本 科 畢 業(yè) 設 計 （ 論 文 ）題 目 3NB-1300 鉆井泥漿泵動力端系統(tǒng)設計專 業(yè) 學生姓名 班 級 學 號 指導教師 二〇 年 月 日畢業(yè)設計（論文）原創(chuàng)性聲明本人鄭重聲明：所提交的畢業(yè)設計（論文），是本人在導師指導下，獨立進行研究工作所取得的成果。除文中已注明引用的內容外，本畢業(yè)設計（論文）不包含任何其他個人或集體已經發(fā)表或撰寫過的作品成果。對本研究做出過重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標明并表示了謝意。論文作者簽名：日期： 年 月 日摘 要隨著工藝技術，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。通過對國內外泥漿泵現(xiàn)狀的分析，闡述了泥漿泵的發(fā)展方向，以及研制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(xiàn)代泥漿泵的工藝。關鍵詞：泥漿泵；動力端；工藝；工作原理ABSTRACTWith the technology, especially high-pressure jet, nearly balanced, directional cluster of new technology wells, horizontal wells, development of new technologies, to further promote the high-power pump, large displacement and high pump direction as drilling rigs “heart“ pumps, its performance level and service life with the speed and cost of production has a direct relationship, and their working conditions are also very poor, working conditions are very complex, and therefore, reliability and security requirements of the pump is also increasing. Through the present situation of mud pump analysis, it describes the development direction of the mud pump, mud pump and the development of new processes, new methods and new technology to be adopted, and the prospect of broad prospects lightweight mud pump.In this paper, mud pump detailed structural design and analysis, the focus is on the mud pump power end design and calculation. In this article we first recognize and understand the overall structure of the mud pump works, which leads to the current irrational structure, and then mainly in short-stroke, low pump pressure as a starting point, according to mud pump works, through the analysis of the relevant part, calculation, structural design of the mud pump, mud pump to meet modern technology.Keywords: mud pump; power end; crafts; works目 錄1 緒論 .11.1 課題的背景及研究意義11.2 泥漿泵的現(xiàn)狀與趨勢分析.21.2.1 我國泥漿泵的現(xiàn)狀21.2.2 國外泥漿泵現(xiàn)狀21.2.3 泥漿泵的發(fā)展趨勢31.3 研究內容與關鍵技術.31.3.1 泥漿泵主要參數的選擇31.3.2 泥漿泵運動對排量的影響42 泥漿泵結構設計 62.1 泥漿泵的主要工作機構.62.1.1 動力端72.1.2 液力端72.1.3 噴淋泵系統(tǒng)82.2 動力結構.82.2.1 有曲柄軸的結構82.2.2 有偏心輪的結構92.3 動力端軸承的選用和壽命計算.92.3.1 主動軸和被動軸軸承的選用.92.3.2 連桿兩端軸承的選用102.3.3 泵軸承壽命計算112.4 連桿、十字頭和導板.132.5 泵內齒輪.142.5.1 傳動齒輪的設計.162.5.2 被動軸軸的設計202.6 傳動端的密封和潤滑裝置213 動力端常見故障及處理 243.1 軸承常見故障243.2 齒輪常見故障.253.3 十字頭部分常見故障.253.4 連桿部分的常見故障.26總 結 .27致謝 .29參考文獻 .30本科生畢業(yè)設計（論文）01 緒論1.1 課題的背景及研究意義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(xiàn)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。由于石油礦場上使用往復泵的條件十分惡劣，提高其易損件（泵閥，活塞和缸套）的工作壽命，成為泥漿泵設計、制造和使用中迫切需要解決的問題。近幾年，為了加快速度，降低成本，延長鉆頭使用壽命，國內外在泥漿泵的理論和試驗研究、設計制造和選擇使用等方面做了許多工作，對泵進行了多次改型換代，各種新型泵也不斷研制成功。但其基本結構均未擺脫曲柄連桿機構的傳統(tǒng)方式，在結構上沒有根本變化，因而現(xiàn)有的泥漿泵不能完全滿足作業(yè)的需要，因而必須尋求具有更好工作性能和合理結構的泵以滿足石油勘探開發(fā)使用的要求。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。隨著改革開放的深入及中國加入世貿組織，我國石油鉆井隊伍“充分利用國內外兩種資源、兩個市場”，實施走出去的戰(zhàn)略，進入國際鉆井市場，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鉆井設備的投入，同時加快老鉆井機的更新改造和新型輕便鉆井機研制步伐，加之國際市場對鉆井泥漿泵的需求增大，使得鉆井泥漿泵的供求矛盾更加突出，各類型鉆井泥漿泵的缺口每年達 200 臺左右。根據 2000 年的統(tǒng)計，中國擁有鉆機 1000 余臺，占世界鉆機總量的 32%，其中中石油集團公司擁有 702 臺，因此，中石油集團公司的鉆機的情況基本反映了國內鉆機的現(xiàn)狀，然而國內生產鉆井泥漿泵的企業(yè)由于各自產品為多年前開發(fā)，結構不盡合理，難以滿足現(xiàn)代鉆井工藝的要求，其缺點主要是①鉆井泥漿泵質量大，難以適應現(xiàn)代輕便鉆機的要求，制約鉆機的移運性；②沖程短，沖次高。鉆井泥漿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(xiàn)代鉆井工藝的需要；④結構不合理，部分強度冗余，部分剛度不足，可靠性低，難以滿足鉆井機高可靠性要求；⑤缸套壽命短，難以滿足鉆機高效率要求。目前國內外鉆井泥漿泵的主要形式仍為三缸單作用往復泵，為了適應現(xiàn)代鉆井工藝的要求，合理降低泵的沖次，適當增加泵的沖程長度，既滿足鉆井過程中的排量要求，又能確保泵的自吸性能，充分發(fā)揮了泵的效能，成為今后鉆井泥漿泵的設計方向。本科生畢業(yè)設計（論文）1現(xiàn)如今國內外泥漿泵主要存在 5 方面的問題，即，泵質量大，制約鉆機的移運性，難以適應現(xiàn)代輕便鉆機的要求；沖程短，沖次高，泵在不合適的沖次范圍內工作，致使液力端壽命短；泵壓偏低，不能完全滿足現(xiàn)代工藝的需要；結構不合理，部分強度冗余，部分剛度不足，可靠性低，難以滿足機高可靠性要求；缸套壽命短，難以滿足鉆機高效率要求。因此，合理降低泵的沖次，適當增加泵的沖程長度，既滿足過程中的排量要求，又能確保泵的自吸性能，充分發(fā)揮了泵的功效，成為今后泵的設計方向。1.2 泥漿泵的現(xiàn)狀與趨勢分析1.2.1 我國泥漿泵的現(xiàn)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(xiàn)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(xiàn)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(xiàn)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(xiàn)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。軸承采用雙列向心球面調心軸承。十字頭滑動面經表面淬火磨削。齒輪采用斜齒或無槽人字齒輪。為了加強易損件的互換，閥腔和活塞桿制定了相應的標準。隨機輔助工具齊全，有閥座液壓拉拔器液壓拆卸器、缸套拆卸器等。動力端機座有鑄件和焊接件，傳動采用小螺旋角斜齒輪傳動和寬槽人字齒輪。曲軸是由鑄造的偏心輪套在直軸上組成的。采用雙列圓錐滾子軸承。十字頭滑動面經表面淬火磨削。介桿采用雙室密封。隨機輔助工具齊全，有閥座液壓拉拔器、液壓拆卸器、缸套拆卸器等?？偟膩碚f，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。本科生畢業(yè)設計（論文）21.2.3 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。國內外三缸泵的優(yōu)點有:液力端L形結構，復合錐面閥膠皮，冷卻缸套活塞的內孔噴射移動式噴淋裝置，直立式吸入空氣包;動力端的體外強力潤滑系統(tǒng)，閉式內固定導板機構。技術的發(fā)展方向是提高時效，降低成本和采用能夠降低成本的新工藝、新技術和新裝備。運用大排量高壓噴射工藝即是這一趨向的必然選擇。高壓噴射則由高可靠性的泵來保證。因此，泵的發(fā)展趨勢是:①降低額定沖數，由150沖/min降到110一120沖/min,②長沖程，最大沖程已達300mm以上。③降低沖次，降低沖次不僅可以提高易損件如活塞密封、缸套的使用壽命，而且還可以減少慣性損失，改善泵的吸入性能，同時提高泵動力端齒輪、軸承等零部件的使用壽命，大大提高泵的可靠性。因此合理降低泵的沖次，適當增加泵的沖程長度，既滿足過程中的排量要求，又能確保泵的自吸性能，充分發(fā)揮了泵的效能，成為今后泵設計的發(fā)展方向。1.3 研究內容與關鍵技術行業(yè)的發(fā)展方向是提高時效，降低成本和采用能夠降低成本的新工藝、新技術和新裝備。運用高速高壓噴射工藝即是這一趨向的必然選擇。決定泵易損件壽命和工作效率的參數為泵沖次、沖程、排出壓力和吸人壓力。這些參數與有關壽命之間的關系是指數函數。實踐表明泵80%的故障是由于缸套活塞組的磨損引起的。1.3.1 泥漿泵主要參數的選擇泵的性能取決于泵技術參數的合理匹配。從提高泵的吸入性能出發(fā)，優(yōu)化選擇泵的性能和結構參數是非常重要的。（1）泵的額定沖次n ：泵的沖次n是泵的主要參數之一。目前的發(fā)展趨勢是降低沖次，相同功率下，沖次低使得泵體積小，質量輕，進而制造費用、運輸費用和維護保養(yǎng)費用較小;沖次高則不能充分發(fā)揮三缸單作用泵的效能，因此，對沖次的選定將決定泵的性能本科生畢業(yè)設計（論文）3可靠性、使用性和經濟性。降低沖次可以提高泵吸入性能，特別是提高三缸泵的自吸能力。降低沖次可延長易損件的使用壽命。泵沖次的高低對易損件的壽命有很大影響。活塞失效的主要原因是擠傷和磨損，由于活塞平均速度與沖次成正比，當沖次降低后，活塞往復運動的速度減慢，活塞與缸套之間的摩擦功耗產生的摩擦熱減少，從而延長活塞密封的 使用壽命，也提高了缸套的使用壽命。同時，十字頭、導板、閥和閥座的壽命都有所提高。另外，沖次降低后，慣性損失減少，泵不易產生“水擊”現(xiàn)象，慣性力減弱，將會提高泵動力端齒輪、軸承等零部件的使用壽命。（2）泵的沖程長度：泵的沖程長度是泵的另一重要指標。由相關資料可知，在降低沖次的前提下，適當加長沖程長度是合理的，而且還可以進一步改善其吸入性能。經合理搭配泵的沖程長度，泵的額定沖次，缸套直徑，在泵的理論排量、排出壓力滿足工藝要求的前提下使泵的慣性水頭系數小于 時，能夠確保泵自吸性能良好。2m/s 0.34（3）正確設計吸入管線：正確設計吸入管線也是泵設計的關鍵，為保證液流與活塞同步增速，液流需要消耗一定的能量，即稱為“加速度水頭損失”或“慣性損失”。隨著所用吸入管線的形式不同，這種損失可能加大或減小。要控制慣性損失，提高泵的吸入性能，應注意以下幾方面問題。1) 吸入管線應有足夠的液體。2) 選用直通式泵頭。3) 吸入系統(tǒng)應絕對密封。1.3.2 泥漿泵運動對排量的影響泵工作時排量不斷變化，壓力也隨之變化。排量和壓力的波動會降低泵的機械效率、容積效率及縮短泵和管線的使用壽命，甚至導致井壁的坍塌和鉆進液的漏失。為了減小泵的排量和壓力的波動，常用的方法是在泵的排出口安裝空氣包，或在吸入口安裝空氣包。泵工作時 ，閥盤作間歇運動。當閥盤上升時，它與閥座間有一空間，從液缸內排出的液體有一部分儲存其中，使流經閥隙的液體量小于液缸內排出液體量;當閥盤下落時，下部空間減少，把原來儲存的小部分液體排出，使流經閥隙的液體量大于由液缸內排出的液體量。從本質上說，泵閥在閥腔內的運動效果就相當于一臺“開式”往復泵，閥盤相當于一個活塞。對泵而言，為了滿足工藝對排量和壓力的要求，通常采用換缸套的方法。根據泵閥理論，閥盤的運動存在滯后現(xiàn)象，在排出過程終止時，閥盤并未落回閥座。吸入過程開始時，閥盤在自重、彈簧力及閥盤上下壓力差的作用下，快速下落，產生沖擊力。閥盤上下壓力差越大，閥盤的沖擊力越大，閥盤和閥座所受的力就越大。同樣，由于泵在高壓狀態(tài)下使用的是小缸套，在 中，F(xiàn)值較小，泵的排量變1rsintQ??化值較大。所以在設計泵時，通常采用泵的小缸徑參數。為了減小泵閥運動對泵排量不均度的影響，應盡可能地減小閥盤的直徑和運動速度，盡可能地使用直徑較大的缸套，本科生畢業(yè)設計（論文）4使F/f閥的值較大，也就是說，在泵的使用過程中，盡可能使用大直徑缸套，既可以提高液的循環(huán)量，又可以保證泵的瞬時排量相對穩(wěn)定，從而保證質量。本文主要完成一種新型專用筑砌磚墻泥漿泵設計。設計原始參數為：通過與其他一些系列的泵型號與參數進行對比，可以得出 3NB—1300 泵沖程長度長，額定沖次低，最高工作壓力大，外形尺寸大，并且質量重。通過對泵工作原理及工作環(huán)境的了解，可以知道因泵與泥漿接觸，在工作過程中一直受著強烈的磨粒磨損，使其壽命低，原材料大量消耗，生產設備時嚴重浪費，維修費用大量增加，效率大幅度降低，因此在對動力端進行設計時要將這些因素考慮在內。本科生畢業(yè)設計（論文）52 泥漿泵結構設計2.1 泥漿泵的主要工作機構鉆井泥漿泵的主要作用是使鉆井沖洗液（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，提高鉆井速度。圖 2-1 鉆井泥漿泵的主要工作機構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-排出空氣包鉆井往復泵屬容積式泵。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?；钊?、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?；钊麠U被動力機驅動。如果動力機是旋轉運動的內燃機或油壓缸，則稱為蒸汽（或油壓）直接作用泵，泵缸的活塞桿和蒸汽機或油壓缸的拉桿直接相連，中間無需曲柄軸連桿機構。本科生畢業(yè)設計（論文）6圖 2-1 3NB 系列泥漿泵3NB 系列泥漿泵主要由動力端、液力端、噴淋系統(tǒng)、潤滑系統(tǒng)、灌注系統(tǒng)組成。2.1.1 動力端主要由機架、曲軸、小齒輪軸、十字頭與中間拉桿組成。1、機架：機架由鋼板焊接而成，曲軸軸承處采用筋板加強結構經消除應力處理，剛性好，強度高。機架內設置必要的油池和油路系統(tǒng)，供冷卻和潤滑用。2、十字頭與中間拉桿：十字頭和十字頭導板的材料耐磨性能好，使用壽命廠。除 F-500 泵采用導筒結構外，其余泥漿泵均采用上下導板結構，可通過下導板加墊片調整同心度。十字頭與中間拉桿之間為銷孔配合的法蘭螺栓連接，這種剛性連接方法保證了中間拉桿與十字頭的同心度。中間拉桿與活塞桿間采用重量輕的卡箍連接，方便、可靠。3、曲軸：曲軸為合金鋼鑄件，上面裝有大齒圈、連桿、軸承等。大齒圈的齒形為人字齒，內孔與曲軸過盈配合，并用螺栓和防松螺母緊固。連桿大頭通過單列短圓柱滾子軸承分別安裝在曲軸的三個偏心拐上，連桿小頭通過雙列長圓柱滾子軸承安裝在十字頭銷上。曲軸兩端使用雙列向心球面滾子軸承。4、小齒輪軸：小齒輪軸為合金鋼鍛件，軸上加工人字齒輪，整體調質中硬度齒面。為了便于維修，選用內圈無檔邊的單列向心長圓柱滾子軸承。軸的任一端軸頭均可安裝皮帶輪或鏈輪。2.1.2 液力端液力端主要由液缸、排出管、空氣包、閥總成、缸套和活塞組成。技術特點：各密封部位采用剛性壓緊，高壓密封性好;本科生畢業(yè)設計（論文）7直立式液缸，吸入性好;排出口處分別裝有排出空氣包、剪銷式安全閥和排出濾網；3NB-1300 和 3NB-1600 泥漿泵的液力端可互換。1、液缸：液缸材料為合金鋼鍛件，每臺泵的三個液缸可以互換。2、閥總成：F 系列泵的吸入閥和排出閥可以互換。3、活塞與活塞桿：采用與圓柱面配合和橡膠密封圈密封，用帶防松的鎖緊螺母壓緊。3NB-800 與 3NB-1000 泥漿泵液力端的液缸、缸套、活塞、閥體、閥座、閥彈簧、密封件、閥蓋、缸蓋等主要零部件可互換。4、缸套：可選用高耐磨合金鑄鐵內襯的雙金屬缸套。2.1.3 噴淋泵系統(tǒng)由噴淋泵、冷卻水箱、噴管等組成，其作用是對缸套、活塞（或柱塞）進行必要冷卻和沖洗，以提高缸套活塞（或柱塞）的使用壽命。噴淋泵為離心式，可在輸入軸的軸頭上裝皮帶輪驅動，也可由電動機單獨驅動，以水或 JH-1 水基潤滑冷卻劑作為冷卻潤滑介質。噴管安裝在中間拉桿與活塞桿連接的卡箍上，可隨活塞往復運動。噴嘴靠近活塞端面，潤滑冷卻液能始終沖洗活塞與缸套的接觸面，也可采用固定式噴淋管。四、潤滑系統(tǒng)動力端采用強制潤滑和飛濺潤滑結合的方式。設置在油箱中的齒輪油泵，通過潤滑管線，將壓力油分別輸給十字頭、中間拉桿及各軸承，達到強制潤滑的目的。齒輪油泵的工作情況，可以通過機架后部的壓力表觀察。五、灌注系統(tǒng)為了避免泵吸入口壓力低而出現(xiàn)的氣塞現(xiàn)象，每臺泵均可配灌注系統(tǒng)。灌注系統(tǒng)由灌注泵及底座、蝶形閥和相應管匯組成，灌注系統(tǒng)由專用電機驅動，安裝在泵吸入管匯上，也可以用泥漿泵輸入軸的皮帶傳動，減少鉆機總發(fā)電量的供應。2.2 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。2.2.1 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 2-2 所本科生畢業(yè)設計（論文）8示。圖 2-2 泵示意圖2.2.2 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。2.3 動力端軸承的選用和壽命計算2.3.1 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(xiàn)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 2-1 是幾種泵選用軸承的類型和尺寸。表 2-1 泵選用軸承的類型和尺寸泵 型 號 類 型 內 徑 外 徑 寬 度 動負荷能力本科生畢業(yè)設計（論文）9主動軸軸承10-P-130FA-1300調心短圓滾子短圓滾子22022022037035046012098.4145-12461450被動軸軸承10-P-130FA-1300雙列錐滾調心滾子調心滾子368.75300300522500500216160160338222731726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 M7.2.3.2 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2-3 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 2-4 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)接本科生畢業(yè)設計（論文）101.連桿小端 2.鍵 3.十字頭 4.介桿 5.十字頭銷圖 2-4 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(xiàn)所謂“跑圈”現(xiàn)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。2.3.3 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。本科生畢業(yè)設計（論文）11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）3.pd6fn01???????CLA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AL計的習慣，此處 的單位為 h（小時）；-----所選軸承的額定動載荷。dC-----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P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pf起的附加負荷較大，取 =1.8；對其它軸承，取 =1.2.pf pf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。1F21P2（3.2）式3.13601i.i1??????????F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。3.i1F011F同理， （3.3）3.13601i.i22P?????????F、 在一沖中的變化如圖 2-5 所示。由式（3.2）和式（3.3）算得1F2=538KN, =528KN,故 = =538KN.PP1本科生畢業(yè)設計（論文）12a.左軸承支反力 b.右軸承支反力1F 2F圖 2-5 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dnan0n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.dC于是，本例中曲軸軸承的 B-10 壽命為：=25000 h3.61.2x58090???????AL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。2.4 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(xiàn)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本科生畢業(yè)設計（論文）13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 3.7 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。2.5 泵內齒輪現(xiàn)有泵的傳動齒輪多采用漸開線齒形。圓弧齒輪齒面承載能力強，其接觸沿齒高為線接觸，當受載變形后為一塊接觸區(qū)面，接觸強度遠遠大于漸開線齒輪；圓弧齒輪在嚙合過程中，接觸點沿嚙合線作軸向移動，即齒面之間相對滾動，這對建立油膜極為有利，較厚的油膜不僅可提高齒面的接觸強度，而且可減少摩擦磨損，提高傳動效率。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(xiàn)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 ）rzigfdk?N式中 -----齒面接觸強度允許的泵輸入功率；gN-----齒寬系數。fi-----功率系數。當泵的額定功率 N≥1000hp 時， =1.4；當r rfN1000hp， =1.6-（N/5000）;rf-----決定于齒面硬度和齒輪傳動比的系數。rk本科生畢業(yè)設計（論文）14----決定于小齒輪轉速和節(jié)圓直徑的系數。 zd其中 由下式計算： （3.5）1260nduzCDP?式中 -----小齒輪節(jié)圓直徑；pD-----小齒輪轉速（r/min）；1n（3.6）????????12n78/p0Cπ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。nm nm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 2-7。nm本科生畢業(yè)設計（論文）15圖 2-7 齒形修形量2.5.1 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 135Z?218Z?213.65Z??=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）32d1tt1 ][.2????????HEZTK?????（1） 確定公式內的各計算數值1）試選載荷系數： =1.6；t2）計算小齒輪傳遞的轉矩；mNT?????751 1086.27.43960.3）齒寬系數： ；d?4) 選取區(qū)域系數： =2.433；HZ5）查得 =0.78 ， =0.87，則 = + =1.65；1??2????126）材料的彈性影響系數： ；8.9MPaE?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MPaH501lim??度極限 ；MPaH502lim??8）計算應力循環(huán)次數；911 1053.)08362(7.4360 ????hjLnN本科生畢業(yè)設計（論文）16；892 1037.465.1053. ????N9）接觸疲勞壽命系數 ； ；1HNK9.2HN10）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1%，安全系數 S=1，得：；MPaSHNH 517094.][1lim11 ????；K398.2li21（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td1??H?mm=348.3mm；32t ]57[8.9x43.21.65.208xd ????????2） 計算圓周速度 V；smndt 98.6010?????3） 計算齒寬 b；td3.48.1?4） 計算齒寬與齒高之比 b/h模數 =9.65；1ttzcosm??齒高 ； mht3875.25.；b5） 計算載荷系數根據 ，7 級精度，查得動載系數 ；人字齒輪，假設 ＜.98mvs? 1.02vK?AtKFb。查得 ；查得使用系數 ；查得 7 級精度、小齒輪懸臂布0N1.2HFK??A置時， 3b=1.24??21.2060.d?????由 ， ，查得 ；故載荷系數：58?hb4.H?F；52.141????VA6）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑得：；mKdtt 76.3231?本科生畢業(yè)設計（論文）177） 計算模數： 。mzd6.10?3.按齒根彎曲強度設計彎曲強度設計公式為（3.8）??)(213FSadYZKTm???（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 ；MPaFE3801?大齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；FE22）查得彎曲疲勞壽命系數 ； ；95.1NK9.2N3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數 S=1.4，得：；??MPaSFENF86.25711??；K224）計算載荷系數 K 4.18.20.1??????FVA5）查取齒形系數； 69.21FaY356.2aY6）查取應力校正系數； 57.1?Sa 84.12?Sa7）計算大、小齒輪的 并加以比較??F???01643.8.257691?FSaY?92.32??Sa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：mm01.935142.02864.23 ???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本科生畢業(yè)設計（論文）18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 。m10?按接觸強度算得的分度圓直徑 ；d349算出小齒輪齒數 ；大齒數 。5.1?Z 1282?Z?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； mZd3501?mZd12802?（2）計算中心距a81)(21?（3）計算齒輪寬度db3501???取 ； 。mB3502?mB5．驗算NdTFt k2.19.28601?； KNbKtA 534.509???，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 2-2 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本科生畢業(yè)設計（論文）19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。2.5.2 被動軸軸的設計1．求輸出軸上功率 、轉速 和轉矩2P2n2T若取每級齒輪傳動的效率 ，則97.0??W58.95612???min.1.374rn?NPT?7262 005.92．求作用在齒輪上的力已知大齒輪直徑 得∶d182?mgFt 163.950.31 ??Nr 8.dTt1252?Ftr 2.408an??圓周力 、徑向力 的方向如圖 2-8 所示 ∶21,t 1,rF本科生畢業(yè)設計（論文）20圖 2-8 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1260?A徑，于是得∶ m5.487.9108npd330min??A4.通過上面的計算，可以設計出傳動軸的結構4．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。2.6 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，本科生畢業(yè)設計（論文）21a）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2-9 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 2-9 介紹了幾種較好的介桿密封設計。圖 2-9 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 2-9 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 2-9 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。本科生畢業(yè)設計（論文）22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(xiàn)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(xiàn)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。本科生畢業(yè)設計（論文）233 動力端常見故障及處理往復泵動力端的故障往往都伴隨著出現(xiàn)不正常的響聲。如果是新泵或者是剛剛大修過的泵，故障工作響聲很大，多是安裝和制造質量問題。對于工作過一段時間的泵來說，動力端出現(xiàn)不正常的響聲，說明該泵動力端一定有故障。為了判斷和排除這些故障，首先要進行泵的外殼檢查。3.1 軸承常見故障滾子軸承的主要非正常損壞現(xiàn)象有：被動軸、主動軸和連桿大端軸承配合松動（俗稱“跑圈”)，滾子和跑道磨損過快和燒毀等。其原因主要是：1.軸承配合過松過去我們在石油機械設計中，不分軸承種類、直徑和載荷特點，對內圈旋轉的軸承，軸的配合一律選用 m6。但經驗表明，鉆井泥漿泵軸承的載荷變化大，有一定沖擊，軸承內圈與軸的配合應選得緊些。連桿大端軸承的內、外圈是薄壁套圈，配合應更緊些。而軸承的原始徑向游隙也應比基本組小一級。曲軸和傳動軸支承軸承軸頸與內圈的配合應選 n6。連桿大端軸承內圈與偏心軸頸的配合應選 r7；大端內孔與軸承外圈的配合應選 N7.2.曲軸軸承座裝配不當圖 3-1 曲軸軸承座的裝配曲軸軸承座裝配如圖 3-1 所示，裝配曲軸軸承座時，必須嚴格控制軸承蓋的壓緊程度；過緊，軸承徑向游隙減少，運轉受熱膨脹后易燒毀而卡死；過松，受變載時必然產生沖擊，相關的各零件易損壞。裝配時，應嚴格按技術條件計算軸承蓋和軸承座之間調節(jié)墊片的厚度，按規(guī)定的扭矩值上緊緊固螺栓。裝配后，檢查軸承中兩列滾子的松緊程度，在軸承頂端應有 2-4 個