機器人筑砌磚墻專用泥漿泵設計【三維PROE】【11張cad圖紙+說明書完整資料】

喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 溫州大學甌江學院 WENZHOU UNIVERSITY OUJIANG COLLEGE 本科畢業(yè)設計 題 目 機器人筑砌磚墻專用泥漿泵設計 專　業(yè) 機械工程及其自動化 班　級 學生姓名 學　號 指導教師 職 稱 溫州大學甌江學院教務部制 29 摘 要 通過對國內外泥漿泵現狀的分析，闡述了泥漿泵的發(fā)展方向，以及研制筑砌磚墻泥漿泵過程中應采用的新工藝、新方法和新技術，并展望了輕便泥漿泵的廣闊前景。 本文對泥漿泵進行詳細的結構設計與分析，重點是對泥漿泵的動力端進行設計與計算。通過本文我們首先認識了解了泥漿泵總體結構和工作原理，從而引出當前結構不合理問題，然后主要以沖程短、泵壓偏低為出發(fā)點,根據泥漿泵的工作原理,經對有關部分進行分析、計算, 對泥漿泵進行結構設計，以滿足現代泥漿泵的工藝。 關鍵詞：泥漿泵；動力端；工藝；工作原理 ABSTRACT Through analyzing the state of mud pump all over the world, this thesis elaborates the developing direction of mud pump, and analyzes the new method and technology of manufacturing the portable mud pump. Moreover, this thesis forecasts the broad prospects of the portable mud pump. This thesis analyzes the overall structure of mud pump, and designs the power system. In this thesis, the overall structure and the operating principle of mud pump can be firstly understood. Accordingly, this thesis raises the irrational structure of mud pump. Aim at the short stroke of punch and low pump pressure, this thesis analyzes and computes the structure of power system at the basis of the operating principle of mud pump, to meet the drilling technology of the modern mud pump. Key Words: Mud Pump; Power system; Drilling technology; Operating principle 目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 1前 言 1 1.1課題的背景及研究意義 1 1.2 泥漿泵的現狀與趨勢分析 1 1.2.1我國泥漿泵的現狀 1 1.2.2國外泥漿泵現狀 1 1.2.3泥漿泵的發(fā)展趨勢 2 2 泥漿泵結構設計 3 2.1 動力結構 3 2.1.1 有曲柄軸的結構 3 2.1.2 有偏心輪的結構 3 2.2 動力端軸承的選用和壽命計算 4 2.2.1主動軸和被動軸軸承的選用 4 2.2.2連桿兩端軸承的選用 5 2.2.3泵軸承壽命計算 6 2.3 連桿、十字頭和導板 9 2.4泵內齒輪 10 2.4.1傳動齒輪的設計 12 2.4.2 被動軸軸的設計 17 2.5傳動端的密封和潤滑裝置 19 2.6 泥漿泵的主要作用及工作機構 22 2.7 泥漿泵泵殼的總體方案結構設計 22 3 典型零件的工藝設計 24 3.1零件的形狀 24 3.2零件的工藝分析 24 3.3 制定工藝路線 25 3.4 選擇加工設備和工藝裝備 26 4 總 結 27 參考文獻 28 致謝 29 1前 言 1.1課題的背景及研究意義 隨著改革開放的深入及中國加入世貿組織，我國石油隊伍“充分利用國內外兩種資源、兩個市場”，實施走出去的戰(zhàn)略，進入國際市場，為了滿足參與國際市場的需要，中石油、中石化都在不斷加大設備的投入，同時加快老機的更新改造和新型輕便機研制步伐，隨著國際市場對泵的需求增大，使得泵的供求矛盾更加突出，各類型泵的缺口每年達200臺左右。 泥漿泵的主要作用是利用沖洗液（統(tǒng)稱泥漿）使井筒內外的循環(huán)，沖洗井底，冷卻鉆頭，并把巖屑攜帶到地面。在采用井下水力鉆具（如渦輪鉆具或螺桿鉆具）時，利用沖洗液傳遞能量，推動井下水力鉆具旋轉。采用噴射式鉆頭，由鉆頭水眼噴射出高速沖洗液，有利于破碎巖層，提高速度。為了實現高壓噴射，對泥漿泵提出了更高的要求，使用好、保養(yǎng)好泥漿泵的各部分，延長各個易損件的工作壽命，保證泥漿泵優(yōu)良的技術狀況，也是很重要的。 1.2 泥漿泵的現狀與趨勢分析 1.2.1我國泥漿泵的現狀 國內生產泵的企業(yè)主要有:寶雞石油機械廠、蘭州石油機械廠等，但由于各自產品為多年前開發(fā)，結構不盡合理，難以滿足現代工藝要求。目前 ，三缸單作用往復式泵存在以下主要問題。 (1) 泵質量大，難以適應現代輕便鉆機的要求，制約著鉆機的移運性。 (2) 沖程短，沖次高泵在不適合的沖次范圍內工作，致使液力端壽命短。 (3 )泵壓偏低，不能完全滿足現代工藝的需要。 (4) 結構不合理，部分強度冗余，部分剛度不足，可靠性低，難以滿足鉆機高可靠性要求。 (5) 缸套壽命短，難以滿足鉆機高效率要求。 1.2.2國外泥漿泵現狀 俄羅斯三缸單作用泵的結構特點：俄羅斯三缸泵的液力端，閥箱采用I形直通式和L形，閥箱的吸入閥和排出閥不是分體結構，而是一體式液力模塊。L形閥箱又有吸入閥在前、排出閥在后的常規(guī)型和吸入閥在后、排出閥在前的變L形結構。 美國泵大量采用三缸單作用泵，其結構特點：泵的液力端、閥箱采用L型，閥箱的吸入閥和排出閥為分體結構，吸入閥采用螺紋壓緊，其殼體與閥箱螺紋連接，球形吸入空氣包。泵機座多為焊接結構，小齒輪用鍵固定在傳動軸上，大齒輪套安裝在曲軸上。曲軸采用直軸與偏心輪一起鑄造的結構。 總的來說，國外三缸泵易損件的使用壽命較低。與先進水平相比，尚有不小差距。然而，由于其三缸泵多數運轉速度較小(如額定速度為135r/min的泵，經常以70-80r/min運轉)，而且傳動可以調速，因此，泵的功效發(fā)揮較好。 1.2.3泥漿泵的發(fā)展趨勢 隨著工藝技術，特別是高壓噴射、近平衡、叢式定向井、水平井等新工藝、新技術的發(fā)展，泵進一步向大功率、大排量和高泵壓方向推進，作為鉆機“心臟”的泵，其性能水平和使用壽命同速率和生產成本有著直接關系，同時其工作條件又十分惡劣，工況也異常復雜，因此，對泵工作的可靠性和安全的要求也越來越高。 多年來的實踐證實，只有臥式活塞泵能滿足工藝要求，使用的活塞泵傳動功率由300kW到2000kW，最大排量8-50L/s，最小排量下的最高壓力為9-40MPa。從排量的均衡性，對不同結構泵排量的不均勻度進行分析。結果表明，曲柄錯角120°的三缸泵比其他曲柄錯角的多缸泵都有利;三缸以上的泵由于結構復雜，維修困難和易磨損而難以廣泛應用。近年相繼開始研制出5缸、7缸斜盤型軸向柱塞泵、雙缸單作用液壓泵等新型泵，但由于維修不便及使用壽命等因素限制了其推廣應用。所以目前國內外泵的主要形式仍為三缸單作用往復泵。 2 泥漿泵結構設計 2.1 動力結構 動力端主要包括：主軸、被動軸、齒輪副、連桿、十字頭和中間拉桿等幾部分。泥漿泵動力端又因其主軸對連桿相互位置的不同而分為兩大類：有曲柄軸的結構和有偏心輪結構。 2.1.1 有曲柄軸的結構 在此結構中，曲柄軸上使用鍵裝著可拆卸的曲柄。人字齒或斜齒的圓柱齒輪副，位于兩主軸承之間。連桿大頭尺寸較小，便于檢修。這種結構比較堅固，但存在的缺點是：由于齒輪和曲柄銷之間，要裝兩幅軸承和曲柄夾板，致使兩個液缸中心距增大，從而增加了泵的寬度和重量；換主軸承時，須先拆曲軸。NB1-470泵采用這種結構，如圖3.1所示。 圖3.1泵示意圖 2.1.2 有偏心輪的結構 在這種結構中，連桿是由主軸上的偏心輪帶動的。這種結構使液缸中心距縮小到最小，因此大大減少了泵的寬度和重量；主軸承上的負荷也較第一種結構小。這種結構的強度最好，工作可靠，維修方便，但制造較復雜，而且需要大直徑的滾動軸承。但隨著大直徑滾動軸承的解決，這一結構得到了非常廣泛的應用。本文設計的泥漿泵就是采用這種結構。 2.2 動力端軸承的選用和壽命計算 查閱資料，確定泥漿泵動力端的總體結構，進行運動和動力計算。結構如圖3.2所示： 圖3.2 泥漿泵動力的總體結構 2.2.1主動軸和被動軸軸承的選用 各個廠生產的三缸泵動力端中，主動軸、減速齒輪、被動軸、連桿和十字頭等的布置都是相似的。但是，要注意軸承的選用。泥漿泵動力端內的軸承全部都是滾子軸承，對兩根軸的支撐軸承，目前絕大多數生產廠是選用短圓柱滾子軸承作為主動軸的支承；選用調心滾子軸承作為曲軸的支承，這種設計是合理的，使用中問題較少。主動軸的短圓柱滾子軸承較易實現軸向移動，有利于人字齒輪的均勻嚙合；被動軸的調心軸承承載能力高、耐沖擊。國民公司的三缸泵，其主動軸選用調心軸承，使用表明，這種軸承組合不盡合理，因為調心軸承在軸向不能游動，人字齒輪常發(fā)生偏磨；，礦場維護困難。表3.1是幾種泵選用軸承的類型和尺寸。 表3.1 泵選用軸承的類型和尺寸 泵 型 號 類 型 內 徑 外 徑 寬 度 動負荷能力 主動軸軸承 10-P-130 FA-1300 調心 短圓滾子 短圓滾子 220 220 220 370 350 460 120 98.4 145 - 1246 1450 被動軸軸承 10-P-130 FA-1300 雙列錐滾 調心滾子 調心滾子 368.75 300 300 522 500 500 216 160 160 3382 2273 1726 泵被動軸和主動軸的軸承承載受較重和帶有沖擊的負荷，故軸與軸承內圈的配合易選得緊些，一般選用m6配合。軸承套和軸套的配合可選H7或M7. 2.2.2連桿兩端軸承的選用 連桿大端都選用大直徑的短圓柱滾子軸承。連桿小端則有兩種設計。多數泵采用圖3.3所示的設計，十字頭銷固定在十字頭上，連桿小端通過一個雙列長圓柱滾子軸承在銷上擺動。我國和羅馬尼亞的部分泵采用圖3.4的設計，連桿小端與銷的中段用鍵固定在一起，銷的兩端通過一對短圓柱滾子軸承裝在十字頭體的兩側上。 1.下導板座 2.下導板 3.十字頭體 4.十字頭銷 5.雙列長圓柱滾子軸承 6.連桿小端 7.上導板 8.上導板座 9.移動潤滑油管 圖2.3連桿小端與十字頭的聯(lián)接 1.連桿小端2.鍵3.十字頭4.介桿5.十字頭銷 圖3.4連桿小端與十字頭的裝配關系 部分國產泵的連桿大端的軸承在使用不久后出現所謂“跑圈”現象，即軸承內外圈的配合松動，發(fā)生滑動。其主要原因是配合選擇不當。連桿大端軸承承受很重的脈動變載荷。而其內、外圈都是薄壁套圈。若仍選取與小直徑軸承相同的配合公差，計算和實際使用都表明是不恰當的，尤其是內圈和偏心軸頸不能抱緊；即使剛裝上去時能抱緊，在脈動的重載荷下工作一段時間后，由于薄壁內圈的變形，配合也會松動。 即與軸承內圈結合的偏心軸頸應選用r7配合，與軸套結合的連桿大端內孔應選用N7配合。并在裝配后加壓板使內外圈軸向固定。裝配后，連桿大端軸承的徑向游隙以在0.06-0.16mm之間為宜。按使用經驗，裝配后的徑向游隙愈小愈好，可以至零。但我國的軸承精度較低，泵工作時油溫較高，游隙不宜過小。 2.2.3泵軸承壽命計算 泵滾動軸承的正常失效原因有兩種，即軸承滾動體表面疲勞破壞和滾動體表面磨損。在密封和潤滑條件良好的情況下，失效形式是疲勞剝落；反之則是因滾動表面磨損到一定程度后軸承游隙過大而失效。以磨損失效的軸承壽命要短于因疲勞失效的軸承壽命。在我國礦場，以磨損破壞居多。造成軸承磨損的主要因素有： （1）軸承滾子和跑道間潤滑不足而造成粘著磨損； （2）軸中雜物和塵埃，特別是齒輪表面剝落的金屬磨屑使軸承滾動面發(fā)生磨料磨損； （3）混入潤滑油中的水分和其它腐蝕液使?jié)L動體表面銹濁而剝落。 目前還沒有滾動軸承磨損壽命計算的可靠方法，只有個別軸承廠提出的估算方法。但以疲勞破壞為條件的滾動軸承壽命計算則早已獲得公認，并應用了可靠性的設計方法。滾子軸承的額定壽命 （3.1） 式中 -----可靠度為90%的軸承的額定的疲勞壽命，也稱B-10壽命。按軸承設計的習慣，此處的單位為h（小時）； -----所選軸承的額定動載荷。 -----軸承所受的動負荷。如果工作過程中負荷是變化的，則應求得平均當量動負荷； -----附加負荷系數。在泵軸承計算中，對傳動軸承，因皮帶或鏈條傳動引起的附加負荷較大，取=1.8；對其它軸承，取=1.2. 設計泵時，被動軸、主動軸和連桿兩端軸承的選用基本上決定于這些零件的結構尺寸。一般，主動軸和連桿上滾子軸承可有足夠高，即30000h以上的B-10壽命。但被動軸軸承的壽命可能較低，有時需要適當加大軸頸尺寸或選用較寬系列的軸承。 計算被動軸軸承的壽命。設泵為正轉。先求平均當量動負荷P，即左、右軸承支反力、的平均當量動負荷、中的大者。 （3.2）式中 在泵的每一次沖擊中，對應于間隔為每一次曲軸轉角的值。 同理， （3.3） 、在一沖中的變化如圖3.5所示。由式（3.2）和式（3.3）算得=538KN,=528KN,故==538KN. a.左軸承支反力 b.右軸承支反力 圖 3.5 某N=1180kw的三缸泵的曲軸軸承支反力 當然，計算軸承的平均當量動負荷時也可適當將被動軸轉角間隔加大，例如，加大到6°，同時將式（3.2）和式（3.3）中的360換為60。由上圖可以看出，被動軸軸承支反力是每60°一階躍，故當手算時可將計算間隔加大到60°，一沖中取6點反力值而求其均3.3次方根值，結果也是令人滿意的。 被動軸軸承的轉數可代之以泵的額定沖次數或實際常用工作沖次數，視實際情況而定。在本例計算中，取=90r/min。 根據軸的初定尺寸，選取3660調心滾子軸承為被動軸軸承。它的內徑為300mm，外徑620mm，寬度為185mm，額定動負荷=2860KN. 于是，本例中曲軸軸承的B-10壽命為： =25000 h 根據滾動軸承疲勞壽命可靠性的研究，軸承失效概率近似地服從二參數威布爾分布。對所選軸承，如果工作時有理想的潤滑和密封條件，則壽命不足25000h的占10%，壽命在25000h至100000h的占50%，其余40%的壽命則高于100000h。按泵每年工作3000h計算，軸承壽命為25000h時可工作8年，壽命為100000h時可工作33年。但在野外工作的泵的實際潤滑和密封條件或多或少總有不利因素，部分軸承是因磨損而失效的，壽命達不到那么高。美國泵軸承平均壽命可達10年至15年。 2.3 連桿、十字頭和導板 圖2.6是常見的三缸泵連桿設計。連桿有兩種方法制造：一種是鑄造的，另一種是用厚鋼板做毛坯。這兩種連桿的大、小端都是封閉環(huán)。大小端之間的部分稱為桿身。大、小端的中心距稱為連桿長度，與λ值有關；而大、小端的直徑決定于軸承的選用，故泵連桿的尺寸基本上決定于結構設計。 實際使用中尚未發(fā)現連桿因強度不夠或失穩(wěn)而破壞的情況。三缸泵連桿的桿身在排出沖程時應校核它的疲勞強度。在一些文獻中給出了以材料力學連桿計算公式為基礎的大、小端環(huán)部應力計算公式。但是，應力測試和有限元法計算結果都指出，因桿身和大、小端的過渡處有應力集中，此處的應力最高。根據有限元法的初步計算結果，三缸泵連桿上危險點的疲勞安全系數可達3以上。連桿在加工后應進行超聲波探傷。 圖2.6 材料為ZG35CrMo三缸泵的連桿 圖2.7為型泵的十字頭體。從工藝的角度看，十字頭和導板這兩個零件的毛坯只能是鑄件。而鑄鐵的減摩性、抗磨性和承受壓力的特點也正好和這兩個零件的受力特點相吻合。導板的材料一般選用牌號為HT200、HT250的灰鑄鐵。十字頭體與介桿聯(lián)結的螺紋處需要一定的強度，故十字頭一般選用QT600-2、QT500-5球墨鑄鐵或KTZ550-04可鍛鑄鐵，也有選用35CrMo鑄鋼的。 對大功率泵，還可考慮在十字頭體上鑲滑板，以免十字頭體這一大件以外損傷報廢?；宓牟牧蠟榍嚆~或灰鑄鐵。 裝配時，在導板下加墊片，以調整十字頭和導板間的間隙。若使十字頭座在下導板上，上導板與十字頭的間隙應為0.25-0.4mm。 圖2.7 型泵的十字頭 2.4泵內齒輪 為了獲得所需要的泵沖次，泵傳動端內有一對減速齒輪。速比多數為2.5-5，在三缸泵中，除美國油井公司一家采用斜齒輪外，國內外其它泵均采用人字齒輪。油井公司斜齒輪的節(jié)圓螺旋角為7°30’，一般泵內人字齒輪的螺旋角為25°～33°。 前面已指出，泵內齒輪的工作條件比較惡劣；齒輪所在軸是兩端簡支的長軸，齒輪位置遠離支軸承；潤滑油很難保持無污染；焊接泵殼的剛性也較差。在這種工作條件下，泵內齒輪的正常失效方式是磨損。國外三缸泵齒輪的磨損壽命約為10年。但實際上三缸泵面接觸疲勞破壞（點蝕）現象也很普遍，有一定數量的泵內齒輪在運行2年左右即因點蝕發(fā)展，齒面大面積剝落而失效。 在API Spec7中規(guī)定需對泵的齒面接觸強度進行計算，計算公式為： （3.4） 式中 -----齒面接觸強度允許的泵輸入功率； -----齒寬系數。 -----功率系數。當泵的額定功率N≥1000hp時，=1.4；當N<1000hp，=1.6-（N/5000）; -----決定于齒面硬度和齒輪傳動比的系數。 ----決定于小齒輪轉速和節(jié)圓直徑的系數。 其中由下式計算： （3.5） 式中 -----小齒輪節(jié)圓直徑； -----小齒輪轉速（r/min）； （3.6） 在API Spec7中沒有給出泵齒輪的齒根彎曲強度計算公式。在設計時應根據其它標準校核齒根強度。實踐證明，對額定功率為 1180kw和 96OkW 的三缸泵齒輪，取法向模數=10mm，對740kw和59Okw的三缸泵齒輪，取法向模數=8mm可有足夠的齒根強度。 多年來的實踐經驗還指出，除潤滑條件外，齒面硬度和加工、裝配精度對齒輪壽命的影響最大。 近年來，我國制造廠應用實體滾切中硬齒面齒輪的新工藝將大、小齒輪的硬度范圍分別提高到289～321HB和341～385HB。從初步使用的情況來看，對防止齒輪表面?？拥纳苫虬l(fā)展是有效的。 泵齒輪精度等級為8-7-7或8-8-7，即齒輪運動準確性指標為8級，運動平穩(wěn)性指標為7級或8級，齒面載荷分布均勻性指標為7級。 為改善泵內齒輪的嚙合性能，還可采用變位齒輪設計。如果變位設計的目的是為改善齒輪的強度和磨損，則對斜齒輪不宜采用角度變位（即兩街輪變位系數之和不為零的變位設計），因為這會使嚙合接觸線縮短而降低承載能力。采用高度變位（兩齒輪變位系數之和為零）可以降低齒面嚙合的滑動系數的最大值，提高傳動效率；減緩齒面的磨損和點蝕；同時重迭系數降低很少，具有較滿意的綜合效果，適用于象泵齒輪這樣的傳動比較大的人字齒輪傳動。建議設計時用齒條型刀具加工的外齒輪的線圖選擇變位系數。當傳動比小于等于3時，大、小齒的變位系數分別取-0.33 和0.33，當傳動比大于3時，分別取-0.4和0.4。 泵齒輪精度等級不算高，但承受變動的和帶有沖擊的載荷。因此對齒形修形將對改善傳功的平穩(wěn)性和避免齒面拉傷等產生明顯的效果。一般只對齒頂部分修形，修形量0.1-0.2mm，修形高度為法向模數之半，即0.5。見圖3.8。 圖3.8 齒形修形量 2.4.1傳動齒輪的設計 1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 這里選用人字齒圓柱齒輪傳動。泥漿泵傳動速度不高，故選用7級精度。選擇小齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為280HBS。選擇小齒輪齒數,大齒輪齒數，。初步選定螺旋角 =30°。 2.按齒面接觸強度設計 齒輪分度圓的直徑公式如下式所示： （3.7） （1） 確定公式內的各計算數值 1）試選載荷系數：=1.6； 2）計算小齒輪傳遞的轉矩 ； 3）齒寬系數：； 4) 選取區(qū)域系數：=2.433； 5）查得=0.78 ， =0.87，則=+=1.65； 6）材料的彈性影響系數：； 7）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限； 8）計算應力循環(huán)次數 ； ； 9）接觸疲勞壽命系數 ； ； 10）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數S=1，得： ； ； （2）計算齒輪分度圓的直徑 1） 試用公式（2.7）算小齒輪分度圓直徑；代入中較小的值 mm=348.3mm； 2） 計算圓周速度V ； 3） 計算齒寬b ； 4） 計算齒寬與齒高之比b/h 模數 =9.65； 齒高 ； ； 5） 計算載荷系數 根據，7級精度，查得動載系數；人字齒輪，假設＜。查得；查得使用系數；查得7級精度、小齒輪懸臂布置時， 3b=1.24 由，，查得；故載荷系數： ； 6）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑得： ； 7） 計算模數：。 3.按齒根彎曲強度設計 彎曲強度設計公式為 （3.8） （1）確定公式內的各計算數值 1）查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限； 大齒輪的彎曲疲勞強度極限； 2）查得彎曲疲勞壽命系數；； 3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，得： ； ； 4）計算載荷系數K 5）查取齒形系數 ； 6）查取應力校正系數 ； 7）計算大、小齒輪的并加以比較 小齒輪的數值大。 （2）齒根彎曲強度的設計計算 由公式(3.8)得： 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數9.01并就近圓整為標準值。 按接觸強度算得的分度圓直徑； 算出小齒輪齒數；大齒數。 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到了結構緊湊，避免浪費。 4.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 ； （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 取 ； 。 5．驗算 ； ，合適。 6．齒輪結構設計及繪制零件圖 （1）通過前面的大量設計計算，我們可以算得大小齒輪的結構參數如表3.2所示。 表3.2大小齒輪結構參數 小齒輪Z1 大齒輪Z2 模數 10 壓力角 20 齒定高系數 1 中心距 815±0.1 頂隙系數 0.25 齒數 35 128 分度圓直徑 350 1280 基圓直徑 328.88 1202.76 齒頂圓直徑 370 1353.14 齒根圓直徑 325 1188.57 齒頂高 10 10 齒根高 12.5 12.5 齒全高 22.5 22.5 齒厚 15.7 15.7 （2）大齒輪的結構設計 由于大齒輪需要安裝在軸上，通過與小齒輪的嚙合，使步進電機產生的動力傳遞到傳動軸上。而大齒輪與輪軸的軸向定位則需采用鍵連接。鍵的選擇在下面的軸的設計中有說明。 2.4.2 被動軸軸的設計 1．求輸出軸上功率、轉速和轉矩 若取每級齒輪傳動的效率，則 2．求作用在齒輪上的力 已知大齒輪直徑得∶ 圓周力、徑向力的方向如圖3.9所示∶ 圖3.9傳動軸的受力圖 3．初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為40Cr鋼，調質處理。查表取，按下式初步估算軸的最小直徑，于是得∶ 4.通過上面的計算，可以設計出傳動軸的結構如圖2.10所示。 圖3.10被動軸的結構設計圖 5．確定軸的各段直徑和長度 （1）為了滿足軸向定位要求，且滿足前支座與軸的間隙配合，通過前面的計算I-II軸段直徑選為最小直徑300mm。 （2）由上面取得安裝齒輪處軸段II-III的直徑為325㎜。已知齒輪的輪轂寬度為310㎜，故采用II-III軸段的長度為325㎜。齒輪的左、右端均采用套筒定位，套筒高度h﹥0.07d,取h=24㎜,則軸環(huán)處的直徑為350㎜。此時便可滿足齒輪的軸向固定要求。 （3）齒輪與軸和偏心輪與軸的軸向定位均采用平鍵連接。按照齒輪與軸的直徑由手冊查表得平鍵截面b×h=70㎜×36㎜(GB/T1095-1979)。鍵槽用鍵槽銑加工，長為303㎜同時為了保證齒輪與軸和前輪與軸的配合有良好的對中性，故選擇輪轂與軸的配合為H7/h6.支座與軸的軸向定位是采用間隙配合來保證。 （4）主動軸與此軸上的齒輪相嚙合時，可看作是減速傳動機構，帶動被動軸的轉動。 2.5傳動端的密封和潤滑裝置 傳動端的密封和潤滑裝置的可靠性對傳動端零部件的壽命有著重大的意義， a）1.油封 2.張緊簧 3.卡簧 4.介桿b） 1.油封 2.隔環(huán) 3.壓板 4.介桿 c）1.隔板 2.浮動式泊油盒 3.黃油嘴 4.泥漿擋板 5.油封 6.隔環(huán) 7.介桿 圖3.11 幾種介桿密封裝置 泵介桿密封是一個關鍵的密封部位。而且它是往復式動密封，技術難度較高。如果介桿密封不可靠，液力端泄露的泥漿就會通過它進入傳動端而污染潤滑油。泥漿中含有固體顆粒，有時還可能含有高硬度的石英砂等，這對傳動端內的各摩擦副是致命的。 某些泵的介桿密封設計較簡陋，加上十字頭至活塞部分同心度差，以及泵反轉時十字頭跳動等因素，致使密封效果較差。圖3.11介紹了幾種較好的介桿密封設計。圖3.11 a的特點是以張緊簧使兩個油封與軸緊緊地接觸，從而獲得較好的密封效果，圖3.11 b使用了兩對背靠背的油封，一對阻止油流出傳動端，另一對阻止泥漿滲入傳動端；圖3.11 c給出了浮動式油封盒的結構，油封盒相對于隔板可以移動，可根據裝配后介桿的實際位置相應調整移動油封盒后再將它固定。 目前美國的泵一般都有雙重的潤滑系統(tǒng)，即除飛濺供油潤滑外，還有強制潤滑系統(tǒng)向兩根軸的軸承和十字頭供油。使用情況表明，單純的飛濺供油潤滑已不能滿足三缸泵傳動端零部件的潤滑要求，增加強制潤滑對延長傳動端零部件的壽命有顯著的功效。強制供油不但油量充足，可防止意外事故；而且，油進入油泵前經過濾器過濾，噴向潤滑部位的油較干凈；再配用磁性吸屑器以防止金屬屑末隨潤滑油被送到軸承、導板、齒輪等摩擦面上，效果更好。 對于曲軸結構采用的是黃油和機油甩油潤滑兩種方式，兩副主軸承、兩副曲柄軸承采用黃油潤滑，其它部分采用機油甩油潤滑。 帶偏心輪結構，全部采用機油潤滑。潤滑方式有兩種，一種是采用甩油潤滑，另一種是在動力端各部分采用機油強制潤滑，即潤滑油經濾清器吸入齒輪油泵（其上帶有安全閥）。一般在油泵排出管線上串連著兩個濾清器：一為磁力濾清器，可過濾油中的鐵末子；一為普通濾清器，可過濾油中其它雜質。在各個潤滑部位均設有噴嘴，實現噴油潤滑。當管路或濾清器堵塞時，齒輪泵上的安全閥打開，以保護其不被憋壞。在整個管路里有一個壓力表，指示著回路里的壓力。 對動力端進行潤滑時，必須采用粘度合適而且清潔的油。根據目前井場上油料情況，冬、夏季均采用14號柴油機油。要堅持每天檢查油底殼油面，發(fā)現油面過低時應添足，并找出漏油部位，加以堵塞。每班要檢查各軸承的溫度，不得超過70度。超過時，要停車檢查，找出故障原因，排除后，再繼續(xù)運轉。采用黃油潤滑部位，要堅持每周打黃油一次，每次打黃油時，要先將黃油嘴上的污垢清除干凈。 潤滑油池的機油每工作1000小時（不超過三個月）就要換新油。而且應在泥漿泵剛剛停下來，油還是熱的情況下，進行換油。此時，擰下油底殼的放油絲堵，排掉全部機油。然后擰上放油絲堵，倒入10升柴油，使泥漿泵空負荷運轉5-10分鐘，停泵。再將柴油排凈后擰緊放油絲堵。打開后蓋檢查齒輪的嚙合情況和油底的干凈程度。情況正常時，蓋上后蓋，加注干凈的潤滑油。 吸入濾清器和磁力濾清器在換機油時進行清洗。排出管路上的另一個濾清器，每工作300小時清洗一次。 機油壓力表所指示的壓力，應在各個泵規(guī)定的范圍內。壓力過低說明吸入濾清器堵塞，或者吸入管線漏空氣，或者油泵嚴重磨損，也有可能是泵上或濾清器的安全閥漏；壓力過高說明排油管線堵塞，或者由于天氣太冷油的粘度太大，此時安全閥卡阻，在規(guī)定壓力下不開啟造成的。 2.6 泥漿泵的主要作用及工作機構 泥漿泵的主要作用是使沖洗液（通稱泥漿）造成井筒內外的循環(huán)，沖洗井底，冷卻鉆頭，并把巖屑攜帶到地面。在采用井下水力鉆具旋轉。采用噴射式鉆頭，由鉆頭水眼噴射出高速沖洗液，有利于破碎巖層，提高速度。 圖3.8 泵的主要工作機構 1-吸入閥 2-液缸 3-活塞 4-排除閥 5-十字頭 6-連桿 7-曲柄 8-排出空氣包 往復泵屬容積式泵。它的主要工作機構（如圖3.8）是往復運動的活塞（或柱塞）和自動開、閉的吸入、排出閥。處于活塞-介質作用面和吸入、排出閥之間的空間稱為液缸。活塞、泵閥、液缸以及包容它們的缸體（或閥箱），再加上液體的引入，排出管匯及空氣包、安全閥等附件，便構成了往復泵的液力端。 2.7 泥漿泵泵殼的總體方案結構設計 箱體一般用鑄鐵(HT150或HT200)鑄造而成，在重型機器中，為了提高剛度和強度，也可用鑄鋼(ZG200-400或ZG230-450)鑄造，鑄造箱體質量較大，但由于剛性好，易切削，并可得到復雜的外形，所以應用廣泛。在某些單件生產的大型機器中，箱體還可以用鋼板(Q215或Q235)焊接而成，由于焊接箱體重量輕，結構緊湊，生產周期短，因此本次所設計的泥漿泵采用鋼板（Q235）焊接而成，但由于焊接時易產生熱變形，故要求較高的焊接技術，并在焊接后進行退火處理。 泥漿泵泵殼是用來支撐和固定軸承的組合結構，保證傳動零件正常嚙合、良好潤滑和密封的基礎零件，其結構和受力都比較復雜，泵殼結構設計是在保證剛度、強度要求的前提下，同時考慮密封可靠，結構緊湊，有良好的加工和裝配工藝性，維修及使用方便等方面的要求作經驗設計。 泥漿泵的設計和軸系結構的設計應相互協(xié)調，配合，交叉進行，泥漿泵泵殼主要加工表面是平面和孔，泥漿泵泵殼在設計時必須要做到: (1) 便于軸承組和結構的拆裝及操作。 (2) 泵殼必須要有足夠的剛度，強度及抗振性能。 (3) 有良好的工藝性 (4) 應保證機械加工的工藝要求，盡可能減少機加工面積和更換道具的次數，從而提高勞動生產率，減小刀具磨損。 (5) 加工泵殼時要保證滿足形位公差要求，主要是兩根軸軸承座孔中心線的平行度，以及它們和缸套孔的垂直度，由于形位公差在加工后很難檢查，所以主要靠機床和工藝裝備來保證。 (6) 由于機器工作時總要產生很大的振動并引發(fā)出噪聲，對周圍的人員，設備,產品質量及自然環(huán)境都會帶來危害與污染，因此隔振也是設計箱體時應該同時考慮的問題。 泥漿泵泵殼歸納起來主要有以下部分組成：即前板部分、側板部分、軸承座、軸承壓蓋、頂板、底座部分、油盒部分、側蓋板、油管、油池等幾大部分構成。 3 典型零件的工藝設計 3.1零件的形狀 題目給的零件是軸套零件，主要作用是起連接作用。 零件的實際形狀如上圖所示，?從零件圖上看，該零件是典型的零件，結構比較簡單。具體尺寸，公差如下圖所示。 3.2零件的工藝分析 由零件圖可知，其材料為GCr15，適用于承受較大應力和要求耐磨零件。 軸套零件主要加工表面為：1.車外圓及端面，表面粗糙度值為3.2。2.車外圓及端面，表面粗糙度值3.2。3.車裝配孔，表面粗糙度值3.2。4.半精車側面，及表面粗糙度值3.2。5.兩側面粗糙度值6.3、12.5，法蘭面粗糙度值6.3。 3.3 制定工藝路線 制定工藝路線的出發(fā)點，應當是使零件的幾何形狀、尺寸精度及位置精度等技術要求能得到合理的保證。在生產綱領已經確定為成批生產的條件下，可以考慮采用萬能性機床配以專用夾具，并盡量使工序集中來提高生產率。除此以外，還應當考慮經濟效果，以便使生產成本盡量下降。 3.3.1 工藝路線方案一 10鍛造鍛造出毛坯 20熱處理淬火60-64HRC，時效處理 30粗車粗車外圓Φ45表面及端面，注意各外圓留1mm的半精車余量 40半精車半精車外圓Φ45表面及端面，半精車各外圓臺階及圓弧圓角 50粗車掉頭，粗車外圓Φ45端面，注意各留1mm的半精車余量 60半精車半精車外圓Φ45端面，半精車各外圓臺階及圓弧圓角 70粗車粗車內孔Φ26內表面及倒角，注意各外圓留1mm的半精車余量 80半精車 半精車內孔Φ26內表面及倒角 90半精車 掉頭，半精車內孔Φ26倒角 100半精車 車槽1.3XΦ27.2到規(guī)定尺寸精度 110銑槽 銑油槽 120鉗 去毛刺，清洗 130終檢 終檢入庫 3.3.2 工藝路線方案二 10鍛造 鍛造出毛坯 20粗車 粗車外圓Φ45表面及端面，注意各外圓留1mm的半精車余量 30半精車 半精車外圓Φ45表面及端面，半精車各外圓臺階及圓弧圓角 40 粗車 掉頭，粗車外圓Φ45端面，注意各留1mm的半精車余量 50半精車 半精車外圓Φ45端面，半精車各外圓臺階及圓弧圓角 60粗車 粗車內孔Φ26內表面及倒角，注意各外圓留1mm的半精車余量 70半精車 半精車內孔Φ26內表面及倒角 80半精車 掉頭，半精車內孔Φ26倒角 90半精車 車槽1.3XΦ27.2到規(guī)定尺寸精度 100 熱處理 淬火60-64HRC，時效處理 110銑槽 銑油槽 120鉗 去毛刺，清洗 130終檢 終檢入庫 3.3.3 工藝方案的比較與分析 上述兩個方案的特點在于：方案一的定位和裝夾等都比較方便，但是要更換多臺設備，加工過程比較繁瑣，而且在加工過程中位置精度不易保證。方案二減少了裝夾次數，但是要及時更換刀具，因為有些工序在車床上也可以加工，鏜、鉆孔等等，需要換上相應的刀具。而且在磨削過程有一定難度，要設計專用夾具。因此綜合兩個工藝方案，取優(yōu)棄劣，具體工藝過程如下： 10鍛造 鍛造出毛坯 20熱處理 淬火60-64HRC，時效處理 30粗車 粗車外圓Φ45表面及端面，注意各外圓留1mm的半精車余量 40半精車 半精車外圓Φ45表面及端面，半精車各外圓臺階及圓弧圓角 50粗車 掉頭，粗車外圓Φ45端面，注意各留1mm的半精車余量 60半精車 半精車外圓Φ45端面，半精車各外圓臺階及圓弧圓角 70粗車 粗車內孔Φ26內表面及倒角，注意各外圓留1mm的半精車余量 80半精車 半精車內孔Φ26內表面及倒角 90半精車 掉頭，半精車內孔Φ26倒角 100半精車 車槽1.3XΦ27.2到規(guī)定尺寸精度 110 銑槽 銑油槽 120鉗 去毛刺，清洗 130終檢 終檢入庫 3.4 選擇加工設備和工藝裝備 3.4.1 機床選用 ①.工序30、40、60、70、80、90、100是粗車、粗鏜和半精車、半精鏜。各工序的工步數不多，成批量生產，故選用臥式車床就能滿足要求。本零件外輪廓尺寸不大，精度要求屬于中等要求，選用最常用的CA6140臥式車床。參考根據《機械制造設計工工藝簡明手冊》表4.2-7。 ②.工序110是銑槽,從經濟角度看,采用X52K。 3.4.2 選擇刀具 .在車床上加工的工序,一般選用硬質合金車刀和鏜刀。加工刀具選用YG6類硬質合金車刀，它的主要應用范圍為普通鍛鐵、冷硬鍛鐵、高溫合金的精加工和半精加工。為提高生產率及經濟性,可選用可轉位車刀(GB5343.1-85,GB5343.2-85)。 3.4.3 選擇量具 本零件屬于成批量生產，一般均采用通常量具。選擇量具的方法有兩種：一是按計量器具的不確定度選擇；二是按計量器的測量方法極限誤差選擇。采用其中的一種方法即可。 4 總 結 通過這近四個月的努力，我們完成了本次畢業(yè)設計，我們在設計中查閱資料對其中的原理進行了充分的理解，提出并選擇了經濟合理的方案。通過設計，取得了階段性的成果和較大的收獲。 1.首先分析當前泥漿泵的現狀與發(fā)展趨勢 2.本次設計根據泥漿泵的要求，首先進行了總體設計。 3.根據泥漿泵動力端組成和工作原理，對泥漿泵動力端的各部件進行了充分詳細的設計，具體設計了傳動軸、十字頭、齒輪副、連桿等零部件。 4.總結了常見的故障，對泥漿泵的使用有很好的幫助。 本次設計雖然取得了階段性成果，但還存在很大的不足之處，有待在以后的工作中改進。 參考文獻 [1] 劉清友.7NB泥漿泵及工作原理[J]. 天然氣工業(yè),2001:64-65. 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