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1 分 類 號 密 級 寧 寧波大紅鷹學院 畢 業(yè) 設 計 論 文 2X 70 旋片式真空泵設計 所 在 學 院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指 導 老 師 年 月 日 2 誠 信 承 諾 我謹在此承諾 本人所寫的畢業(yè)設計 論文 2X 70 旋片式真 空泵設計 均系本人獨立完成 沒有抄襲行為 凡涉及其他作者的 觀點和材料 均作了注釋 若有不實 后果由本人承擔 承諾人 簽名 年 月 日 I 摘 要 液壓泵作為液壓系統(tǒng)的動力裝置 越來越受到人們的關注 因為它的性能 的好壞直接影響整個液壓系統(tǒng)的工作可靠性 被廣泛應用于冶金 礦山 鍛壓 注塑 船舶 重型等機械設備中 但在實際生產中還不能解決很好地流量脈動 剛性和柔性沖擊等問題 平衡式徑向柱塞泵的設計可以很好地解決流量脈動 剛性和柔性沖擊等問題 通過設計使此泵在結構功能上能夠適應現(xiàn)代化生產高 要求的 2X 70 旋片式真空泵 真空泵利用機械 物理 化學 物理化學等方法對容器進行抽氣 以獲得和 維持真空的裝置 真空泵和其他設備 如真空容器 真空閥 真空測量儀表 連接管路等 組成真空系統(tǒng) 廣泛應用于電子 冶金 化工 食品 機械 醫(yī) 藥 航天等部門 本設計是根據給定設計參數完成 2X 70 旋片式真空泵結構設計 主要包括帶 輪 泵的結構設計 確定出幾何參數 繪制并檢查投影圖 采對泵進行結構設 計 繪制了裝配圖和部分零件圖 并對軸進行了強度校核計算 關鍵詞 真空泵 2X 70 旋片式 結構設計 II Abstract The hydraulic pump as the power device of hydraulic system more and more attention because of its working reliability will directly influence the performance of the whole hydraulic system Widely used in metallurgy mining forging injection molding shipbuilding heavy machinery and other equipment But in actual production is not properly resolve the flow pulsation rigid and flexible impact problems Better solve the problem of flow pulsation rigid and flexible impact design balanced radial piston pump can Through the design of the pump 2X 70 rotary vane vacuum pump can meet the high requirements of the modernized industry structure function Vacuum pump with mechanical physical chemical physical and chemical method for pumping the container in order to obtain and maintain a vacuum device Vacuum pumps and other equipment such as a vacuum container vacuum valve vacuum measuring instruments the connection pipelines consists of vacuum system widely used in electronics metallurgy chemical industry food machinery pharmaceuticals aerospace and other departments The design is based on the 2X 70 rotary vane vacuum pump structure design to complete a given design parameters including the structure design of belt wheel pump To determine the geometric parameters and check the projection mapping mining design the structure of the pump drawing the assembly drawing and parts drawing and for the strength calculation Keywords 2X 70 rotary vane vacuum pump design structure III 目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 緒 論 1 1 1 2X 旋片式真空泵簡介 1 1 2 適用范圍 2 1 3 特點及不適用范圍 2 1 4 品種 規(guī)格及其主要性能參數 見表一 2 1 5 使用環(huán)境條件 3 第 2 章 結構與工作原理 4 2 1 結構 4 2 2 工作原理 6 第 3 章 2X 70 旋片式真空泵的總體設計 7 3 1 設計參數 7 3 2 電動機的選擇 7 3 3 總體傳動結構設計 8 第 4 章 2X 70 旋片式真空泵主要零部件的設計 9 4 1 帶傳動設計 9 4 2 選擇帶型 9 4 3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 10 4 4 確定中心距離 帶的基準長度并驗算小輪包角 11 4 5 確定帶的根數 Z 12 4 6 確定帶輪的結構和尺寸 12 4 7 帶輪結構設計 12 4 8 確定帶的張緊裝置 15 4 9 計算壓軸力 15 4 10 轉子體設計計算 15 4 11 軸的結構設計計算 19 4 11 1 按扭轉強度條件計算 22 4 11 2 按剛度條件計算 23 4 11 3 精確校核軸的疲勞強度 23 4 12 軸承選取設計計算 26 4 12 1 軸承的設計參數 26 4 12 2 軸承的當量動載荷計算 26 4 13 鍵的選擇 鍵的校核 27 第 5 章 2X 70 旋片式真空泵真空泵的保養(yǎng)與維護 29 5 1 真空泵的保養(yǎng) 29 5 2 真空泵防止過載的方法 30 5 3 常見故障及消除方法 31 IV 總 結 33 參考文獻 34 謝 辭 35 1 1 緒 論 1 1 2X 旋片式真空泵簡介 2X 雙級旋片真空泵系 雙級油封機械真空泵 它是用于對密封容器抽除氣 體獲得真空的基本設備 其工作原理與一般空積式泵相同 它是由一個與傳動 軸同芯安裝而在泵體內處于偏心位置 的轉子組成 轉子上有二個徑向滑動葉片 當轉子旋轉的時候 這二個葉片一方面受離心力的作用 另一方面受著彈簧的 作用 使它能緊密地保持與泵體內壁相斷壓 縮排出氣體 從而達到抽氣的目地 這種操作每轉重復二次 旋片真空泵主要由泵體 靜子 和轉子組成 在轉子槽中裝有兩塊以上的 旋片 有些泵旋片間還裝有彈簧 轉子偏心地裝在泵腔內 其外緣與泵腔頂部 表面的間隙為 2 3 微米 轉子旋轉時 在離心力等作用下 旋片沿槽作往復滑 動并與泵腔內壁始終保持接觸 將泵腔分成兩個或幾個可變容積的工作室 轉子 順時針方向旋轉 時 與吸氣口相通的吸氣腔容積由零逐漸增大 腔內氣體壓力降 低 被抽氣體便從吸氣口源源不斷地吸入 同時 與排氣口相通的排氣腔容積由 大變小 吸入腔內的 氣體被壓縮 待氣體壓力高于大氣壓力時 推開排氣閥排 出大氣 轉子連續(xù)轉動 泵便不斷抽氣 工作原理 旋片泵的工作原理 旋片泵主要由定子 轉子 旋片 定蓋 彈簧等零件 組成 其結構是利用偏心地裝在定子腔內的轉子 轉子的外圓與定子的內表面 相切兩者之間的間隙非常小 和轉子槽內滑動的借助彈簧張力和離心力緊貼在 定子內壁的兩塊旋片 當轉子旋轉時 始終沿定子的內壁滑動 兩個旋片把轉子 定子內腔和定蓋所圍成的月牙型空間分隔成 A B C 三 個部分 當轉子按圖示方向旋轉時 與吸氣口相 通的空間 A 的容積不斷地增 大 A 空間的壓強不斷的降低 當 A 空間內的壓強低于被抽容器內的壓強 根 據氣體壓強平衡的原理 被抽的氣體不斷地被抽進吸氣腔 A 此時正處于吸氣 過程 B 腔的空間的容積正逐漸減小 壓力不斷地增大 此時正處于壓縮過程 而與排氣口相通的空間 C 的容積進一步地減小 C 空間的壓強進 一步的升高 當氣體的壓強大于排氣壓強時 被壓縮的氣體推開排氣閥 被抽的氣體不斷地 2 2 穿過油箱內的油層而排至大氣中 在泵的連續(xù)運轉過程中 不斷地進行著 吸氣 壓縮 排氣過程 從而達到連續(xù)抽氣的目的 排氣閥浸在油里以防止大氣流入泵中 油通過泵體上的間隙 油孔及排氣 閥進入泵腔 使泵腔內所有運動的表面被油覆蓋 形成了吸氣腔與排氣腔的密 封 同時油還充滿了一切有害空間 以消除它們對極限真空的影響 產品概述 1 2 適用范圍 2X 型旋片式真空泵 以下簡稱真空泵 式用抽除特定密封容器內的氣體 使該容器獲得一定真空度的基本設備 真空泵可接獲得 6 0 10 2pa 以下的 真 空度 可以作為其它真空設備的前級泵使用 可供冶金 化工 石油 醫(yī)藥 電真空 原子能 紡織 食品 印染等工業(yè)礦企業(yè) 大專院校 科技機構生產 教學 科研之用 1 3 特點及不適用范圍 真空泵使用黑色金屬制造 屬較精密的 設備 真空泵的主要工作部件浸 在特制的真空泵油中工作 不適用于抽除含氧過高的 有毒的 有爆炸性的 對真空泵油起化學作用或對黑色金屬有腐蝕作用的氣體 也不可作為壓縮機 和輸送泵使用 1 4 品種 規(guī)格及其主要性能參數 見表一 表一 型號 項目 2X 4 2X 8 2X 15 2X 30 2X 70 極限壓力 Pa 6 10 2 抽氣速率 L S 4 8 15 30 70 噪音 聲功率級 dB 72 75 80 82 86 抽大氣不噴油時間 min 3 溫升 40 功率 KW 0 55 1 1 1 5 3 5 5配用 電動機 轉速 r min 1400 1400 1400 1420 1440 型號 長短 mm A 889 A 965 A 1120 B 1400 B 1600配用三角 皮帶 根數 1 1 2 3 4 用油 牌號 1 號真空泵油 3 3 數量 L 1 1 1 3 2 5 4 5 8 泵主軸轉速 r min 525 550 470 430 450 進氣口直徑 mm 28 34 60 70 90 進氣口連接方式 用橡膠管與進氣口連接 用法蘭與泵體連接 冷卻方式 自然冷卻 自冷或水冷 水冷 1 4 型號的 組成及其代表意義 例 2 X 30 表示每秒鐘的抽氣速率 30L S 表示旋片式真空泵 表示雙級泵 1 5 使用環(huán)境條件 環(huán)境溫度 5 40 相對濕度 90 4 4 第 2 章 結構與工作原理 2 1 結構 2X 系列的各種真空泵外形和內部結構基本相同 泵由電機經三角皮帶傳 動到轉子 電動機和泵用螺釘 卡板固定在底盤上 真空泵由泵體 高轉子 底轉子 前端板 后端板 高轉片 底轉片 排 氣閥 排氣罩 視鏡等零件組成 見圖一和圖二 圖 一 排 氣 8 放 水 螺 塞7放 油 螺 塞 9 水 咀 3 泵 體4轉 子5 旋 片 彈 簧6旋 片2 排 氣 閥 片1閥 片 擋 板6 旋 片5旋 片 彈 簧4轉 子3 泵 體2排 氣 閥 片1閥 片 擋 板 2X 30A 7結 構 原 理 圖2X 4A 82X 15結 構 原 理 圖進 氣 圖 二 5 5 12 34817 62508 65 32 1 7 8 9021 2 023 5 26 1437 84 31 032 4536789 40142 3546 489501 52 34567896 61 3465 7809172 3456780 2 8487929 4798 3856756907 29 7 在泵體內壓入一個中隔板 將泵體分成高真空室和底真空室 各室均配 有排氣閥 高真空室排氣與底真空室進氣相通 高轉子前端伸出前端板外 后 軸由中隔板上的軸承支承 而伸入底真空室內 底真空室轉子裝在后軸上 故 高 底轉子均由前軸帶動 高 底轉子都有對開的槽子 呈 T 形的轉片由 彈簧支撐開而裝于槽內 真空泵的進氣口處有過濾網 排氣口處有擋油網 抽 氣速率較大的真空泵還配有擋油板 后端上沒有摻氣閥 泵體下邊有放油孔 見圖一 6 6 2 2 工作原理 真空泵的工作原理如圖三所示 轉子 2 與 7 分別與真空室 1 與 6 相切 轉子 3 與 7 接箭頭方向旋轉 帶動 轉子槽內滑動的旋片 8 旋轉 由于彈簧 9 的撐力和旋轉離心力的作用 轉片外 端緊貼高低真空室的內壁滑動 將轉子于高 底真空室所形成的洼形空間從進 氣嘴 2 到排氣閥門 5 和從過氣管 4 到排氣閥門 10 之間分隔開來 形成二或三個 容積 并呈周期性地大小變化 當在圖示位置繼續(xù)旋轉時 A 與 C 容積逐漸增大 被抽氣體沿氣嘴進入泵內 同時 B 及 D 容積逐漸減小壓力升高 沖開排氣閥門 5 和 10 將氣體排除真空室外 氣體經過油面而排于大氣之中 因為排氣門時 被油淹沒住的 被排除的氣體不會返回真空室 當排氣壓力較高時 高 底真 空室均同時通過排氣閥門排氣 相當于單級泵工作 當排氣壓力較底時 全部 氣體進入底真空室 再由排氣閥門 10 排出 此時二級串聯(lián)即進入雙級泵工作 當被抽氣體中含有較高的蒸汽時 氣體受到壓縮而蒸汽的分壓力超過此 蒸汽在泵內溫度下的飽和壓力時 此時蒸汽被壓縮成為液體混合在真空泵油內 無法排出 使泵的性能大大降低 如果摻入適量的空氣 使蒸汽在受到壓縮時 其分壓力也低于泵溫時的飽和壓力 此時蒸汽在變成液體前就能被排出泵外 本系列 2X 1 型以上的真空泵均配備有能放入一定量氣體的摻氣閥 見圖三 7 7 第 3 章 2X 70 旋片式真空泵的總體設計 3 1 設計參數 2X 70 兩級旋片泵技術指標 極限真空 無氣鎮(zhèn) 達到 6 7 101 名義抽速 70L S 功率 小于 5 5KW 進氣口內徑 10mm 溫升 80 85 噴油 泵工作穩(wěn)定以后 一分鐘內沒有噴油現(xiàn)象 噪聲 聲功率級 70db A 壽命 連續(xù)運轉 500 小時性能不變 3 2 電動機的選擇 真空泵泵腔內無摩擦 可實現(xiàn)無油清潔的抽氣過程 泵的潤滑部位僅限于 軸承和齒輪 以及動密封處 真空泵沒有往復運動不見 故可實現(xiàn)良好的動平 衡 因此 真空泵運轉平穩(wěn) 轉速高 尺寸小可獲得大的抽速 故選用 Y132M 4 型異步電動機 根據 Y 系列三相異步電動機的技術數據 Y 系列三相異步電動機為一般用途 全封閉自扇冷式籠型異步電動機 具有防塵埃 鐵屑或其他雜物侵入電動機內 部的特點 B 級絕緣 工業(yè)環(huán)境溫度不超過 40 相對濕度不超過 95 海拔 高度不超過 1000m 額定電壓 380V 頻率 50Hz 適用于無特殊要求的機械上 如機床 泵 風機 攪拌機 運輸機 農業(yè)機械等 根據以上計算 為滿足轉速和功率要求 選擇 Y 系列三相異步電動機型號 為 Y100L2 4 其技術參數見下表 3 1 表 3 1 Y132M 4 型電動機技術數據 電動機型 號 額定功率 KW 滿載轉速 rmp 額定轉矩 N m 最大轉矩 N m 8 8 Y132M 4 5 5 1440 2 2 2 2 3 3 總體傳動結構設計 電動機功率 P 5 5kW 轉速 n1 1440r min n2 450r min 1 總體傳動比 3 i0143 25wn 3 2 傳動裝置的運動和動力參數計算 軸 3 405 Pk 014 minnr 3 5 3005 9 6 5TN 軸 3 61 9 4kw 3 7045 min3 2nri 3 8 311 1095 6PTN 3 故定最小軸徑 3 9 mdd 38 4 09 80 80 電 機 所以選取聯(lián)軸器軸孔 1電 機 d52 9 9 圖 3 3 聯(lián)軸器示意圖 第 4 章 2X 70 旋片式真空泵主要零部件的設計 4 1 帶傳動設計 輸出功率 P 5 5kW 轉速 n1 1440r min n2 450r min 計算設計功率 Pd edAdPK 表 4 工作情況系數 AK 原動機 類 類 一天工作時間 h 工作機 10 10 16 16 0 10 16 16 載荷 平穩(wěn) 液體攪拌機 離心式水泵 通風機和鼓風機 離心式壓縮機 7 5kW 輕型運輸機 1 0 1 1 1 2 1 1 1 2 1 3 載荷 變動小 帶式運輸機 運送砂石 谷物 通風機 發(fā)電機 旋 k 轉式水泵 金屬切削機床 剪床 壓力機 印刷機 振動篩 1 1 1 2 1 3 1 2 1 3 1 4 10 10 載荷 變動較 大 螺旋式運輸機 斗式上料 機 往復式水泵和壓縮機 鍛錘 磨粉機 鋸木機和 木工機械 紡織機械 1 2 1 3 1 4 1 4 1 5 1 6 載荷 變動很 大 破碎機 旋轉式 顎式等 球磨機 棒磨機 起重機 挖掘機 橡膠輥壓機 1 3 1 4 1 5 1 5 1 6 1 8 根據 V 帶的載荷平穩(wěn) 兩班工作制 16 小時 查 機械設計 P 296表 4 取 KA 1 1 即 1 56 05kWdAedPK 4 2 選擇帶型 普通 V 帶的帶型根據傳動的設計功率 Pd 和小帶輪的轉速 n1 按 機械設計 P297 圖 13 11 選取 根據算出的 Pd 6 05kW 及小帶輪轉速 n1 1440r min 查圖得 dd 80 100 可知應選取 A 型 V 帶 4 3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 初步選擇 dd1 132mm ddmin 75 mm d d1根據 P295表 13 4 查得 表 3 V 帶帶輪最小基準直徑 mind 槽型 Y Z A B C D Emind 20 50 75 125 200 355 500 11 11 21 240 3 13 42 m5ddi 所 以 由 機械設計 P 295表 13 4 查 V 帶輪的基準直徑 得 425mm2d 誤差驗算傳動比 為彈性滑動2145 3 8 3 12 di 誤 率 誤差 符合要求1 285 0 0 653i 誤 帶速 114v 9 66dnms 滿足 5m s v300mm 所以宜選用 E 型輪輻式帶輪 總之 小帶輪選 H 型孔板式結構 大帶輪選擇 E 型輪輻式結構 帶輪的材料 選用灰鑄鐵 HT200 13 13 4 7 帶輪結構設計 帶輪的材料 常用的 V 帶輪材料為 HT150 或 HT200 轉速較高時可以采用鑄鋼或鋼板沖 壓焊接而成 小功略時采用鑄鋁或塑料 帶輪結構形式 V 帶輪由輪緣 輪輻和輪轂組成 根據輪輻結構的不同可以分為實心式 機械制圖 圖 8 14a 腹板式 機械制圖 圖 8 14b 孔板式 機械 制圖 圖 8 14c 橢圓輪輻式 機械制圖 圖 8 14d V 帶輪的結構形式與 基準直徑有關 當帶輪基準直徑 d 為安裝帶輪的軸的直徑 mm 時 d5 2 可以采用實心式 當 可以采用腹板式 md30 時可以采用孔板式 當 時 可以Dmd1 301 同 時 md30 采用輪輻式 帶輪寬度 fezB129 5 2 D 90mm 是深溝球軸承 6210 軸承外徑 其他尺寸見帶輪零件圖 V 帶輪的論槽 V 帶輪的輪槽與所選的 V 帶型號相對應 見 機械制圖 表 8 10 d 與 相對應得 槽 型 dbminahinfeminfo32 o4o36 o8 B 14 0 3 50 10 8 4 019 11 5 019 019 V 帶輪的輪槽與所選的 V 帶型號 V 帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形 使 V 帶工作面夾角發(fā)生變化 為了使 V 帶的工作面與大論的輪槽工作面緊密貼合 將 V 帶輪輪槽的工作面得夾角做 成小于 o40 14 14 V 帶安裝到輪槽中以后 一般不應該超出帶輪外圓 也不應該與輪槽底部 接觸 為此規(guī)定了輪槽基準直徑到帶輪外圓和底部的最小高度 minifah和 輪槽工作表面的粗糙度為 2 36 1R或 V 帶輪的技術要求 鑄造 焊接或燒結的帶輪在輪緣 腹板 輪輻及輪轂上不允許有沙眼 裂縫 縮孔及氣泡 鑄造帶輪在不提高內部應力的前提下 允許對輪緣 凸臺 腹板及輪轂的表面缺陷進行修補 轉速高于極限轉速的帶輪要做靜平衡 反之 做動平衡 其他條件參見 中的規(guī)定 921 357 TGB 對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻 工藝性好 與帶接觸的工作表面加 工精度要高 以減少帶的磨損 轉速高時要進行動平衡 對于鑄造和焊接帶輪 的內應力要小 帶輪由輪緣 腹板 輪輻 和輪轂三部分組成 帶輪的外圈環(huán) 形部分稱為輪緣 輪緣是帶輪的工作部分 用以安裝傳動帶 制有梯形輪槽 由于普通 V 帶兩側面間的夾角是 40 為了適應 V 帶在帶輪上彎曲時截面變形 而使楔角減小 故規(guī)定普通 V 帶輪槽角 為 32 34 36 38 按帶的 型號及帶輪直徑確定 輪槽尺寸見表 7 3 裝在軸上的筒形部分稱為輪轂 是 帶輪與軸的聯(lián)接部分 中間部分稱為輪幅 腹板 用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整 體 表 普通 V 帶輪的輪槽尺寸 摘自 GB T13575 1 92 槽型 項目 符號 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5 3 8 5 11 0 14 0 19 0 27 0 32 0 基準線上槽深 h amin 1 6 2 0 2 75 3 5 4 8 8 1 9 6 基準線下槽深 h fmin 4 7 7 0 8 7 10 8 14 3 19 9 23 4 槽間距 e 8 12 15 19 25 5 37 44 5 15 15 0 3 0 3 0 3 0 4 0 5 0 6 0 7 第一槽對稱面 至端面的距離 f min 6 7 9 11 5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5 5 6 7 5 10 12 15 帶輪寬 B B z 1 e 2 f z 輪槽數 外徑 d a 32 60 34 80 118 190 315 36 60 475 600 38 對應的 基準直 徑 d d 80 118 190 315 475 600 輪 槽 角 極限偏差 1 0 5 V 帶輪按腹板 輪輻 結構的不同分為以下幾種型式 1 實心帶輪 用于尺寸較小的帶輪 dd 2 5 3 d 時 如圖 7 6a 2 腹板帶輪 用于中小尺寸的帶輪 dd 300mm 時 如圖 7 6b 3 孔板帶輪 用于尺寸較大的帶輪 dd d 100 mm 時 如圖 7 6c 4 橢圓輪輻帶輪 用于尺寸大的帶輪 dd 500mm 時 如圖 7 6d 根據設計結果 可以得出結論 小帶輪選擇實心帶輪 如圖 a 大帶輪選 擇腹板帶輪如圖 b a b c d 圖 7 6 帶輪結構類型 4 8 確定帶的張緊裝置 選用結構簡單 調整方便的定期調整中心距的張緊裝置 16 16 4 9 計算壓軸力 由 機械設計 P303 表 13 12 查得 A 型帶的初拉力 F0 130 59N 上 面已得到 153 36o z 6 則1a153 72sin 60 9sinN 26ooFz 4 10 轉子體設計計算 1 確定 R a 的比值 選取得 R a 1 488 2 計算節(jié)圓半徑 a a R 1 488 0 084m 3 計算中心距 A A 2a 168mm 4 計算轉子中心到轉子頭中心距離 b 3 29 maRb07 2 2 5 轉子頭半徑 r r471 6 轉子腰寬度 c mRac562 7 轉子頭的半角 3 30 4z 8 轉子腰部型線的繪制 由 3 31 2coscos rbAx 3 32in2iin y 3 330si c css aa 計算所得坐標值 表 3 2 坐標值 x m y m x m y m 17 17 0 0 0296 0 0000 6 0 0405 0 0346 1 0 0304 0 0078 7 0 0425 0 0374 2 0 0318 0 0148 8 0 0443 0 0396 3 0 0338 0 0212 9 0 0457 0 0412 4 0 0362 0 0266 10 0 0470 0 0426 5 0 0384 0 0312 11 0 0482 0 0437 9 轉子的斷面積 A 計算得 A 0 0230 2m 10 線型的質量系數 0k 3 3456 120 RAk 11 轉子的計算長度 pl 3 35 mnkslthp310 02 12 材料的密度 經查表得 45 的密度為 3 7kg 13 材料的屈服極限 T 由材料表查得 MPa30 14 轉子的體積 pV 經測量得 32 m 15 轉子軸心到半個轉子的質心之間的距離 pr brp07 16 轉子的角速度 619 9rad s 3 36 n 2 17 作用在半轉子上的離心力 lF 18 18 3 37kNrVFpl 3 75 02 18 轉子軸的直徑 BD 選得 mB 19 轉子腰部中心斷面上的拉應力 3 38MpaClFBpl 5 22 20 安全系數 zn 3 398 9 Tz 21 周圍環(huán)境溫度 0t 選取 Ct 20 22 工作狀態(tài)對周圍環(huán)境軸承蓋的溫升 選取得 3 40ttk 60 軸 承 蓋 溫 度kt 23 軸承蓋材料的線膨脹系數 612 24 軸承蓋受熱中心距的增加量 3 41mtA5 0 25 泵殼工作時的溫升和轉子工作時的溫升 Ctk 6tp 1 26 泵殼與轉子材料的線膨脹系數 602 pka 27 轉子腰部受熱伸長量 3 42mtCpp78 28 轉子在工作時受熱的半徑伸長量 3 43tRapp3 0 19 19 29 泵殼在工作狀態(tài)受熱的伸長量 3 44mtRakk203 30 工作狀態(tài)轉子受熱長度增量 3 45tllpp84 31 工作時泵殼受熱長度增量 3 46mtlakk530 32 在泄漏方向上端面間隙平均長度 crl 8 33 排氣溫度 CKTV 150423 34 被抽氣體分子量 給定值 9M 35 間隙流導 3 47 smkaDkLTUV 0298 224 36 3431 36 容積利用系數 3 4870 13 VAthpTPsv 37 轉子長度校正 3 49mlVPp305 38 轉子大圓直徑的 D 查表容積利用系數 9 取吸氣系數 570 H 所以2 1 取L24 1 L mDnSH 3 24 17509 36 37 實 3 50 20 20 取 D 250 39 轉子長度 L mD310254 12 4 11 軸的結構設計計算 軸的強度計算 1 軸的受力分析 由軸的初步結構圖可知 II 軸為一簡支梁結構 在大齒輪處輸入轉矩 小齒輪處 輸出轉矩 其受力分析圖如下 2 由前面計算知 mNT 39 1 mNT 67 12 mNT 06 823 36591 dFt 12748 031 dFt 5206 2901323 Nntr 8659costan a tr 07131 3 Ftata274 1 Nt 659n50n 3 3 求支座反力 鉛直面支座反力 31 rBVAFF0865 423 rr 解聯(lián)立方程得 NAV92 NFBV08 173 21 21 水平面支座反力 031 BHttAHFF865 4231ttB 解聯(lián)立方程得 NAH59 NFBH41 5 4 計算彎矩和扭矩 鉛直面彎矩 mFMAVCV 36105 mMBVD 830 水平面彎矩 mNFMAHC 4765 mNFMBHD 19804 總彎矩 mNMC 36407361022 22 22 mNMD 2157498032 扭矩 mNT 17602 當量彎矩 單向旋轉 轉矩為脈動循環(huán) 取 6 0 mNT 106276 0 TMcec 472D 2 23 23 5 分別校核 C 點和 D 點截面 mMdbcec 36 2751 041 033 bDe 331 因為實際軸徑遠大于計算軸徑 且兩軸承跨度也不大 所以剛度也足夠 4 11 1 按扭轉強度條件計算 1 電機功率 kwP5 2 軸傳扭矩 3 515 9036 2140TNmn 3 軸的直徑計算 3 523305 12640PdAmn 4 11 2 按剛度條件計算 max 經查表得鑄鐵剪切彈性模量 所以PG91045 5 24 24 3 53265 014 398218032424 GTd 所以轉子軸最小直徑取 D 35 4 11 3 精確校核軸的疲勞強度 1 判斷危險截面 從應力集中對軸的疲勞強度影響來看 截面 處的過盈配合引起的應力集 中最嚴重 從受載的情況來看 截面 和 之間上的應力大 但應力集中不打 而且這里軸的直徑最大 所以不用校核 因而該軸只需校核截面 左右兩側即 可 軸的結構與裝配如下圖 2 截面 的左側 抗彎截面系數 3 543336401 0 mdW 抗扭截面系數 3 5533328 2 T 彎矩 M 及彎曲應力為 3 56mN 1795 67098 3 57PaWb024 扭矩 T 及扭轉切應力為 N 182 3 58MPaT41 0 軸的材料為 45 正火處理 查得 aB7 231 Pa187 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數 和 因 031 652 dr 25 25 經查得 可得軸的材料的敏系數為08 1657 dD2 a31 2 q5 過盈配合處的 值 由表查出取 3 16 k 3 5953 216 80 k 軸按磨削加工 表面質量系數為 92 0 故綜合系數為 3 605 3192 06 31 kK 3 616 5 所以軸在截面 左側的安全系數為 3 6204 18 89 32501 maKS 3 635 7 6 11 a 3 64 801 4 8222 Sc 5 1 ca 所以截面 左側強度足夠 2 截面 右側 抗彎截面系數 3 543331250 01 mdW 抗扭截面系數 3 55333 2 T 截面 右側的彎矩為 3 56mNM 17295 86709 26 26 截面 右側的扭矩 mNT 182 截面上的彎曲應力 3 57MPaWb83 15079 截面上的扭轉切應力 3 65pTb72 故有效應力集中系數為 3 66 82 182 011 aqk 3 67635 軸表面未經表面強化處理 即 得綜合系數值為q 3 688 219 067 821 kK 3 696 計算安全系數為 3 7079 160 86 4231 maKS 3 718 24 57 1 a 3 721 08 29 612 Sc 5 1 ca 故該截面右側的強度也足夠 4 12 軸承選取設計計算 4 12 1 軸承的設計參數 軸承類型 深溝球軸承 27 27 軸承型號 6310 軸承內徑 d 50 mm 軸承外徑 D 110 mm B T 27 基本額定動載荷 C 47500 N 基本額定靜載荷 Co 35600 N 極限轉速 油 7500 r min 4 12 2 軸承的當量動載荷計算 軸承類型 深溝球軸承 1 計算徑向載荷和軸向載荷 3 73kwP5 140 minnrd50 3 74 90182TNm 3 75dFt 72582 3 76ntr 54 689 034cosa 3 77NFta 18 72 徑向載荷 Fr 268 54 N 軸向載荷 Fa 140 55 N 額定靜載荷 Co 35600 N 徑向載荷系數 X 0 4 2 計算當量動載荷 3 78039 356 140 CFA 3 792 8rA 3 80 NYFXfPArd40 3 81NnLfCht 513810296216363 28 28 所以 故符合要求C 3 壽命校核 額定動載荷 C 47500 N 當量動載荷 P 402 N 軸承轉速 n 2900 r min 工作溫度 T 20 溫度系數 ft 1 要求壽命 Lh 4500 h 計算壽命 Lh 16122 h 3 82 PCfnt60 所以 軸承壽命合格 hL 4 13 鍵的選擇 鍵的校核 查 機械設計手冊 表 6 1 選擇軸 上的鍵 根據軸的直徑 30 2 d 鍵的尺寸選擇 鍵的長度 L 取 22 主軸處鍵的選擇同上 78 取鍵 高鍵 寬 hb 鍵的尺寸為 鍵的長度 L 取 100 162取鍵 高鍵 寬 7 傳動軸的校核 需要驗算傳動軸薄弱環(huán)節(jié)處的傾角荷撓度 驗算傾角時 若支撐類型相同 則只需驗算支反力最大支撐處傾角 當此傾角小于安裝齒輪處規(guī)定的許用值時 則齒輪處傾角不必驗算 驗算撓度時 要求驗算受力最大的齒輪處 但通?？?驗算傳動軸中點處撓度 誤差 3 當軸的各段直徑相差不大 計算精度要求不高時 可看做等直徑 采用平 均直徑 進行計算 計算花鍵軸傳動軸一般只驗算彎曲剛度 花鍵軸還應進行1d 鍵側擠壓驗算 彎曲剛度驗算 的剛度時可采用平均直徑 或當量直徑 一1d2d 般將軸化為集中載荷下的簡支梁 其撓度和傾角計算公式見 金屬切削機床設 計 表 7 15 分別求出各載荷作用下所產生的撓度和傾角 然后疊加 注意方 向符號 在同一平面上進行代數疊加 不在同一平面上進行向量疊加 軸的校核 通過受力分析 在一軸的三對嚙合齒輪副中 中間的兩對 齒輪對 軸中點處的撓度影響最大 所以 選擇中間齒輪嚙合來進行校核 29 29 NdTF mNnPr 2101260 2 12608 9 35 9 5 966 最大撓度 mEIllF4492222max106 2630815 34 6 39740614 4dII MPaEE 軸 的 材 料 彈 性 模 量 式 中 查 機械制造裝備設計 表 3 12 許用撓度 my12 03 所 以 合 格 yYB 軸 軸的校核同上 鍵和軸的材料都是鋼 由 機械設計 表 6 2 查的許用擠壓應力 取其中間值 鍵的工作長度MPap120 MPap10 鍵與輪榖鍵槽的接觸高度mbLl 168 由 機械設計 式 6 1 可得hk5 37 5 PaakldT pp 10 3 0216 20 3 式 中 鍵 機 械 設 計 表 弱 材 料 的 許 用 擠 壓 應 力鍵 軸 輪 轂 三 者 中 最 鍵 的 直 徑 為 鍵 的 寬 度 為 鍵 的 公 稱 長 度 圓 頭 平 鍵鍵 的 工 作 長 度 為 鍵 的 高 度此 處度鍵 與 輪 轂 鍵 槽 的 接 觸 高傳 遞 的 轉 矩 26 5 p MPamd mbmLbll hkkN 可見連接的擠壓強度足夠了 鍵的標記為 20319680 TGB鍵 30 30 第 5 章 2X 70 旋片式真空泵真空泵的保養(yǎng)與維護 5 1 真空泵的保養(yǎng) 1 每日檢查 巡檢 1 油位檢查 檢查油杯 齒輪箱的油位 油位高度以油窗的 3 4 為宜 齒 輪箱和軸承箱的油位過多 使溫度升高 油位過低 造成潤滑不良 有的可能 會發(fā)出噪音 2 溫度檢查 用測溫儀檢查各部位溫度 3 電動機負荷檢查 用功率表或電流 電壓表測量電動機負荷 2 每月檢查 聯(lián)軸器彈性體或三角膠帶的張力 3 每季檢查 齒輪箱內潤滑油是否變質 如果變質則應馬上換油 如果前 級真空泵為液環(huán)泵 則改為每日檢查 4 每半年檢查 1 前蓋軸承箱內潤滑油是否變質 如果油箱內的潤滑油已經變質 則應馬 上換油 2 油封是否損壞 5 每一年檢查 1 軸承是否磨損 2 活塞環(huán)及活塞環(huán)襯套是否磨損 3 齒輪微量程度的磨損對轉子正常工作是否產生影響是否需要調整 31 31 5 2 真空泵防止過載的方法 1 采用機械式自動調壓旁通閥 旁通閥安裝在真空泵的出口和入口之間的旁通管路上 此閥控制泵出入口 之間的壓差不超過額定值 當壓差達到額定值時 閥門靠壓差作用自動打開 使真空泵出口和入口相通 使出入口之間的壓差迅速降低 這時真空泵在幾乎 無壓差的負荷下工作 當壓差低于額定值時 閥自動關閉 氣體通過真空泵內 由前級泵抽走 帶有旁通溢流閥的真空泵可以與前級泵同時啟動 使機組操作 簡單方便 2 采用液力聯(lián)軸器 采用液力聯(lián)軸器也能防止泵的過載現(xiàn)象發(fā)生 使泵可以在高壓差下工作 液力聯(lián)軸器安裝在泵和電動機之間 在正常工作狀態(tài)下 液力聯(lián)軸器由電動機 端向泵傳遞額定力矩 真空泵的最大壓差由液力聯(lián)軸器所傳遞的最大轉矩來決 定 而液力聯(lián)軸器可傳遞的最大轉矩由其中的液體量來調節(jié) 當泵在高壓差下 工作或與前級泵同時啟動時 在液體聯(lián)軸器內部產生了轉速差即滑動 只傳遞 一定的力矩 使泵減速工作 隨著抽氣的進行 氣體負荷減小 真空泵逐漸加 速至額定轉速 3 采用真空電氣元件控制泵入口壓力 在真空泵的入口管路處安置真空膜盒繼電器或電接點真空壓力表等壓力敏 感元件 真空系統(tǒng)啟動后 當真空泵入口處壓力低于給定值 泵允許啟動壓力 時 壓力敏感元件發(fā)出信號 經電氣控制系統(tǒng)開啟真空泵 如真空系統(tǒng)中裝有 真空泵旁通管路 則同時關閉旁通管路閥門 若泵入口壓力高于規(guī)定值時 則自動關閉真空泵 或同時打開泵旁通管路閥門 從而保證了真空泵的可 靠運轉 5 3 常見故障及消除方法 1 極限壓力達不到 1 管道系統(tǒng)漏氣 系統(tǒng)檢查即可 3 前級泵極限壓力下降 修理或更換前級泵 4 油封磨損 更換油封 32 32 1 管道通道能力不足 增大管道通道能力 2 前級泵抽速下降 修理或更換前級泵 3 電機過載 1 入口壓力過高 調整 控制入口壓力 2 轉子端面與端蓋單面接觸 調整轉子端面間隙 3 前級泵返油或水進泵腔 加裝或更換單向閥 4 采用機械式自動調壓旁通閥 5 采用液力聯(lián)軸器 6 采用真空電氣元件控制泵入口壓力 4 泵體過熱 1 選擇的前級泵抽速不夠 造成的壓縮比過大 重新選用前級泵 2 入口壓力過高 調整 控制入口壓力 3 冷卻不足 暢通 加大冷卻水 4 轉子與泵殼接觸 檢修 5 齒輪潤滑油過多 調整油量 6 齒輪 軸承油封潤滑不足 保證油量適當 潤滑良好 5 聲音異常 1 裝配不良 返修 2 同步齒輪與轉子位置偏移 轉子互相接觸 調整位置 保證間隙 3 入口壓力過高 調整 控制入口壓力 4 過載或潤滑不良 造成對齒輪的損傷 更換同步齒輪 5 軸承磨損 更換軸承 6 齒輪箱油量不夠 按要求加油 6 軸承 齒輪早期磨損嚴重 主要是潤滑油不足 油太臟或牌號不對 按要求 加油 正確的使用 維護和保養(yǎng)真空真空泵 以及嚴格按照檢修規(guī)程及標準檢修 對提高設備的運行周期 和延長設備的使用壽命有著重要的作用 33 33 34 34 總 結 畢業(yè)的時間一天一天的臨近 也接近了尾聲 在不斷的努力下我的畢業(yè)設 計終于完成了 在沒有做畢業(yè)設計以前覺得畢業(yè)設計只是對這幾年來所學知識 的大概總結 但是真的面對畢業(yè)設計時發(fā)現(xiàn)自己的想法基本是錯誤的 畢業(yè)設 計不僅是對前面所學知識的一種檢驗 而且也是對自己能力的一種提高 通過 這次畢業(yè)設計使我明白了自己原來知識太理論化了 面對單獨的課題的是感覺 很茫然 自己要學習的東西還太多 以前老是覺得自己什么東西都會 什么東 西都懂 有點眼高手低 通過這次畢業(yè)設計 我才明白學習是一個長期積累的 過程 在以后的工作 生活中都應該不斷的學習 努力提高自己知識和綜合素 質 總之 不管學會的還是學不會的的確覺得困難比較多 真是萬事開頭難 不知道如何入手 最后終于做完了有種如釋重負的感覺 35 35 參考文獻 1 馮辛安主編 機械制造裝備設計 第 2 版 大連理工大學 北京 機械工業(yè) 出版社 2007 12 2 黃如林主編 切削加工簡明實用手冊 北京 化學工業(yè)出版社 2004 7 3 吳宗澤主編 機械設計畢業(yè)設計手冊 第三版 清華大學 北京 高等教 育出版社 2006 12 4 濮良貴主編 機械設計 第八版 北京 高等教育出版社 2007 8 5 范思沖主編 畫法幾何及機械制圖 東南大學 北京 機械工業(yè)出版社 2005 7 6 減速器實用技術手冊編輯委員會編 減速器實用技術手冊 北京 機 械工業(yè)出版社 1992 7 戴曙主編 金屬切削機床 北京 機械工業(yè)出版社 2005 1 8 機床設計手冊編寫組主編 機床設計手冊 北京 機械工業(yè)出版社 1980 8 9 劉鴻文主編 材料力學 第四版 北京 高等教育出版社 2006 11 10 機械設計手冊編委會主編 機械設計手冊 11 成大先主編 機械設計手冊 第四版第二卷 北京 化學工業(yè)出版 社 2003 9 12 曹金榜等主編 機床主軸變速箱設計指導 北京 機械工業(yè)出版社 1995 13 陳易新編 金屬切削機床畢業(yè)設計指導書 北京 機械工業(yè)出版社 1993 36 36 37 37 謝 辭 緊張的畢業(yè)設計就要結束 大學四年的生活也到了尾聲 在老師的指導下 終于按時完成了畢業(yè)設計的各項內容 心情非常的激動 看著自己設計出來的 成果 一種從未有過的成就感 為自己感到驕傲和自豪 在這漫長的四個月中 有汗水心血 有傷心也有喜悅 在一切茫然中 在 到處查找資料中 不斷地自我充實 自我完善 以便更好的完成畢業(yè)設計 為 四年的大學生活畫上一個圓滿的句號而不懈努力著 這四個月中 我最要感謝的是我的指導老師 從開始到最后一直不斷的幫 助我 由于對真空方面的知識不熟悉 剛剛接觸設計課題時不知道從哪兒著手 從哪兒開始 陷入苦惱之中 經過老師的悉心指導和講解 并多次去工廠實習 通過實踐觀察讓我理解了真空泵的組成 設計要點等許多和設計相關的重要內 容 在老師的指導下 我從被動設計的狀態(tài)變化到主動并能單獨完成設計的狀 態(tài) 這對日后參加工作提供了非常大的幫助 在這里說一句 老師 您辛苦 了