中速磨磨辊修复转台设计【带三维SolidWorks】【8张CAD图纸+毕业论文+开题报告+外文翻译】
湘潭大学毕业设计说明书 中速磨磨辊修复转台设计 中速磨磨辊修复转台设计 摘要 型中速磨煤机是近年来我国引进的高效、节能并适于朝大出口方向发展的新型磨煤机。磨辊是 型磨煤机的关键易损件,其性能的好坏直接影响磨煤机性能。由于我国火电厂使用的煤质较差,含矸石和黄铁矿石较多,磨辊的使用寿命大为降低,无法达到其设计寿命。虽然目前磨辊的铸造工艺已经有很大改进且铸造材料也由以前的硬镍铸铁改为高铬白口铸铁但还是不能满足磨辊的使用寿命要求。提高磨辊耐磨寿命,降低成本,已成为中中速磨机发展的迫切任务。 采用特制的高铬高碳药芯焊丝 ,对旧的 中速磨煤机磨辊进行堆焊修复 ,可获得性能较为优异的耐磨层 ,修复后磨辊经现场运行考核 ,可有效地提高使用寿命 ,经济效益和社会效益显著。但由于磨辊尺寸较大且笨重故需对他的焊接设计专门的转台实现其变速和变位。 关键词 中速磨煤机磨辊、速磨煤机磨辊堆焊修复转台结构设计、磨辊定心机构、定位结构、焊枪装夹与调整装置设计湘潭大学毕业设计说明书 中速磨磨辊修复转台设计 is an to in in be to is he of of is is in to t it of to to to to a ts to of to to of of to of to to on a of to to to to to of of to to be to to it to to of to to 潭大学毕业设计说明书 中速磨磨辊修复转台设计 目 录 摘要 . 1 第一章 概述 . 1 型中速磨煤机结构介绍 . 1 磨煤机工作原理 . 1 磨辊修复原因 . 2 第二章 方案设计 . 4 第三章 转台具体参数设计 . 6 电动机选型 . 6 磨辊重量及焊接接转台摆角设计 . 6 辊重量 . 6 接转台摆角设计 . 6 转台厚度设计 . 7 转台设计技巧 . 7 转台厚度计算 . 7 台面结构设计 . 8 主轴参数设计 . 9 磨辊的定位和装夹设计 . 10 磨辊定位和装夹方案 . 10 螺杆参数的确定 . 11 焊接转台减速设计 . 11 蜗轮蜗杆各参数的确定 . 12 确定许用接触应力 . 12 蜗杆与减速箱 间的连接 . 15 转台支承设计 . 16 转台盘与轴的联接 . 17 辊摆角的实现 . 20 湘潭大学毕业设计说明书 中速磨磨辊修复转台设计 接枪的夹持和调整机构的设计 . 21 第四章 相关较核 . 22 偏心螺杆的强度校核 . 22 轴的校核 . 22 截面安全系数 S 校核 . 22 后 记 . 错误 !未定义书签。 参考文献 . 2 第一章 概述 制粉系统是电站锅炉中非常关键的一个环节。 型中速磨煤机是近年来我国引进的高效、节能并适于朝大出口方向发展的新型磨煤机。与普通的高、低速磨机相比,它具有结构紧凑、体积小、占地面积小、研磨效率高、嗓声低、金属磨损量小,节约能源等特点,同时它具有粉碎、干燥和输送煤粉等功能,且对煤质的适应性较强,可研磨占我国煤炭资源 75%以上的烟煤,显示出独特的优点。 型中速磨煤机结 构介绍 该型磨煤机同其它形式中速磨结构相近,基本上由传动部件、碾磨部件、分离器和机架等几部分组成,如图 1 所示。该磨煤机的磨辊与支架通过转轴组合在一起,磨盘的外围是装在六角形壳体上的喷嘴环,喷嘴环上半部是分段组合的,可以更换。该磨煤机转子与磨盘以及干燥介质通流部件之间采用密封风环加以密封。分离器结构形式基本上分为离心式和旋转式两种。 123 456瓦 图 1磨煤机结构图 磨煤机工作原理 该磨煤机具有相距 1200 的 3 个大磨辊, 3 个辊子之间的相对位置固定,被转动的磨盘带动,在磨盘上滚动。磨碎煤料所需的压力是通过 3 个辊子自重及其上方的弹簧组施加的,加载压力大小可通过液压缸进行适当调节。 其磨碎和干燥过程同其它型式磨煤机一样,干燥剂由磨盘周围的喷嘴环以 70煤干燥的同时,经磨碎输送到分离器中进行分离,煤中的杂物如煤矸石、铁块等通过喷嘴环落到转盘上,被刮板刮至集料箱中排除。 由上图知该磨煤机的研磨部件主要是磨辊和磨盘,其磨煤工况如图 2 所示 . 磨盘转动时带动磨辊自转,磨辊、磨盘和煤料构成三者之间 的磨料磨损。由图可看出,磨辊运行时受到本身重力 G,液压加载系统的加载压力 料对磨辊的作用力 辊主要承受以下几种载荷作用 : 磨辊在磨煤过程中承受一定的硬杂质冲击载荷作用。 图 1辊工作情况 磨辊修复原因 由于国内电厂用煤种类较多 ,杂质含量颇高 ,可磨性较差 ,与中速磨煤机设计使用条件不尽相符 ,加之运行经验不足 ,使得磨辊过快地磨损 , 当磨辊磨损严重时,磨辊与磨盘之间的间隙过大,磨辊液压加载系统液压缸传递到磨辊上的压力亦难以保证磨辊与磨盘之间的间隙,这样就会使大量原煤及歼石均被排出磨室,使该磨煤机碾磨出力下降,直接影响锅炉燃烧,降低锅炉效率,威胁机组热力系统安全经济运行,此时需要频繁更换才能保证磨煤机正常工作 ,这样 ,一方面降低了生产效率 ,另一方增加了检修任务和维修费用。如:内蒙古丰镇发电厂到 1998 年止安装了 16 台 中速磨煤机,蒙达公司安装了 12 台 中速磨煤机其中磨辊、磨环(磨盘)是主要易损件,每年耗资 500 多万。虽然目前磨辊的铸造工艺已经有很大改进且铸造材料也由 以前的硬镍铸铁改为高铬白口铸铁但还是不能满足磨辊的使用寿命要求。 因此 ,对旧磨辊进行修复和强化是非常必要的。 磨煤机磨辊的磨损机理为切削磨损、塑变疲劳磨损和脆性相断裂磨损三种机制并存,其中切削磨损机制处于主导地位;磨辊内、外侧磨损机理的差别重要在于外侧部位受到煤料的切削磨损作用远比起内侧处强烈,且磨粒切削的方向性明显强于内侧。当前提高中速磨磨辊的使用寿命主要是提高磨辊的耐磨性,其方法有用钨铬铸铁制作磨辊代替镍硬铸铁制作磨辊提高起耐磨寿命,更经济的方法 就是对磨辊磨损表面进行修复且现在广泛采用的是堆焊修复。内蒙古丰镇发电厂 3 号 6 号机组均采用 中速磨煤机磨辊耐磨性教差,在运行40005000h 左右即会失效。为延长磨辊使用寿命,选用镍基材料作为过流层,采用自动埋弧堆焊方式进行堆焊修复,使磨辊寿命达到了 8000h 以上。 试验的结果表明采用堆焊修复工艺对旧中速磨辊进行修复比直接外购铸造式磨辊成本降低 50% 但磨辊尺寸较大且笨重其焊接装夹不易实现,且为了保证磨辊的焊接质量必须有专门的焊接变位机械来实现其焊接的变位。 第二章 方案设计 磨辊的 修复过程实际上是旧磨辊的夹持及对中磨辊堆焊修复过程它的实现是焊接变位机通过特制焊接工装卡具卡住磨辊 ,使其沿某一水平轴线匀速转动 ,并辅以焊接枪的沿该轴线方向的恰当移动 ,从而实现对磨辊的周向堆焊。这里对磨辊的夹持对中要求较高 ,否则将严重影响磨辊堆焊后的尺寸形状 ,甚至会发生导电嘴与工件表面打火现象 ,使得导电嘴严重烧损。 图 2接转台总体示意图 因此焊接转台必须对旧磨辊的夹持有很好的对中,同时为了保证有好的焊接质量磨辊 的转动亦必须稳定及要匀速。同时为了制造方便它的减速及动力机械尽可能的选用标准件,通过多方 面比较最后拟定焊接转动的原动件采用运动平稳的电动机,电动机到磨辊的减速采用标准的行星轮减速器和蜗轮蜗杆来实现;磨辊的摆角则采用人工操作即用千斤顶来实现或采用钓钩来实现。焊接枪的夹持和变位亦可简单的采用曲柄滑块、或凸轮等机构实现此处为了节约成本采用了导杆与滑块的组合机构它的具体设计见十一点,焊接转台最后的实体图如图 3 所示 第三章 转台具体参数设计 电动机选型 从使用要求出发为减小焊接时减速比选用的电动机下 : 表 3电动机参数 电 动机型号 额定功率 /载转速 /(r/同步转速 /(r/堵转转矩 最大转矩 额定转矩 额定转矩 10 750 磨辊重量及焊接接转台摆角设计 辊重量 采用三维制图软件 算知约为 103 接转台摆角设计 磨棍外圆弧圆心角 250即 = 113,因此 转台摆角范围为 +57其摆动示意图如下图 4 图 3摆动示意图 由图知为满足摆角要求焊接转台高度 650 1193s i n 3 3m m取整为 1300转台厚度设计 转台选材为 转台设计技巧 由于转台面主要起支承作用故只需对其进行挠度设计,取挠度 f 104R R 为转台半径。 转台厚度计算 沿转台径向取一 微型截面由微积分原理可把它视为横梁如图 5 力的分布围很小可视为集中载荷并取弯矩最大值既取分布在距离 B 点 616。由材料力学知识知各段挠度计算公式如下 : 2( ) ( 3 3 )6p b I : 223()( ) 2 3 6p b x a x I b b A 点: 2( ) ( 3 )6p b I 图二图 3台受力示意图 其中 s 0、 、 、 800l 、 616l 、 312、 G 为磨辊重量; 材料弹性模量由机械设计手册第四版表 1得 E=196过比较得知 24936167 1 2 2 . 1 7 0 . 6 1 2 0 . 8 3 2800 1010Kf x 代入数据有 H 整为 H=90 台面结构设计 从使用和节省材料出发转台面采用轮辐结构,且轮辐 n 取 4 按弯曲强度设计剪切强度进行较核。 1. 按弯曲强度设计 查机械设计手册表 3许用弯曲应力 =450 其中弯矩 s i n 6 0 0 . 6 1 64G ;抗弯截面模量 26 b 为轮辐宽度,轮辐厚度 h=90 23 7 9 0 . 3 1 6m a x 4 5 00 . 0 96b ; 故 b 安全系数 S=取整 b=100 剪切强度较核 由材料力学知识有 32其中 Q 为轮辐的正应力; 代入数据有: 33 2 8 4 2 02m a x 4 10 . 0 9 2 0 . 1 M P a 通过较核。 主轴参数 设计 由于该主轴所传递的扭矩极小计算时可按心轴公式计算且为实心故其轴径计算公式为 32 1 d 轴的直径 , 轴在计算截面所受的弯矩, 轴的许用弯曲应力, 表 5取为 280矩可由弯矩图最大弯矩在轴承支点处 P 图 主轴受力图 由材料力学计算有 B=G=39000 N 最大为 6 6 3 0 m m 故轴径为 d=70安全系数 轴径为 130的结构设计如下图 8 所示 图 磨辊的定位和装夹设计 磨辊定位和装夹方案 磨辊的定 位主要是定心和夹紧由于磨辊比较笨重故把定位和夹紧机构分开其中定位机构也只起找准的作用,可采用曲柄滑块机构。其加紧采用偏心螺杆进行加紧,易知当磨辊轴线处于水平位置时所需要的加紧力最大。其受力示意图如下图: F 图 在该加紧机构中磨辊的定位加紧是靠磨辊与转台面之间的摩擦来实现的即摩擦力 考虑磨辊的挤压强度采用 4 个偏心螺杆联结则每个螺杆的预紧 力为 0 FK m f F 为磨辊重量 F=28420N、 Z 为螺杆个数、 m 为结合面数此处 m=2、结合面摩擦系数查表 5机械设计第七版 高等教育出版社出版) =表 螺纹采用 8 级制造公差其计算如下 螺杆参数的确定 、确定螺杆直径 此处螺杆联结仅收预紧力作用且初步估计在 间取当量摩擦角 、 21纹升角 则计算应力 223 1 . 3 有201 即有 2011 . 3 2 . 3为了有足够的强度 为材料许用应力查表 s n 、 s 查表 480n 取 入以上公式有1 24d ,由于还要受弯矩的作用故取最小值的 ,并标准化采用第一系列取公称直径 42 、 偏距厚度设计 偏距的受力为剪切力因此只要对它进行剪切应力强度设计就行由剪切应力计算公式 m a x 3、 材料许用应力取 、 Q=F =数据代入有 9h 结构考虑取 h=20 焊接转台减速设计 为实现焊接变速必须对起进行减速设计减速比 200750电总 焊i= 即 i 总 = 从降低生产成本出发尽可能采用标准减速器 星减速器 表 3减速器工作性能 减速器代号 公称减速比 实际传动比 输入转速 r/ 重量( 30 597 750 382 为实现减速要求还需采用蜗轮蜗杆对它进一步减速,为实现减速要求还需对它进行进 一步减速,此处是空间交错的 两轴间运动和力的传动,可采用蜗轮蜗杆传动、圆锥齿轮传动等减速方案进行减速。这里选用蜗轮蜗杆传动,因为它具有以下特点: 蜗轮蜗杆能实现比较大的传动比一般为 i=5 80 与其它减速方案比较它具有传动比大,零件数目少,结构紧凑等特点。 为保证焊接质量要求磨辊的运动平稳而蜗轮蜗杆在传动中由于蜗杆齿是连续不断的,它和蜗轮齿是逐渐进入啮合及逐渐退出啮合的,同时啮 合的赤对较多,故冲击载荷小,传动平稳,噪声低满足要求。 为了方便磨辊的装夹要求传动能够自锁,而当蜗杆的螺旋线升角小于啮合面的当量摩擦角时,蜗杆传动就能实现自锁而齿轮传动就不能实现。 因此在此处选用蜗轮蜗杆减速是比较理想的减速方案。 由于传动要求较低这里选用普通圆柱蜗杆传动,通过计算减速比为 机械设计手册采用公称减速比 30。 蜗轮蜗杆各参数的确定 由于实际输入功率 小为 速很低故选用阿基米德蜗杆传动,精度为8C 杆选材为 40面淬火, 45面粗糙度为 m;蜗轮采用 模铸造; 初选参数 i=考表 时为实现自锁取 , 1i=30。 确定许用接触应力 由表 知 N; 由表 得 =200N/ 由图 得 s; 使用寿命取 180000h 传动采用浸油润滑,由图 得 轮应力循环次数 200 1 8 0 0 0 0 6 0 1R =105; 由图 得 20 强度设计12222 15000d K 转矩 1/ 又由工作要求知 暂取 由工作要求知 G 为磨辊及其夹具综合重量取 辊 、 f 为摩擦因数查表 1f= r 取圆锥滚子轴承外径 200: 103 60N :12222 15000d K = 215000 1 . 2 1 . 8 23 1 3 . 5 3 0 =时考虑转台结构 减速器输出轴轴心与减速器底座高度查表 7500 m= 12要几何尺寸计算 蜗轮分度圆直径 d2=75 传动的中心距 a=1/2(d2+1/2(112+375)=程角 111 1 2 . 5a r c t a n a r c t a n 112 =6 22 55 求蜗轮的圆周速度并核对传动的效率 蜗轮的圆周速度 222 3 7 5 2 0 0 0 . 0 0 1 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 1 5 0 0m s 齿面间滑动速度 11 1 1 2 1 . 2 7 0 . 0 0 7 5 /6 0 1 0 0 0 c o s 6 0 1 0 0 0 c o s m s 其中1 750597n 按式 1 2 3 按式 1 t a n t a n 6 . 6 3 8 0 . 8 7t a n t a n 6 . 6 3 8 1 由表 得 =1 搅油损耗的效率,取 2= 滚动轴承效率,取 3= = 1 2 3=假定值相近。 较核接触强度 按表 公式 2129400H z A V H K 弹性系数 表 得 55 N /用系数 得 1 动载系数 向载荷分布系数 轮轴上的转矩 图 得滑动速度影响系数 于是许用应力 23 0 0 /N m m 229 4 0 0 1 1 1 71 5 5 7 9 /1 1 2 3 7 5 N m m 轮齿弯曲强度较核 按表 公式 2 212666 ./ S F K K Y Y N m md d m 齿型系数 22 3330 3 0 . 1 8 7c o s c o Z 查图 轮的许用弯曲应力 命系数 L=105 时,查图 蜗轮材料 N=106 时 0N/则 0 1=70 N/26 6 6 8 3 3 3 . 7 1 . 1 1 . 1 4 . 2 1 0 . 9 6 9 5 0 . 0 6 2 7 /2 5 0 4 8 0 1 6F N m m 通过。 他几何尺寸计算 按表 0 C = 0 .2 m = 2 .5 m m ha*m=112+2 1 37mm c*)m=1128(1+m(1+0)= 00mm m(c*+)=15mm 7545mm 15mm 00mm 11+m=(11= 60时考虑磨削蜗杆的的增量取 001 5 6 1 2 . 5 4 4 . 52da m 2 * 6 8 . 5 0 . 2 1 2 . 5 7 12af dR c m m m m= n 1 S c o s 1 9 . 5 1 3 22S = 0 . 5 2 t a n 0 . 5 0 . 7 1 2 . 5 1 9 . 6 3 5 蜗杆与减速箱间的连接 蜗杆与减速箱之间的连接从结构和要求综合考虑采用联轴器连接 由于焊接转台振动很小转矩也很小因此采用结构简单的刚性突缘联轴器即能胜任,传 动的转矩很小m a x G f 0 . 2 140T = = 其中 G 为转台综合重量, f 为滚动轴承摩擦因数查表 f=查表 = 轴器 1405843转台支承设计 转台支承的主要起支承和翻转的作用故可选用 表 3295 、 640 采用调质处理。 转台支承可以简化成横梁其受力分析如下 m 易知当平板处于水平位置时 p 与 m 取最大值 p=p1+p2 台综合重量 磨辊 +G 夹具 采用三维制图软件计算得 为 37936N; 减速箱重量由械设计手册得 量为 382: 矩 m 是由于磨辊及其夹具偏离转台中心而产生它的计算公式为: m= l l 为磨辊及其夹具的综合中心距支承点的长度由重心计算公式 : M l=M 磨辊 夹具 为磨辊与夹具质量、 M 磨辊 为磨辊质量、 M 夹具 为夹具质量代如数据计算得 l=m=方便计算可把支承看成两端固定的横梁如图所示 A 点支座反力: 即 2 2 2 6 7 B 点支座反力: 220 . 8 1 . 6 112 . 1 2 . 11 . 3 1 2 2 . 1 2 0 . 4 9 1 2 2 . 1 P 即 5 4 8 7 4 A 点转矩: 2212221 . 8 0 . 8 1 . 6 0 . 9 7 3 5 8 2 2 2 6 2 . 6A m B 点转矩: 12221 . 8 0 . 8 1 . 6 0 . 9 3 7 5 1 1 9 7 6 6 2 . 6B m 易知危险截面弯曲应力为1165 5 8 7 5 . 2MW 1 取 =b 取 150有265 5 8 7 5 . 2 62 4 3 . 1 0 . 0 5 1 0 h 有 乘安全系数 h=150切强度较 核 剪切强度较核计算公式为 12 1 = ) = 122148200 . 2 0 8 0 . 1 5 0 . 1 5 即有 12 1 . 1 M P a通过 支承与底座处轴径取 150用抗弯强度较核 为材料许用弯曲应力查表 知为 代入数据有 323 119763 . 1 4MW d 转台支承结构设计见下图 图 转台盘与轴的联接 过盈联接结构简单,对中性好,联接零件无键槽削弱,联接强度高,在冲击、振动载 荷下也能较可靠的的工作,加工方便。从结构与功能考虑转台盘与轴采用圆柱过盈联接。 过盈联接的计算: 传递载荷所需的最小结合压强 于所需的转矩极小且其轴向还有销和轴肩保证运动的可靠,故可看作只传递轴向力其受力图如下 有 m 合直径 合度此处为 90 为 摩擦系数轴与转台 间 配 合 表 面 粗 糙 度 为 表 =i n 105直径比 ff m 其中 2211 查表 为 206000此206000 e即 包容件传递载荷所需最小直径变化量 m 查表 06000 . 0 4 . 31 7 1 42 0 60 0 0 i n 1 2 4 9 8 3 7 i nm i nm i n 考虑压平后的最小过盈量为方便安装采用温差法装配包容件不产生塑性变形所允许的的最大结合压强 a 查图 53.0a s 查表 590 M P aP 5 0m a x 被包容件不产生塑性变形所允许的最大结合压强表5500 50m a x 联接件不产生塑性变 形的最大结合压强取较小者为 153接件不产生塑性变形的传递力 9 1 1 6m a x 包容件不产生塑性变形所允许的最大直径变化量 m a xm a x =206000 = 被包容件不产生塑性变形所允许的最大直径变化量 m =206000 = 联接件不 产生塑性变形所允许的最大过盈量 m a xm a xm a x =择配合要求:保证过盈联接 1 保证联结件不产生塑性变形 9 a xm a x 查标准确定最大过盈量和最小过盈量 确定基本过盈量 2 = b=定基本偏差代号 要求有较多的连接强度取b=表 2为 u 采用公差孔为 为 定配合 H7/据 处代号“ u”的 基本偏差为 170 m 2 m、 5 m。 则有 1 9 71 9 4221 7 2m a x 12513735172m i n 联结的最小传递力m i n m i n d l m i nm i n2 =足 辊摆角的实现 采用螺旋机构即可实现磨辊的摆动即采用千斤顶由于市面上的千斤顶行程不够故需自行设计千斤顶螺杆材料采用 40母选用 机械设计手册第三卷第 22 篇第 117 118 页计算公式计算有梯形螺纹的中径 60用公称直径 d=70径 59纹工作高度为 5焊接转台的结构计算出千斤顶需最小行程为 长度为 300 接枪的 夹持和调整机构的设计 由于焊接枪的质量很小故它的夹持和调整机构对强度和调整精度没有特别的要求,从人机方面设计能实现预定功能即可。同时从生产成本和工人操作难易方面综合考虑他的三维方向的的调整都统一采用导杆滑块机构实现。它的结构示意图如下: 图 焊枪加持调整机构示意图 第四章 相关较核 偏心螺杆的强度校核 应力计算公式 m a x 8( 1 ) e F eA s W A s d 纹公称应力截面直径查表 976 e 偏心距 在螺杆如下图 10 为20、 F 偏心螺杆受的轴向拉力 、 纹 危 险 截 面 的计 算 直 径1sd d = 为许用应力同上 e 图 因此m a x 4 6 1 8 3 8 2 019 7 6 3 8 . 7 5 = =320过 轴的校核 截面安全系数 S 校核 由上图知道m a x 6 6 3 0 m m22 其中1 1 查表 5查表 5称循环应力应力幅m Z=m a x 0 . 5 P 232d 表 1圆锥滚子轴承摩擦系数 为 查表 51 320M 1 1 8 a 查表 5曲和扭转时的有 效应力集中系数 查表 5曲和扭转时的尺寸影响系数 查表 5材料拉伸和扭转的平均应力折算系数 代入数据有 2 2 则 S=2 通过。 强度校核 由于设计时安全系数已经足够大且冲击载荷小不必进行静强度校核。 湘潭大学机械工程学院 毕业设计(论文)选题报告书 一、毕业设计(论文)题目: 七、毕业设计(论文)完成时间: 中速磨磨辊修复转台设计 、 本 题适用专业(专业方向) 机械设计、机制及其自动化 八、进度计划表: 承担本题的最多学生人数 2 三 设计依据及主要技术指标: 1、该转台用于对中速磨磨辊进行抗磨损修复; 2、磨辊外径 1500径 1000度 500焊弧面半径 300 3、转台直径 1600焊速度为 20mm/ 4、用 立实验台的三维数字模型。 四、基本要求(含外文文献): 1、完成中速磨煤机磨辊堆焊修复转台结构设计,包括总装图 张、零件图总量不少于 张; 2、设计磨辊定心机构、定位结构 3、设计焊枪装夹与调整装置,使焊枪能按堆焊弧面规律调整 4、详细设计计算说明书一份 九、指导教师: 聂松辉 ,辅助教师: , 5、外文文献翻译一份(不少于 3000 十、审核意见: 五、重点研究问题或指定专题: 1、磨辊定 心机构设计 2、焊枪装夹与调整装置设计 六、应搜索的资料及主要参考文献 1、鞠振福 中速磨煤机磨辊堆焊修复的工艺研究,电力建设, 1999 年第 2 期, 2、郁福祥,周海峰,陆剑青 高铬铸铁磨辊的堆焊修复,工艺与应用, 各阶段完成的内容 起止时间 1 熟悉课题,调研、收集资料 第 12 周 2 转台总体方案设计与论证 第 35 周 3 转台总体布局设计 第 6 周 4 转台总装图设计 第 79 周 5 零件图设计 第 10 周 6 文献翻译与撰写论文 第 11 周 7 答辩 第 12 周 教研室主任: 年 月 日 系主任: 年 月 日 学院: 年 月 日 湘潭大学毕业设计说明书 英文翻译及原文 附录 A 英文翻译 对应用于 聚合物生产的齿轮泵的失效分析 要 在这一项研究中,调查了由 P/ M( 粉末冶金 ) 制造的聚合物注入泵的齿轮失效。为了了解失效的原因,样品从失效的齿轮上分离出来进行硬度测试、化学分析和冶金的试验。 显微组织对失效的效果也被考虑。详细的冶金分析是建立在运转中毁坏齿轮与未毁坏齿轮的对比之上的,结果表明齿轮硬度价值比在资料中陈述高。 齿轮的几何学分析表明了结构的早期失效从齿轮键槽与轴孔半径一个锐角应力集中处开始的。 关键字 齿轮 ; 破裂 ; 粉末 冶金 ; 失效分析 ; 锐角 ; 显微组织 1. 介绍 聚合物齿轮泵自从 1970 年代早期以后已经被用于制造业的生产流程。从那时起高压 (100 200 气压计 )聚合物齿轮泵成功被用于生产 像多元酯,聚苯乙烯,多元乙稀 ,其他的设计了聚合物生产。它们被用来制作产品如灯丝,钓钉,薄片和薄膜。 这些高压齿轮泵也被用于再循环过程 , 如转换成 抗腐蚀树脂。 这些泵高压的正变位式抽水机具有很长的使用寿命, 在过程控制和聚合物化学应用广泛 ,在齿轮泵接管输出以及计量器计量产品中起重要作用。现在许多厂为分解聚合 物且传送它到处理器,在混合机的下游采用一个齿轮泵。一个高压的齿轮泵的使用寿命很长,但是它也意谓着一个泵即使工作了 10 15 年,有时更久,也还没有达到在现代工作标准。自从 1970 年代早期以后,只有通过在泵工艺学方面的较小改变提高生产使用寿命。 然而,透过最近的研究和调查,公司现在可以通过靠加生产数量或消除应力再抛光或提高维修基金来提高聚合物齿轮泵的性能 1. 粉末冶金 (P/M) 已经被用于聚合物泵齿轮的生产。 P/ M 过程是在设计级中制造的优良选择。 P/ M 过程考虑到精密的牙齿,边缘和需要 的孔。 金属粉状齿轮不需要另外的机制。混合制造元素,将合金制成粉状而且使装满一个模具的型腔 ,压力成形后熔化或在一个控制加热炉中加热冶金黏住颗粒。 基本上,它是一个廉宜的金工过程,而且 P/ M 材料的利用率到达 97%。 因为这, P/ M 是一个能和保存过程的材料。 P/ M 过程是效率很高的生产方法在生产中简单的或合成物分开在 , 生产的最后尺寸或非常接近零件设计尺寸 ,效率很高每小时能生产 110 道 1100 个零件。 且只辅修无需任何机制。 P/ M 零配件也可能为比较靠近的设计尺寸比被按规定尺寸制作及 或 铸造 为两者的有较高的密度和强度 1 3 P/ M 物质的强度是一种被许多因数影响的非常复杂的现象。 图 1 为 P/ M 钢的 数被屈服图。 气孔增加应力集中 ,然而藉由变更气孔形,分布和尺寸,疲劳和静止的强度能被改良。 同种的和显微组织的异种状态也影响 P/M 材料的疲劳运转。 化学成分,表面品质,残留应力和凹口也影响 P/ M 强度 4. 湘潭大学毕业设计说明书 英文翻译及原文 图 1. 影响 P/ M 的传递因数使强度坚如钢。 表 1 操作齿轮式泵浦为条件 操作温度 300 C 操作压力 70 90 转加速 25 每分钟 水位号 2 流动的物质 聚合物 在这一项研究中,被损坏的齿轮式泵浦被调查。 他们已经作为聚合物通过料量。 几乎一个抽水机齿轮每个月在聚合物 - 纺织品的工厂中被损害。 被损坏齿轮那抽水机被评估,而且一个齿轮的破面因素对于一个聚合物喷射泵套筒经由 P/M 制造被发现。 操作条件的抽水机有表 1 。 安培齿轮式泵浦的摄影被屈服图 2 。 机械的和显微镜下组织分析的数目被实行决定因素的安培破面。 图 2. 齿轮式泵浦。 把两个被损坏的齿轮样品进行了各种不同的试验。下列就是所进行的实验项目 : 1)视觉检验和断口金相检验 ; 2) 硬度试验 ; 3) 化学成分 分析 ; 湘潭大学毕业设计说明书 英文翻译及原文 4)金属图象分析。 3. 分析和结果 视觉检验和断口金相检验 结构的起始研究通往破面可能已经由键槽所引起尖锐圆角的检视 ,然而无也失效了齿轮结构表示相似的结构细部。 因此 ,它是考虑过的毁坏的因素不可能是锐利墙角孤独的 ,但是对毁坏的他们贡献不能够在由于应力集中的出现被低估。无分开了齿轮 1 而且分开了齿轮 2 表示了相似的毁坏而且没有忍受任何指示疲劳裂痕成长当破面表面被检查的时候 ,指出毁坏是一脆的破面的型态。当做在图 3 中显示,所有的破面因为高度在一个键槽内圆角半径似乎启动在这一个可能被材 料的贫穷碰撞能量混合的区域应力集中用。除了锐利墙角扩充之外到那在齿轮的外面 , 被减少的厚在键槽和齿轮牙底高圈协助了毁坏。同时 ,非常小的键槽内圆角半径增加开槽影响。 图 3. 被损坏的齿轮。 硬度分析 失效齿轮材料的硬度是在一个洛氏硬度试验机上进行的。测量在三个不同的表面积。 硬度数值被屈服表 2. 从外部的表面机器 ,硬度数值在内部上也被测量。 结果对给定的表 2 的数值非常相似。 被观察被损坏的齿轮穿越被增加硬度但是不表面硬化。 齿轮外部的表面硬度应该是最大的 55 60 ,5,6. 在那之上其他的手 ,对于被损坏的齿轮,硬度被观察如 64 65 是比较高的超过最大的硬度。 化学分析 失效的齿轮化学成分材料被光谱学化学分析决定了。齿轮的化学成分被屈服表 3 。 表 2 失效的齿轮材料的硬度数值 表 3 齿轮材料的化学分析 湘潭大学毕业设计说明书 英文翻译及原文 已了解的 P/ M 的化学成分材料是高的合金钢。 因为合金元件是高的在成分中 , 高的硬度数值被获得。 齿轮材料的成分含有高的 C , 镆和 W, 引起结构在一个脆的光褐色中失效。 析 在锭冶金学 / 形成的显微镜下组织之间的最初区别材料和一制造藉着在藉由熔化被后继的压入压粉冶金路线是后者的裂纹的出现。 在它的各种不同的形态学中,裂纹感染机械的,实际的,和化学者 , 电的和热材料的性质。 因此 ,能够数量地表示显微镜下组织的特色是重要的压粉冶金零配件和结构。 图 4. 齿轮 1 的显微镜下组织 .(不蚀刻 ,) 图 5. 齿轮 2 的显微镜下组织 .(不蚀刻 ) 图 6. 齿轮 1 的显微镜下组织 .(以硝酸腐蚀液蚀刻 ) 图 7. 齿轮 2 的显微镜下组织 .(以硝酸腐蚀液 蚀刻 ) 在 P/M 中,熔碴 (的术语已经用来熔化分类 形状对锻结的材料和率他们的热处理。 美国标准锻结进行 ,颗粒身份是失去的 ,孔隙结构变成整修路面工具,而且小的孔隙进入较大的孔隙之内合并。 从一历史的透视图 ,定量 经缺乏客观性。 计算 地貌 , 如此的如更重要的颗粒界线和角孔隙锐利 , 或使用比较的术语 , 如此的如贫穷的,公平的或好 ,有被用 , 湘潭大学毕业设计说明书 英文翻译及原文 藉由有限制的成功 样品首先土地 , 抛光并且蚀刻使用标准的技巧进入命令检查裂纹结构。 明的光学显微镜被用于调查。失效的齿轮结构材料在无花果树中被显示 。 被失效的区域显微镜下组织是屈服图 8 。 裂纹在 P/M 材料中被同种地传布 , 除了在被失效的键槽之外区域。失效的齿轮结构材料在无花果树中被显示。 4 7. 被失效的区域显微镜下组织是屈服图 8 。 裂纹在 P/M 材料中被同种地传布 , 除了在被失效的键槽之外 结论 在这一个研究中,调查齿轮的显微镜下组织,化学成分和硬度的影响。从实验的观测后作出下列的结论 : P/ M 钢作为这些齿轮的生产,可由低的合金钢生产, 同时 , 使用渗氮合金钢 , 表面硬化和硬且薄的表皮深度。 2. 齿轮硬 度非常高。 因此,在热处理之后,为了要获得塑性应该退火; 3. 裂纹出现率最高的是在键槽切线区域中 , 但是法线及其他区域中也有; 4. 在失效的零配件的试验中,得出的结论为破裂从键槽半径应力集中处开始。 键槽齿根过渡曲面半径裂纹被扩大。 同时 , 在设计级,齿根过渡曲面半径应该为轮毂的 40% 的键槽深度减少局部应力浓度。 代替一个键 , 如此的其他系结物方法如打小桩 , 分离尖细的衬套而且按装配能被应用; 5. 另外的一种可能性是泵超过被制造厂商给的压力可能在一个较高的压力下使用。 致谢 感激地以下教授们的支持 。 士 教授。 士以及为这一项研究提供援助的 司和 司。 it to or a is it a 015* +90 258 212 5532+90 258 212 3 (2006) 835 - 211 2005 in 970s. 00200 in as in as ET In of of a of (is In to of to of on on in in of of a by in 005 of 0020, 0 005; 0 0050 005is at 970s, in to or by 1P/M) in of , do by or in a in a to it is an , P/M is an , or in a to As a if is P/M be or 13, be of , 4. 3 (2006) 835842In is in of of of a a 90 5 15 15 15 2. A of to in to 2. 3 (2006) 835842 8373. of to by it is of to be to to of of a of As 3, to at a of at be by of In to to of . 3 (2006) 835of a on . on to in . It be 560 3,5,6. On 465 is 3. of by of . It of 65 64 64 64 64 63 of %)C , of , Mo , to in a of by of by is of in 4. of (200) 3 (2006) 835842 8395. of (200). 3 (2006) 835842In of it is to be to of , of to of to As a OS as or as or 7to in 6. of (200)7. of (200)8. of of (200) 3 (2006) 835842 841of 47. 8. is in , at of of be . It is to , a be a be is be in in in On of it be at a to be at be 0% of in to of a as be is be at a o. R o. a 004:369.2 F. 9th 71984. 4859.3 A, K. a in 997:302.4 . 003;517:3341.5 , , , . 1994.6 H, . Mu2002.7 , F. of 003;51:315. 3 (2006) 835842湘潭大学毕业设计说明书 中速磨磨辊修复转台设计 中速磨磨辊修复转台设计 摘要 型中速磨煤机是近年来我国引进的高效、节能并适于朝大出口方向发展的新型磨煤机。磨辊是 型磨煤机的关键易损件,其性能的好坏直接影响磨煤机性能。由于我国火电厂使用的煤质较差,含矸石和黄铁矿石较多,磨辊的使用寿命大为降低,无法达到其设计寿命。虽然目前磨辊的铸造工艺已经有很大改进且铸造材料也由以前的硬镍铸铁改为高铬白口铸铁但还是不能满足磨辊的使用寿命要求。提高磨辊耐磨寿命,降低成本,已成为中中速磨机发展的迫切任务。 采用特制的高铬高碳药芯焊丝 ,对旧的 中速磨煤机磨辊进行堆焊修复 ,可获得性能较为优异的耐磨层 ,修复后磨辊经现场运行考核 ,可有效地提高使用寿命 ,经济效益和社会效益显著。但由于磨辊尺寸较大且笨重故需对他的焊接设计专门的转台实现其变速和变位。 关键词 中速磨煤机磨辊、速磨煤机磨辊堆焊修复转台结构设计、磨辊定心机构、定位结构、焊枪装夹与调整装置设计湘潭大学毕业设计说明书 中速磨磨辊修复转台设计 is an to in in be to is he of of is is in to t it of to to to to a ts to of to to of of to of to to on a of to to to to to of of to to be to to it to to of to to 潭大学毕业设计说明书 中速磨磨辊修复转台设计 目 录 摘要 . 1 第一章 概述 . 1 型中速磨煤机结构介绍 . 1 磨煤机工作原理 . 1 磨辊修复原因 . 2 第二章 方案设计 . 4 第三章 转台具体参数设计 . 6 电动机选型 . 6 磨辊重量及焊接接转台摆角设计 . 6 辊重量 . 6 接转台摆角设计 . 6 转台厚度设计 . 7 转台设计技巧 . 7 转台厚度计算 . 7 台面结构设计 . 8 主轴参数设计 . 9 磨辊的定位和装夹设计 . 10 磨辊定位和装夹方案 . 10 螺杆参数的确定 . 11 焊接转台减速设计 . 11 蜗轮蜗杆各参数的确定 . 12 确定许用接触应力 . 12 蜗杆与减速箱 间的连接 . 15 转台支承设计 . 16 转台盘与轴的联接 . 17 辊摆角的实现 . 20 湘潭大学毕业设计说明书 中速磨磨辊修复转台设计 接枪的夹持和调整机构的设计 . 21 第四章 相关较核 . 22 偏心螺杆的强度校核 . 22 轴的校核 . 22 截面安全系数 S 校核 . 22 后 记 . 错误 !未定义书签。 参考文献 . 2 第一章 概述 制粉系统是电站锅炉中非常关键的一个环节。 型中速磨煤机是近年来我国引进的高效、节能并适于朝大出口方向发展的新型磨煤机。与普通的高、低速磨机相比,它具有结构紧凑、体积小、占地面积小、研磨效率高、嗓声低、金属磨损量小,节约能源等特点,同时它具有粉碎、干燥和输送煤粉等功能,且对煤质的适应性较强,可研磨占我国煤炭资源 75%以上的烟煤,显示出独特的优点。 型中速磨煤机结 构介绍 该型磨煤机同其它形式中速磨结构相近,基本上由传动部件、碾磨部件、分离器和机架等几部分组成,如图 1 所示。该磨煤机的磨辊与支架通过转轴组合在一起,磨盘的外围是装在六角形壳体上的喷嘴环,喷嘴环上半部是分段组合的,可以更换。该磨煤机转子与磨盘以及干燥介质通流部件之间采用密封风环加以密封。分离器结构形式基本上分为离心式和旋转式两种。 123 456瓦 图 1磨煤机结构图 磨煤机工作原理 该磨煤机具有相距 1200 的 3 个大磨辊, 3 个辊子之间的相对位置固定,被转动的磨盘带动,在磨盘上滚动。磨碎煤料所需的压力是通过 3 个辊子自重及其上方的弹簧组施加的,加载压力大小可通过液压缸进行适当调节。 其磨碎和干燥过程同其它型式磨煤机一样,干燥剂由磨盘周围的喷嘴环以 70煤干燥的同时,经磨碎输送到分离器中进行分离,煤中的杂物如煤矸石、铁块等通过喷嘴环落到转盘上,被刮板刮至集料箱中排除。 由上图知该磨煤机的研磨部件主要是磨辊和磨盘,其磨煤工况如图 2 所示 . 磨盘转动时带动磨辊自转,磨辊、磨盘和煤料构成三者之间 的磨料磨损。由图可看出,磨辊运行时受到本身重力 G,液压加载系统的加载压力 料对磨辊的作用力 辊主要承受以下几种载荷作用 : 磨辊在磨煤过程中承受一定的硬杂质冲击载荷作用。 图 1辊工作情况 磨辊修复原因 由于国内电厂用煤种类较多 ,杂质含量颇高 ,可磨性较差 ,与中速磨煤机设计使用条件不尽相符 ,加之运行经验不足 ,使得磨辊过快地磨损 , 当磨辊磨损严重时,磨辊与磨盘之间的间隙过大,磨辊液压加载系统液压缸传递到磨辊上的压力亦难以保证磨辊与磨盘之间的间隙,这样就会使大量原煤及歼石均被排出磨室,使该磨煤机碾磨出力下降,直接影响锅炉燃烧,降低锅炉效率,威胁机组热力系统安全经济运行,此时需要频繁更换才能保证磨煤机正常工作 ,这样 ,一方面降低了生产效率 ,另一方增加了检修任务和维修费用。如:内蒙古丰镇发电厂到 1998 年止安装了 16 台 中速磨煤机,蒙达公司安装了 12 台 中速磨煤机其中磨辊、磨环(磨盘)是主要易损件,每年耗资 500 多万。虽然目前磨辊的铸造工艺已经有很大改进且铸造材料也由 以前的硬镍铸铁改为高铬白口铸铁但还是不能满足磨辊的使用寿命要求。 因此 ,对旧磨辊进行修复和强化是非常必要的。 磨煤机磨辊的磨损机理为切削磨损、塑变疲劳磨损和脆性相断裂磨损三种机制并存,其中切削磨损机制处于主导地位;磨辊内、外侧磨损机理的差别重要在于外侧部位受到煤料的切削磨损作用远比起内侧处强烈,且磨粒切削的方向性明显强于内侧。当前提高中速磨磨辊的使用寿命主要是提高磨辊的耐磨性,其方法有用钨铬铸铁制作磨辊代替镍硬铸铁制作磨辊提高起耐磨寿命,更经济的方法 就是对磨辊磨损表面进行修复且现在广泛采用的是堆焊修复。内蒙古丰镇发电厂 3 号 6 号机组均采用 中速磨煤机磨辊耐磨性教差,在运行40005000h 左右即会失效。为延长磨辊使用寿命,选用镍基材料作为过流层,采用自动埋弧堆焊方式进行堆焊修复,使磨辊寿命达到了 8000h 以上。 试验的结果表明采用堆焊修复工艺对旧中速磨辊进行修复比直接外购铸造式磨辊成本降低 50% 但磨辊尺寸较大且笨重其焊接装夹不易实现,且为了保证磨辊的焊接质量必须有专门的焊接变位机械来实现其焊接的变位。 第二章 方案设计 磨辊的 修复过程实际上是旧磨辊的夹持及对中磨辊堆焊修复过程它的实现是焊接变位机通过特制焊接工装卡具卡住磨辊 ,使其沿某一水平轴线匀速转动 ,并辅以焊接枪的沿该轴线方向的恰当移动 ,从而实现对磨辊的周向堆焊。这里对磨辊的夹持对中要求较高 ,否则将严重影响磨辊堆焊后的尺寸形状 ,甚至会发生导电嘴与工件表面打火现象 ,使得导电嘴严重烧损。 图 2接转台总体示意图 因此焊接转台必须对旧磨辊的夹持有很好的对中,同时为了保证有好的焊接质量磨辊 的转动亦必须稳定及要匀速。同时为了制造方便它的减速及动力机械尽可能的选用标准件,通过多方 面比较最后拟定焊接转动的原动件采用运动平稳的电动机,电动机到磨辊的减速采用标准的行星轮减速器和蜗轮蜗杆来实现;磨辊的摆角则采用人工操作即用千斤顶来实现或采用钓钩来实现。焊接枪的夹持和变位亦可简单的采用曲柄滑块、或凸轮等机构实现此处为了节约成本采用了导杆与滑块的组合机构它的具体设计见十一点,焊接转台最后的实体图如图 3 所示 第三章 转台具体参数设计 电动机选型 从使用要求出发为减小焊接时减速比选用的电动机下 : 表 3电动机参数 电 动机型号 额定功率 /载转速 /(r/同步转速 /(r/堵转转矩 最大转矩 额定转矩 额定转矩 10 750 磨辊重量及焊接接转台摆角设计 辊重量 采用三维制图软件 算知约为 103 接转台摆角设计 磨棍外圆弧圆心角 250即 = 113,因此 转台摆角范围为 +57其摆动示意图如下图 4 图 3摆动示意图 由图知为满足摆角要求焊接转台高度 650 1193s i n 3 3m m取整为 1300转台厚度设计 转台选材为 转台设计技巧 由于转台面主要起支承作用故只需对其进行挠度设计,取挠度 f 104R R 为转台半径。 转台厚度计算 沿转台径向取一 微型截面由微积分原理可把它视为横梁如图 5 力的分布围很小可视为集中载荷并取弯矩最大值既取分布在距离 B 点 616。由材料力学知识知各段挠度计算公式如下 : 2( ) ( 3 3 )6p b I : 223()( ) 2 3 6p b x a x I b b A 点: 2( ) ( 3 )6p b I 图二图 3台受力示意图 其中 s 0、 、 、 800l 、 616l 、 312、 G 为磨辊重量; 材料弹性模量由机械设计手册第四版表 1得 E=196过比较得知 24936167 1 2 2 . 1 7 0 . 6 1 2 0 . 8 3 2800 1010Kf x 代入数据有 H 整为 H=90 台面结构设计 从使用和节省材料出发转台面采用轮辐结构,且轮辐 n 取 4 按弯曲强度设计剪切强度进行较核。 1. 按弯曲强度设计 查机械设计手册表 3许用弯曲应力 =450 其中弯矩 s i n 6 0 0 . 6 1 64G ;抗弯截面模量 26 b 为轮辐宽度,轮辐厚度 h=90 23 7 9 0 . 3 1 6m a x 4 5 00 . 0 96b ; 故 b 安全系数 S=取整 b=100 剪切强度较核 由材料力学知识有 32其中 Q 为轮辐的正应力; 代入数据有: 33 2 8 4 2 02m a x 4 10 . 0 9 2 0 . 1 M P a 通过较核。 主轴参数 设计 由于该主轴所传递的扭矩极小计算时可按心轴公式计算且为实心故其轴径计算公式为 32 1 d 轴的直径 , 轴在计算截面所受的弯矩, 轴的许用弯曲应力, 表 5取为 280矩可由弯矩图最大弯矩在轴承支点处 P 图 主轴受力图 由材料力学计算有 B=G=39000 N 最大为 6 6 3 0 m m 故轴径为 d=70安全系数 轴径为 130的结构设计如下图 8 所示 图 磨辊的定位和装夹设计 磨辊定位和装夹方案 磨辊的定 位主要是定心和夹紧由于磨辊比较笨重故把定位和夹紧机构分开其中定位机构也只起找准的作用,可采用曲柄滑块机构。其加紧采用偏心螺杆进行加紧,易知当磨辊轴线处于水平位置时所需要的加紧力最大。其受力示意图如下图: F 图 在该加紧机构中磨辊的定位加紧是靠磨辊与转台面之间的摩擦来实现的即摩擦力 考虑磨辊的挤压强度采用 4 个偏心螺杆联结则每个螺杆的预紧 力为 0 FK m f F 为磨辊重量 F=28420N、 Z 为螺杆个数、 m 为结合面数此处 m=2、结合面摩擦系数查表 5机械设计第七版 高等教育出版社出版) =表 螺纹采用 8 级制造公差其计算如下 螺杆参数的确定 、确定螺杆直径 此处螺杆联结仅收预紧力作用且初步估计在 间取当量摩擦角 、 21纹升角 则计算应力 223 1 . 3 有201 即有 2011 . 3 2 . 3为了有足够的强度 为材料许用应力查表 s n 、 s 查表 480n 取 入以上公式有1 24d ,由于还要受弯矩的作用故取最小值的 ,并标准化采用第一系列取公称直径 42 、 偏距厚度设计 偏距的受力为剪切力因此只要对它进行剪切应力强度设计就行由剪切应力计算公式 m a x 3、 材料许用应力取 、 Q=F =数据代入有 9h 结构考虑取 h=20 焊接转台减速设计 为实现焊接变速必须对起进行减速设计减速比 200750电总 焊i= 即 i 总 = 从降低生产成本出发尽可能采用标准减速器 星减速器 表 3减速器工作性能 减速器代号 公称减速比 实际传动比 输入转速 r/ 重量( 30 597 750 382 为实现减速要求还需采用蜗轮蜗杆对它进一步减速,为实现减速要求还需对它进行进 一步减速,此处是空间交错的 两轴间运动和力的传动,可采用蜗轮蜗杆传动、圆锥齿轮传动等减速方案进行减速。这里选用蜗轮蜗杆传动,因为它具有以下特点: 蜗轮蜗杆能实现比较大的传动比一般为 i=5 80 与其它减速方案比较它具有传动比大,零件数目少,结构紧凑等特点。 为保证焊接质量要求磨辊的运动平稳而蜗轮蜗杆在传动中由于蜗杆齿是连续不断的,它和蜗轮齿是逐渐进入啮合及逐渐退出啮合的,同时啮 合的赤对较多,故冲击载荷小,传动平稳,噪声低满足要求。 为了方便磨辊的装夹要求传动能够自锁,而当蜗杆的螺旋线升角小于啮合面的当量摩擦角时,蜗杆传动就能实现自锁而齿轮传动就不能实现。 因此在此处选用蜗轮蜗杆减速是比较理想的减速方案。 由于传动要求较低这里选用普通圆柱蜗杆传动,通过计算减速比为 机械设计手册采用公称减速比 30。 蜗轮蜗杆各参数的确定 由于实际输入功率 小为 速很低故选用阿基米德蜗杆传动,精度为8C 杆选材为 40面淬火, 45面粗糙度为 m;蜗轮采用 模铸造; 初选参数 i=考表 时为实现自锁取 , 1i=30。 确定许用接触应力 由表 知 N; 由表 得 =200N/ 由图 得 s; 使用寿命取 180000h 传动采用浸油润滑,由图 得 轮应力循环次数 200 1 8 0 0 0 0 6 0 1R =105; 由图 得 20 强度设计12222 15000d K 转矩 1/ 又由工作要求知 暂取 由工作要求知 G 为磨辊及其夹具综合重量取 辊 、 f 为摩擦因数查表 1f= r 取圆锥滚子轴承外径 200: 103 60N :12222 15000d K = 215000 1 . 2 1 . 8 23 1 3 . 5 3 0 =时考虑转台结构 减速器输出轴轴心与减速器底座高度查表 7500 m= 12要几何尺寸计算 蜗轮分度圆直径 d2=75 传动的中心距 a=1/2(d2+1/2(112+375)=程角 111 1 2 . 5a r c t a n a r c t a n 112 =6 22 55 求蜗轮的圆周速度并核对传动的效率 蜗轮的圆周速度 222 3 7 5 2 0 0 0 . 0 0 1 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 1 5 0 0m s 齿面间滑动速度 11 1 1 2 1 . 2 7 0 . 0 0 7 5 /6 0 1 0 0 0 c o s 6 0 1 0 0 0 c o s m s 其中1 750597n 按式 1 2 3 按式 1 t a n t a n 6 . 6 3 8 0 . 8 7t a n t a n 6 . 6 3 8 1 由表 得 =1 搅油损耗的效率,取 2= 滚动轴承效率,取 3= = 1 2 3=假定值相近。 较核接触强度 按表 公式 2129400H z A V H K 弹性系数 表 得 55 N /用系数 得 1 动载系数 向载荷分布系数 轮轴上的转矩 图 得滑动速度影响系数 于是许用应力 23 0 0 /N m m 229 4 0 0 1 1 1 71 5 5 7 9 /1 1 2 3 7 5 N m m 轮齿弯曲强度较核 按表 公式 2 212666 ./ S F K K Y Y N m md d m 齿型系数 22 3330 3 0 . 1 8 7c o s c o Z 查图 轮的许用弯曲应力 命系数 L=105 时,查图 蜗轮材料 N=106 时 0N/则 0 1=70 N/26 6 6 8 3 3 3 . 7 1 . 1 1 . 1 4 . 2 1 0 . 9 6 9 5 0 . 0 6 2 7 /2 5 0 4 8 0 1 6F N m m 通过。 他几何尺寸计算 按表 0 C = 0 .2 m = 2 .5 m m ha*m=112+2 1 37mm c*)m=1128(1+m(1+0)= 00mm m(c*+)=15mm 7545mm 15mm 00mm 11+m=(11= 60时考虑磨削蜗杆的的增量取 001 5 6 1 2 . 5 4 4 . 52da m 2 * 6 8 . 5 0 . 2 1 2 . 5 7 12af dR c m m m m= n 1 S c o s 1 9 . 5 1 3 22S = 0 . 5 2 t a n 0 . 5 0 . 7 1 2 . 5 1 9 . 6 3 5 蜗杆与减速箱间的连接 蜗杆与减速箱之间的连接从结构和要求综合考虑采用联轴器连接 由于焊接转台振动很小转矩也很小因此采用结构简单的刚性突缘联轴器即能胜任,传 动的转矩很小m a x G f 0 . 2 140T = = 其中 G 为转台综合重量, f 为滚动轴承摩擦因数查表 f=查表 = 轴器 1405843转台支承设计 转台支承的主要起支承和翻转的作用故可选用 表 3295 、 640 采用调质处理。 转台支承可以简化成横梁其受力分析如下 m 易知当平板处于水平位置时 p 与 m 取最大值 p=p1+p2 台综合重量 磨辊 +G 夹具 采用三维制图软件计算得 为 37936N; 减速箱重量由械设计手册得 量为 382: 矩 m 是由于磨辊及其夹具偏离转台中心而产生它的计算公式为: m= l l 为磨辊及其夹具的综合中心距支承点的长度由重心计算公式 : M l=M 磨辊 夹具 为磨辊与夹具质量、 M 磨辊 为磨辊质量、 M 夹具 为夹具质量代如数据计算得 l=m=方便计算可把支承看成两端固定的横梁如图所示 A 点支座反力: 即 2 2 2 6 7 B 点支座反力: 220 . 8 1 . 6 112 . 1 2 . 11 . 3 1 2 2 . 1 2 0 . 4 9 1 2 2 . 1 P 即 5 4 8 7 4 A 点转矩: 2212221 . 8 0 . 8 1 . 6 0 . 9 7 3 5 8 2 2 2 6 2 . 6A m B 点转矩: 12221 . 8 0 . 8 1 . 6 0 . 9 3 7 5 1 1 9 7 6 6 2 . 6B m 易知危险截面弯曲应力为1165 5 8 7 5 . 2MW 1 取 =b 取 150有265 5 8 7 5 . 2 62 4 3 . 1 0 . 0 5 1 0 h 有 乘安全系数 h=150切强度较 核 剪切强度较核计算公式为 12 1 = ) = 122148200 . 2 0 8 0 . 1 5 0 . 1 5 即有 12 1 . 1 M P a通过 支承与底座处轴径取 150用抗弯强度较核 为材料许用弯曲应力查表 知为 代入数据有 323 119763 . 1 4MW d 转台支承结构设计见下图 图 转台盘与轴的联接 过盈联接结构简单,对中性好,联接零件无键槽削弱,联接强度高,在冲击、振动载 荷下也能较可靠的的工作,加工方便。从结构与功能考虑转台盘与轴采用圆柱过盈联接。 过盈联接的计算: 传递载荷所需的最小结合压强 于所需的转矩极小且其轴向还有销和轴肩保证运动的可靠,故可看作只传递轴向力其受力图如下 有 m 合直径 合度此处为 90 为 摩擦系数轴与转台 间 配 合 表 面 粗 糙 度 为 表 =i n 105直径比 ff m 其中 2211 查表 为 206000此206000 e即 包容件传递载荷所需最小直径变化量 m 查表 06000 . 0 4 . 31 7 1 42 0 60 0 0 i n 1 2 4 9 8 3 7 i nm i nm i n 考虑压平后的最小过盈量为方便安装采用温差法装配包容件不产生塑性变形所允许的的最大结合压强 a 查图 53.0a s 查表 590 M P aP 5 0m a x 被包容件不产生塑性变形所允许的最大结合压强表5500 50m a x 联接件不产生塑性变 形的最大结合压强取较小者为 153接件不产生塑性变形的传递力 9 1 1 6m a x 包容件不产生塑性变形所允许的最大直径变化量 m a xm a x =206000 = 被包容件不产生塑性变形所允许的最大直径变化量 m =206000 = 联接件不 产生塑性变形所允许的最大过盈量 m a xm a xm a x =择配合要求:保证过盈联接 1 保证联结件不产生塑性变形 9 a xm a x 查标准确定最大过盈量和最小过盈量 确定基本过盈量 2 = b=定基本偏差代号 要求有较多的连接强度取b=表 2为 u 采用公差孔为 为 定配合 H7/据 处代号“ u”的 基本偏差为 170 m 2 m、 5 m。 则有 1 9 71 9 4221 7 2m a x 12513735172m i n 联结的最小传递力m i n m i n d l m i nm i n2 =足 辊摆角的实现 采用螺旋机构即可实现磨辊的摆动即采用千斤顶由于市面上的千斤顶行程不够故需自行设计千斤顶螺杆材料采用 40母选用 机械设计手册第三卷第 22 篇第 117 118 页计算公式计算有梯形螺纹的中径 60用公称直径 d=70径 59纹工作高度为 5焊接转台的结构计算出千斤顶需最小行程为 长度为 300 接枪的 夹持和调整机构的设计 由于焊接枪的质量很小故它的夹持和调整机构对强度和调整精度没有特别的要求,从人机方面设计能实现预定功能即可。同时从生产成本和工人操作难易方面综合考虑他的三维方向的的调整都统一采用导杆滑块机构实现。它的结构示意图如下: 图 焊枪加持调整机构示意图 第四章 相关较核 偏心螺杆的强度校核 应力计算公式 m a x 8( 1 ) e F eA s W A s d 纹公称应力截面直径查表 976 e 偏心距 在螺杆如下图 10 为20、 F 偏心螺杆受的轴向拉力 、 纹 危 险 截 面 的计 算 直 径1sd d = 为许用应力同上 e 图 因此m a x 4 6 1 8 3 8 2 019 7 6 3 8 . 7 5 = =320过 轴的校核 截面安全系数 S 校核 由上图知道m a x 6 6 3 0 m m22 其中1 1 查表 5查表 5称循环应力应力幅m Z=m a x 0 . 5 P 232d 表 1圆锥滚子轴承摩擦系数 为 查表 51 320M 1 1 8 a 查表 5曲和扭转时的有 效应力集中系数 查表 5曲和扭转时的尺寸影响系数 查表 5材料拉伸和扭转的平均应力折算系数 代入数据有 2 2 则 S=2 通过。 强度校核 由于设计时安全系数已经足够大且冲击载荷小不必进行静强度校核。
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