装置结构范文

装置结构范文（精选11篇）

装置结构 第1篇

国内外一般商业干涉仪用压电陶瓷作为定镜微调的驱动装置[3,4]。压电陶瓷的伸缩使定镜( 反射镜) 微微转动一个角度,从而定镜上反射的光束改变方向,使得定镜上的反射光与动镜上的反射光严格平行。对于空间应用,考虑到发射振动和空间温度变化等环境因素,应给星载干涉仪具有较大的角度调节量。地面应用的压电式角度微调装置,或是电压很大,或是尺寸大,角度调节量在温度变化下呈非线性关系,还需要一直通电,就目前的技术水平, 不太适合于作为空间干涉仪的调节装置。而一般的机械调节装置角度分辨率不够高,达不到仪器要求的2微弧的角度微调量,不适合在空间干涉仪这么精密的光学仪器中使用。

根据星载傅里叶光谱仪所经受的特殊过程和所处的空间环境,研究微调机构实现光束高精度平行性的方法,达到所需的两维角度调节范围和调节分辨率,并为反射镜提供可靠支撑。由于星载干涉仪发射要经受加速度、正弦振动、随机振动; 地面到空间工作温度变化等各种条件,按照环境试验条件对定镜微调机构进行有限元分析,得出模态、等效应力等分析结果并优化结构,以获得重量轻、刚度大、力学和热稳定性好的微调机构。

1微调机构模型建立

由于要达到微角度调节,采用弹性变形结构来实现,简单可靠,无需润滑。但角度调节范围又不能太小,否则就满足不了空间调节要求。两维角度微调可以通过2个一维角度调节叠加来实现。为简单起见,从一个角度方向来进行说明。一维角度调节的原理如图1所示,一个表面用螺钉固定在架子上, 另一旋转表面上安装有反射镜。采用电机旋转调节螺钉,使零件发生弹性形变以调节反射镜的角度。 这个结构能够等效的进行简化,以便进行计算。

将结构模型简化为图2( a) 的形式[5],AB和BC段都是梁的结构,长度分别为l1和l2。在A点受到电机给它的轴向力为F。若要求出梁A点处的扰度 ωA,首先要分析结构各部分的变形与A处扰度之间的关系。

采用逐段刚化法来分析两段梁对A处扰度的贡献。首先,将BC段化为刚性立柱,如图2( b) 所示。计算刚架上横梁AB变形时A处的扰度 ωA1, 由扰度表可得:

再将AB段化为刚性横梁,考察立柱BC对A处扰度大小的影响 ωA2,如图2( c) 所示,有:

式中,ω2为F对立柱拉伸变形引起的B处的扰度,

在立柱顶端B处受到弯矩大小: Mb= F l1,其引起的转角得出: 弯矩引起的A处扰度ω3:

最后,由叠加法,得A处的总扰度 ωA为:

式中,E为材料的弹性模量,I1为AB段的惯性矩, I2为BC段的惯性矩,A2为BC段的截面积。

取:

h1和 h2分别为AB段和BC段的厚度,b为零件宽度。

通过调节角度得:

式中,AB段为反射镜安装面,要尽可能较小变形, 以免影响反射镜面形,即 ωA1要尽可能的小,可通过加大厚度h1来实现。而l1相对于h2和l2要大得多, ω2远小于 ω3,即上式可以简化为:

从式中可以明显看出,调节角度  和h2成3次方关系。相对于其他尺寸,影响角度变形最大的因素为BC处的厚度h2。

2星载调节结构有关因素分析

作为星载仪器,空间微调结构应遵循以下几个重要性能要求: 1微调机构的一阶固有频率应大于100 Hz,减少低频段共振; 2在卫星发射过程中仪器要受到加速度、正弦振动和随机振动等作用,振动之后要结构不产生损害,回复原有的形状,不产生残余变形; 3角度调节量程要大于4 500微弧,调节分辨率要小于2微弧; 4微调结构角度校正结束后无需带电运行,应带有自锁功能,保持干涉性能最好的角度位置; 5空间仪器的重量与发射费用密切相关,要考虑在满足性能指标的前提下尽量减轻重量。

零件材料上选取航天中常用的铝合金LY12。 在其他参数不变的情况下,对影响角度变形最大的因素h2取不同的值,分别为4 mm、5. 5 mm、7 mm。 因定镜的调节需要一定的自锁性,调节螺钉位置初设一个90 N轴向力( 即为最小调节范围) ,通过有限元分析得出调节螺钉处缝隙变化量Y1和l2段附近应力的大小如表1所示。

由微调机构的角度调节量程4 500微弧可求出调节螺钉轴向相对位移变化量0. 4 mm。通过表1中缝隙变化量Y1,再加上调节范围0. 4 mm,计算出其最大缝隙变化量Y2。对零件在不同方案下的最大缝隙变化量Y2分别进行有限元分析,得到零件变形状态表2。

因电机有最大转矩的限制,由于多种原因限制, 研制的空间电机产生的最大轴向力实测值为290 N,即h2为7 mm方案不可行。航天结构的设计要遵循以下原则: 重量差不多情况下,刚度要好。所以可知刚性好的5. 5 mm方案为最佳方案。

经过轻量化处理,设计出来的结构如图3所示。 通过调节电机的转动来带动调节螺钉拧紧和放松, 使调节架顶出的缝隙产生变化,最终让反射镜发生方位和俯仰方向的角度变化。其两维角度调节分辨率为1. 7微弧,小于仪器要求2微弧的分辨率。

3结构有限元分析

3.1有限元模型的建立

设计过程中使用了有限元分析来检验设计的结构是否满足要求,有限元模型的建立首先应符合机构的几何尺寸及其属性的前提下进行,还要考虑现在分析软件和电脑硬件的限制,对原始几何模型包含大量不必要的几何零件和细小几何特征进行简化和修改,删除不必要的螺栓孔,非关键部件按照质量等效原则,准确描述其等效单元的质心位置、质量及连接刚度。在保证精度的情况下,单元数量不要太大,在力传递路径和薄弱位置多划分一些网格。按这些要求建立了微调装置的分析模型。模型采用四面体4节点的体单元,共由单元数38 987,节点数21 144,得到网格模型如图4。

有限元分析约束的方式: 微调装置通过螺栓与干涉仪框架连接,采用Fixed support约束定镜调节架两侧的4个螺栓孔孔壁圆柱面,将六个自由度全部约束。

材料选用: 模型中除反射镜采用石英玻璃JGS1外,均采用同种金属材料LY12。模型中的材料属性如表3所示。

3.2模态分析

如果结构的固有频率与外界环境振动频率相同时,在外界环境干扰下可能产生受迫振动,发生共振使结构受到破坏。为避免这种情况发生,微调装置的固有频率应高出外界环境振动频率。干涉式红外高光谱大气探测仪的外界环境振动频率在小于100 Hz的范围内。对模型进行模态分析,得到模型的前五阶固有频率值( 见表4) ,一阶振型( 如图5所示) , 由分析结果可以看出模型的前五阶固有频率均远大于100 Hz,可以避免受外界振动影响产生共振。

3.3加速度分析

发射过程中仪器要受到三个自由度方向的加速度作用,要求结构的最大应力不能超出材料的屈服强度 σ,否则将导致结构产生塑性变形,加速度载荷消失后恢复不到原来的形状。对模型施加的三个方向加速度载荷: Z方向10g,+ X方向、+ Y方向2g。 分析结果如表5所示,最大应力发生在Z方向,大小为2. 33 MPa。

3.4正弦振动分析

其主要由火箭发动机工作、运载火箭结构与液体推进系统的共振频率耦合等产生的低频振动。在0 ~ 100 Hz的低频段,对模型施加三个方向的载荷: + X方向、+ Y方向6g,Z方向10g。分析结果如表6所示,最大应力发生在Y方向,大小为6. 59 MPa。

3.5随机振动分析

卫星在主动段会受到卫星发动机脉冲推力、喷气噪声以及紊流边界层噪声综合产生的随机振动, 在高频段和低频段随机产生。对X、Y和Z方向施加: 频率20 ~ 100 Hz,加速度功率谱密度 + 3 d B / oct; 频率100 ~ 600 Hz,加速度功率谱密度0. 05g 2 / Hz; 频率600 ~ 2 000 Hz,加速度功率谱密度 - 9 d B / oct; 总均方根加速度为6. 4 grms。其结果如表7所示,最大应力发生在Y方向,如图6所示,大小为29. 72 MPa。其为以上振动最大的应力,相对于材料LY12的屈服应力274 MPa来说,还有很大的安全余量。

4结论

通过本文的研究,设计制作了实物。对实物进行测量和试验,获得两维微调装置的角度调节范围: 俯仰方向4 520微弧,方位方向4 515微弧,调节分辨率为俯仰方向1. 73微弧,方位方向1. 70微弧,重量为1. 05 kg,包络尺寸 为144 mm × 122 mm × 91 mm。结构的力学性能经过各项环模试验得到验证。最后研究结果和实物被风云系列星载干涉仪采用。

参考文献

[1] Bingham G E,Cantwell G,Robinson R C,et al.Image stability requirements for a geosychronous imaging fourier transform spectrometer(GIFTS).SPIE,2001;4151:11—20

[2] Astruc S D,Miras P,et al.Design and development of IASI instrument.SPIE,2004;5543:208—219

[3] 黄金永.空间用精密微位移平台的研究.杭州:浙江大学,2010Huang Jinyong.Research of space micro-displacement platform.Hangzhou:Zhenjiang University,2010

[4] Ю.В.考洛米佐夫(苏).干涉仪的理论基础与应用.李承业,吴景文,秦南荣,译.北京:技术标准出版社,1982:141—159Ю.В.Koa Lo Mezov(Russia).The theoretical basis and application of interferometer.Li Chengye,Wu Jingwen,Qin Nanrong.Trans.Beijing:Technical Standards Press,1982:141—159

装置结构 第2篇

物料提升机是建筑施工中用来解决垂直运输常用的一种即简单又方便的起重设备，一般由底盘，井架体(标准节)、天梁、架轨、吊篮、滑轮组、摇臂和电动卷扬机，钢丝绳、缆风绳(附墙架)、地锚及各种安全防护装置等组成，属于一种不定型的半机械化产品。

物料提升机卷扬机或曳引机的制动装置在安装使用说书中一般未作为安全装置介绍，但仍是保证吊笼安全正常作业的重要装置。标准规定，禁止采用带式制动器，而且每个吊笼必须设置独立的提升机构和独立的制动装置并满足如下安全技术要求：

1、物料提升机制动器应是摩擦型的，并经型式试验检验合格，有产品铭牌和出厂合格证。

2、物料提升机在主电源断电或电控失压时均能自动运作。

3、物料提升机制动器应能使装有1.25倍额定载重量，以额定提升速度运行的吊笼停止运动。

4、物料提升机制动器的额定制动力距不应小于物料提升机额定力距的1.5倍。

物料提升机超载保护装置

物料提升机应安装吊笼超载保护装置，并应符合如下安全技术要求：

1、物料提升机超载保护装置应对吊笼内载荷，吊笼自重载荷、吊笼顶部载荷均有效。

2、当物料提升机载荷达到额定载重量的90%时，应能发出警示信号;载荷达到额定载重量的110%前，应能使吊笼无法启动。

物料提升机限位装置

物料提升机安装时必须设置吊笼运行的上、下行程限位开关，防止吊笼超出最大工作位置或最小工作位置发生“冲顶”或墩底事故，并符合以下安全要求：

1、上限位开关应采用非自动复位型，动作后应切断总电源中止吊笼运行;其安装位置应保证吊笼在导轨架上部的越程安全距离不小于2m。

2、下限位开关可采用自动复位型，动作后可切断控制电源中止吊笼下行，其安装位置应保证吊笼在接触到底架缓冲器前完全止停。

挖掘机回转装置定位结构及分析 第3篇

关键词：挖掘机；回转装置；定位结构；分析

1.回转装置的组成

液压挖掘机回转装置主要由回转支撑、回转机构和转台等三部分组成的。通过回转支承，不断将力施加给挖掘机的底座。回转装置具体由两部分组成：转柱式回转支撑和滚动轴承式回转支撑。以下我们将对这两种支撑进行简单论述：

1.1. 转柱式回转支撑

转柱式回转支撑一般情况下回转的角度比较小，其动力来源跟滚动轴承式回转支撑动力来源不一样，但是该装置使用起来比较方面，易于操作。

1.2.滚动轴承式回转支撑

滚动轴承式回转支撑目前广泛用于全回转式液压挖掘机上，它是在普通滚动轴承基础上建立和发展起来的，其性能也比较优良。同时还克服了传统回转支撑的种种弊端，该装置结构简单，维修比较方面，对于人员的使用要求也不高，所以它目前承担着大部分的工程任务。该装置还具有所受到的力矩节点数目比较少，转速也比较低，对于人员的安全大有保障。根据内部结构的不同我们又可以将其分为滚动式滚体与滚珠式滚梯两大类，更具体一点还可以分为单排式和双排式几种。随着该技术的不断进步发展，装置在很大程度上也进行了改革，但是它依然是目前比较实用的挖掘机装置回转支撑。

2.回转装置常用的定位结构图解

目前大部分的挖掘机回转装置常用的定位结构主要有以下两种：（1）回转支

承外圆定位结构，如图1所示；（2）两个销定位的结构，如图2所示。

3.回转支承一个销定位结构安装精度分析

回转支承一个销定位结构指的是在回转平台加工一个销孔用于安装定位回

转支承，同时还可以加工一个ΦD2内圆用于安装定位回转马达。回转支撑也要加工一个销孔用于安装定位，如下图3所示。我们一般在设计上要求回转平台螺纹孔分度圆中心及ΦD2内圆的中心和销孔中心一定要在同一条水平线上，这样可以保证齿轮啮合的中心间距T比较稳定。操作人员在进行装配时一定要先把回转马达固定好，然后将回转支承的销孔、螺栓孔和回转平台对齐，再进行安装销进行定位，用螺栓拧紧，这种装配的整个过程非常简单。

从图3中我们可以看出回转支承在螺栓拧紧之前可以绕销转动，转动的最大角度受到离销孔中心C最远螺栓的限制，所以该距离可以影响整个销定位的结构，在对其进行设计的时候一定要合理把握距离的尺度大小，保证回转支承一个销定位结构的稳定性，增大它们的机械强度。同时，该装置具有与其他装置不同的特点，定位的精度比较准确，结构也相对简单，同时易于安装与维护，在工程施工中使用的频率很高，值得工程施工人员采用。

结束语：

回转支承一个销定位结构的回转装置， 目前已经在大部分挖掘机上被广泛应用，在实际过程中，回转装置具有以下几方面优点：安装定位的精度与准确性比其他装置更高一筹；其次，结构简单，其内部结构比较简单，只需要一个销定位即可，该技术目前比较成熟，手段比较多样，可以满足大多说工程施工的需要；在对其进行维修与维护的时候，比其他支撑结构简单得多，可以为维修人员带来很大便利。最后，它还克服了传统的多销定位结构容易出现变形的缺陷，值得我们推广使用。

参考文献：

[1]秀文美.工程力学中的挖掘机震动装置研究[J].科技出版社，2012（9）

[2]张铁，王海丰.液压挖掘机的原理和使用[J].石油大学出版社，2012（1）

[3]张世英.挖掘机回转装置的探讨[J].机械工业出版社，2011（9）

[4]陈善华，李楠.单斗挖掘机的应用研究[J].挖掘机原理，2011（9）

作者简介

中间卸料装置结构的改进 第4篇

1 中间卸料装置结构形式及问题

某水泥厂包装车间袋装水泥出包装机的B650胶带后经中间卸料装置送入装车机。中间卸料装置的工作面长度为1 270mm, 皮带轮安装在转弯机构的两端, 4组支托辊均匀分布在中间位置, 起到支撑和传动作用。转弯机构的传送带为V型槽环形皮带, 主、从动皮带轮均为尼龙材质, 直径Φ195mm、高为165mm。设备布置见图1 (转弯机构处于45°位置时俯视图) 。

由于皮带轮及支托辊垂直固定, 下端没有固定约束, 悬空放置, 生产中频繁受水泥袋冲击, 产生振动, 主轴间隙部位易进入水泥粉尘, 皮带轮推力轴承和支托辊滚动轴承容易损坏;尼龙皮带轮强度低, 在温度升高后轴承的配合间隙变大, 很容易造成走外圈, 从而造成轴承和皮带轮的报废;从动轮在机构末端振动和冲击较大, 较主动轮更容易损坏。

目前国内环形皮带多为橡胶制品, 没有中间帆布层, 且皮带厚度不均匀, 不能承受较大的拉力载荷。加之两组支托辊之间的部位受包装袋冲击波动较大, 导致皮带极易受损, 平均使用寿命约为3个月。原皮带轮结构和损坏的皮带见图2。

2 改进措施及效果

将皮带轮和支托辊统一改为一种结构 (见图3) 。

1) 改进皮带轮材质。在满足皮带轮能够承受足够的受力荷载情况下尽量减轻自重, 材质选用密度小强度高的铝合金, 重量与尼龙差别不大, 但是表面硬度和耐磨性指标有显著提高。

2) 增大支托辊直径, 由原来的90mm×160mm改为130mm×200mm, 这样在数量不变的情况下, 托辊间距缩减。

3) 改进皮带轮和支托辊表面结构, 由槽形改成光面;为防止皮带下滑跑偏, 采用光面凸弧结构;为消除中间进物料影响, 在轮体中间偏上开一个Φ17mm的圆孔, 起收集灰尘作用。

4) 皮带改为带中间帆布的平皮带, 皮带与托辊接触面积明显加大, 运行平稳, 承受冲击能力增强。通过调节装置可以增加皮带许用拉力, 保证托辊和皮带紧密接触, 运行更平稳。

装置结构 第5篇

关键词：新型结构；走行装置；天平式启闭；简化；炉盖移动装置

0 引言

日本90年代建成30余套干熄焦系统。目前我国主流干熄焦技术引进于日本。干熄焦系统用于焦炭生产，从焦炉中排出的红热焦炭（1000摄氏度）运送到干熄炉中暂时存储，然后经过氮气冷却，降温至100-200摄氏度左右排出，焦炭用于后续生产或者出售，高温氮气再次热交换，加热锅炉后产生蒸汽，经过透平机发电。装入装置，位于干熄炉顶部。它按指令开闭炉盖，把红焦经装入料斗装入干熄炉内。在线应用的干熄焦装入装置，除电动缸等关键设备用户一般指定进口件外，其余部分完全实现国产化。国内的装入装置，整体结构基本相同，主要由料斗、水封罩、台车、炉盖、驱动装置、集尘管道、现场电控箱等部分组成。如图1所示。

笔者提出一种新形式的装入装置。这种结构取消了移动台车，滚轮、润滑点、炉盖改为天平式启闭方式，简化结构，降低重量。不再需要电动缸等昂贵部件，炉盖移动采用了传统的走形驱动，降低了成本。本文试图通过图解及叙述等方式最终证明新形式的可靠性，以及展示与原有形式对比所产生的优势（降低重量、减少生产及运输成本、增加可靠性、减轻维护工作量等）。

1 现有装入装置的基本假设

1.1 以150T/t小时干熄焦处理能力的装入装置为例列举其基本参数。装焦能力：150T/t，装备总重：55t，料斗重量（含料钟、水封罩、移动支架及固定支架）：23t，炉盖本体：5t，其余部分：27t，行程：1.8m，速度：90mm/s，占地面积：20×10m*m，功率：7.5kW，润滑点：30个。

1.2 现有装入装置动作简述。电动缸驱动台车移动，使料斗和炉盖移动，装焦时料斗对准炉口，料斗底部的水封罩边缘进入水槽，集尘管道缩回，焦炭装完，反向动作，炉盖移动到炉口上方，边缘进入水槽，密封炉口，完成一个装焦过程。

2 新型结构论证

2.1 新型结构概述

2.1.1 新型结构中，料斗固定于炉口上方，不再移动，采用螺栓紧固，在最下方设置滑块及2m长双导轨（滑块底部加工凹槽放入锂基脂）供特殊情况下移开炉口用，料斗下口水平高度上移450mm，水封罩软连接部分加长500mm，上移到位时其下沿应与料斗下口边缘平齐（其驱动不讨论）。

2.1.2 集尘管直接与主管道法兰连接，下部滚轮取消，支架结构简化。

2.1.3 除2.1.1及2.1.2所述部分外原装入装置其余部分都不再需要，由炉盖移动装置代替，炉盖水平移动采用行走小车驱动，小车走形采用三合一减速机。垂直方向采用天平式平衡杠杆，通过配重块的移动迫使炉盖上下运动，设置1：2.5倍的杠杆，配重块移动采用电动推杆。

2.2 新型结构装焦时动作过程。焦罐移动到料斗上方后，配重向远端移动，炉盖抬起，行走小车开始移动，炉盖移开后，提升机下落，水封罩下移进入水槽，排焦完毕，焦罐移开，水封罩回位，小车带着炉盖回到炉口上方，配重块向近端移动，炉盖下沿进入水槽，密封炉口，完成一次装焦过程。

3 炉盖移动装置论述

3.1 结构组成概述。如图2所示，1为炉盖 ，2为升降曲柄，3为限位挡块，4为移动小车，5为小车驱动装置，6为炉盖上升限位，7为炉盖下降限位，8为平衡臂，9为立柱，10为斜拉索，11为配重轮限位，12为配重，13为电动推杆 ，14为定位套筒，15为轨道面，16为限位开关。

3.2 可行性分析及关键技术保障

3.2.1 炉盖水平位置控制，炉盖需要保持水平。原因有两点：防止运动时产生干涉，防止不能均匀与水面接触。炉盖上对称引出两根轴，直径为100毫米。升降臂末端的凹槽为圆弧结构直径120毫米，此圆弧与轴相切但不同心。表面均进行加工粗糙度达到6.3，淬火处理。炉盖可沿轴心圆周方向回转。其关键在于：其一，是吸收装配时产生的误差，其二，是吸收变形（悬臂梁结构易变形，强度大经济性差）。在此回转方向产生偏差后炉盖自行调整到水平。经过此轴的水平面上，垂直于此轴的另外一个假想轴回转方向，相对不易产生过大偏差，在制造时保证精度即可。

3.2.2 选用定位套筒与升降曲柄的配合结构而没有选择Z型直接相连的目的在于使结构紧凑。直连型在布局上需要增长杠杆靠近炉盖端力臂长度，而在1：3杠杆作用下，其杠杆另一端将增加其三倍长度。升降曲柄与定位套筒之间通过配合面发生垂直方向相对运动，中间的剖面线部分选用锡基青铜，通过螺栓把和在升降曲柄上，并需润滑，青铜承载面制作油沟，人工润滑即可，此部位可加装橡胶保护套。

3.2.3 升降曲柄与平衡臂之间通过滚轮发生关系，滚轮安装在升降曲柄上，滚轮与安装轴之间采用滑动轴承即可，出于成本考虑滚轮亦可不加轴承，与轴采用间隙配合即可，但须润滑。

3.2.4 平衡臂采用三段式结构，采用法兰连接，对于平衡臂长端而言，其发生形变并不影响其使用效果，克服变形需要增加结构强度，从而其重量会上升。保留适当形变，有利于降低成本，因此平衡臂长端选用结构较轻箱型梁外，增加了斜拉索，从而保证其稳定性，斜拉索可调长度。

3.2.5 设计了限位装置6、7，限位柱带有高度微调部分，限位柱的作用在于降低控制精度及稳定系统，配重块仅需在平衡点（因为摩擦的存在及反转性实际上有两个点）左右移动适当距离即可，这个距离在一定程度上是随机设置的。如：平衡块向炉盖方向移动，达到炉盖开始下降值后再移动300mm以便炉盖稳定的作用于限位柱上，反之亦然。

3.2.6 配重下部安装滚轮，并且对滚轮运行轨迹进行限位，配重块采用电动推杆驱动。

3.2.7 移动小车采用三合一减速机驱动，在行程范围内设计三个检测开关，即左侧极限位置开关，中间减速开关以及右侧极限位置开关。当小车位于最左侧时，小车接受运行信号开始移动，经过中间位置检测开关后开始减速，直至经过最右侧减速开关后开始抱死。反之过程相似。在轨道的左右两个极限位置，设置挡块，强制小车停止，避免发生事故。

3.3 重量、功率值数

整个炉盖移动装置（不含炉盖）总重量为4t，其中配重块重量为1.5t，回转中心点通过立柱與平衡臂中线交叉点，其左侧负荷总重为5.5t，其中炉盖5t，重心位置距离回转中心水平距离为2300mm。根据1：2.5被杠杆设计，右侧重心位置设置在5750mm处，总重为2.2t。小车、立柱及驱动总重为1.3t。配重驱动功率选用0.75kW，走形小车选用2.2kW。小车运行速度为100mm/s，配重移动速度为150mm/s。

4 结论

通过以上分析，我们可以得出以下结论：

①新结构总体重量为（23+5+4）t，可以减重23t，降低成本及运费。

②驱动功率总体为2.95kW，省电。功率小，选用国产设备即可。

③润滑点共11个。

④响应速度略高于原装置。

⑤占地面为100平方米。

⑥其工作可靠性升高：活动部件数量较原来减少，驱动功率负荷减少。

⑦由于活动部件重量低，出现紧急情况时，可以用手动葫芦移开炉盖或者关闭炉盖。

参考文献：

[1]刘群山.工业生产技术基础[M].机械工业出版社，2004.177-178页轴承部分.

花生脱壳装置的结构技术剖析 第6篇

脱壳是花生在加工过程中的必经环节,目前我国所用的花生脱壳机多是打击式脱壳机,其脱壳质量较差, 破碎率一般大于5%,破碎花生仁影响其安全储藏,易生霉菌,经济损失大[1,2,3,4,5,6,7,8]。因此,有必要对花生脱壳理论与脱壳装置的结构技术进行剖析,进而为新型低损伤花生脱壳机的研制提供有益的参考。

1 脱壳装置剖析

1.1 打击式脱壳

打击式脱壳是花生果在高速运动时突然受阻而受到冲击力,致使外壳破碎而达到脱壳的目的[2]。

打击式花生脱壳机由机架、工作部件(如打击板或打击杆)、筛网、入料斗、风扇、振动筛等部分组成。工作时,花生果在打击板或打击杆的反复打击、摩擦、碰撞作用下破碎;花生仁及破碎的花生壳,通过一定孔径的筛网并在风扇吹力的作用进行下分离,如图1所示。

影响打击式脱壳机脱壳质量的主要因素有:花生果的含水率、工作部件的结构、打击板或打击杆的打击速度和打击机会等。这样的脱壳机对花生仁伤害较大,但脱净率高。

1.2 挤搓式脱壳

挤搓式脱壳是利用杆状栅格挤压花生果,同时栅格筛以一定的频率带动花生果进行往复运动,这样就使花生果在受到挤压的情况下既向左右运动又做上下运动,在运动过程中不断地挤入由脱壳杆和底部的栅格筛组成的脱壳区,以达到挤搓脱壳的效果。花生果相互之间也同样在一定压力的作用下,在箱体内上下翻动并充分挤搓,并且所有花生果的任何部位都有充分的挤搓的机会,从而脱掉全部花生果的壳[7],如图2所示。

1.筛网 2.圆柱形打击杆

1.弹簧 2.脱壳杆 3.栅格筛 4.花生果 5箱体

与打击式花生脱壳机相比,挤搓式花生脱壳机脱壳性能好、效率高、脱净率高、花生仁破碎率低,但对不同大小等级的花生果适应性较差,且在脱壳前需要对花生果进行分级。在国外所用的花生果分级机,如图3所示。

1.3 碾搓式脱壳

碾搓式脱壳是利用运动着的橡胶辊和固定栅格筛间受到强烈的碾搓作用, 使花生果的外壳被撕裂而实现脱壳。花生果经进料口进入运动着的橡胶辊和固定栅格筛的间隙中沿橡胶辊切向运动,并受到橡胶辊的挤压,花生果在运动过程中上下表面受到的摩擦力不同,与栅格筛接触的面摩擦力小,与橡胶辊接触的面摩擦力大。这样花生果的上下表面就受到搓擦力的作用,在挤压力与搓擦力的共同作用下使外壳产生裂纹直至破裂, 并与花生仁分离, 达到脱壳的目的,如图4所示。该原理的脱壳机对含水率低的花生仁伤害不大,但效率不高。

1.橡胶辊 2.机壳 3.栅格筛

1.4 搓撕式脱壳

搓撕法脱壳是利用相对转动的橡胶辊筒对籽粒进行搓撕作用而进行脱壳的。两只胶辊水平放置, 分别以不同转速相对转动, 辊面之间存在一定的线速差, 橡胶辊具有一定的弹性,其摩擦因数较大。花生果进入两胶辊工作区时, 与两辊面相接触,受到两个不同方向的摩擦力的撕搓作用,同时籽粒又受到两辊面的法向挤压力的作用, 当花生果到达辊子中心连线附近时法向挤压力最大,花生果受压产生弹性-塑性变形,此时花生果的外壳也将在挤压作用下破裂, 在上述相反方向撕搓力的作用下完成脱壳过程[2],如图5所示。该原理的脱壳机受含水率的影响较大。

1.5 气爆式脱壳

气爆式脱壳是利用花生壳本身的透气性,将花生果置于容器内,密封后充入较高压力的气体,维持一定时间,使花生壳内外压力在短时间内达到规定值,然后突然释放,实现了采用气爆原理使花生脱壳[3]。

气爆式脱壳花生仁的破碎率小于1%,但是气爆式脱壳率只有30%,即大部分花生果不能完全爆开。原因:一是由于花生壳本身透气性有差别;二是花生果两壳接缝处强度不均匀。

2 结束语

为了适应农业生产对花生脱壳机的需求,国内外农业科技人员研制了多种原理、多种型式的花生脱壳机。但是由于这些花生脱壳机采用的原理不同,各有其优缺点,还不能完全满足花生脱壳的要求。因此,研制一种机械损伤轻、破碎率低的新型花生脱壳机,以适应现代农业生产的花生脱壳要求显得十分必要。

参考文献

[1]周瑞宝.中国花生生产加工产业现状及发展建议[J].中国油脂,2005,30(2):5-9.

[2]杜文华.带壳物料脱壳技术研究初探[J].太原师范学院学报,2003,2(1):58-60.

[3]王延耀,张岩,尚书旗.气爆式花生脱壳性能的试验研究[J].农业工程学报,1998(3):222-226.

[4]李建东,梁宝忠,郝新明,等.钢齿双辊筒式花生脱壳装置的试验研究[J].农业技术装备,2008(6):32-35.

[5]刘红利,张永立,高连兴,等.花生脱壳力学特性试验[J].沈阳农业大学学报,2006,37(6):900-902.

[6]张嘉玉,王延耀,连政国,等.橡胶滚筒橡胶直板脱壳装置[J].农业机械学报,1996,27(2):66-69.

[7]Katsura H,Suzuki K.On Hukumasari,The new cultivar ofpeanut(Arachis hypogaea L)[J].Bull.Chiba Agric.Res.Cent,2002(1):97-108.

真空-空气-氮气分配装置结构改进 第7篇

1 调试中的问题

分配装置在调试过程中, 出现以下问题。

1.1 一级减压器泄漏、减压器出口压力调节困难

一级减压器出口压力小于3 MPa时灵敏度较高, 可以调节到任意压力值。当出口压力大于3 MPa, 灵敏度明显降低, 压力值步进0.3~0.5 MPa, 调节到设定压力值困难。

一级减压器保压过程中出现泄漏, 经过排查减压器的连接管路没有泄漏, 对减压器单独做压力试验, 依然泄漏。

1.2 二级减压器灵敏度较低

二级减压器灵敏度较低, 调节到固定值比较困难, 调节时滞后约0.04 MPa, 不能满足产品的低压试验要求。

1.3 截止阀泄压损坏压力表

试验完成后使用截止阀将管路中的高、低压气体泄压。当截止阀锁紧后, 用力太小无法开启, 用力太大, 由于惯性, 开启量会在短时间增大, 但高压气体急速降压, 压力表受冲击很大, 容易损坏。

2 原因分析

2.1 一级减压器

一级减压器采用的活塞式结构, 原理图见图2, 工作原理:高压气体从进气口进入高压腔, 通过活门与阀体之间的微小间隙流入低压腔, 扩散减压, 调节调压螺杆将力通过弹簧座、弹簧、活塞及顶杆作用到活门上改变活门与阀体之间间隙的大小, 从而控制出口压力。

根据减压器原理分析, 减压器具备保压功能和超压自排气功能, 当出口压力值过高时, 出口压力会将活塞向上顶起, 通过活塞上的通孔和阀盖上的排气孔可以将超压气体排出, 直到达到限定压力值, 活塞回落, 停止排气。对减压器进行的保压试验没有超过出口压力限定范围, 但发生了泄漏, 表明活塞与顶杆之间的密封面在限定压力之下已打开, 活塞与顶杆之间的密封部位可能损伤或有异物卡滞。因此减压器泄漏属于自身质量问题, 需返厂检修。

2.2 二级减压器

二级减压器结构、原理与一级减压器相同, 因此同样由于背压大的问题, 使调节精度无法满足产品要求。因此需要从结构和原理方面进行改进。

2.3 截止阀泄压

由于很难控制截止阀使其平稳的开启, 因此对高压管路泄压需要寻找更合理的方式。分析原理图, 在高压管路中的一级减压器具有超压自排气功能, 当出口压力由大向小调节时, 相当于出口压力超压, 减压器活塞与阀盖之间的密封面就会微量开启进行泄压, 因此缓慢的关闭一级减压器就能将减压器出口端的高压气体进行平稳的泄压。

2.4 真空泵油标

真空泵的油标距离框架内壁距离近, 真空泵无法调整到油标可以直接观察到的位置。通过在油标前面设置具有反射功能的装置, 就能够直接目测观察。

3 改进方案及具体措施

3.1 一级减压器调节方式改进

在进行一级减压器调节出口压力大于3 MPa时, 先将一级减压器后的截止阀开启微量开启, 使出口具有微小流量, 从而使减压器调节时活塞可以活动灵活, 提高灵敏度。当一级减压器出口压力达到或比试验压力略低时, 关闭一级减压器后面的截止阀, 出口压力会有微量增长, 当压力值达到试验压力时关闭一级减压器前面的截止阀, 如压力高于试验压力, 可通过开启一级减压器后面的截止阀微量放气, 从而达到试验压力。一级减压器经返厂检修, 清理了活塞与顶杆之间密封部位的异物, 解决了无法保压的故障。

1.高压表, 2.安全阀, 3.膜片, 4.弹簧垫块, 5.调节螺杆, 6.调节弹簧, 7.顶杆, 8低压室, 9活门, 1 0活门弹簧, 1 1.低压表

3.2 二级减压器结构改进

由于活塞式减压器的O形圈具有一定的摩擦力, 对较小的调节量不敏感, 因此不适合调节精度较高的低压气体, 改用膜片式结构的减压器 (见图3) 。工作原理:顺时针转动调节螺杆5, 压缩调节弹簧6, 传动弹簧垫块4, 膜片3和顶杆7, 从而使活门9离开阀座。进口的高压气体由高压室经活门和阀座的节流间隙进入低压室8, 扩散减压。高低压室的压力分别由高压表1和低压表11指示。减压后的压力由拧动调节螺杆来调节, 主要改变调节弹簧6所产生的力, 致使膜片3下面与之平衡的气体压力产生变化达到所需的工作压力。此时可打开减压器后面的阀进行工作。

膜片式减压器, 压力调节时只需要克服低压腔的压力, 相对活塞式减压器, 减少了活塞上O形圈的摩擦力, 因此调节相对容易, 调节精度较高, 能够满足产品压力试验的需求。

4 实施效果

通过对分配装置结构改进和调试方法的调整, 使分配装置满足产品高、低压气密试验的要求, 可操作性增强。

5 结论

该文对分配装置调试过程中出现的问题从产品结构进行理论分析, 采取了有效的改进措施, 使分配装置满足产品气密试验的需求。

参考文献

[1]GB 20262-2006《焊接、切割及类似工艺用气瓶减压器安全规范》[S].

自动加保护渣装置结构优化 第8篇

永钢炼钢二厂连铸机原装配的自动加保护渣装置,下料通过电机驱动,使用过程中经常发生堵料故障。后将布料电机拆除通过球阀手动控制开度,堵料问题仍未能得到解决。

2原因分析

连铸机原装配的自动加保护渣装置包括料仓、连通管路、投料机构和控制系统。在对设备运行过程中频繁出现堵料故障的维修统计中,总结出的故障原因有:①料仓内进水使保护渣受潮,影响下料流动性。②料仓内保护渣结块,流动性降低。③料仓投料口无遮挡,异物进入造成下料通道堵塞。④设备运行过程中,投料机构卡阻造成通道堵塞。⑤下料连通管路堵塞。

3改进措施(图1)

(1)对料仓进行全封闭处理,料仓投料口盖板做成雨罩形式,防止生产过程中作业现场的水进入料仓。

(2)强化管理措施,要求料仓内保护渣根据当班使用情况进行添加,即当班使用多少添加多少。严禁料仓内保护渣一次性添加过多,长时间用不完而造成空气中的水分进入仓内使上部保护渣受潮结块影响自身流动性。

(3)在料仓投料口处增加过滤网,防止钢筋、包装袋等异物进入料仓内部。

(4)改进投料机构。由于通道越大对保护渣流动的阻力越小,对投料机构重新设计,加大保护渣通道。结构设计借鉴二位三通气动换向阀的结构形式,由小气缸进行阀芯驱动。配合精度上选用间隙配合,消除机构卡死的可能。另外在投料机构两侧增加泄料槽,便于泄漏的保护渣排出,消除机构内部堆积而引发的机构卡死现象。投料量的控制通过驱动气缸的换向时间实现(图2、图3)。

(5)料仓与投料机构连接段是连通管路易堵塞位置。将投料机构驱动气缸排气口与此段管路连接,利用气动系统排气对此段连通管进行反吹,加快保护渣的流动性。

(6)其他优化内容有:原自动加保护渣装置对结晶器口位置为单管,容易出现结晶器内部保护渣布置不均匀。通过出口位置装三通使保护渣分布于浸入式水口两侧,实现保护渣在结晶器口内均匀分布。

4改进效果

电动葫芦新型卷筒装置结构设计 第9篇

一、电动葫芦结构要求

2009年, 某单位委托笔者所在公司 (河南省矿山起重机有限公司) 生产制造一批额定起重量43t、工作级别M4、起升高度90m的钢丝绳电动葫芦。卷筒长5 705mm, 按照传统的结构形式设计, 实际上, 如此长的卷筒根本无法加工。即使投入资金定做专用加工设备加工, 其精度特别是卷筒两端与绳槽也不能保证同心。并且合同生产周期也不许可。因此, 笔者所在的公司放弃了传统单层绕绳结构的设计方案, 改用双层绕绳结构的设计方案, 有效缩短了卷筒装置长度。该设计方案具体内容包括:滑轮倍率设计为4/2, 卷筒一端压绳、双出绳、导绳器设计为双层导绳结构, 起重量、起升高度以及工作级别按照合同要求设计。

二、卷筒机构设计

1. 钢丝绳选型设计。

已知额定载荷Gn=10t, 滑轮倍率a=4/2, 钢丝绳安全系数n=4, 动载冲击系数φ2=1.1。则

选择抗拉强度等级为1770MPa、6×37–∮15–IER钢丝绳, 钢丝绳最小破断力F=127kN。则

钢丝绳安全系数nj=F/Nη。 (2)

式 (2) 中, η=0.9, N=2.75, 因此nj=5.23>n。符合有关标准规定。

2. 卷筒直径、长度设计。

确定钢丝绳直径为15mm, 卷筒绳槽螺距为16mm, 则卷筒直径可按下式计算。

式 (3) 中, D为卷筒直径, d为钢丝绳直径。因此D≥16 d=16×15mm=240mm。为了缩短卷筒结构长度, 在安装条件及扭矩条件许可的情况下尽量选大值, 该设计选择D=426mm。当卷筒直径和螺距确定后, 就可以设计卷筒长度L:

式 (4) 中, H=90m, a=2, D=0.426m, d=0.015m, p=16mm, 则L=2 351.8mm, 取整为2 355mm。

经计算, 采用双层绕绳结构卷筒长度比传统的单层绕绳卷筒长度缩短59%, 该长度卷筒采用普通设备即可加工, 而且可以保证设计精度, 大大简化了加工工艺, 降低了加工费用。

3. 卷筒强度计算。

即卷筒壁厚设计。卷筒材质选用Q345B, 卷筒直径D=426mm。卷筒长度L=2 355mm。则L/D=2 355/426=5.528>3。因此, 设计卷筒应力可按下式计算:

式 (5) 中, MW=3.238 t·m, W=2.5197×10–3, [σY]=172.5 MPa, 则σl=157.16 MPa, 满足要求。

4. 阶梯形导绳器设计。

合适的导绳器装置可以保证钢丝绳顺利排出和卷入, 且不乱绳, 还能减轻磨损。由于导绳器要同时压两层绳、并且这两层绳要保持一定间距同步出绳, 因此导绳器结构设计为阶梯形。阶梯形导绳器装置主要由阶梯形导绳螺母、出绳卡板、固定钢带等零部件组成。阶梯形导绳器结构如图1所示。

导绳器螺母的右端按卷筒直径设计, 螺距设计为内螺纹结构, 中部按照第一层钢丝绳缠绕直径设计为控制和制导第一层钢丝绳结构, 设计有第一出绳口和第一出绳口卡板、固定钢带等;左端按照第二层绳缠绕直径设计为控制和制导第二层钢丝绳, 设计有第二出绳口和第二出绳口卡板、固定钢带等, 实际使用证明, 该结构导绳器具备钢丝绳异层等距同步导出绳功能和上述要求的其他性能。

5. 导绳器两个出绳口间距S的确定。

吊钩动滑轮起升到最高点时, 动滑轮中心距卷筒轴中心间距为542mm, 两动滑轮间距为220 m, 出绳口钢丝绳与动滑轮轴垂直截面夹角α=2.5°, 则出绳口到动滑轮的垂直距离X=542tg2.5°=23.7mm。

依据220+2X≥S≥220-2X确定S的取值。考虑到S应为绳槽螺距的整数倍, 因此取S=180mm比较合适, 此时钢丝绳与动滑轮轴的垂直截面所成夹角α=arctg (220-180) /2×542=2.11°<3.5°, 符合要求。出绳口结构设计如图2所示。

三、结论

装置结构 第10篇

关键词：太阳能；光照角度；支架结构；利用效率；自动跟踪

中图分类号：TM615文献标识码：A文章编号：1006-8937（2011）22-0110-02

能源一直是人类生存和发展的重要物质基础，随着化石能源的逐步消耗以及化石能源的开发和利用所带来的环境污染和生态破坏问题的日趋严重，人们对生存环境的重视程度日益提高，开发和利用能够支撑人类社会可持续发展的新能源和可再生能源成为人类急切需要解决的问题。太阳能作为一种能量巨大的可再生清洁能源，因此被专家所关注。据估算，太阳能传送到地球上的能源，每40 s钟就有相当于210亿桶石油的能量传送到地球，相当于全球一天所消耗的能源。而依靠现有的技术以及经济条件，供开发利用的太阳能只占理论资源量的很小一部分，因此如何将这很小的一部分太阳能高效率的利用，应该是太阳能利用领域重要的研究方向。

1太阳能常见利用方式

目前太阳能利用的方式有：太阳能光伏发电，太阳能热利用，太阳能动力利用，太阳能光化学利用，太阳能生物利用等。其中太阳能光伏发电和太阳能热利用是太阳能利用中最为常见的两种方式，采用这两种利用方式的应用装置在本文中将其称为太阳能发电供热设备。

2太阳光入射采热装置采光面的角度对利用效率

的影响

太阳能发电供热设备都需要一个采光面，这个采光面也就是吸收采集热量的装置—采热装置，如太阳能光伏发电的采光板、太阳能电池的受光面、太阳能热利用的平板型集热器、太阳能热水器平面布置的真空管，他们的共同点就是都可以将其看成是一个平面，采光平面对太阳光的有效截留将直接影响整个设备的太阳能利用效率。有关太阳能的概念告诉我们，地球上具体一个平面的太阳辐射强度取决于这个面即时的太阳高度角。太阳高度角愈大，太阳辐射强度愈大。因为一束光线直射时照射面积小，单位面积所获得的太阳辐射就大；反之，斜射时照射面积增大，单位面积上获得的太阳辐射则减小（一日之中，太阳高度角正午大于早晚；夏季大于冬季；低纬地区大于高纬度地区）。而同理，对于具体的一个采光面来说，为了得到更大的太阳辐射强度，不仅要顾及太阳高度角还要考虑到太阳方位角，否则也会因为方位角的变化而使太阳光线斜射入采光面，增大照射面积而获得较少的太阳辐射。图1为太阳高度角和方位角的简单图示。

因此，由太阳高度角和方位角的变化而得出，太阳光只有垂直照射采光平面时采热装置才能获得最大的太阳辐射，而且不会有反射造成的热损失，热损失是最小，所以集热装置在支架结构的设计上要尽可能的保证太阳光照角度，才能减少热损失，在吸收辐射光线方面提高太阳能利用效率，这将是提高太阳能利用效率的有效途径之一。

3集热装置支架结构对采光面角度的调节

因为太阳光入射采热装置采光面的角度对太阳能利用效率有影响，所以支架结构对集热装置的采光面的角度可调节性就尤其重要。常见的支架形式大致可为两类：采光面固定式和采光面角度可调节式；采光面角度可调节式又分为单轴自动跟踪式调节和双轴自动跟踪式调节。

3.1采光面固定式

采光面的倾斜角度在安装时已经调节好，采光面牢固的安装在固定支架上，支架与地面的连接稳固。但在太阳高度角方向和方位角方向都不可调节，大多时候都是太阳光线倾斜的照射在采光平面上，虽然结构形式是最稳定可靠的，但太阳能的利用效率相对很低，常用在家用热水器的安装上，当然也有立柱式的固定结构。 见图2、3。

3.2采光面角度可调节式

采光面角度可调节式的太阳能支架，大多采用立柱式支架设计，一般都是采光面或跟随太阳的高度角方向或跟随太阳的方位角方向或跟随二者自动进行调节，具体说来就是采用水平单轴跟踪或倾斜纬度角单轴跟踪或双轴跟踪系统的太阳能支架（参见图4），其中水平单轴跟踪和倾斜单轴跟踪只有1个旋转自由度，双轴跟踪具有2个旋转自由度。三种跟踪系统可以同时采用两种跟踪控制策略，一种为被动式，即通过传感装置检测太阳的位置调整采光面的朝向；一种为主动式，通过当地的纬度预先计算好太阳在天空中的运行轨迹，控制采光板的朝向。根据天气情况可以灵活运用这两种策控制略，在光线充足的情况下采用被动式在光线不足或多霜雪、多沙尘的环境下采用主动式，这样就可以使采光面时刻与太阳光线保持垂直，使太阳光能垂直入射采光面，获得更多的太阳辐射能，提高太阳能的利用效率。

4结语

综上所述，采用带有太阳自动跟踪装置的太阳能采热装置支架，通过跟踪系统自动调整采光面角度，使太阳光垂直入射采光面是提高太阳能利用效率的有效途径之一。但是在提高利用效率的同时应该考虑到任何类型的太阳能支架结构重要的特征之一应该是耐候性，结构必须牢固可靠，能承受大气侵蚀，风荷载等外部效应，如此综合考虑才能将太阳能的高效利用获得事半功倍的效果。

参考文献：

[1] 刘鉴民.太阳能利用原理·技术·工程[M].北京:电子工业出版社,2010.

[2] 王君一,徐任学.太阳能利用技术[M].金盾出版社,2008.

[3] 沈辉,曾祖勤.太阳能光伏发电技术[M].北京:化学工业出版 社,2008.

[4] 万里瑞.太阳能电池自动跟踪系统的设计[J].机械工程与 自动化,2008,(3).

[5] 太阳光发电协会.太阳能光伏发电系统的设计与施工.北 京:科学出版社,2006.

升降机从动链轮装置结构改进 第11篇

升降机在汽车涂装生产中起着重要作用,从动链轮装置是升降机重要组成部分,由链轮、链条和链轮轴组成。从动链轮装置发生故障将导致升降机无法工作,研究从动链轮装置故障原因,改进从动链轮装置结构,提高从动链轮装置使用寿命具有重要意义。

1故障现象

某公司汽车涂装生产车间塑料漆线前处理升降机从动链轮装置,投入使用仅半年即损坏,导致升降机无法工作。升降机从动装置链轮结构为组合式,链轮轴穿过轴承中心支撑从动链轮工作,两端固定在底座上。该型从动链轮装置结构简单,链轮轴两端不需带座轴承,降低制造成本,如果轴承选型不合适,一旦轴承承受载荷过大,将导致轴承保持架损伤,引起轴承卡伤、断裂等现象,并导致从动链轮和链轮轴磨损,甚至断裂,最终导致从动链轮装置失效,使用成本增加。根据维修工反映及现场实地考察,从动链轮轴承损坏、链轮内孔磨损和链轮轴径向磨损故障占据从动链轮装置故障的主要部分(图1)。从现场轴承、链轮和链轮轴磨损的情况可以看出,轴承保持架损伤,滚珠掉出,内外环断裂,滚道面剥离;链轮内孔磨损变大,失圆;从动轴径向磨损严重,从动轴原始直径20 mm,最大磨损深度8 mm;最终导致从动链轮装置失效。

2原因分析

从现场轴承、从动链轮和链轮轴损坏的情况可以看出,轴承损伤后外圈内圈对链轮和链轮轴磨损,最终导致从动链轮装置失效。从动链轮装置设计结构是造成磨损的主要因素,从动链轮(图2)采用16004-2Z型深沟球轴承。

升降机输送链床重281 kg,滑橇重200 kg,产品最大重量39 kg。由于从动链轮装置采用双链轮牵引,载荷由两个链轮共同承担。轴承额定寿命计算见公式(1)。

式中Lh——旋转时间,h

n——旋转速度,r/min

Cr——轴承额定动载荷,k N

P——径向载荷,k N

ε——指数,对于球轴承ε=3

16004-2Z型深沟球轴承的Cr=7.9,经计算基本额定寿命旋转时间5855 h,求可靠度为99%时的额定寿命L1a。查机械设计手册得知a1=0.21,L1a=1230 h,即可靠度为99%时的额定寿命为1230 h。由此得出从动链轮装置损坏的原因为轴承型号选型不合适,额定载荷不足导致轴承额定寿命过低。

3结构改进

为提高从动链轮装置的使用寿命,降低设备故障及修理费用,针对从动链轮的实际磨损情况,分别从轴承的选用、链轮结构的改进两个方面综合考虑,给出了新型从动链轮设计方案,有效解决了从动链轮装置的磨损现象。轴承损坏、从动链轮磨损和链轮轴磨损是从动链轮装置的主要故障形式,其中轴承损伤是引起从动链轮装置损坏的主要原因,因此提高轴承的额定寿命是解决从动链轮装置磨损的关键。新型从动链轮结构见图3,可以提高轴承寿命,有效解决从动链轮装置的磨损现象。

结合图3分析,相较于现用的从动链轮装置,该新型从动链轮装置,把单轴承链轮改进为双轴承链轮,轴承间用轴套隔开,防止工作时轴承内圈轴向跳动,从动链轮装置仍沿用双链轮牵引,从动轮轴穿过轴承中心支撑从动链轮工作,两端固定在底座上。不同的是,负载由改进前的2个轴承承担变为4个轴承承担,此外新选配的轴承额定负载要高于改进前的轴承额定负载,同时新结构加工难度不增加,结构形式简单,装配方便。从动链轮采用6004-2Z型深沟球轴承。

6004-2Z型深沟球轴承的Cr=9.38,由公式1计算基本额定寿命旋转时间78252 h,若求可靠度为99%时的额定寿命L1a,查机械设计手册得知a1=0.21,L1a=16433 h,即可靠度为99%时的额定寿命为16433 h。改进后的从动链轮轴承额定寿命是现用轴承额定寿命的13.4倍。

4结语

从动链轮装置作为升降机的重要部件,其性能的好坏直接影响升降机的工作效率。针对从动链轮装置轴承的损坏、链轮磨损和链轮轴磨损的故障进行研究。给出从动链轮装置的基本结构,描述从动链轮装置的损坏情况;从轴承额定寿命寿命方面进行分析计算,找出轴承损坏造成从动链轮装置故障的原因;在综合计算分析上,设计出新型从动链轮装置结构。通过理论计算,新型从动链轮装置额定寿命是现用从动链轮装置的13.4倍,有效解决了从动链轮装置易损坏问题。

参考文献

[1]胡方海.从动链轮磨损原因分析及结构改进[J].煤炭工程,2013,(8)155-159.