同等条件下就显得粗笨。
2.曲轴各部件名称
　①.轴端 轴中心线与曲轴旋转中心同心的轴向端部叫轴端。轴的外伸端叫前端。因前端一般均与原动机或泵外减速机相连，并做为总体扭矩的输入端，故前端也叫输入端。相对的另一端叫后端，也叫尾端。
②.轴颈 包括主轴轴颈，曲柄颈。主轴颈系指轴端上安装主轴承（滚动轴承）或曲轴支承在机体主轴承上的部件。曲柄颈是指曲柄上与连杆大头连接的部件（也叫连杆轴颈），他与主轴颈不同心。
③.曲拐，曲柄，曲柄半径
曲轴上连接主轴颈和曲柄颈或两相邻曲柄销的部位，叫曲柄。前者又称为短颈，后者又称为长颈。曲柄和曲柄颈的组合体称为曲拐。靠近主轴颈的曲拐较短，又叫短拐；连接两曲柄颈的较长的，叫长拐。由主轴颈中心到任意曲柄颈中心的距离称为曲柄半径。
3.曲拐布置或曲柄错角选定
曲轴的拐数和曲柄错角主要取决于泵的形式，联数和作用数的选择。曲柄错角选择还应该考虑到有利于流量不均匀（性）度，惯性力和惯性力矩的平衡并有利于两主轴颈处挠曲变形相接近。因此对于三联单作用泵，不仅取错角为120度，而且若以靠近曲轴输入端为第一曲柄，并以它为基准顺旋转方向计算时，第二曲柄和第一曲柄间错角取240度，第三曲柄与第一曲柄将错角取120度。这样才有利于主轴颈处的变形相近，特别是轴前端主轴颈外伸部位有附加力矩时，更是如此。
4.曲轴支承和轴承的选择
三拐曲轴大多为两支承的，支承处安装主轴承。二支承三拐曲轴的刚度较差，主轴承处的主轴颈变形，倾角较大，故主轴承多采用允许倾角较大的调心滚子轴承。主轴轴承型号。
5.轴颈
由于制造工艺的原因，短在曲轴的轴颈一般均制成实心圆柱体。乳化液泵曲轴即采用这种实心圆柱体形式，因此是锻件。
6.曲柄
往复泵曲轴常采用的曲柄外形有椭圆形，圆形和矩形三种形式。其中乳化液泵采用圆形，其特点是：结构简单，有利于曲轴平衡；加工方便；但材料利用率次于椭圆形曲柄。成形方法：一般为锻造成形，也有用棒料车削而成的。这种曲轴外形适用于小批量生产各种类型泵，特别是多支承曲轴圆形曲柄可兼作中间支承颈。曲柄设计原则总是尽肯能的将曲柄不 影响强度的多余金属去掉，以减少曲柄重量，减少旋转惯性质量。
7.过渡圆角
当泵工作时，轴颈与曲柄颈连接处最容易形成应力集中，而导致曲轴早期破坏，因此在此处采用圆滑过渡的圆角以提高曲轴的疲劳强度。过渡圆角常见形式有单圆弧过渡圆角和双圆弧圆角、内凹过渡圆角。
乳化液泵采用最常见的是过渡圆角，我设计采用单圆弧过渡。这种过渡圆角的特点是：可减少轴颈与曲轴相连处的应力集中，疲劳强度较高，并便于轴颈和圆角部分的加工。其中r=(0.05-0.1)D式中D为
曲柄颈直径。r1≥t1,t1由具体结构决定，但不应小于2mm。圆角面光洁度0.8。过渡圆角设计是应注意：
① 圆角半径越大，应力集中就越小，曲轴疲劳强度就越高；但轴颈有有效工作长度变短且圆角制造质量也难保证，因此应合理选取。
② 轴颈圆柱面和过渡圆角表面应为一次磨成，保证衔接处过渡平滑。对重要曲轴、圆角表面应施以滚压，以提高疲劳强度的范围。
③ 同一曲轴上的圆角，包括轴颈突然变化处的圆角r1应尽量取同一圆角半径，以利于加工。
8.轴端
轴前端一般与皮带轮、齿轮、联轴器等连接，连接必须可靠。轴端见形式是：前端多为圆柱体或圆锥体，后端多为圆柱体。圆柱轴端加工方便，但拆卸较困难。圆柱面配合一般为H7/K6、H7/js6，光洁度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
① 曲轴各部件的尺寸和形状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，最后进行圆整；
②曲柄、曲轴颈尺寸和形状、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。
③ 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洁度以减少应力集中，提高各工作表面耐 磨性和疲劳强度。
④曲轴各部件形状尺寸选择还应考虑到制造和拆装维修方便。如下 图。

图3
由于型乳化泵为低速泵，曲轴材料选用45钢
;
10.确定各轴段的尺寸
曲轴曲拐的直径查《中国机械设计大典》 表21.1-21.8
取

①曲轴个轴段直径的确定
由d得轴段L的直径最小，轴段K、A上分别安装调心滚子轴承，所以其直径必须满足轴承内径的标准，由《中国机械设计大典》表24.4.6选用调心滚子轴承，其，故取轴段K、A直径，轴段J、B为轴肩，所以，轴段I、C、E、G为轴柄，轴段D、F、H为轴拐的直径，它与连杆大头连接，其直径应当有连杆大头内径来定，所以确定其内径。
②曲轴各轴段长度的确定
轴段L安装大齿轮，所以其长度为125mm,轴段A、K安装调心滚子轴承，故取该轴段长度为52mm，所以；为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间就留有一定间距，取间距为10mm，为保证轴承安装在想体轴承座孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为2mm，所以轴段B、J长度为12mm；轴段C、I为曲轴中的短臂，根据计算出的b值确定其长度为75mm；为了防止连杆与曲轴端面不相碰，连杆径与曲柄之间应当留有一定的间隙，取间隙为2mm；轴段D、F、H为连杆径，它与连杆大头连接，所以其长度应当由连杆大头的厚度来定，取其长度为86mm；轴段E、G为曲轴的长臂，根据b值取该段的长度为80mm.如下图

（二）.曲轴的受力分析及其校核
曲轴的受力十分复杂。除了作用在曲轴上的重力是恒定不变的，其他如连杆力、惯性力、原动机驱动扭矩和支座外力间的纵向、横向、扭转振动惯性矩都将随着转动角的变化而变化。此外，曲轴还要受到支座变形、加工不同轴度、使用中因轴径磨损等原因造成的附加载荷。要想把曲轴所有受立情况考虑进去，是很难做到的。在实际分析、计算时，常常是忽略那些次要的因素，抓住主要因素予以考虑。为此，在分析、计算曲轴受力，通常做下列假设：
1.把多支承曲轴看作是以住轴承中点分开的分段的简支梁并把曲轴视为绝对刚性系统；
2.把主轴颈中点既看成是支承点，又看成是集中支承力的作用点；
3.连杆力和旋转惯性力，看作是集中力并作用在曲轴颈中点；
4.略去除作用在轴颈上的其它各连联间作用力的影响，也略去因加工精度，装配质量以及因使用后磨损、热变形等造成的附加载荷。
除此之外，当柱塞力很大时，在计算是也可以略去重力和摩擦力。
根据以上假设对PRB6曲轴进行受力分析与计算，它的主要参数如下：
最大设计流量：
最大设计排压：
曲轴转速：
柱塞行程：
十字头质量：
连杆质量：
柱塞质量：
1.曲轴受力分析
在上述假设条件下，作用在两支承点三拐曲轴上的力有：作用在曲柄颈中点的集中力——（切向力和径向力和旋转惯性力）；作用在主轴上的支承反力、；作用在输入主轴颈上的总扭矩M。
2.曲轴外力的计算
坐标系的选择：在两主轴颈支承力作用点处选取固定坐标系X-Y-Z；X轴前后轴向前端（A点）为正方向。Y轴垂直向上，按右手法则确定Ⅰ曲轴前后两端以外的坐标，将随曲轴旋转而转动，X轴将始终处于任一曲拐作用的平面内，并沿曲柄中心线从前端顺次移动，Y轴将和X轴一样，始终处在任一曲拐所在平面内，并按右手法则与X轴垂直，Z轴自然应始终垂直于各曲拐所在的平面并与X、Y轴保持右手法则的关系。作用在任一曲柄上的外力如下图所示：
作用于主轴颈上的支承反力、以及力矩M和各尺寸如下图3所示
曲轴坐标系的选择如下图4所示

图4
3.曲轴的内力计算
曲轴内力的计算任务在于确定各预选截面的弯矩、扭距和轴向力，为以后强度校核提供依据。
4.曲轴外力计算
往复惯性力
其中
低速泵取大值

旋转惯性力

柱塞力（，为泵的最大排压）
（，计算时设）
综合柱塞力
连杆力 由《往复泵设计》表4-4查得

径向力
由表4-6查得

切向力
由表4-5查得

输入扭矩
在坐标z向的投影
在坐标y向的投影
轴前端C点处的载荷（由传动方式造成的附加载荷）
轴前端A点的支反力

轴尾端B点的支反力

支反力在垂直于曲柄中线方向的投影

支反力在平行于曲柄中线方向的投影

在垂直于曲柄中线方向的投影

在平行于曲轴中线方向的投影

在垂直于曲柄中线方向的投影

在垂直于曲拐中线方向的投影

在平行于曲柄中线方向的投影

在平行于曲拐中线方向的投影

在垂直于Ⅰ，Ⅱ曲柄销中线连线方向的投影

在垂直于Ⅰ，Ⅱ曲柄销中线连线方向的投影

由以上公式计算数据列入下表得

2268

-1134

-1134

2443

2443

2443

-48230.4

-48230.4

0
0

-45962.4

-49364.4

-1134
2268

-45962.4

50665.4

-1163
2268

-43519.4

37005

3237
4711

0

37046.7

-851

0

13524.02

-2377.8

-43519.4

-50585.7

-2355.49
4711

0

0

15995
-20542

-6329

44268
32575

-4817

-6329

-10688

17016
20953
-14625

4817

35929

-40745
25802
-30618

15995

-13478

-2516
-20542
4790
15752

44268

-26305

-17963
32575
-20458
-12116

0

0

-37689
4079

-3228

21759
-2355

-1763

21759
-2355

-2355

3.曲轴的校核
由于曲轴是承受交变载荷，其破坏形式多半是由疲劳引起的，因此，在通常的情况下，应按疲劳强度校核。为了简化计算过程，往往把曲轴所受载荷看成是内应力幅等于最大内应力的对称循环载荷，略去应力集中和尺寸系数对计算结果的影响而代之以选用较大的安全系数，这样一来，就可使复杂的疲劳强度校核具有静强度校核的简单形式，即用静强度校核代替疲劳强度校核；由于曲轴上各轴颈与曲柄相接的过度圆角处存在着高度的应力集中，也是曲轴最容易产生疲劳破坏的地方，因此，在类似于这些地方，有是就必须采用包括考虑应力集中系数和尺寸系数在内的疲劳强度校核了。
①.静强度校核
静强度校核的一般式为
两支点三拐曲轴轴颈上各截面应力计算有如下特点：没有轴向()
绕z轴和绕y轴的抗弯断面模数相等且与绕x轴的抗扭断面模数存在这样的关系：上式中因此静强度校核一般式写为

式中——分别是校核截面绕y轴绕z轴的弯矩和绕x轴的扭矩；
——分别是校核截面绕z轴的抗弯断面模数和绕x轴的抗扭断面模数。

=

=

——曲轴材料的对称弯曲疲劳强度，当曲轴材料为45号钢时，；
由以上数据计算得
。
②.疲劳强度校核
对于曲轴上必须考虑应力集中的截面，应校核疲劳强度。对于9点截面，内力大，也有过渡圆角，下面对9点截面计算疲劳强度校核。
疲劳强度校核的一般式为：
校核截面在曲轴旋转一周的过程中绕z轴的最大弯矩、最小弯矩和绕x轴的最大扭矩和最小扭矩：
对于截面9对应的相位是对应相位是
由《往复泵设计》表5-13得
则

则

对应的相位是对应的相位是

则

=

则

由以上计算得

由表5-14得 45号钢

由《往复泵设计》图5-41得
由图5-40得
由《往复泵设计》表5-12得 45号钢
由以上计算数据得

取
把得
截面9的疲劳强度符合要求，此处的截面应力最大，因此其他截面与此相似，符合要求。

六 柱塞的选择及计算
（一）柱塞密封材料、尺寸的选择
由《中国机械设计大典》表26.1-1和表26.4-1选取软填料密封中的积层填料密封，其特点是石棉或帆布涂橡胶后叠合或卷饶加热加压成型，其密封性能好，主要用作往复泵和阀杆的密封，也可用于水压机的柱塞杆密封。
由《中国机械设计大典》表26.4-4。泵类产品选用封液式密封箱。
已知柱塞直径，由《中国机械设计大典》表26.4-5可得
填料截面宽度 由表26.4-6得
因为往复柱塞的压力＞10MPa，所以填料圈数或更多
选
选用有封液环的填料箱，填料箱深度：
填料压盖法兰厚度：
由《中国机械设计大典》表26.4-8可得
压盖螺栓载荷：
（石棉类填料：）
压盖螺栓直径：
（z是螺栓数目，一般为2-4个；为螺杆许用应力，对低碳钢螺栓（性能等级3.6）取20-25MPa，时取高直）
因选用石棉类填料介质，取则

为