湘潭大學畢業(yè)設計說明書 中速磨磨輥修復轉臺設計 中速磨磨輥修復轉臺設計 摘要 型中速磨煤機是近年來我國引進的高效、節(jié)能并適于朝大出口方向發(fā)展的新型磨煤機。磨輥是 型磨煤機的關鍵易損件，其性能的好壞直接影響磨煤機性能。由于我國火電廠使用的煤質較差，含矸石和黃鐵礦石較多，磨輥的使用壽命大為降低，無法達到其設計壽命。雖然目前磨輥的鑄造工藝已經有很大改進且鑄造材料也由以前的硬鎳鑄鐵改為高鉻白口鑄鐵但還是不能滿足磨輥的使用壽命要求。提高磨輥耐磨壽命，降低成本，已成為中中速磨機發(fā)展的迫切任務。 采用特制的高鉻高碳藥芯焊絲 ,對舊的 中速磨煤機磨輥進行堆焊修復 ,可獲得性能較為優(yōu)異的耐磨層 ,修復后磨輥經現(xiàn)場運行考核 ,可有效地提高使用壽命 ,經濟效益和社會效益顯著。但由于磨輥尺寸較大且笨重故需對他的焊接設計專門的轉臺實現(xiàn)其變速和變位。 關鍵詞 中速磨煤機磨輥、速磨煤機磨輥堆焊修復轉臺結構設計、磨輥定心機構、定位結構、焊槍裝夾與調整裝置設計湘潭大學畢業(yè)設計說明書 中速磨磨輥修復轉臺設計 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 潭大學畢業(yè)設計說明書 中速磨磨輥修復轉臺設計 目 錄 摘要 .................................................................................................... 1 第一章 概述 .................................................................................... 1 型中速磨煤機結構介紹 ....................................................... 1 磨煤機工作原理 .......................................................................................... 1 磨輥修復原因 .............................................................................................. 2 第二章 方案設計 ............................................................................ 4 第三章 轉臺具體參數(shù)設計 ........................................................... 6 電動機選型 .................................................................................................. 6 磨輥重量及焊接接轉臺擺角設計 .............................................................. 6 輥重量 ............................................................................................. 6 接轉臺擺角設計 ............................................................................. 6 轉臺厚度設計 .............................................................................................. 7 轉臺設計技巧 ................................................................................... 7 轉臺厚度計算 ................................................................................... 7 臺面結構設計 ................................................................................. 8 主軸參數(shù)設計 .............................................................................................. 9 磨輥的定位和裝夾設計 ............................................................................ 10 磨輥定位和裝夾方案 ..................................................................... 10 螺桿參數(shù)的確定 ............................................................................. 11 焊接轉臺減速設計 .................................................................................. 11 蝸輪蝸桿各參數(shù)的確定 ................................................................. 12 確定許用接觸應力 ......................................................................... 12 蝸桿與減速箱 間的連接 ............................................................................ 15 轉臺支承設計 ............................................................................................ 16 轉臺盤與軸的聯(lián)接 .................................................................................... 17 輥擺角的實現(xiàn) ........................................................................................ 20 湘潭大學畢業(yè)設計說明書 中速磨磨輥修復轉臺設計 接槍的夾持和調整機構的設計 ............................................................ 21 第四章 相關較核 ........................................................................ 22 偏心螺桿的強度校核 ................................................................................ 22 軸的校核 .................................................................................................... 22 截面安全系數(shù) S 校核 ..................................................................... 22 后 記 ................................................................. 錯誤 !未定義書簽。 參考文獻 ............................................................................................ 2 第一章 概述 制粉系統(tǒng)是電站鍋爐中非常關鍵的一個環(huán)節(jié)。 型中速磨煤機是近年來我國引進的高效、節(jié)能并適于朝大出口方向發(fā)展的新型磨煤機。與普通的高、低速磨機相比，它具有結構緊湊、體積小、占地面積小、研磨效率高、嗓聲低、金屬磨損量小，節(jié)約能源等特點，同時它具有粉碎、干燥和輸送煤粉等功能，且對煤質的適應性較強，可研磨占我國煤炭資源 75%以上的煙煤，顯示出獨特的優(yōu)點。 型中速磨煤機結 構介紹 該型磨煤機同其它形式中速磨結構相近，基本上由傳動部件、碾磨部件、分離器和機架等幾部分組成，如圖 1 所示。該磨煤機的磨輥與支架通過轉軸組合在一起，磨盤的外圍是裝在六角形殼體上的噴嘴環(huán)，噴嘴環(huán)上半部是分段組合的，可以更換。該磨煤機轉子與磨盤以及干燥介質通流部件之間采用密封風環(huán)加以密封。分離器結構形式基本上分為離心式和旋轉式兩種。 123 456瓦 圖 1磨煤機結構圖 磨煤機工作原理 該磨煤機具有相距 1200 的 3 個大磨輥， 3 個輥子之間的相對位置固定，被轉動的磨盤帶動，在磨盤上滾動。磨碎煤料所需的壓力是通過 3 個輥子自重及其上方的彈簧組施加的，加載壓力大小可通過液壓缸進行適當調節(jié)。 其磨碎和干燥過程同其它型式磨煤機一樣，干燥劑由磨盤周圍的噴嘴環(huán)以 70煤干燥的同時，經磨碎輸送到分離器中進行分離，煤中的雜物如煤矸石、鐵塊等通過噴嘴環(huán)落到轉盤上，被刮板刮至集料箱中排除。 由上圖知該磨煤機的研磨部件主要是磨輥和磨盤，其磨煤工況如圖 2 所示 . 磨盤轉動時帶動磨輥自轉，磨輥、磨盤和煤料構成三者之間 的磨料磨損。由圖可看出，磨輥運行時受到本身重力 G,液壓加載系統(tǒng)的加載壓力 料對磨輥的作用力 輥主要承受以下幾種載荷作用 : 磨輥在磨煤過程中承受一定的硬雜質沖擊載荷作用。 圖 1輥工作情況 磨輥修復原因 由于國內電廠用煤種類較多 ,雜質含量頗高 ,可磨性較差 ,與中速磨煤機設計使用條件不盡相符 ,加之運行經驗不足 ,使得磨輥過快地磨損 , 當磨輥磨損嚴重時，磨輥與磨盤之間的間隙過大，磨輥液壓加載系統(tǒng)液壓缸傳遞到磨輥上的壓力亦難以保證磨輥與磨盤之間的間隙，這樣就會使大量原煤及殲石均被排出磨室，使該磨煤機碾磨出力下降，直接影響鍋爐燃燒，降低鍋爐效率，威脅機組熱力系統(tǒng)安全經濟運行，此時需要頻繁更換才能保證磨煤機正常工作 ,這樣 ,一方面降低了生產效率 ,另一方增加了檢修任務和維修費用。如：內蒙古豐鎮(zhèn)發(fā)電廠到 1998 年止安裝了 16 臺 中速磨煤機，蒙達公司安裝了 12 臺 中速磨煤機其中磨輥、磨環(huán)（磨盤）是主要易損件，每年耗資 500 多萬。雖然目前磨輥的鑄造工藝已經有很大改進且鑄造材料也由 以前的硬鎳鑄鐵改為高鉻白口鑄鐵但還是不能滿足磨輥的使用壽命要求。 因此 ,對舊磨輥進行修復和強化是非常必要的。 磨煤機磨輥的磨損機理為切削磨損、塑變疲勞磨損和脆性相斷裂磨損三種機制并存，其中切削磨損機制處于主導地位；磨輥內、外側磨損機理的差別重要在于外側部位受到煤料的切削磨損作用遠比起內側處強烈，且磨粒切削的方向性明顯強于內側。當前提高中速磨磨輥的使用壽命主要是提高磨輥的耐磨性，其方法有用鎢鉻鑄鐵制作磨輥代替鎳硬鑄鐵制作磨輥提高起耐磨壽命，更經濟的方法 就是對磨輥磨損表面進行修復且現(xiàn)在廣泛采用的是堆焊修復。內蒙古豐鎮(zhèn)發(fā)電廠 3 號 ~6 號機組均采用 中速磨煤機磨輥耐磨性教差，在運行4000~5000h 左右即會失效。為延長磨輥使用壽命，選用鎳基材料作為過流層，采用自動埋弧堆焊方式進行堆焊修復，使磨輥壽命達到了 8000h 以上。 試驗的結果表明采用堆焊修復工藝對舊中速磨輥進行修復比直接外購鑄造式磨輥成本降低 50% 但磨輥尺寸較大且笨重其焊接裝夾不易實現(xiàn)，且為了保證磨輥的焊接質量必須有專門的焊接變位機械來實現(xiàn)其焊接的變位。 第二章 方案設計 磨輥的 修復過程實際上是舊磨輥的夾持及對中磨輥堆焊修復過程它的實現(xiàn)是焊接變位機通過特制焊接工裝卡具卡住磨輥 ,使其沿某一水平軸線勻速轉動 ,并輔以焊接槍的沿該軸線方向的恰當移動 ,從而實現(xiàn)對磨輥的周向堆焊。這里對磨輥的夾持對中要求較高 ,否則將嚴重影響磨輥堆焊后的尺寸形狀 ,甚至會發(fā)生導電嘴與工件表面打火現(xiàn)象 ,使得導電嘴嚴重燒損。 圖 2接轉臺總體示意圖 因此焊接轉臺必須對舊磨輥的夾持有很好的對中，同時為了保證有好的焊接質量磨輥 的轉動亦必須穩(wěn)定及要勻速。同時為了制造方便它的減速及動力機械盡可能的選用標準件，通過多方 面比較最后擬定焊接轉動的原動件采用運動平穩(wěn)的電動機，電動機到磨輥的減速采用標準的行星輪減速器和蝸輪蝸桿來實現(xiàn)；磨輥的擺角則采用人工操作即用千斤頂來實現(xiàn)或采用釣鉤來實現(xiàn)。焊接槍的夾持和變位亦可簡單的采用曲柄滑塊、或凸輪等機構實現(xiàn)此處為了節(jié)約成本采用了導桿與滑塊的組合機構它的具體設計見十一點，焊接轉臺最后的實體圖如圖 3 所示 第三章 轉臺具體參數(shù)設計 電動機選型 從使用要求出發(fā)為減小焊接時減速比選用的電動機下 : 表 3電動機參數(shù) 電 動機型號 額定功率 /載轉速 /(r/同步轉速 /(r/堵轉轉矩 最大轉矩 額定轉矩 額定轉矩 10 750 磨輥重量及焊接接轉臺擺角設計 輥重量 采用三維制圖軟件 算知約為 103 接轉臺擺角設計 磨棍外圓弧圓心角 250?即 ? = 113°，因此 轉臺擺角范圍為 +57°其擺動示意圖如下圖 4 圖 3擺動示意圖 由圖知為滿足擺角要求焊接轉臺高度 650 1193s i n 3 3m m??取整為 1300轉臺厚度設計 轉臺選材為 轉臺設計技巧 由于轉臺面主要起支承作用故只需對其進行撓度設計，取撓度 f? 104R R 為轉臺半徑。 轉臺厚度計算 沿轉臺徑向取一 微型截面由微積分原理可把它視為橫梁如圖 5 力的分布圍很小可視為集中載荷并取彎矩最大值既取分布在距離 B 點 616。由材料力學知識知各段撓度計算公式如下 ： 2( ) ( 3 3 )6p b I ??? ? ?： 223()( ) [ 2 3 ]6p b x a x I b b??? ? ? A 點： 2( ) ( 3 )6p b I ???圖二圖 3臺受力示意圖 其中 s 0、 、 、 800l 、 616l 、 312、 G 為磨輥重量； 材料彈性模量由《機械設計手冊》第四版表 1得 E=196過比較得知 ? ?? ? 24936167 1 2 2 . 1 7 0 . 6 1 2 0 . 8 3 2800 1010Kf x ??? ? ? ????????代入數(shù)據(jù)有 H≥ 整為 H=90 臺面結構設計 從使用和節(jié)省材料出發(fā)轉臺面采用輪輻結構，且輪輻 n 取 4 按彎曲強度設計剪切強度進行較核。 1. 按彎曲強度設計 ? ? ? 查《機械設計手冊》表 3許用彎曲應力 [σ ]=450 σ ≤ [σ ]其中彎矩 s i n 6 0 0 . 6 1 64G? ? ?；抗彎截面模量 26 b 為輪輻寬度，輪輻厚度 h=90 23 7 9 0 . 3 1 6m a x 4 5 00 . 0 96b? ??； 故 b≥ 安全系數(shù) S=取整 b=100 剪切強度較核 ? ??? 由材料力學知識有 32?其中 Q 為輪輻的正應力； ??? ]代入數(shù)據(jù)有： ? ?33 2 8 4 2 02m a x 4 10 . 0 9 2 0 . 1 M P a????? ? ??? 通過較核。 主軸參數(shù) 設計 由于該主軸所傳遞的扭矩極小計算時可按心軸公式計算且為實心故其軸徑計算公式為 32 1 ?d 軸的直徑 , 軸在計算截面所受的彎矩， ??軸的許用彎曲應力， 表 5取為 280矩可由彎矩圖最大彎矩在軸承支點處 P 圖３ 主軸受力圖 由材料力學計算有 B==G=39000 N 最大為 6 6 3 0 m m? 故軸徑為 d=70安全系數(shù) 軸徑為 130的結構設計如下圖 8 所示 圖３ 磨輥的定位和裝夾設計 磨輥定位和裝夾方案 磨輥的定 位主要是定心和夾緊由于磨輥比較笨重故把定位和夾緊機構分開其中定位機構也只起找準的作用，可采用曲柄滑塊機構。其加緊采用偏心螺桿進行加緊，易知當磨輥軸線處于水平位置時所需要的加緊力最大。其受力示意圖如下圖： F 圖３ 在該加緊機構中磨輥的定位加緊是靠磨輥與轉臺面之間的摩擦來實現(xiàn)的即摩擦力 考慮磨輥的擠壓強度采用 4 個偏心螺桿聯(lián)結則每個螺桿的預緊 力為 0 FK m f? F 為磨輥重量 F=28420N、 Z 為螺桿個數(shù)、 m 為結合面數(shù)此處 m=2、結合面摩擦系數(shù)查表 5機械設計》第七版 高等教育出版社出版）μ =表 螺紋采用 8 級制造公差其計算如下 螺桿參數(shù)的確定 １、確定螺桿直徑 此處螺桿聯(lián)結僅收預緊力作用且初步估計在 間取當量摩擦角 ? 、 21紋升角 ? 則計算應力 223 1 . 3? ? ?? ? ? 有201?? 即有 ? ?2011 . 3 2 . 3?????為了有足夠的強度 ??? 為材料許用應力查表 ? s n?? ? 、 s? 查表 480n 取 入以上公式有1 24d ，由于還要受彎矩的作用故取最小值的 ，并標準化采用第一系列取公稱直徑 42 ２、 偏距厚度設計 偏距的受力為剪切力因此只要對它進行剪切應力強度設計就行由剪切應力計算公式? ?m a x 3??、 ??? 材料許用應力取 ? 、 Q=F? =數(shù)據(jù)代入有 9h 結構考慮取 h=20 焊接轉臺減速設計 為實現(xiàn)焊接變速必須對起進行減速設計減速比 200750?電總 焊i= 即 i 總 = 從降低生產成本出發(fā)盡可能采用標準減速器 星減速器 表 3減速器工作性能 減速器代號 公稱減速比 實際傳動比 輸入轉速 r/ 重量（ 30 597 750 382 為實現(xiàn)減速要求還需采用蝸輪蝸桿對它進一步減速，為實現(xiàn)減速要求還需對它進行進 一步減速，此處是空間交錯的 兩軸間運動和力的傳動，可采用蝸輪蝸桿傳動、圓錐齒輪傳動等減速方案進行減速。這里選用蝸輪蝸桿傳動，因為它具有以下特點： 蝸輪蝸桿能實現(xiàn)比較大的傳動比一般為 i=5～ 80 與其它減速方案比較它具有傳動比大，零件數(shù)目少，結構緊湊等特點。 為保證焊接質量要求磨輥的運動平穩(wěn)而蝸輪蝸桿在傳動中由于蝸桿齒是連續(xù)不斷的，它和蝸輪齒是逐漸進入嚙合及逐漸退出嚙合的，同時嚙 合的赤對較多，故沖擊載荷小，傳動平穩(wěn)，噪聲低滿足要求。 為了方便磨輥的裝夾要求傳動能夠自鎖，而當蝸桿的螺旋線升角小于嚙合面的當量摩擦角時，蝸桿傳動就能實現(xiàn)自鎖而齒輪傳動就不能實現(xiàn)。 因此在此處選用蝸輪蝸桿減速是比較理想的減速方案。 由于傳動要求較低這里選用普通圓柱蝸桿傳動，通過計算減速比為 《機械設計手冊》采用公稱減速比 30。 蝸輪蝸桿各參數(shù)的確定 由于實際輸入功率 小為 速很低故選用阿基米德蝸桿傳動，精度為8C 桿選材為 40面淬火， 45面粗糙度為 m；蝸輪采用 模鑄造； 初選參數(shù) i=考表 時為實現(xiàn)自鎖取 ， 1i=30。 確定許用接觸應力 由表 知σ N； 由表 得σ =200N/ 由圖 得 s； 使用壽命取 180000h 傳動采用浸油潤滑，由圖 得 輪應力循環(huán)次數(shù) 200 1 8 0 0 0 0 6 0 1R? ? ? ?=105； 由圖 得 σ 20× 強度設計12222 15000d K ?? ???? 轉矩 1/η 又由工作要求知 暫取 由工作要求知 G 為磨輥及其夾具綜合重量取 輥 、 f 為摩擦因數(shù)查表 1f= r 取圓錐滾子軸承外徑 200： × 103× 60N ：12222 15000d K ?? ????= 215000 1 . 2 1 . 8 23 1 3 . 5 3 0?? ??????=時考慮轉臺結構 —— 減速器輸出軸軸心與減速器底座高度查表 7500 m= 12要幾何尺寸計算 蝸輪分度圓直徑 d2=75 傳動的中心距 a=1/2(d2+1/2(112+375)=程角γ 111 1 2 . 5a r c t a n a r c t a n 112?? ? ?=6° 22′ 55″ 求蝸輪的圓周速度并核對傳動的效率 蝸輪的圓周速度 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?? ???? ? ?? ? ? 齒面間滑動速度 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 η 1η 2η 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° 攪油損耗的效率，取η 2= 滾動軸承效率，取η 3= =η 1η 2η 3=假定值相近。 較核接觸強度 按表 公式 2129400H z A V H K ???? 彈性系數(shù) 表 得 55× N /用系數(shù) 得 1 動載系數(shù) 向載荷分布系數(shù) 輪軸上的轉矩 圖 得滑動速度影響系數(shù) 于是許用應力 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? ? ????〈 σ 輪齒彎曲強度較核 按表 公式 2 212666 ./ S F K K Y Y N m md d m ? ????? 齒型系數(shù) 22 3330 3 0 . 1 8 7c o s c o Z ?????查圖 輪的許用彎曲應力 σ ′ 命系數(shù) L=105 時，查圖 蝸輪材料 N=106 時σ′ 0N/則σ 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? ? ? ?? ? ??? 通過。 他幾何尺寸計算 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時考慮磨削蝸桿的的增量取 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? ? ? ? ? ? π 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? ?? ? ? ? ? 蝸桿與減速箱間的連接 蝸桿與減速箱之間的連接從結構和要求綜合考慮采用聯(lián)軸器連接 由于焊接轉臺振動很小轉矩也很小因此采用結構簡單的剛性突緣聯(lián)軸器即能勝任，傳 動的轉矩很小m a x G f 0 . 2 140T = = ??? 其中 G 為轉臺綜合重量， f 為滾動軸承摩擦因數(shù)查表 f=查表 = 軸器 1405843轉臺支承設計 轉臺支承的主要起支承和翻轉的作用故可選用 表 3295? 、 640? 采用調質處理。 轉臺支承可以簡化成橫梁其受力分析如下 m ３ 易知當平板處于水平位置時 p 與 m 取最大值 p=p1+p2 臺綜合重量 磨輥 +G 夾具 采用三維制圖軟件計算得 為 37936N； 減速箱重量由《械設計手冊》得 量為 382： 矩 m 是由于磨輥及其夾具偏離轉臺中心而產生它的計算公式為： m= l l 為磨輥及其夾具的綜合中心距支承點的長度由重心計算公式 ： M× l=M 磨輥 × 夾具 × 為磨輥與夾具質量、 M 磨輥 為磨輥質量、 M 夾具 為夾具質量代如數(shù)據(jù)計算得 l=m=方便計算可把支承看成兩端固定的橫梁如圖所示 A 點支座反力： 即 2 2 2 6 7 B 點支座反力： ? ? ? ?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 點轉矩： 2212221 . 8 0 . 8 1 . 6 0 . 9 7 3 5 8 2 2 2 6 2 . 6A m? ? ? ? ?? ? ? ?B 點轉矩： 12221 . 8 0 . 8 1 . 6 0 . 9 3 7 5 1 1 9 7 6 6 2 . 6B m? ? ? ? ?? ? ? ?易知危險截面彎曲應力為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 乘安全系數(shù) h=150切強度較 核 剪切強度較核計算公式為 ? ?12? ??? ? ?1?? =? ） = ?122148200 . 2 0 8 0 . 1 5 0 . 1 5? ?? ? ??? 即有 ? ?12 1 . 1 M P a?????通過 支承與底座處軸徑取 150用抗彎強度較核 ? ??? ??? 為材料許用彎曲應力查表 知為 代入數(shù)據(jù)有 ? ?323 119763 . 1 4MW d??? ? ???轉臺支承結構設計見下圖 圖３ 轉臺盤與軸的聯(lián)接 過盈聯(lián)接結構簡單，對中性好，聯(lián)接零件無鍵槽削弱，聯(lián)接強度高，在沖擊、振動載 荷下也能較可靠的的工作，加工方便。從結構與功能考慮轉臺盤與軸采用圓柱過盈聯(lián)接。 過盈聯(lián)接的計算： 傳遞載荷所需的最小結合壓強 于所需的轉矩極小且其軸向還有銷和軸肩保證運動的可靠，故可看作只傳遞軸向力其受力圖如下 有?? m 合直徑 合度此處為 90 為 摩擦系數(shù)軸與轉臺 間 配 合 表 面 粗 糙 度 為 表 ? =i n ?????????× 105直徑比 ?? ff m 其中?? ?????2211? 查表 為 206000此206000 ???e即 包容件傳遞載荷所需最小直徑變化量 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 ??? 考慮壓平后的最小過盈量為方便安裝采用溫差法裝配包容件不產生塑性變形所允許的的最大結合壓強?? ? a 查圖 53.0?a ??s 查表 590??? M P aP 5 0m a x ??? 被包容件不產生塑性變形所允許的最大結合壓強?表5500 50m a x ?聯(lián)接件不產生塑性變 形的最大結合壓強取較小者為 153接件不產生塑性變形的傳遞力 9 1 1 6m a x ?? ?? 包容件不產生塑性變形所允許的最大直徑變化量 ?m a xm a x ? =206000 ?= 被包容件不產生塑性變形所允許的最大直徑變化量 m =206000 = 聯(lián)接件不 產生塑性變形所允許的最大過盈量 m a xm a xm a x ??=擇配合要求：保證過盈聯(lián)接 ? ? 1 ?? 保證聯(lián)結件不產生塑性變形 9 a xm a x ?? ?? 查標準確定最大過盈量和最小過盈量 確定基本過盈量 2 ??= ?b?=定基本偏差代號 要求有較多的連接強度取b?=表 2為 u 采用公差孔為 為 定配合 H7/據(jù) 處代號“ u”的 基本偏差為 170μ m 2μ m、 5μ m。 則有 ?? 1 9 71 9 4221 7 2m a x ?????? 12513735172m i n ???? 聯(lián)結的最小傳遞力m i n m i n d l????? ??? ? ? ?m i nm i n2 ??????????=足 輥擺角的實現(xiàn) 采用螺旋機構即可實現(xiàn)磨輥的擺動即采用千斤頂由于市面上的千斤頂行程不夠故需自行設計千斤頂螺桿材料采用 40母選用 《機械設計手冊》第三卷第 22 篇第 117～ 118 頁計算公式計算有梯形螺紋的中徑 60用公稱直徑 d=70徑 59紋工作高度為 5焊接轉臺的結構計算出千斤頂需最小行程為 長度為 300 接槍的 夾持和調整機構的設計 由于焊接槍的質量很小故它的夾持和調整機構對強度和調整精度沒有特別的要求，從人機方面設計能實現(xiàn)預定功能即可。同時從生產成本和工人操作難易方面綜合考慮他的三維方向的的調整都統(tǒng)一采用導桿滑塊機構實現(xiàn)。它的結構示意圖如下： 圖３ 焊槍加持調整機構示意圖 第四章 相關較核 偏心螺桿的強度校核 應力計算公式 ? ?m a x 8( 1 ) e F eA s W A s d? ? ???? ? ? ? ? 紋公稱應力截面直徑查表 976 e 偏心距 在螺桿如下圖 10 為20、 F? 偏心螺桿受的軸向拉力 、 紋 危 險 截 面 的計 算 直 徑1sd d =??? 為許用應力同上 e 圖３ 因此m a x 4 6 1 8 3 8 2 019 7 6 3 8 . 7 5? ????????? =??? =320過 軸的校核 截面安全系數(shù) S 校核 由上圖知道m(xù) a x 6 6 3 0 m m?22 ???其中1??????? ? ?????? 1?????? ? ? ??????查表 5查表 5稱循環(huán)應力應力幅m Z?????=m a x 0 . 5 P ?? ? ? 232d 表 1圓錐滾子軸承摩擦系數(shù) ? 為 查表 51 320M ? ?1 1 8 a?? ?查表 5曲和扭轉時的有 效應力集中系數(shù) ??查表 5曲和扭轉時的尺寸影響系數(shù) ? ?查表 5材料拉伸和扭轉的平均應力折算系數(shù) ? ?代入數(shù)據(jù)有 2 2 ??則 S=2 通過。 強度校核 由于設計時安全系數(shù)已經足夠大且沖擊載荷小不必進行靜強度校核。