永磁渦流傳動裝置論文

❶ 磁力耦合器和永磁耦合器是不是一回事

是的，就是一樣的。我以前做過這類產品。

❷ 一級齒輪減速器畢業設計論文 輸送帶工作拉力F/N2000，工作速度V/(m/s)1.1,滾筒直徑D240，

僅供參考

一、傳動方案擬定
第二組第三個數據：設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器
（1） 工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩。
（2） 原始數據：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；
滾筒直徑D=220mm。
運動簡圖
二、電動機的選擇
1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相非同步電動機。
2、確定電動機的功率：
（1）傳動裝置的總效率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)電機所需的工作功率：
Pd=FV/1000η總
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、確定電動機轉速：
滾筒軸的工作轉速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min

根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合這一范圍的同步轉速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機型號、如下表
方案 電動機型號 額定功率 電動機轉速（r/min） 傳動裝置的傳動比
KW 同轉 滿轉 總傳動比 帶 齒輪
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。
4、確定電動機型號
根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為
Y100l2-4。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.2。
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各級傳動比
（1） 取i帶=3
（2） ∵i總=i齒×i 帶π
∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)
滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、 計算各軸轉矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

五、傳動零件的設計計算
1、 皮帶輪傳動的設計計算
（1） 選擇普通V帶截型
由課本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
據PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由課本[1]P189圖10-12得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
由[1]課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由課本[1]P190表10-9，取dd2=280
帶速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范圍內，帶速合適。
（3） 確定帶長和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根據課本[1]表（10-6）選取相近的Ld=1600mm
確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 驗算小帶輪包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（適用）
（5） 確定帶的根數
單根V帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本圖10-9得 P1=1.4KW
i≠1時單根V帶的額定功率增量.據帶型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 計算軸上壓力
由課本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
則作用在軸承的壓力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N

2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬於閉式傳動，通常
齒輪採用軟齒面。查閱表[1] 表6-8，選用價格便宜便於製造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；
精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
確定有關參數如下：傳動比i齒=3.89
取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由課本表6-12取φd=1.1
(3)轉矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm
(4)載荷系數k : 取k=1.2
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由課本[1]圖6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接觸疲勞壽命系數Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn 計算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]課本圖6-38中曲線1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求選取安全系數SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=49.04mm
模數：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取課本[1]P79標准模數第一數列上的值，m=2.5
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
確定有關參數和系數
分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)復合齒形因數YFs 由課本[1]圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)許用彎曲應力[σbb]
根據課本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由課本[1]圖6-41得彎曲疲勞極限σbblim應為： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由課本[1]圖6-42得彎曲疲勞壽命系數YN：YN1=1 YN2=1
彎曲疲勞的最小安全系數SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
計算得彎曲疲勞許用應力為
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核計算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
(9)計算齒輪傳動的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
計算圓周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因為V＜6m/s，故取8級精度合適．

六、軸的設計計算
從動軸設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考慮鍵槽的影響以及聯軸器孔徑系列標准，取d=35mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、軸的結構設計
軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。
（1）、聯軸器的選擇
可採用彈性柱銷聯軸器，查[2]表9.4可得聯軸器的型號為HL3聯軸器：35×82 GB5014-85
（2）、確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠油環和套筒實現
軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合
分別實現軸向定位和周向定位
（3）、確定各段軸的直徑
將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配（如圖），
考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm
齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大於d2，取d3=4 5mm，為便於齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大於d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環定位,軸環直徑d5
滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm.
(4)選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環直徑d5=52mm.
(5）確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d1=35mm 長度取L1=50mm

II段:d2=40mm
初選用6209深溝球軸承，其內徑為45mm,
寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直徑d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直徑d4=50mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直徑d5=52mm. 長度L5=19mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm
(6)按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d1=195mm
②求轉矩：已知T2=198.58N?m
③求圓周力：Ft
根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求徑向力Fr
根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm

(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）
（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m
(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）
轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=0.2，截面C處的當量彎矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m
(7)校核危險截面C的強度
由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴該軸強度足夠。

主動軸的設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考慮鍵槽的影響以系列標准，取d=22mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
徑向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。齒輪靠油環和套筒實現 軸向定位和固定
，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，
4 確定軸的各段直徑和長度
初選用6206深溝球軸承，其內徑為30mm,
寬度為16mm.。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
(2)按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=50mm
②求轉矩：已知T=53.26N?m
③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N?m
(5)計算當量彎矩：根據課本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N?m
(6)校核危險截面C的強度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠

（7） 滾動軸承的選擇及校核計算
一從動軸上的軸承
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初選的軸承的型號為: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外徑D=85mm,寬度B=19mm,基本額定動載荷C=31.5KN, 基本靜載荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1083N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6209型的Cr=31500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴預期壽命足夠

二.主動軸上的軸承:
(1)由初選的軸承的型號為:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外徑D=62mm,寬度B=16mm,
基本額定動載荷C=19.5KN,基本靜載荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速13000r/min
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min)
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1129N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6206型的Cr=19500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴預期壽命足夠

七、鍵聯接的選擇及校核計算
1．根據軸徑的尺寸，由[1]中表12-6
高速軸(主動軸)與V帶輪聯接的鍵為：鍵8×36 GB1096-79
大齒輪與軸連接的鍵為：鍵 14×45 GB1096-79
軸與聯軸器的鍵為：鍵10×40 GB1096-79
2．鍵的強度校核
大齒輪與軸上的鍵 ：鍵14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,則Ls=L-b=31mm
圓周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
擠壓強度： =56.93<125~150MPa=[σp]
因此擠壓強度足夠
剪切強度： =36.60<120MPa=[ ]
因此剪切強度足夠
鍵8×36 GB1096-79和鍵10×40 GB1096-79根據上面的步驟校核，並且符合要求。

八、減速器箱體、箱蓋及附件的設計計算~
1、減速器附件的選擇
通氣器
由於在室內使用，選通氣器（一次過濾），採用M18×1.5
油麵指示器
選用游標尺M12
起吊裝置
採用箱蓋吊耳、箱座吊耳.

放油螺塞
選用外六角油塞及墊片M18×1.5
根據《機械設計基礎課程設計》表5.3選擇適當型號：
起蓋螺釘型號：GB/T5780 M18×30,材料Q235
高速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8X12,材料Q235
低速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8×20,材料Q235
螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235
箱體的主要尺寸：
：
(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8
(2)箱蓋壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
取z1=8
(3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
(4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12
(5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.5×8=20

(6)地腳螺釘直徑df =0.036a+12=
0.036×122.5+12=16.41(取18)
(7)地腳螺釘數目n=4 (因為a<250)
(8)軸承旁連接螺栓直徑d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)
(9)蓋與座連接螺栓直徑 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)
(10)連接螺栓d2的間距L=150-200
(11)軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
(12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
(13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距離C1
(15) Df.d2

(16)凸台高度：根據低速級軸承座外徑確定，以便於扳手操作為准。
(17)外箱壁至軸承座端面的距離C1＋C2＋（5～10）
(18)齒輪頂圓與內箱壁間的距離：＞9.6 mm
(19)齒輪端面與內箱壁間的距離：=12 mm
(20)箱蓋，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm
(21)軸承端蓋外徑∶D＋（5～5．5）d3

D～軸承外徑
(22)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以Md1和Md3 互不幹涉為准，一般取S＝D2.

九、潤滑與密封
1.齒輪的潤滑
採用浸油潤滑，由於為單級圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當m<20 時，浸油深度h約為1個齒高，但不小於10mm，所以浸油高度約為36mm。
2.滾動軸承的潤滑
由於軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
3.潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用於小型設備，選用GB443-89全損耗系統用油L-AN15潤滑油。
4.密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易於調整，採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。

十、設計小結
課程設計體會
課程設計都需要刻苦耐勞，努力鑽研的精神。對於每一個事物都會有第一次的吧，而沒一個第一次似乎都必須經歷由感覺困難重重，挫折不斷到一步一步克服，可能需要連續幾個小時、十幾個小時不停的工作進行攻關；最後出成果的瞬間是喜悅、是輕松、是舒了口氣！
課程設計過程中出現的問題幾乎都是過去所學的知識不牢固，許多計算方法、公式都忘光了，要不斷的翻資料、看書，和同學們相互探討。雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設計，而且學到了，應該是補回了許多以前沒學好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學知識的能力。

十一、參考資料目錄
[1]《機械設計基礎課程設計》，高等教育出版社，陳立德主編，2004年7月第2版；
[2] 《機械設計基礎》，機械工業出版社 胡家秀主編 2007年7月第1版

❸ 永磁渦流柔性傳動裝置是如何達到節能的

通過使用仟億達永磁渦流柔性傳動裝置可以控制流量而不是通過控制閥門或擋板來實現專控制，通過負屬載端的速度可以控制流量，達到節能。這也就意味著流量不受限制，便能達到節能。同樣，此項技術也可以在與負載完全斷開的情況下啟動設備，這也就意味著電機的啟動電流很小同時可以減小負載對設備啟動的沖擊負載。

❹ 永磁耦合器與液力耦合器區別在什麼地方哪個能好用一些

首先在使用液力偶合器做電機傳動時存在以下缺點：（1）結構復雜，日常維護工作量大，安裝、拆卸困難；（2）成本高，性價比低；（3）噴油著火不安全，使用油為工作液的液力偶合器不按規定維護使用易熔塞時，易發生噴油著火事故，污染現場環境；（4）使用壽命短，一般2-3年需更換；（5）無減振效果;(6)故障率高，可靠性差。
與液力耦合器相比，永磁偶合器具有以下十大優點：（1）節能效果顯著, 可調節氣隙改變轉速, 節能率達到10%--50%；（2）帶緩沖的軟啟動, 減少電機的沖擊電流, 延長設備使用壽命；（3）容忍較大的安裝對中誤差, 大大簡化了安裝調試過程；（4）超載保護功能, 提高了整個電機驅動系統的可靠性；（5）免維護, 無軸承, 不需加潤滑油或打油脂, 無磨耗件, 無材質劣化問題；（6）使用壽命長，設計壽命30年, 通過美國海軍質量檢驗; (7)減振效果好, 無機械聨結的扭矩傳遞；（8）結構簡單, 適應各種惡劣環境, 不產生污染物符合綠色產品；（9）不產生諧波；（10）體積小，安裝方便，可方便地對現有系統進行改造或用在新建系統。

曜中集團的麥福斯永磁耦合器免維護，無軸承, 不需加潤滑油或打油脂, 無磨損件, 無材質劣化問題，使用壽命可長達30年。

❺ 工程機械論文題目

工程機械論文題目

機械工程是一門涉及利用物理定律為機械繫統作分析、設計、製造及維修的工程學科。機械工程是以有關的自然科學和技術科學為理論基礎，結合生產實踐中的技術經驗，研究和解決在開發、設計、製造、安裝、運用和維修各種機械中的全部理論和實際問題的應用學科。以下是機械工程碩士論文題目供大家參考。

工程機械論文題目大全

1、車載液壓機械臂動態設計與研究

2、基於網路模型的復雜機電系統可靠性評估

3、螺紋聯接自動裝配系統的研究

4、軸承壓裝模擬與試驗以及液力變矩器導輪的熱裝配變形分析研究

5、硫系自潤滑鋼中原位自生金屬硫化物自潤滑相的形成機制與控制方法

6、基於電動氣旋流的吸附器的開發和特性研究

7、動圈式比例電磁鐵關鍵技術研究

8、箱式風機管道法蘭的柔性製造系統

9、六自由度運動平台優化設計及動態模擬研究

10、面向惡劣服役環境的工件抗缺陷結構優化設計方法及其應用

11、基於數字液壓缸組的多浮力擺波能裝置壓力平衡研究

12、具有運動控制功能的電液比例閥控制器研究

13、微型軸承內圓磨削加工的質量監控系統研究

14、抗負載波動回轉控制閥優化設計研究

15、氣浮式無摩擦氣缸靜動態特性研究

16、模擬風力機載荷的電液載入裝置的設計研究

17、用於擴散吸收式熱變換器的氣泡泵性能實驗研究

18、脂肪醇聚氧乙烯醚與三乙醇胺硼酸酯水溶液的摩擦學性能研究

19、表面織構化固體潤滑膜設計與制備技術研究

20、雙壓力角非對稱齒輪承載能力的影響因素研究及參數優化

21、全電液式多路閥自動測試系統設計與實現

22、開關液壓源系統研究分析及其試驗系統的設計與搭建

23、飛輪儲能系統電機與軸系設計

24、面向不完全數據的疲勞可靠性分析方法研究

25、樹木移植機液壓系統的設計研究

26、新型雙輸出擺線減速器的設計與分析

27、基於ARM9架構的工業噴碼機研究與實現

28、超高壓水射流破拆機器人液壓系統設計與研究

29、考慮軸承影響的擺線針輪傳動動力學研究

30、車輛傳動裝置供油系統設計方法研究

31、潤滑油復合納米粒子添加劑摩擦學性能的研究

32、高速氣缸的緩沖結構研究

33、大長徑比柔性對象自動送料關鍵技術研究

34、空間索桿鉸接式伸展臂根部鎖緊機構運動功能可靠性研究

35、基於能量梯度理論的離心壓縮機固定元件性能改進研究

36、並聯RCM機構構型綜合及典型機構運動學分析

37、多自由度氣動人工肌肉機械手指結構設計及控制

38、閘板位置對閘閥內部氣固兩相流及磨損的影響

39、電液伺服閥試驗台測控系統的設計

40、多盤制動器加壓裝置典型結構設計及試驗研究

41、重型多級離心泵穿杠螺母擰緊裝置的設計

42、氣動增壓閥動態特性的模擬研究

43、小間隙下狹縫節流止推軸承特性研究

44、離心通風機的性能預測與葉片設計研究

45、基於有限元法的齒面修形設計

46、離心泵輸送大顆粒時固液兩相流場的數值計算

47、小流量工況下離心泵內部流動特性分析

48、雙粗糙齒面接觸時的彈流潤滑數值分析

49、工程專用自卸車車架疲勞壽命分析

50、傾斜式帶式輸送機斷帶抓捕裝置的研究

51、基於骨架模型的自卸車裝配設計平台研究

52、雙饋式風力發電機齒輪箱的'動態特性分析

53、定常扭矩激勵下轉子系統動力學與摩擦學研究

54、恆流量軸向柱塞液壓泵的研究

55、下運帶式輸送機能量回饋與安全制動技術的研究

56、壓力容器筒體自動組對及檢測裝置的研究

57、高壓容腔卸壓曲線及卸壓閥研究

58、一種小沖擊高性能液壓缸雙向制動閥的研究

59、盤式制動器摩擦副熱結構耦合及模態分析

60、輸送帶摩擦學行為及動力學特性研究

61、圓環鏈與驅動鏈輪磨損試驗研究

62、十字軸式萬向聯軸器的動力學特性模擬分析

63、乳化液過濾器多次通過試驗系統開發

64、電液流量匹配裝載機轉向系統特性研究

65、大位移低電壓的靜電斥力微驅動器的設計與模擬研究

66、圓柱斜齒輪傳動誤差的補償分析

67、基於物理規劃法的柔順機構多目標拓撲優化研究

68、橋式起重機橋架結構靜動態分析及多目標優化

69、柱塞泵及管路流固耦合振動特性研究

70、非對稱柱塞泵直驅挖掘機液壓缸系統特性研究

71、波箔動壓氣體軸承承載特性的理論與實驗研究

72、低溫氦透平膨脹機中液體動靜壓軸承的承載特性研究

73、滾珠軸承支承高速電主軸熱特性分析

74、基於許用壓力角要求的共軛凸輪計算機輔助設計系統開發

75、圓筒漲圓機液壓與電氣控制系統的研究

76、再製造液壓缸性能檢測技術的研究

77、氣動高壓高速開關閥的設計與研究

78、四輪四向叉車非對稱轉向機構雙目標優化研究

79、基於桁架結構的3D列印輕量化模型生成研究

80、無轉速計階比分析方法研究

81、非圓齒輪行星輪系傳動性能分析

82、永磁同步電主軸機電耦聯動力特性研究

83、氣動柔性驅動器的位置控制研究

84、高速旋轉接頭試驗台的研製

85、永磁同步電主軸電磁雜訊影響因素研究

86、水泵轉子靜撓度檢測系統的構建與實現

87、磁懸浮飛輪儲能支承系統的控制策略研究

88、聚磁式永磁渦流耦合器的性能分析和測試

89、起重機用永磁同步電機的設計與研究

90、大型往復式迷宮壓縮機氣缸體關鍵部件受力分析

91、准雙曲面錐齒輪實體建模與齒面接觸分析

92、風機風量調節伺服缸試驗系統設計及控制特性研究

93、大型往復式壓縮機迷宮密封效果的影響因素分析

94、水泵軸向力測量裝置現場靜態標定系統設計

95、空壓機用超超高效永磁同步電動機設計及鐵耗研究

96、主動磁懸浮軸承及其控制方法研究

97、水泵轉子徑向跳動檢測系統設計

98、板狀超聲物料輸送裝置的研究

99、鋼制組合式路基箱力學性能研究

100、三種典型微細結構缺陷的試驗研究

101、向心關節軸承摩擦磨損性能模擬及試驗分析

102、離心壓縮系統反轉動力學特性研究與分析

103、計入彈性變形的復合材料水潤滑軸承潤滑特性的研究

104、氣缸壁面溫度預測研究

105、高速曳引界面的摩擦滑移實驗方法研究

106、特徵優化方法研究及其在軸承故障診斷中的應用

107、小型機械零件揀貨系統改良設計研究

108、活塞式壓縮機排氣量測試系統的設計與開發

109、小型安全閥便攜離線校驗設備研製

110、軸流風機數值模擬的若干問題探討

111、催化裝置富氣壓縮機控制系統的設計與實現

112、變頻電機拖動的變數柱塞泵液壓動力系統特性研究

113、模具形線參數對厚壁封頭成形的影響

114、條形砧旋轉鍛造封頭的工藝研究

115、磁懸浮軸承-轉子系統的運動穩定性與控制研究

116、兩級行星齒輪減速器穩健設計方法的研究

117、機械產品原理方案優化建模與實現

118、錯位碼垛規劃及其與碼垛機器人控制融合的研究

119、3D列印技術中分層與路徑規劃演算法的研究及實現

120、液壓同步頂升系統設計及控制策略研究

121、機構可動性設計缺陷辨識模型與修復方法研究

122、碼垛機器人控制系統的設計及實現

123、浮環軸承潤滑特性研究

124、機械產品可持續改進研究設計

125、輪腿式輪椅傳動機構的設計與模擬

126、低速叉車橫置式轉向電動輪設計與優化研究

127、面向機電系統運行狀態監測的聲源定位技術研究

128、擺線活齒傳動齒形研究及模擬

129、旋轉閥口試驗台的研發及旋轉閥口的模擬研究

130、水壓閥口特性模擬研究

131、旋轉式水壓伺服閥的設計及研究

132、串聯式混聯機構的力學分析及動力學模擬

133、利用陽極鍵合封裝MEMS器件所用離子導電聚合物開發

134、工業生產型立體倉庫的設計與優化

135、九軸全地面起重機模糊PID電液控制轉向系統分析

136、帶式輸送機多滾筒驅動功率平衡影響因素的分析與研究

137、折臂式隨車起重機回轉系統同步控制研究

138、九軸全地面起重機傳動系統研究

139、橋式起重機安全監控與性能評估系統的研究與設計

140、大型磨機故障診斷方法的研究

141、水液壓多功能試驗台數據測控系統的研發

142、迷宮密封泄漏特性及新結構研究

143、組合型振盪浮子波能發電裝置液壓系統研究

144、機電一體化實訓裝置在中職教學中的應用研究

145、穿孔扭轉微機械諧振器件的擠壓膜阻尼機理與模型

146、雙螺桿式空壓機轉子型線分析與加工優化

147、鑄造起重機安全制動溫度場熱耦合及機構振動分析

148、漸變箍緊力作用的起重機捲筒結構分析與優化設計

149、汽車起重機動力、起升系統參數優化及節能分析

150、貝葉斯網路系統可靠性分析及故障診斷方法研究

151、圓錐破碎機止推盤磨損壽命預測及結構優化

152、噴油器火花塞護套成形工藝優化及模具分析

153、碟形砂輪磨削麵齒輪加工技術及齒面誤差生成規律研究

154、鋁合金噴射沉積坯形狀及組織控制

155、基於FACT理論的柔順機構設計及其在振動切削方面的應用

156、高精度FA針擺傳動尺寸鏈分析研究

157、水平帶法蘭閥體多向模鍛工藝研究

158、並聯機構的人機互動式裝配實現及運動性能自動分析

159、鋁合金薄壁件加工變形控制技術研究

160、三柱塞式連續型液壓增壓器的特性研究

161、液壓泵新型補油裝置研究

162、壓力閥的新型阻尼調壓裝置研究

163、多軸電液轉向系統優化設計

164、大型框架式液壓機智能監控與維護系統設計

165、液壓缸綜合性能測試試驗台機械結構及液控部分的設計與開發

166、考慮實際氣體效應低速運轉螺旋槽干氣密封性能研究

167、液壓型落地式風力發電機組主傳動系統特性與穩速控制研究

168、裝載機動臂液壓缸可靠性研究

169、艦船穩定平台液壓驅動單元控制及實驗研究

170、單作用雙泵雙速馬達專用換向閥設計與研究

171、二通插裝式比例節流閥自抗擾控制方法研究

172、旋轉機械狀態趨勢預測及故障診斷專家系統關鍵技術研究

173、階梯滑動軸承油膜流態可視化試驗裝置設計與應用

174、大型平行軸斜齒輪減速器可靠性分析

175、曲溝球軸承的設計與試制

176、匯率波動對重慶市機電產品進出口貿易影響傳導機制及對策研究

177、流體動壓型機械密封開啟過程的聲發射特徵監測研究

178、橋門式起重機蒙皮式主梁結構性能分析

179、螺紋插裝比例流量控制閥的振動特性研究

180、農耕文化符號的轉換和再利用

181、石墨烯作為潤滑油添加劑在青銅織構表面的摩擦學行為研究

182、微粒子噴丸對螺紋緊固件抗松動性能影響研究

183、螺紋插裝平衡閥結構和特性研究

184、機械密封端面接觸狀態監測技術研究

【拓展閱讀】

工程機械基本介紹

工程機械是中國裝備工業的重要組成部分。概括地說，凡土石方施工工程、路面建設與養護、流動式起重裝卸作業和各種建築工程所需的綜合性機械化施工工程所必需的機械裝備，稱為工程機械。它主要用於交通運輸建設，能源工業建設和生產、礦山等原材料工業建設和生產、農林水利建設、工業與民用建築、城市建設、環境保護等領域。

在世界各國，對這個行業的稱謂基本雷同，其中美國和英國稱為建築機械與設備，德國稱為建築機械與裝置，俄羅斯稱為建築與築路機械，日本稱為建設機械。在中國部分產品也稱為建設機械，而在機械繫統根據國務院組建該行業批文時統稱為工程機械，一直延續到現在。各國對該行業劃定產品范圍大致相同，中國工程機械與其他各國比較還增加了鐵路線路工程機械、叉車與工業搬運車輛、裝修機械、電梯、風動工具等行業。

工程機械論文框架

1 緒論

1-1 全球工程機械市場概況

1-2 中國工程機械市場概況

2 中國工程機械的格局

2-1 中國工程機械的發展歷程

2-2 國內外並購整合概況

2-3 中國工程機械的發展成就

3 中國工程機械現狀分析

3-1 中國工程機械的發展優勢

3-2 中國工程機械發展的劣勢

3-3 中國工程機械發展的機遇

3-4 中國工程機械發展面臨的問題

4 中國工程機械未來發展的思考

4-1 發展思路

4-2 對策措施

4-3 發展預測

結束語

致謝

參考文獻

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❻ 延遲型永磁耦合器是什麼

磁力抄耦合器也稱磁力聯軸器、永磁傳動裝置。

永磁渦流傳動裝置主要由銅轉子、永磁轉子和控制器三個部分組成。一般，銅轉子與電機軸連接，永磁轉子與工作機的軸連接，銅轉子和永磁轉子之間有空氣間隙（稱為氣隙），沒有傳遞扭矩的機械連接。這樣，電機和工作機之間形成了軟（磁）連接，通過調節氣隙來實現工作機軸扭矩、轉速的變化。因氣隙調節方式的不同，永磁渦流傳動裝置分為標准型、延遲型、限矩型、調速型等不同類型。

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國內封'旋挖鑽機結構特點的探討

張啟君,張忠海,陳以田,鄭華
(徐州工程機械股份科技有限公司,江蘇徐州221004)

摘要:以國內外旋挖鑽機現有的底盤機構,鑽桅,自行起落架,主副卷揚,動力頭,鑽桿,發動機系統等
結構為背景,分析了國內外旋挖鑽機常見的結構特點,為國內企業開發起到一定的借鑒作用.
關鍵詞:旋挖鑽機;結構;特點;底盤結構
中圖分類號:U445.3文獻標識碼:B文章編號:1000-033X(2004)10-0037-05

Discussion of drilling rig structure

ZHANG Qi-jun, ZHANG Zhong-hai, CHEN Yi-tian, ZHENG Hua

(Xugong Science&Technology Co. Ltd, Xuzhou 221004, China)
Abstract: This paper analyzed the structure characteristics of present drilling rig,such as chasis, drill string,
lifting frame, windlass, power head, drill rod, engine,etc.
Key words: drilling rig; characterstics; chasis; structure
旋挖鑽機是一種多功能,高效率的灌注樁成孔設
備,被廣泛應用於水利工程,高層建築,城市交通建設,
鐵路公路橋梁等樁基礎工程的施工.旋挖鑽機還可配
套長短螺旋鑽具,普通鑽斗,撈砂鑽斗,筒式岩石鑽頭
等鑽具以適應粘土層,砂礫層,卵石層和中風化泥岩等
不同的施工要求.
1概述
旋挖鑽機的結構主要由底盤機構,鑽桅,自行起落
架,主副卷揚,動力頭,鑽桿,鑽頭,轉台,發動機系統,
駕駛室,覆蓋件,配重,液壓系統,電氣系統等組成,其
工作原理也完全相同,都是由全液壓動力頭產生扭矩,
由安裝在鑽架上的油缸提供鑽壓力,並通過伸縮式鑽
桿傳遞至鑽頭,鑽下的鑽渣充入鑽頭,由主卷揚提拔出
孔外.徐工研究院在調查研究的基礎上已開發出
RD15, RD 18 , RD22旋挖鑽機,RD系列產品的旋挖鑽機
的整機主要由底盤,動力頭,鑽架,發動機系統,鑽桿自
動存取裝置,鑽桿自動潤滑裝置,虎鉗,錨固裝置,鑽
具,液壓系統,電氣系統及泥漿系統等部件組成.
2主要結構特點
2.1底盤的結構
旋挖鑽機的底盤一般為液壓驅動,軌距可調,'剛性
焊接式車架,履帶自行式的結構.底盤主要包括車架及
行走裝置,行走裝置主要包括履帶張緊裝置,履帶總
成,驅動輪,導向輪,承重輪,托鏈輪及行走減速機等組
成.目前國內外旋挖鑽機的底盤結構大小不一樣,履帶
板寬度為800一1 200 mm.如義大利SOILMEC R622 HD
旋挖鑽機的底盤採用的是擺動伸縮式底盤,尺寸相對
較小,驅動輪節距為216,單邊10個支重輪2個托鏈輪,
底盤高度相對較低.底盤伸縮採用的是擺動式,在行走
過程中實現底盤的伸縮;行走減速機採用義大利BON-
FIGLIOLI公司產品.義大利的CMV公司的旋挖鑽機采
用228.6節距的驅動輪,支重輪,托鏈輪及鏈軌,履帶板
擬全部採用柏殼優士吉公司的進口件.單邊11個支重
輪2個托鏈輪,底盤伸縮仍採用通過油缸伸縮來實現,
底架採用框架結構.CMV TH22的車架為箱形主體結
構,上部布置有回轉支承支座,中心回轉體支座,車架
的前,後部設置有履帶伸縮箱形框架機構,車架主體兩
邊上部固定托鏈輪,下部固定支重輪,前部設置了導向
輪及其張緊裝置,後部設置了驅動輪及其傳動裝置.
MAIT公司採用自行設計的多功能底盤,穩定性好,重
量輕,可配預留裝置實現多功能,並具有上下車水平調
整系統可進行傾斜調節.意馬公司採用卡特彼勒履帶
底盤.義大利,德國製造的各類旋挖鑽機的履帶底盤均
可以伸縮.國內的三一SYR220型旋挖鑽機選用卡特彼
勒3300底盤,C-9電噴發動機,內藏式液壓可伸縮履帶
結構,寬履帶提供較低的接地比壓,提高施工時整機的
翼期踐C黔 2oo4Ao 37
萬方數據
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穩定性和適應性,且便於施工和運輸.總之,國內外生
產的旋挖鑽機大多數應用的是專用底盤,軌距可調,能
根據施工情況對底盤進行寬度調整,以增加鑽機的整
體穩定性,駕駛室前窗配有防墜物保護;也有少數廠家
應用的是起重機底盤或挖掘機底盤.
2.2發動機系統
旋挖鑽機的發動機系統一般包括發動機,散熱器,
空濾器,消音器,燃油箱等.一般旋挖鑽機設計時發動
機選用國外的增壓中冷式水冷發動機,選用進口
CUMMINS發動機,為了適應不同用戶的需求,也可選
裝國內二汽東風的康明斯發動機.其水散熱器,空濾器
等附件選用國產配套件,燃油箱自製.
2.3變幅機構及鑽桅的結構
目前國內旋挖鑽機的變幅機構一般採用兩級變幅
油缸,平行四邊形連桿機構,上端一級變幅油缸兩端具
有萬向節頭便於調整,鑽桅截面形式為梯形截面,鑽桅
下端有液壓垂直支腿,上端有兩套滑輪機構,上下兩端
均可折疊,鑽桅左右可調整角度為士50,前傾可調整角
度為50,後傾可調整角度為150.三一SYR220型旋挖鑽
機的桅桿採用大箱形截面,為動力頭和鑽桿提供導向
作用,具有良好的剛性和穩定性,抗沖擊,耐振動,無需
拆卸的可折疊式結構能減少整機長度和高度,便於運
輸.採用流行的平行四邊形結構,通過其上油缸的作
用,可使桅桿遠離機體或靠近機體.通過桅桿角度的調
整,可實現桅桿工作幅度或運輸狀態桅桿高度,桅桿相
對地面角度的調節,使其動作機動靈活,施工效率高.
義大利,德國製造的各類旋挖鑽機可自行移動,自
立桅桿,整個工作機構可在履帶底盤上做土3600回轉.
因而現場轉移,對孔位靈活方便,輔助時間少;鑽架采
用"平行四邊形連桿機構十三角形"的支撐結構,非常
適合城市狹窄場地的施工;鑽架上裝有垂直度檢測儀,
可以檢測和顯示鑽架的偏斜度,並可通過鑽機的"微
動"系統調整鑽架的垂直度;國外的SOILMEC公司的
旋挖鑽機產品品種有R-210,11-312,11-416,11-5161-11),
R-620,R-622,R-625,11-725,11-825,11-930,11-940,R-
1240等,其中SOILMEC R622 HD鑽孔機的鑽桅部分與
國內的鑽機產品相比,主要有以下幾點不同.
(1)動力頭滑軌的形式SOILMEC R622 HD鑽孔
機的滑軌採用板式滑軌,但目前許多新型的鑽機採用
的是方形鋼管式滑軌,這種新型的滑軌在強度上容易
保證.
(2)變幅機構與鑽桅之間的十字軸結構SOILMEC
R622 HD鑽孔機的十字軸採用的是轉盤式結構;
鑽機的十字軸結構採用的是柱式結構.
(3)加壓油缸的固定型式SOILMEC R622 HD鑽
孔機的加壓油缸採用的是2個鉸點固定的方式,鉸點所
需的立板通過2--3個鉸點固定在鑽桅上;國內的鑽機
是將鉸點所需的立板通過螺栓間接地焊在鑽桅上.
(4)加壓油缸的防掉SOILMEC R622 HD鑽孔機
的加壓油缸在加壓油缸的末端另有保護裝置;國內的
鑽機則是利用上鉸點來防掉的.
(5)動力頭的下限位塊SOILMEC R622 HD鑽孔
機的下限位塊是在限位塊與動力頭之間加一橡膠塊,
並在橡膠塊的動力頭端加一金屬擋板;國內鑽機的下
限位塊是金屬的,沒有緩沖.
(6)背輪的結構SOILMEC R622 HD鑽孔機背輪
上的2個滑輪是共面布置,主,副卷揚機的鋼絲繩,在前
後方向上錯開;國內的鑽機背輪上的2個滑輪是同心布
置,主,副卷揚機的鋼絲繩在左右方向上錯開.
(7)背輪的位置及收放SOILMEC R622 HD鑽孔
機背輪在運輸狀態下,位於發動機與副卷揚機之間,並
在用手動棘輪機構使之水平;國內的鑽機背輪在運輸
狀態下,位於配重後面,呈豎直狀態.
(8)由於SOILMEC R622 HD鑽孔機採用的是擺動
伸縮式底盤,其鑽桅沒有在鑽桅底部的支腿機構.
寶峨公司的產品系列為BG12H,BG15H,BG18H,
BG24H, BG24H, BG40H, BG24, BG25 , BG36, BG40,
BG48等,該公司最新組裝生產的BG20旋挖鑽孔機,其
二級變幅的結構形式較為特別,在轉台上升起一橫向
支柱,變幅油缸安裝在上面.這一設計可以加大變幅油
缸安裝距,增大鑽桅的穩定性;但他也使轉台的設計變
的復雜,且升高了運輸時的整車高度.國外車型中也僅
有Bauer公司一家使用此結構.另一個特點是主,副卷
揚機都安裝在鑽桅上,節省了回轉平台上的安裝空間,
便於轉台的布置.
2.4動力頭的結構
動力頭是螺旋鑽孔機的關鍵工作部件,其性能好
壞直接影響鑽孔機整機性能的發揮.動力頭的功能:動
力頭是鑽孔機工作的動力源,他驅動鑽桿,鑽頭回轉,
並能提供鑽孔所需的加壓力,提升力,能滿足高速甩土
和低速鑽進2種工況.動力頭驅動鑽桿,鑽頭回轉時應
能根據不同的土壤地質條件自動調整轉速與扭矩,以
滿足不斷變化的工況.國內的動力頭為液壓驅動,齒輪
減速,可實現雙向鑽進和拋土作業,主要包括回轉機
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38

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2004.10
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構,動力驅動機構及支撐機構.回轉機構主要有齒輪與
鑽桿互鎖的套管,兩端支撐採用回轉支承,密封等組
成.動力驅動機構採用雙變數馬達帶動減速機及小馬
達小減速機同時驅動鑽進.拋土作業時,大減速機脫
離,小馬達小減速機工作,實現高速拋土.另外,支撐機
構由滑槽,支座上蓋與油缸連接件等組成,均為焊接結
構件,應充分考慮其內部潤滑,應有潤滑油高度顯示,
加油口,放油口等,易於保養,維修.國內三一集團的動
力頭採用雙變數液壓馬達驅動小齒輪,由小齒輪嚙合
大齒輪帶動鍵套與鑽桿配套,可根據不同地質條件自
動無級改變旋轉速度和輸出扭矩.高品質雙速減速機
還可實現高速甩土功能.動力頭有獨立的潤滑,冷卻和
換速液壓系統,確保動力頭可靠高效地工作.OILMEC
R622 HD鑽孔機的動力頭部分與國內鑽機的產品相
比,主要有以下幾點不大相同:SOILMEC R622 HD鑽
孔機的動力頭由三液壓馬達驅動,其中有一對馬達同
軸驅動一齒輪,在反向拋土時,只依靠小馬達提供動
力.國內的鑽機只是由兩液壓馬達提供動力,在反向拋
土作業時,兩馬達均提供動力輸出.SOILMEC R622
HD鑽孔機的動力頭反向旋轉由一單獨機構實現,依靠
此機構實現驅動齒輪與回轉支承外齒輪的離合.國內
的鑽機是通過對減速器的更改來實現這一功能的;國
內的鑽機與SOILMEC R622 HD鑽孔機與CMV鑽孔機
的動力頭部分就結構上來講,大體上是相似的,但
SOILMEC R622 HD鑽孔機與CMV鑽孔機的動力頭更
為相似.他們均為三液壓馬達驅動,減速器與液壓馬達
之間有一拋土換向機構.由於採用的三馬達正常驅動
及一馬達反向拋土驅動.CMV公司的鑽機採用平行連
桿機構加三角形支撐型式,動力頭可按土層自動調整
扭矩和轉速.意馬公司採用動力頭裝有油浴式潤滑.邁
特公司系列旋挖鑽機的動力頭配有套管鑽進增扭裝
置,鑽機的摩擦鑽桿驅動鍵的寬度和厚度大,可鎖式鑽
桿為短鍵嵌入式可保證快速加鎖和解鎖.從國際知名
大公司的鑽孔機產品我們可以看出帶有離合機構的鑽
孔機是比較普遍的機型.
採用恆功率泵與變數液壓馬達配合,使動力頭可
根據地質條件自動改變其排量和壓力,從而改變了輸
出扭矩及轉速,即使動力頭具有土壤自適應特性;採用
帶三擋或離合器的減速機,用遠程液壓操縱換檔來實
現鑽孔機的低速鑽進和高速拋土;液壓換檔,操作簡單
方便,提高了機器的作業效率.採用2個小齒輪同時驅
動I個大齒輪且3個齒輪處於同一水平面.有利於倍增
大齒輪所能傳遞的扭矩;齒輪中心連線為銳角三角形,
使動力頭結構緊湊.大齒輪與空心軸被聯接為一體;空
心軸內壁上均布有3條牙嵌板,其牙嵌鑽進時與鑽桿上
的外牙嵌嵌合,可有效地傳遞扭矩和加壓力;空心軸反
轉時,牙嵌即可分離.此結構不僅實現了軸的功能,也
加強了軸的強度和剛度.動力頭上,下箱體均為焊接結
構,外形輪廓為一條包括幾條圓弧及幾條切線的封閉
曲線;此結構不僅具有足夠的強度和剛度,而且具有良
好的工藝性.
2.5轉台的結構
目前國內旋挖鑽機的轉台為整體焊接式結構,主
縱梁為"工字梁"形截面,主要包括回轉支承,轉台主
體,鑽桅後支撐,配重組成,鑽桅後支撐位於配重前與
轉台主體用螺栓固定,便於拆卸,配重採用分體鑄造大
圓弧結構,運輸時可拆卸.國外旋挖鑽機轉台的結構不
太一樣,如R622-HD旋挖鑽機回轉平台整體上採用了
高鉸點,大截面結構,這也是由轉台受力大,應力高的
特點決定的.轉台主梁為變截面工字梁結構,採用的是
等強度設計,這種設計較矩形梁設計具有重量輕,省材
等優點.邊梁設計與徐工集團RD 18大致相同,採用大
圓弧造型設計.轉台上布置與國內的具有較大區別,在
布置上顯得更為緊湊些,主要區別是回轉減速機前置,
充分利用了前面的空間,主泵和液壓油箱均放在轉台
左邊,燃油箱放在發動機前端,吸油阻力較小,發動機
水散和液壓油散熱放在轉台右邊,主閥等液壓元件放
在轉台右邊油散熱之前,這樣管路布置不會太亂.後面
配重也採用大圓弧設計,與邊梁和機棚造型相適應.
2.6鑽桿的結構
決定設備地層適應能力的主要因素在於旋挖鑽機
所使用的鑽桿形式,鑽頭類型以及與之相適應的設備
本身的結構,其中採用什麼樣的凱式伸縮鑽桿是最重
要的因素.這是因為鑽桿要將動力頭的全部扭矩一直
傳遞到孔底的鑽頭上,並且還要將加壓液壓缸的壓力,
動力頭自重和鑽桿自重等鑽壓穩定地傳遞到幾十米以
下的鑽頭上,因此當鑽進較堅硬的地層時,鑽桿可能要
同時承受大扭矩和大鑽壓,還要克服很大的彎矩,這樣
使得鑽桿的受力條件變得非常復雜,如果鑽桿本身的
能力達不到要求,則很容易損壞.凱式鑽桿可以分為摩
擦鑽桿和鎖緊鑽桿2大類.摩擦鑽桿是指鑽桿上的鍵只
能傳遞扭矩而不能傳遞鑽壓的鑽桿,而鎖緊鑽桿是指
鑽桿之間通過加壓平台可以鎖成一個剛性體對地層加
壓鑽進的鑽桿.摩擦鑽桿在提鑽時不需要解鎖,操作簡
封撰農慕解2004.1o 39
萬方數據
單,但由於加壓能力有限無法鑽進較硬地層.鎖緊鑽桿
的地層適應能力強,但需要解決提鑽時可能對鑽桿造
成強烈沖擊的問題.鎖緊鑽桿又可分為簡單的加壓式
鑽桿和六鍵式嵌岩鑽桿.簡單加壓式鑽桿可以實現加
壓,但加壓平台較窄,壓強較大,容易磨損造成加壓失
效,因此不能真正適應堅硬地層的施工.而六鍵式嵌岩
鑽桿的加壓平台寬大,可以穩定地傳遞大鑽壓,又因為
是六鍵結構,鑽桿本身抗失穩的能力很強,可以有效地
克服鑽桿的細長桿效應.國內外的六鍵式嵌岩鑽桿和
簡單鎖緊式鑽桿都可以實現加壓,但是這類鑽桿也有
不足,就是在提鑽時必須先反轉解鎖,然後再卸土.正
常的提鑽順序應該是鑽桿由內向外依次上升,但是如
果反轉解鎖不完全,就會造成某相鄰兩節鑽桿尚未解
鎖就一起縮進外層鑽桿,一般稱為掛鑽.而這兩節鑽桿
繼續往上運動時,受到輕微的擾動就會自動解鎖,這樣
外面的鑽桿就會懸空,對鑽桿和動力頭會形成強大的
沖擊.通常單節鑽桿的質量約為2t,假如鑽桿從3m甚
至8m高度自由落體沖擊下來,沖擊能量將非常大,如
果沒有保護裝置,很容易造成動力頭和鑽桿的嚴重破
壞.因此使用六鍵式或其他鎖緊式加壓鑽桿必須配置
動力頭減振器.減振器包括彈簧裝置和液壓減振裝置,
能有效緩沖並吸收鑽桿對動力頭的沖擊以及鑽桿之間
的沖擊,保證鎖緊式鑽桿的安全使用.目前國內外旋挖
鑽機的鑽桿採用4節或5節伸縮內鎖式鑽桿,每節長度
大約為13 m,裝配後總長不小於48 m,採用高強度合
金鋼管,鑽桿與動力頭採用長牙嵌內鎖式連接方式.頂
端與上滑動板用010系列無齒回轉支承相連,下端帶有
彈簧緩沖,第4節上端用可滑轉萬向節與主卷鋼絲繩相
連,下端採用方形截面桿通過銷軸與鑽頭相連,每隻鑽
頭應與方形截面桿相配,具有互換性.
2.7鑽頭的結構
鑽頭是決定旋挖鑽機能否較好適應復雜地層,提
高工效的重要部件,目前國內外旋挖鑽機的鑽頭共分3
種常用的結構:短螺旋鑽頭(0600-02 500 mm),回轉
斗鑽頭(0800-02 500 mm)和岩心鑽鑽頭(0800-02
500 mm),如R622-HD旋挖鑽機的鑽頭有:短螺旋鑽頭,
單層底旋挖鑽頭,雙層底旋挖鑽頭共4個沙900,
O1 000,0800,01 500)0目前國內外旋扮鑽機鑽頭的3
種常用的進土結構如下.
(1)短螺旋鑽頭旋挖鑽頭主要縱短螺旋鑽頭為
主,他主要靠螺旋葉片之間的間隙來容納從孔底切削
下來的土,砂礫等,這種鑽頭結構簡單,造價低.地層較
好時,使用他也可達到好的效果,如果地下砂礫石較多
或含水較多時,在提鑽時很容易掉塊,鑽進效率低,甚
至於不能成孔.
(2)單層底旋挖鑽頭在地下水位較高,或含砂礫
較多的地層,目前多數旋挖鑽機均採用鑽頭鑽進,用靜
壓泥漿護壁,這種鑽孔工藝已明顯優於短螺旋鑽頭鑽
孔.最早的旋挖鑽頭是單層底,在底下方有對稱的2扇
僅可向頭內方向打開的合頁門.當鑽頭鑽進時,孔底切
削下來的土,砂經合頁門壓入頭內;在提鑽時,在頭內
土砂的重力作用下,兩扇門向下關閉,以阻止砂土漏回
孔內.由於這種重力作用不是十分可靠,時常發生合頁
門關閉不嚴,造成砂土漏回孔內,降低了鑽進效率,還
會影響孔底清潔度.
(3)雙層底旋挖鑽頭自20世紀90年代以來,國外
的一些鑽機製造公司,在原單層底鑽頭的基礎上,開發
出雙層底的旋挖鑽頭.其特點是2層底可以相對回轉一
個角度,以實現頭底進土口的打開與關閉.即在順時針
旋轉切削時,底部的進土口為開放狀態,當鑽完一個回
次後,將鑽頭逆時針旋轉一個角度,致使進土口強行關
閉,從而使切削物完整地保存在頭內.實踐表明,在復
雜地層中,雙層底鑽頭的鑽進效率及孔底清潔度明顯
優於單層底鑽頭.
2.8卷揚的結構
國內外旋挖鑽機的卷揚有主副卷揚2種,卷揚的結
構採用卷揚減速機,具有卷揚,下放,制動功能,捲筒自
行設計,主卷揚應具有自由下放功能,且實現快,慢雙
速控制.主,副卷揚應配有壓繩器.
2.9液壓電器系統
義大利,德國製造的各類旋挖鑽機的機,電,液一
體化高度集中,結構緊湊,操縱靈活方便,自動化程度
高.他採用伸縮式鑽桿,節省了人力和加接鑽桿的時
間,施工中只需一人即可操縱整台鑽機,工人勞動強度
低.鑽架上裝有垂直度檢測儀,可以檢測和顯示鑽架的
偏斜度,並可通過鑽機的"微動"系統調整鑽架的垂直
度.駕駛室控制面板上裝有孔深和鑽架垂直度顯示儀
以及反映發動機,液壓系統工作狀態的儀表,顯示屏及
報警裝置,有的還裝有全電腦操作系統,使操作手能實
時掌握鑽進深度,鑽架垂直度,保證鑽孔准確到達設計
深度和良好的垂直度.
2.10旋挖鑽機的電液比例伺服控制系統
國內外旋挖鑽機採用電液比例伺服控制系統,
PLC,CAN匯流排控制等,提高了定位鑽孔精度,具有鑽
40髯黔及 Cd 2004.10
萬方數據
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孔深度的自動化檢測,熒光屏顯示功能等,當鑽桅發生
傾斜時,鑽機會自動報警,並進行自動調整.採用能顯
示多種信息的多功能液晶顯示器,能進行起鑽桅控制,
自動垂直調平,回轉倒土控制,發動機的監控,鑽孔深
度測量及顯示,車身工作狀態動畫顯示及虛擬儀表顯
示,故障檢測與報警等信息的顯示.
2.11安全保護
國內外鑽機的設計充分考慮操作人員的安全,並
採取了一些措施,例如:駕駛室前窗配有FOPS(防墜物
保護);卷揚的高度限位;駕駛室內操作台安全控制;發
動機,液壓等參數顯示,報警等.
3國外旋挖鑽機主要特點
義大利,德國等製造的各類旋挖鑽機雖然能力大
小有別,結構上略有差異,但總體性能和質量都比較先
進,可靠,具有以下特點.
(1)機,電,液一體化高度集中,結構緊湊,操縱靈
活方便,自動化程度高,採用伸縮式鑽桿,節省了人力
和加接鑽桿的時間.
(2)可自行移動,自立桅桿,整個工作機構可在履
帶底盤上做13600回轉.因而現場轉移,對孔位靈活方
便,輔助時間少.
(3)與施工能力相同的常規鑽機相比,回轉扭矩
大,並可根據地層情況自動調整.
(4)鑽架採用"平行四邊形連桿機構+三角形"的支
撐結構,非常適合城市狹窄場地的施工.
(5)履帶底盤可以伸縮.
(6)鑽架上裝有垂直度檢測儀,可以檢測和顯示鑽
架的偏斜度,並可通過鑽機的"微動"系統調整鑽架的
垂直度.
(7)駕駛室控制面板上裝有孔深和鑽架垂直度顯
示儀,以及反映發動機,液壓系統工作狀態的儀表,顯
示屏及報警裝置,有的還裝有全電腦操作系統,使操作
手能實時掌握鑽進深度,鑽架垂直度,保證鑽孔准確到
達設計深度和良好的垂直度;實時掌握各系統工作情
況,便於及時採取維修措施,保證鑽機正常運轉.
(8)可實現多工藝鑽進,能適應不同地層,不同樁
基礎處理方法施工的需要.一般類型的旋挖鑽機除能
進行旋挖鑽進外,通過更換工作裝置,還可實現跟管鑽
進和長螺旋鑽進.
參考文獻:
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程,2002,12(3).
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的探討〔J].探礦工程,2001, 45(4).
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[71 GY 204-1996.泥漿護壁回轉鑽孔灌注樁施工工藝標准【S].

收稿日期:2004-05-13
(上接第36頁)
3)墩頭必須墩圓,以免滑絲;
4)千斤頂的張拉桿必須擰進錨杯10扣絲以上;
5)鋼絲束接長時,連接桿必須擰進錨杯至10扣絲
以上;
6)如未張拉的鋼絲要進行接長時,應套上一個比
錨杯還大的鋼套管,以便張拉時自由伸長;
7)張拉時要隨著張拉力的增加緊固螺帽,以防錨
杯絲扣變形,不易錨固;
8)錨下混凝土要振搗密實,以免大噸位張拉時造
成混凝土崩裂.
4壓漿與封錨
壓漿是為了加強鋼筋束與混凝土的整體作用,增
大鋼束與混凝土之間的粘結力,把力傳遞給混凝土,防
止鋼絲銹蝕.因此,壓漿必須及時進行,以免長時間綳
緊的鋼絲束產生疲勞荷載,造成預應力損失.壓漿前應
選配好適宜的水灰比,水灰比太小,漿太稠給壓漿造成
困難;太大,漿太稀易離析沉澱,一般情況水灰比以
0.45較適宜.
封錨是為了保護錨頭不受空氣的腐蝕,保證其預
應力的永久性,因此封錨一定要封得密實.
參考文獻:
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工機械化,2003 , 20(6).

收稿日期:2004-05-24
獲麟磊豁粼2004Ao 41

萬方數據的資料下的好亂，見諒

❽ 如何解決磁力泵高溫問題

國寶+泵業提醒：首先你要選擇耐高溫磁力泵，其次你要知道磁力泵為什麼出現高溫，原因分析
(1)磁力泵功率大，工作電流大，發熱量大。
(2)磁力泵風扇轉速低，風壓，風量小。 400

(3)風扇葉片數較少，產生的風量小。030
(4)磁力泵電動機附有灰塵、油污，降低了散熱能力。1558
（5)磁力泵所在母線電壓為380V，由於電纜壓降及負荷分配不均，磁力泵實際所加電壓只有365V，電壓偏低造成運行電流大。
然後針對性解決崑山——國寶
磁力泵功率、轉速是和磁力泵相匹配的，不能更改。風扇安裝於磁力泵主軸上，磁力泵轉速決定了風扇轉速，也不可更換。增加風扇葉片數量雖能起到一定作用，但葉片數量增加後，動平衡不容易找，如找正不好，會引起磁力泵振動增加。
將原風扇罩加長40cm，在裡面加裝一個與風扇罩同直徑軸流風機，軸流風機磁力泵功率850W，轉速1489r/min，電壓380V。原風扇繼續保留。軸流風機另設一路電源控制，軸流風機與主磁力泵不設連鎖。磁力泵啟動後及時啟動軸流風機運行，磁力泵停運後30min停運軸流風機，以使主磁力泵得到充分冷卻；
希望可以幫到你，旺採納，最好咨詢了解具體情況，可以更好的幫到你