往复式喷雾泵站的设计大学本科毕业论文.doc

内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）
往复式喷雾泵站的设计

摘要
喷雾泵站是采煤工作面的重要设备，在减小煤尘与瓦斯的危险和改善工作面的环境上起着重要的作用。喷雾泵站主要应用于采煤机的喷雾除尘，是采煤工作面喷雾系统的主要组成部分。喷雾泵主要由由电动机，减速器，曲轴，连杆，十字头，柱塞，泵体组成。设计的任务主要是对喷雾泵进行结构设计并进行必要的校核。本设计首先介绍了喷雾泵的发展历史、结构和特点，然后根据压力与流量的要求选择电动机和泵的主要参数，进而对减速器，曲柄连杆机构，泵体进行设计并且对各个部件进行强度校核。设计的内容主要有方案的选定，减速器的设计，泵的结构形式的选择，泵体的设计，曲柄连杆机构的设计，十字头的设计等。该喷雾泵结构紧凑，占地面积小，符合采煤工作面的要求。

关键词：喷雾泵； 曲轴； 减速器； 曲柄连杆机构

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Reciprocating pump design

Abstract
Water pump station is an important equipment in the coal face.It plays an important role not only in redusing the danger of dust and gas concentrations but also in improving the environment of the working surface. water pump station is mainly applied in the mist spray and aspirating of coal cutter.It constitutes the vital part of the whole aspirating system of the coal face. water pump is composed of motor, speed reducer ,crankshaft, connecting bar, crosshead, piston, and pump body. Its main task is devised to carry on the design to water pump and make the necessary intensity checking of it. In the first place,this paper introduced development history、the structure and characteristics of water pump. Afterward, it chose the speed of the motor and the main parameters of pump according to the pressure and flux requirement. then designed the speed reducer, connecting rod and pump body,furthermore checked intensity of every part. The main content included the choice of programme, the design of the speed reducer,the pump body, the connecting rod,and the crossheadthe, as well as the selection of the structural style of the pump. The structure is compact ,and the water pump covers small area.It accord with the need of the coalface.

key words: Spray pump; crankshaft; speed reducer; Crank rod system;

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目 录
第一章 绪论 1
1.1 喷雾泵的发展历史 1
1.2 往复泵的主要特点 1
1.3 本设计喷雾泵站的介绍 2
1.3.1 喷雾泵站的组成 2
1.3.2 喷雾泵站的用途 3
1.3.3 喷雾泵站的工作原理 3
第二章 方案的选定 4
2.1 方案的提出 4
2.2 方案的比较与选择 5
第三章 电动机及喷雾泵参数的选择 6
3.1 电动机的选择 6
3.2 喷雾泵的参数选定 6
第四章 减速齿轮的设计 7
第五章 轴的设计 11
第六章 曲轴的设计 15
6.1 曲轴材料的选择 15
6.2 曲轴结构尺寸的确定 15
6.3 曲轴的平衡 17
第七章 连杆及十字头的设计 18
7.1 连杆结构的设计 18
7.2 连杆的尺寸及强度校核 19
7.3 十字头的设计 21
7.3.1 滑履的设计 22
7.3.2 十字头的尺寸确定 23
7.3.3 十字头的校核 24
7.4 轴瓦的设计 25
第八章 液力端的设计 27
8.1 液缸体壁厚确定及强度校核 27
8.2 吸入阀及排出阀的设计 28
8.3 活塞及其密封的设计 29
8.3.1 活塞的设计 29
8.3.2 活塞密封设计 30
第九章 箱体的设计 33
9.1 箱体的设计原则 33
9.2 箱体的作用 33
9.3 箱体材料的选取 34
9.4 箱体型式的选取 34
9.5 箱体的尺寸确定 34
第十章 喷雾泵外的部件 36
10.1 安全阀的选取 36
10.2 溢流阀的选取 36
10.3 蓄能器的选取 36
10.4 液箱及过滤器 38
10.5 压力传感器 39
10.6 变频器 39
第十一章 泵站的安装、操作和维护 40
11.1 泵站的安装 40
11.2 泵站的使用、操作 40
11.3 泵的维护和保养 41
第十二章 泵站在采煤机中的应用 44
参考文献 45
致谢 46

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第一章 绪论
1.1 喷雾泵的发展历史
喷雾泵的结构原理是在1923年由F．W．Krogh提出，他把皮托管的原理推广应用于泵的设计上，故称为皮托泵。第一台利用皮托管原理研制的泵是开式的，有许多缺陷。直到20世纪20年代，人们才研制出了闭式皮托泵。第二次世界大战爆发后，德国和英国为开发火箭和导弹开始研制泵头。随着二战的结束，泵头的研究陷入低谷。直到20世纪60年代，人们发明了封闭转轮和封盖，这二者组成了一个径向的旋转叶轮才使得旋喷泵开始发展起来，并最终形成了当前的基于皮托管原理的旋喷泵模型。此时,众多的行业需要一种可以随意调节流量和在扬程曲线上全范围工作的性能稳定的高压泵。如在食品行业中清理系统就需要这种高压泵，而旋喷泵恰好可以满足这种要求。这种清理系统在食品行业中到处可见，如肉类包装、酿造、水果和蔬菜的罐头加工和饮料加工等。另外在造纸工业、石油化工与炼制以及电站中都需要具有这种工作特性的泵。在此背景下；20世纪60年代的美国出现了喷雾泵的专利，到70年代，Kobe公司生产出了第一台商用喷雾泵，从此喷雾泵开始走向市场，逐渐被人们所接受。此后七、八十年代在国际上出现了一段关于喷雾泵的专利高潮。在国外，喷雾泵已具有比较令人满意的性能。
1.2 往复泵的主要特点
往复泵的主要特点是：
① 效率高而且高效区宽。
② 能达到很高压力，压力变化几乎不影响流量，因而能提供恒定的流量。
③具有自吸能力，可输送液、气混合物，特殊设计的还能输送泥浆、混凝土等。④流量和压力有较大的脉动，特别是单作用泵，由于活塞运动的加速度和液体排出的间断性，脉动更大。通常需要在排出管路上（有时还在吸入管路上）设置空气室使流量比较均匀。采用双作用泵和多缸泵还可显著地改善流量的不均匀性。⑤速度低，尺寸大，结构较离心泵复杂，需要有专门的泵阀，制造成本和安装费用都较高。活塞泵主要用于给水，手动活塞泵是一种应用较广的家庭生活水泵。柱塞泵用于提供高压液源，如的高压水供给，它和活塞泵都可作为石油矿场的钻井泥浆泵、抽油泵。隔膜泵特别适合于输送有剧毒、放射性、腐蚀性的液体、贵重液体和含有磨砾性固体的液体。隔膜泵和柱塞泵还可当作计量泵使用。
1.3 本设计喷雾泵站的介绍
1.3.1 喷雾泵站的组成
喷雾泵站是由三柱塞往复泵、YBK2型隔爆电动机、隔爆兼本安型变频器、本安型压力传感器、安全阀、卸载式溢流阀、蓄能器、过滤器及装在同一基架上的其他元件组成如图1.1所示，是通过变频实现自动调节排出流量、达到排出压力恒定的机电一体化产品。具有结构合理、易安装、易操作、在规定范围内排出压力可自由设定、运行安全可靠等特点。

图 1.1
1.3.2 喷雾泵站的用途
本喷雾泵站是造雾、降尘的一种专用设备。也可以用于抽吸乳化液及其其他不含固体颗粒，化学性质类似与谁的液体。主要适用与煤矿井下喷雾泵和其他需要喷雾降尘的场合。
1.3.3 喷雾泵站的工作原理
电动机经一级正齿轮减速带动三曲拐结构的曲轴旋转，再经连杆、滑块带动柱塞作往复运动，使液体在泵头中经吸、排液阀吸入和排出，从而使电能转换成液压能，输出的高压液供喷雾、灭尘、冷却之用。
泵站液压系统：来自水箱的水经过过滤器，进入喷雾泵。在泵的出液端装有安全阀作为泵的过载保护，另一端接溢流阀。泵增压后的压力液体通过溢流阀内的单向阀，再经高压胶管输往喷雾组件，在单向阀后并联着蓄能器、压力表和压力传感器。喷雾泵主要由曲轴箱、高压钢套、泵头等组件组成。在泵的排液腔一侧装有溢流阀、另一侧装有安全阀。

第二章 方案的选定
2.1 方案的提出
喷雾泵的总体结构是电动机通过减速器进行减速，然后输入到曲轴上，最后通过连杆、十字头把力传到柱塞。现提出以下两种方案：
1.减速器与泵体分开，曲轴采用两支点，如图2.1所示。

1 电动机 2联轴器 3齿轮 4轴承 5曲轴 6连杆 7滑块
图 2.1
2.减速器与泵体设计成一体曲轴采用四支点，如图2.2所示。

1 电动机 2联轴器 3 齿轮 4轴承 5曲轴 6连杆 7滑块
图 2.2
2.2 方案的比较与选择
方案1的减速器是独立的，习惯上称为泵外减速器，由于泵外减速器需要独立箱体，因此占的空间比较大，但是井下尺寸要求比较严格。曲轴结构为两支撑三曲拐结构，曲轴在两支撑的情况下，跨度较大，为了保证曲轴的刚度，必须加大曲轴的直径，同时在三个曲拐处，采用整体的滚动轴承和连杆进行连接， 由于安装的需要导致连杆的大端尺寸也很大，从而使整个动力端的重量很大。并且使得曲轴轴承的承载过大，寿命受到很大影响。因此这种方案不合理。
方案2减速器与泵体设计成一体，这样可以大大的减小泵的尺寸，使结构更加紧凑。将两支撑曲轴改为四支撑曲轴，在齿轮副中间放置一个曲轴的曲拐， 且在连杆与曲轴连接处采用剖分轴承连接，从而减小了曲轴支撑之间的跨度， 提高了曲轴的刚度、改善了曲轴受载情况， 使曲轴受力更加合理化。因此选用这种方案。

第三章 电动机及喷雾泵参数的选择
3.1 电动机的选择
泵的功率 ： PQ 式（3.1）
选取角接触球轴承其效率0.99；弹性联轴器其效率0.99；单级圆柱齿轮0.97；容积效率0.98 。
总效率 ××× 式（3.2）
=
电动机所需功率 式（3.3）
根据工作环境（煤矿井下）选用防爆电动机，即YB系列。
由电动机所需的功率231Kw，选取电动机YB200L—4.电动机的功率P=30Kw，满载转速1470r/min。
用变频器把电源的频率从50Hz变成31.6Hz ，由公式n=60f/p，电动机转速1470转改为930转。即n=930 r/min。
3.2 喷雾泵的参数选定
已知排出压力P=6.3Mpa, 流量200L/min。
查表选取曲轴的转速=517r/min,柱塞行程S=70mm。
活塞直径D的确定：由公式 式（3.4）
得mm
取整D=50mm。
第四章 减速齿轮的设计
1.选定齿轮的类型、等级精度、材料及齿数
1）减速传动比 i== 式（4.1）
根据传动比i=1.80可选取直齿圆柱齿轮。
2）选用7级精度。
3）材料选择：选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS,两者材料硬度相差40HBS。
4）选择小齿轮的齿数=24,则大齿轮齿数=24×1.80=43.2，取整大齿轮齿数为44。
2.按齿面接触强度设计
根据公式进行计算： 式（4.2）
（1）确定公式内的个计算数值
1）使选载荷系数=1.6
2)计算小齿轮传递的转矩
式（4.3）
3）查表选取齿宽系数=1.0
4）查表得材料的弹性影响系数
5）按齿面硬度查表得小齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=600Mpa。
6）计算应力循环次数：
设工作机的工作寿命15年，每年工作300天，两班制。
式（4.4）
式（4.5）
7）由图取接触疲劳寿命系数=0.90, =0.95。
8）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1。
式（4.6）
式（4.7）
（2）计算
1）计算小齿轮的分度圆直径，带入中较小的值。
式（4.8）
2）计算圆周速度
v= 式（4.9）
3) 计算尺宽、模数及齿高。
式（4.10）
式（4.11）
式（4.12）
式（4.13）
4）计算载荷系数
根据v=5.436,7级精度，由图查得动载荷系数=1.16;
直齿轮，;
由表查得使用系数；
用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，；
由10.67，查得=1.3;
故载荷系数 式（4.14）
5）按实际载荷系数校正所算的分度圆直径，
式（4.15）
6）计算模数m
式（4.16）
3.按齿根弯曲强度设计
弯曲强度设计的公式： 式（4.17）
（1） 确定公式内的个计算数值
1） 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲强度极限；
2） 由图查得弯曲疲劳寿命系数,；
3） 计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲了安全系数S=1.4,
式（4.18）
式（4.19）
4） 计算载荷系数K。
式（4.20）
5） 查取齿形系数。
6） 查取应力校正系数。
7） 计算大、小齿轮的并加以比较。
式（4.21）
式（4.22）
通过比较小齿轮的数值大。
（2） 设计计算
=3.32mm 式（4.23）
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度所取的模数3.32，并就近圆整为m=4。
小齿轮齿数 圆整为33。
大齿轮齿数 =33×1.80=59.4 圆整为60。
4.齿轮的几何尺寸
表 4.1 单位：mm

小齿轮
大齿轮
中心距
186
分度圆直径
132
240
齿宽
137
132
齿顶圆直径
140
248
齿根圆直径
122
230

5.齿轮结构
小齿轮直接与轴设计为一体，大齿轮采用腹板式结构。

第五章 轴的设计
1.求轴上的功率、转速n和转矩
= P=30×0.99=29.7Kw 式（5.1）
n=930
式（5.2）
2.求齿轮上的力
小齿轮的分度圆直径132mm,标准齿合角
式（5.3）
式（5.4）
式（5.5）
3.初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢，调质处理，查表取=126,于是得：
式（5.6）
轴的最小直径处安装联轴器，为了使所选的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩,查表得=1.3。
=1.3×3.05×=3.965× 式（5.7）
按照计算转矩应小于公称转矩的条件，查手册选用弹性柱销联轴器，型号为HL8，其公称转矩为710，半联轴器的孔径为45mm,故取=45mm。半联轴器的长度为L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。
由所选的电动机可确定联轴器的另一半，其孔径为55mm，半联轴器的长度为L=112mm，半联轴器与电动机配合的毂孔长度为84mm。
4.轴的结构设计（如图5.1）

图 5.1
1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴Ⅰ-Ⅱ段的右端需制出一轴肩，故取直径=53mm，左端用轴端挡圈定位，轴端挡圈的直径为55mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm，为了保证轴端挡圈只压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ的长度比毂孔长度短一些，取=82mm。
2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承，并根据=53mm，查手册选取角接触球轴承7011C，其尺寸为d×D×B=55mm×90mm×18mm，故取=55mm。
3）轴承端盖的宽度为20mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑剂的要求，取轴承端盖的外断面与联轴器的右断面的距离为30mm，故取=68mm。
4）取齿轮距箱体内壁的距离为16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定轴承位置时应距离箱体内壁一段距离s,取s=8mm，故=24mm。考虑到轴承的安装尺寸取=62mm。
5）由齿轮的结构尺寸可知：=132mm, =137mm。
6）由Ⅲ-Ⅳ段可知=62mm，=24mm。由所选的轴承可知=55mm，=20mm。
至此已经确定了各轴段的直径和长度。
7）轴上零件的周向定位。半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，选用平键为14mm×9mm×70mm,半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
8）查表选取轴端倒角2×，各轴肩的圆角半径为R=2mm。
5.轴的强度校核
首先根据轴的结构图（图5.1）做出轴的计算简图（图5.2），确定轴承的支点的位置，简支梁的轴的支承跨距＋=101.5+101.5=203mm。根据计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图5.2）。
从图5.2中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出截面C的受力列于表5.1。
表5.1
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

按弯妞合成应力校核轴的强度。只校核危险截面C的强度，根据上表的数据，以及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环应变力，取=0.6，轴的计算应力
式（5.8）
前已选定轴的材料为45钢，调质处理。查表得。
因此< ，故轴安全。

图 5.2
第六章 曲轴的设计
6.1 曲轴材料的选择
在选取曲轴材料时需要多方面的考虑具体要求为：具有足够的机械强度和疲劳强度；要有高强度的弯曲疲劳强度；具有高强度的扭转疲劳强度；具有足够的刚度和冲击韧性；具有良好的耐磨性。
由以上要求曲轴选用40Cr，三曲拐的表面经氮化处理，具有足够的强度及抗磨性，使用寿命较长。40Cr是一种最常用的合金调质钢。40Cr用于较重要的调质零件，如在交变载荷下工作的零件 ,中等转速和中等截面的零件；经调质并高频表面淬火后可用于耐磨性和载荷包较高而无很大冲击的零件，如齿轮、轴、主轴、曲轴、心轴、连杆螺钉等。
6.2 曲轴结构尺寸的确定

图 6.1
曲轴的结构如图6.1所示，曲轴为四支点三曲拐的曲柄连杆机构，在前后的主轴颈上设一对轴承，在两个圆形曲拐上设一对轴承。三曲拐的曲柄间的角度为。
1）根据大齿轮的结构尺寸可以确定曲轴段=40mm，由齿轮的宽度、齿轮距内壁的距离和所选的轴承宽度可知=170mm。故在主轴上的轴承选取角接触球轴承，其型号为7008C，尺寸为40mm×68mm×15mm。
2)连杆轴颈的确定：
根据经验公式，连杆轴颈 =（0.65～0.70）D 式（6.1）
=（0.65～0.70）×50=32.5～35
故取 =35mm
连杆轴颈的长度 =(0.60～0.75) 式（6.2）
=(0.65～0.75)×35=21.75～26.25
故取 =22mm
3）根据轴承的安装尺寸可以确定=47mm,综合整体曲轴的尺寸确定=25mm。
4）曲柄段的尺寸:
根据经验公式，曲柄的直径=1.15D 式（6.3）
=1.15×50=57.5mm
故取=55mm
曲柄的厚度=0.25D 式（6.4）
=0.25×50=12.5mm
考虑综合因素取=15mm
曲柄台肩要精加工，考虑轴颈的强度问题，台肩定位1.5mm。
5）根据活塞之间的距离可以确定=64mm,由3段可知=55mm。由此选取曲轴中间的轴承为角接触球轴承，其型号为7010C，尺寸为55mm×90mm×18mm。由轴承的安装尺寸确定=62mm，=8mm。
6）至此可知其他轴段的尺寸:
=35mm =22mm =62mm =8mm
=55mm =64mm =35mm =22mm
=55mm =15mm =47mm =25mm
=40mm =17mm
7)轴上零件的周向定位:齿轮与曲轴的周向定位采用平键连接，选用平键为12mm×8mm×100mm,公差配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
8）查表选取轴端倒角1.6×，各轴肩的圆角半径为R=1.6mm。
9）油孔直径：根据经验公式d=0.08×40=5mm。连杆轴颈在一圈内供油角度为，油孔出口位置在曲拐平面运转前方的处。
6.3 曲轴的平衡
曲轴在工作过程中会产生旋转惯性力和往复惯性力，其大小和方向都是周期性的变化，对惯性力进行适当的平衡是十分必要的。
曲轴的静平衡是指曲轴在旋转时离心力的合力为零，即其质心位于旋转轴上。理论上曲轴可以设计成静平衡，但是由于制造时的误差会产生不平衡，因此必需对曲轴进行静平衡试验，通过试验让曲轴平衡。
曲轴是动平衡试验可以实现静平衡，但其旋转质量不一定在同一个旋转平面内，因此会产生惯性力矩，引起曲轴振动。故设计中必需保证曲轴是动平衡，而动平衡的曲轴必须是静平衡。

第七章 连杆及十字头的设计
7.1 连杆结构的设计
连杆材料选用球墨铸铁，具有足够的强度。
连杆是传动端曲柄连杆机构中连接曲轴和十字头的部件，连杆运动是一平面运动，可以把连杆运动看成沿活塞中心线的移动和绕十字头摆动的两种简单运动的合成。连杆与曲轴一端相连的为大头，与十字头一端相连的一端为小头。
连杆结构如图7.1所示，连杆由连杆体、连杆盖、连杆螺栓以及连杆螺母等组成。
杆体中央沿杆中线钻有油孔，把由曲轴孔进入连杆大头的润滑油引入小头，实现强迫润滑。
连杆大头采用剖分式结构，即连杆大头由连杆盖和连杆体所组成并用连杆螺栓结成一体，连杆螺栓承受交变载荷，螺母下加止动弹簧垫圈。

图 7.1
连杆小头制成整体式，小头形状为圆形，小头与十字头的连接方式为销连接，小头内孔压有衬套。
连杆的结构设计要求：
1）连杆应具有足够的刚度和强度，工作时不至于断裂或弯曲变形；
2）大、小头结构合理，适应装配由足够的承载能力；
3）在满足上述条件下，应尽可能选取合理的外形、截面尺寸、重量，即可减少运动负荷有利于加工制造和拆装。
7.2 连杆的尺寸及强度校核
1）连杆的长度：连杆的长度是指大头和小头孔的中心距。
根据经验公式 式（7.1）
=175mm
故取L=170mm
2）连杆的宽度：为了便于加工，连杆的大头和小头的宽度相同。
根据经验公式 B=(0.88～0.96)b 式（7.2）
=（0.88～0.96）×22=19.36～21.12
故取B=21mm
3)连杆大头：由曲柄轴颈的直径确定大头内径为40mm,由大头的壁厚S=6mm,确定外径为52mm，连杆大头与杆身以圆弧R5过渡。
4）连杆小头：选取直径为16mm十字头销，可定小头的内径为19mm,小头壁厚为4mm,则外径为27mm。连杆小头与杆身中心线成的两个Ø6的孔，用来收集飞溅的油滴以润滑衬套。
5）杆身：杆身采用由小头向大头逐渐增大的变截面结构，如图7.2所示。其截面尺寸是：H×B×b。
距小头中心20mm的截面尺寸为20mm×21mm×5mm，距大头中心30mm的截面尺寸为40mm×21mm×5mm。

图 7.2
杆身最小截面积 A=H·B－(B-b)(H-2S) 式（7.3）
=20×21-（21-5）（20-2×5）=260
6）连杆的强度校核：杆体与小头连接的过渡截面为最小截面，其为最大应力。
式（7.4）
式中：P为最大连杆力，P=1240N
A为最小截面积，
为材料的许用应力，取为80～100Mpa。
=Mpa≤80Mpa
所以强度符合要求。
7）连杆螺栓计算：
取两螺栓的中心距L=61mm。
连杆螺栓的螺纹外径 式（7.5）
式中：P为最大的活塞力，
K作用力和作用数有关的系数，按表取K=1.2。
连杆螺栓预紧力 式（7.6）
连杆螺栓的强度校核：静强度按拉伸和剪切联合作用校核。
式（7.7）
式中：为螺栓材料的屈服强度极限
为轴向载荷作用下的拉应力

为旋转螺母式扭矩造成的切应力
轴向力 式（7.8）
式（7.9）
式（7.10）
式（7.11）
式（7.12）
由表查得螺栓的屈服极限为784 ，
式（7.13）
为许用应力。故螺栓安全。
7.3 十字头的设计
十字头在其滑道里做直线往复运动，具有导向作用。通过十字头把作摇摆运动的连杆和作往复运动的活塞以铰链形式连接起来，并起着传递力的作用。连杆小头与十字头之间用十字销来连接。十字头与滑履的连接采用整体式。十字头与活塞通过中间连杆连接，便于拆装，连接方式为刚性连接。
十字头的材料选取铸铁。
十字头的设计要求：
1）导向性能好，工作表面应具有良好的耐磨性和承载能力；
2）在满足刚度和强度的条件下，重量应尽可能的轻；
3）结构简单，与活塞、连杆小头连接牢靠，便于拆装和维修。
7.3.1 滑履的设计
1）滑履直径D的确定
确定滑履直径时应考虑下列因素：
（1）活塞里较大的泵，十字头工作面的正压力也相应的较大，直径应取较大值，反之则取小值；
（2）为了防止连杆摆动时与滑道或十字头相碰，应取叫大的直径；
（3）为了减少往复运动的质量和拆装方便（例如十字头能从泵的传动端拆装）直径应尽可能的取小值。
根据以下经验公式确定滑履直径：
式（7.14）
由于活塞的直径为50mm，考虑到装配关系，取滑履直径D为60mm。
2）滑履长度的确定
滑履的长度由以下经验公式确定：
式（7.15）
由整体的运动最终确定为L=120mm。
3）滑履的厚度t
滑履厚度一般取3～5mm，在此处取t=5mm。
4）滑履或十字头的工作表面，一般应开设油槽。油槽应开在工作表面的中间，勿使油槽与端面和侧面贯通，如果贯通，就会加速油的泄露，降低润滑效果和承载能力。
5）滑履与滑道的间隙可通过选择适当的配合来保证，一般可取H7/e9。
7.3.2 十字头的尺寸确定
十字头的结构如图7.3所示，

图 7.3
1）十字头销空壁的厚度s
由以下经验公式可却定s：
式（7.16）
2）十字头销的设计
十字头销是销连接十字头和连杆小头的连接件。它与小头衬套接触并承受交变载荷，因此必需有足够的强度和刚度，工作表面应具有较高的硬度，在工作时变形小而耐磨性好，故选用原圆柱形的十字头销。
十字头的润滑，润滑油由连杆大头经杆体中心油孔连杆小头衬套引入销结构，此结构简单，容易制造，使用最为方便。
十字头销的直径可按下列经验公式计算，
式（7.17）
综合考虑取d=16mm。
3）十字头与活塞的连接选用M12螺纹。
7.3.3 十字头的校核
1）十字头滑履的比压校核
式（7.18）
符合要求。
2）十字头销与连杆小头衬套的比压校核
式（7.19）
符合要求。
3）十字头销的强度校核
校核十字头强度时，如图7.4可把十字头销看作是两端自由支承在销孔座接触部位中点的简支梁，在连杆小头衬套宽度作用内均匀受力，在销的中间截面1—1由最大弯应力，在截面2—2处产生剪切力。

图 7.4
中间截面1—1处的弯应力校核：
式（7.20）
=
符合要求。
截面2—2处的剪切力校核：