脚踩式甩干拖把的设计_学士学位论文

脚踩式甩干拖把的设计_学士学位论文 南昌航空大学学士学位论文 脚踩式甩干拖把的设计 1.前言 自从中国加入世贸组织以后，我国机械制造行业面临着前所未有的机遇和挑战，机械产品在我们日常生活中无处不在，我们的生活几乎都离不开机械产品。在机械行业里技术工艺，是衡量一个企业是否具有先进性、市场竞争力以及能否不断领先于其他竞争者的重要指标和依据。随着我国家居市场的迅猛发展，与之相关的产品和产品的生产技术也成了业内企业关注的焦点，其中拖把市场就是其中一个。然而我们了解了国内外拖把的生产核心技术的研发动向、设备、技术运用以及未来趋势，对于提升和提高相关企业的产品技术规格和市场竞争力都有十分重要的作用。 目前，我国市场上虽然出现了几类新式拖把，但是这些拖把的使用方法和老式的传统拖把相比较，基本没有什么差别。不论是新式还是老式的拖把，令使用者感觉不便的就是拖把洗净以后需要把水拧干，使用者要么需要用手拧干，这样一来劳动强度大，费时费力，并且容易弄脏双手，尤其是在冬天，这些拖把使用起来又冷又不卫生;也有使用者将洗净的拖把悬挂起来，让拖把自然脱水，这样便使得拖把长期时间处于很湿的状态，从而影响拖把的使用寿命。 经专家在国内外市场是的研究结果明:?市场上目前销售的拖把75%都是普通型木杆布拖把;?学校，医院等公共场所使用的拖把基本是普通型拖把;?市场上的拖把除水工具或多或少都有以下不足:要么使用的是专业除水工具，造价高，维修不便，更换零件不容易等。 在准备了充足的资料以后进行了总体以及零部件的设计工作，总体的设计工作主要是甩干拖把的总体结构设计、结构组成设计、传动机构以及系统总体原理的设计。零部件的设计主要包含各零部件的二维图和三维图以及装配图。在此次设计中采用了一些简易通用的零部件，方便替换和使用，且降低了产品的成本。 通过本次的设计，拖把甩干器能够满足加工需求，保证加工精度，且使用较为平稳、方便，工作可靠，结构简单，装卸方便，便于维修、调整，提高了工作效率。在设计的过程中，由于知识的缺乏和实践经验的不足，难免有些疏忽和错误，望老师能够批评指正。 1 南昌航空大学学士学位论文 2.国内拖把市场的分析 由于科技的发展，人们对家居生活的质量需求也相应提高。其中居家的卫生清洁就是人们需要面对的其中一个问题，而人们在居家清洁生活中，拖把是最常用的一个工具，然而拖把的使用起来功能的好坏以及方不方便，都是人们非常关心的问题。 目前在我国市场上，拖把的种类繁多，外观多样，价格也有高有低，其中拖把类型主要有:普通型布拖把、拧水拖把、胶棉拖把、蒸汽拖把以及目前使用最为流行的甩干拖把。 然而，据有关数据(详细见下图2-1)表示仍然有75%的公共场所使用的是普通型布拖把，10%使用的是胶棉拖把，15%使用的是新型拖把。 图2-1:拖把类型的使用百分比 2.1拖把的种类以及特点 经过市场分析，我国市场上现有的拖把类型主要有: (1)普通型布拖把(见图2-2):最早抹布加长柄的拖把。制作简单，价格低廉，但使用功能单一，使用寿命短。工作头由抹布块变成了布条，现在主要变化有:?工作头的形状有开始的圆形发展为条形、平板型等。?工作头材料形状除布条外还出现了纱绳状。?工作头材料材质除棉质外还有超细纤维，胶棉条等。?工作头安装除固定式外还有可更换式。?工作杆出固定式外还有分节式，可调节长短的伸缩式。 2 南昌航空大学学士学位论文 图2-2:普通型布拖把 (2)拧水拖把(见图2-3):工作杆是安装有扭转挤水装置，使用者在使用的时候可以不接触污水，使用方便，价格较低，但是使用寿命短，劳动强度较大，目前新型拧水拖把的特点:?不锈钢材质，长期使用不生锈。?采用擦拭汽车玻璃、眼镜的超细纤维布。?超强的去污能力、静电吸附能力、吸水能力?清洁头顶部被装上保护部，避免了工作杆头端对被清洁面的伤损。?回转筒下端安装了固定装置，避免了工作时，回转筒的窜动。?回转筒上端被安装了中心定位装置，避免了工作时的摆动。?工作杆上被安装了止回锁，避免了回转筒工作挤水时逆转。?伸缩杆设计，按身高调节长短。?旋转挤水不费力，无需辅助工具。?可以轻轻松松更换布头 。 图2-3:拧水拖把 3 南昌航空大学学士学位论文 (3)胶棉拖把(见图2-4):它最大的特点是在确保继承拧水拖把挤水自洁功能的同时，工作头材质的变化，采用的材料是聚乙烯醇胶棉，使用方便，价格较贵，需要经常更换胶棉。这种胶棉材料具有很强的吸水性，能够充分保证工作头的洗洁工作需要。主要变化是在围绕着挤水功能展开。 图2-4:胶棉拖把 (4)蒸汽拖把(见图2-5):这种拖把的工作原理是通过电阻丝将水加热，产生压力和高温，直接通过高温高压蒸汽来消毒和除菌，清洁居家环境。但是这种拖把，使用时故障率较多，价格昂贵，使用不方便，拖地的范围受局限。 图2-5:蒸汽拖把 4 南昌航空大学学士学位论文 (5)新型甩干拖把(见图2-6):甩干拖把是一种新型拖把，它采用了离心力的原理，通过人力来脱水，使用起来方便简单，而且有利于环保节能，并且克服了过去所有拖把的缺点，而且做到轻便易拿，清洗容易，双手完全不沾污，远离污渍和污水，连地面碎屑都轻松沾附，甩干拖把具有超强的吸水性，甩干拖把附赠的脱水桶，采用离心力原理，只要轻踩踏板，就能快速把水甩干。旋转拖把的拖把头是由特制的超细纤维做成，超强的吸水性能保证拖地不再有水渍。旋转拖把的优点:?甩干拖把的出现着实让众使用者节省了不少劳动强度。?甩干拖把首先区别于传统拖把之处就是能够旋转。通过旋转产生的离心力的原理，利用一点人力就使拖把像在洗衣机里甩干的效果一样。这种拖具使用方便，轻巧灵活，但是使用寿命有限制，最多能用6个月。要求的操作，寿命至少在半年以上。?和普通拖把比起来，甩干拖把具有更强的吸水性，只要旋转就可以把水甩光，受到很多人的喜爱。 图2-6:新型甩干拖把 2.2基于市场分析的问卷调查统计 对于目前国内拖把市场的销售情况和使用情况，我们在网上进行了一次简单的问卷调查，问卷调查参与的一共72人。现在选取其中几个很具有代表性的问题进行分析。 5 南昌航空大学学士学位论文 1.您是否经常做清洁家务 [单选题] 选项 小计 比例 A是 41 56.94% B否 31 43.06% 本题有效填写人次 72 2.您多久拖一次地 [单选题] 选项 小计 比例 A每天一次 18 25% B两天一次 18 25% C一周一次 20 27.78% D一周以上 3 4.17% E偶尔一次 13 18.06% 本题有效填写人次 72 3.每次清洁地面你需要多少时间 [单选题] 选项 小计 比例 30分钟以内 48 66.67% 30-60分钟 18 25% 超过60分钟 6 8.33% 本题有效填写人次 72 4.您是否觉得拖地很累 [单选题] 选项 小计 比例 A是 32 44.44% B否 19 26.39% 看情况而定 21 29.17% 本题有效填写人次 72 6 南昌航空大学学士学位论文 5.您最在意拖把哪方面 [单选题] 选项 小计 比例 A价格 6 8.33% B外形 0 0% C使用舒适度 61 84.72% D创新功能 5 6.94% 本题有效填写人次 72 6.您比较不满以下哪几种情况(多选) [多选题] 选项 小计 比例 A拖把手柄太粗糙 37 51.39% B弯腰太久很辛苦 54 75% C棉布难以拧干 53 73.61% D握柄易坏 37 51.39% 本题有效填写人次 72 7.以下哪些新式拖把具备的功能是您想要的(多选) [多选题] 选项 小计 比例 A省时省力，节能环保无污染 45 62.5% B多种样式棉头可随意更换 46 63.89% C可360度角落清洁 51 70.83% D具备吸尘功能 47 65.28% E可伸缩握柄 37 51.39% F可以充电持续使用 10 13.89% 本题有效填写人次 72 8.对下面两种拖把您更喜欢哪种 [单选题] 选项 小计 比例 A使用功能单一的，价格便宜但需要手 29.17% 21 来除水 B具有多种使用功能，环保节能，省时51 70.83% 7 南昌航空大学学士学位论文 省力 本题有效填写人次 72 9.您现在家中所用拖把是 [单选题] 选项 小计 比例 A甩干拖把 21 29.17% B普通塑料拖把 25 34.72% C甩干桶拖把 6 8.33% D传统木拖把 9 12.5% E蒸汽拖把 2 2.78% F其他,,, 9 12.5% 本题有效填写人次 72 2.2.1调查结果: ?从问卷表我们可以看出消费者大部分觉得平时拖地很累。 ?大量的人喜欢操作起来更舒适的拖把，而且耐用、节能环保、多功能的拖把。 ?多数消费者从实体店来购买拖把。 ?多数消费者会在半年内更换使用过的拖把。 2.2.2存在的问题: ?拖把的使用寿命不太长。 ?大多家庭目前仍然在使用着单调的普通型拖把。 ?拖把的做工，质量不太理想。 2.2.3结论: 经过分析可以知道，大部分人喜欢和需要一款，节能环保、使用方便、操作简单、功能齐全、可以更换的新型拖把，也就是目前市场上比较流行的新型甩干拖把。然而目前市场上甩干拖把主要有两种:手压式和脚踩式。且脚踩式使用起来更加方便，劳动强度也远低于手压式，故我们选择设计脚踩式甩干拖把，来满足人们的使用需求。 8 南昌航空大学学士学位论文 3.脚踩式甩干拖把的设计 3.1脚踩式甩干桶的总体结构 该拖把洗涤甩干器为脚踩式，其结构组成示意图见图3-1，主要由扶手1(含卡套)，箱体2，甩水筒3，洗涤筒4，脚踏板5，传动机构6，排水管7，和滚轮8组成。 图3-1:脚踩式甩干桶的总体结构简图 3.2甩干桶的传动机构简图设计 甩干桶的传动原理是通过人力脚踩踏板，通过和踏板连接成一体的棘轮机构，传动到一对锥齿轮，再通过齿轮传动和带轮传动来驱动甩干桶以及洗涤桶，传动结构示意图见图3-2。 9 南昌航空大学学士学位论文 图3-2:传动机构简图 其中1为棘轮;2，3为标准锥齿轮;4，5，6为标准直齿轮;?，?，?，?为传动轴。 3.3局部设计构思 3.3.1拖把头和拖布头的设计 为了方便拖布的更换和拆卸，可将拖把头部设计成含有卡钉的结构，拖布头采用橡胶圈材料，并在橡胶圈上制成相应的通孔，通过拖把头是的卡钉和橡胶圈上通孔的过盈配合来使得拖布头固定在拖把头上，这样有利于制造和更换(见图3-3和3-4)。 图3-3:拖把头的实体图 10 南昌航空大学学士学位论文 图3-4:拖布头的实体图 3.3.2拖把杆的稳定卡套的设计 扶手使用不锈钢管制成，前端固定卡套使用塑料制成。这种卡套的作用可以在拖把杆放入甩水筒3时，可以使得拖把杆基本保持在甩水筒的中心线上，这样可以有效地减少甩水筒在旋转时，拖把杆的左摇右晃，稳定拖把杆，提高除水效率。卡套的直径尺寸略大于拖把干的直径尺寸，且制作成环形口，由于材料的弹性变形，可以将拖把杆放入卡套(见图3-5和3-6)。 11 南昌航空大学学士学位论文 图3-5:卡套和拖把杆的装配示意图 -6:稳定卡套的俯视图 图3 3.3.3单向传动机构的设计 由于脚踩式甩干拖把需要人为地输入连续的单向旋转运动，所以本设计采用棘轮机构。其中1为摇杆，摇杆和脚踏板连接在一起;2为棘爪，驱动棘轮旋转;3为棘轮;4为止动爪，防止棘轮反向旋转，以保证脚踩踏板时，可以输入连续的单向旋转; 12 南昌航空大学学士学位论文 5为弹簧片，用来保证止动爪4和棘轮3始终保持接触;6为弹簧，用来牵引摇杆回归预设位置，减少使用者多余的操作，减轻劳动强度(见图3-7)。 图3-7:棘轮机构 3.3.4甩干筒和洗涤筒的外形设计 目前市场上销售的甩干拖把功能比较单一，只有甩干功能，故在设计时，可以再添加一个洗涤筒来增加甩干拖把的使用功能，使得设计的拖把具有甩干和洗涤的功能，即可以把脏的拖把通过类似于洗衣机的原理将其洗涤干净，又可以将干净但是湿的拖把头甩干，从而一举两得，减少人们的劳动强度，和手接触脏水的次数，进而保护使用者的双手。 本设计中甩干筒和洗涤筒外形一样，都是在筒壁上，开类似于键槽的口子，使得水可以进出筒体，筒的外径尺寸略大于拖把头的外径尺寸，使得拖把可以自然地放入筒体(见图3-8和3-9)。 13 南昌航空大学学士学位论文 图3-8:甩干筒的外形实体图a 图3-9:甩干筒的外形实体图b 14 南昌航空大学学士学位论文 3.3.5甩干桶的外形实体设计 甩干桶外形参考了市场上销售的常见甩干桶的外形设计，由于市场上目前销售的甩干拖把配套的甩干桶均使用的都是非常简易的齿轮传动，不仅使用寿命得不到保证，而且使用功能过于单一，故我们增加了一个稳定卡套和扶手以及一个洗涤筒，这样可以使得甩干桶使用和移动更加简易、方便。 而且我们也增加了一个防护罩子，将甩干筒和洗涤筒罩其来，防止污水随着筒旋转而飞溅出来弄脏地板或使用者的衣物(见图3-10和3-11)。 图3-10:甩干桶的外形实体图a 15 南昌航空大学学士学位论文 图3-11:甩干桶的外形实体图b 16 南昌航空大学学士学位论文 4.传动部分的设计和计算 4.1初始数据的设定 由于目前滚筒式洗衣机的转速主要集中在至的范围内，所以800r/min1200r/min 脚踩式甩干拖把的甩干筒的转速选取为，线速度，圆周力n,400r/minV,4m/s0 i,4i,2，圆锥齿轮传动比，圆柱齿轮传动比。 F,500N45230 4.2传动机构的运动参数和动力参数的计算 4.2.1各传动轴的功率计算 F，V甩水筒所需的输入功率为: (3—1) P,1000 500，4代入初始数据可得:; P,,2kw01000 P,P,2kw; 故甩水筒连接的轴?的功率为:20 P2轴?的功率为: (3—2) P,1,12 ,,,，,式中 (3—3) 12轴承锥齿轮 由参考文献《机械设计基础课程设计》有表4-1: 表4-1:机械传动的效率概略值 传动效率 ,传动类别 0.94~0.96圆柱齿轮传动 开式: 0.92~0.95圆锥齿轮传动 开式: 0.98~0.995滚动轴承 ,,0.99,,0.95,,0.95选取，，; 轴承锥齿轮齿轮 P,2.126kw故由式(3—2)可知:; 1 P,P，,轴?的功率为: (3—4) 3223 ,,,，,式中: (3—5) 23齿轮轴承 P,1.881kw故由式(3—4)可知:; 3 P,P，,,1.881，0.95，0.99,1.769kw轴?的功率为; 4334 17 南昌航空大学学士学位论文 4.2.2估算甩干筒的外径 Dn,由于转速和外径公式为: (3—6) V,60，1000 将初始数据代入式(3—6)可得:，故取整; D,190.9mmD,200mm 4.2.3各轴的转速计算 nb由公式转速和传动比公式: (3—7) i,abna 甩水筒轴的转速为:; n,n,400r/min?0 n400?则由式(3—7)可知，轴?的转速为:; n,,,200r/min?i223 n400?轴?的转速为:; n,,,133r/min?i345 n133，3?轴?的转速为:; n,,,100r/min?i456 4.2.4各轴所传递的转矩的计算 P由转矩的计算公式:T,9550 (3—8) n 2.126T,9550,101.5N,m代入相关数据可知，轴?的转矩为:; ?200 2T,9550,47.75N,m轴?的转矩为:; ?400 1.881T,9550,179.63N,m轴?的转矩为:; ?133 1.769T,9550,168.93N,m轴?的转矩为:; ?100 4.3相关零件的参数设计和计算 4.3.1齿轮4和6的模数的确定 Z,30Z,Zi,120 齿轮4和6均为标准直齿圆柱齿轮，选择齿数，则; 46446 1.按照传动方案，甩干部分为一般工作机器，速度不高，故选择7级精度(GB 18 南昌航空大学学士学位论文 10095-88)。 2.由表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为270HBS，大齿轮材料为45钢(调 质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 2,,u，1KTZE3,,3.由设计计算公式进行试算，即: (3—9) d,2.32,,t,,,,,u,H,,d 4,,1由于，由表10-7选取齿宽系数; T,4.775，10N,md? 12由表10-6查得材料的弹性影响系数; Z,189.8MPaE 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的,,600MPaHlim1接触疲劳强度极限; ,,550MPaHlim2 8由式10-13计算应力循环次数:， N,60njL,60，400，1，8，356，6,4.2，10h1h N8N,,1.05，10h; 2i45 K,1.12K,1.14由图10-19取接触疲劳寿命系数,; HN1HN2计算接触疲劳许用应力:取失效概率为1%，安全系数，由式10-12得， S,1 KK,,HN1lim1HN2lim2,,,,1.12，600,672MPa,,,,1.14，550,627MPa,,HH12，; SS d,45.34mm由式(3—9)可得; t dn，45.34，400,,tV,,,0.949m/s计算齿轮的圆周速度:; 60，100060，1000 ,计算齿宽:b,,,d,1，45.34,45.34mm，其中参数为齿宽系数根据《机械设计》ddt 有表4-2: , 表4-2:圆柱齿轮的齿轮宽系数 d 装置状况 对称布置 不对称布置 悬臂布置 , 0.9~1.40.7~1.150.4~0.6 d ,,1选取 d d45.34btm,,,1.511mm计算齿宽和齿高之比:模数，齿高thZ304 b45.34,,13.33，; h,2.25m,2.25，1.511,3.4005mmth3.4005 19 南昌航空大学学士学位论文 计算载荷系数:根据，7级精度，由图10-8查得动载系数，K,1.08V,0.949m/sV b直齿轮，,由，查图10-13得,故载荷系数K,1.35K,K,1K,1.08,13.33F,H,F,Vh ; K,KKKK,1，1.08，1，1.432,1.546AVH,F, 按实际的载荷系数矫正所得的分度圆直径，由式10-10a得: K1.54633d,d,45.34,48.04mm4tK1.3t; d48.044计算模数:; m,,,1.6mmmZ304 ,,YY2KTFS,,3,,m,若按照齿根弯曲强度设计:弯曲强度设计公式为 (3—10) ,,,,,,ZFd,,由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度,,500MPaFE1 极限; ,,380MPaFE2 K,0.85K,0.88-18去弯曲疲劳寿命系数,; 由图10FN1FN2 计算弯曲疲劳许用应力:去弯曲疲劳安全系数，由式10-12得，S,1.4 KK0.85，5000.88，380,,FN1FE1FN2FE2,,,,,303.57MPa,,,,,238.86MPa,,FF12S1.4S1.4 ; KK,KKKK,1，1.08，1，1.35,1.458计算载荷系数:; AVF,F, 查取齿形系数和应力校正系数: 由参考文献《机械设计》有表4-3: YY表4-3:齿形系数及应力校正系数 FaSa Z30 35 ...... 80 Y 2.52 2.45 ...... 2.22 Fa Y 1.625 1.65 ...... 1.77 Sa Y,2.16Y,1.625Y,2.16Y,1.80查得,,,; F,1S,1F,2S,2 2.52，1.625YYYYF1S1,,,,FS,,0.01348计算大、小齿轮的并加以比较:, ,,,,,,303.57FF1 20 南昌航空大学学士学位论文 2.16，1.80YYF2S2,,，大齿轮的数值大; ,,0.01627,,,238.86F2 m,1.36设计计算:由式(3—10)得，对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮的模数大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，由参考资料《机械原理》选取圆柱齿轮的模数为，则大、小齿轮的齿数分m,1.5mm 48别为,;大、小齿轮的分度圆直径分别为Z,32，4,128Z,,32541.5 d，d48，19245，;中心距为;齿a,,,120mmd,mZ,48mmd,mZ,192mm446622轮宽度，故取，。 b,,d,1，48,48mmB,48mmB,43mmd446 4.3.2各轴轴段最小外径尺寸的设计计算 A,112 选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取; 0 P3d,Amin0由式15-2初步估算各轴的最小直径: (3—11) n 2.1263d,112,25.6mm?min将已知数据代入式(3—11)，可知轴?的最小直径取整200 2为，轴?的最小直径，取整为，轴?的最小20mm30mm3d,112,19.15mm?min400 1.8813d,112,27.08mm直径，取整为，轴?的最小直径为30mm?min133 1.7693d,112,29.1mm，取整为。 30mm?min100 4.3.3大、小直齿圆锥齿轮的模数的确定 根据参考文献《机械设计》齿轮传动的设计可知，为简化计算通常假定载荷集中作用于齿宽中点处，并近似看成当量直齿圆柱齿轮的设计计算，现小锥齿轮的当量齿Z,45数。 3V Z2i,,cot,tan,,由参考文献《机械设计》P224公式 (3—12) 3232Z3 ,,26.5:,,63.5:代入数据可知， ; 32 21 南昌航空大学学士学位论文 故小锥齿轮的齿数为，则大锥齿轮的齿数为; Z,44，cos26.5:,40Z,3，40,12023 按照步骤?中的计算过程可知，按齿面接触疲劳强度设计时平均分度圆直径为 ，平均模数为; d,80mmm,1.53mm 则由公式 (3—13) ，，m,m1-0.5,mR 1通常，则代入式(3—13)得模数; ,,m,1.8mmR3 若按照齿根弯曲疲劳强度设计，由参考文献《机械设计》P226式10-24有 4YYKTFS,,m, (3—14) 3222,,,，，1,0.5u，1,,ZFRR 4YT,4.775，10N,m式(3—14)中和由表10-5分别取2.5，1.63，,，YF,K,1.564S, ,代入式(3—14)可得，代入式(3—13)可得在按照齿根m,1.28Z,32u,i,4m 弯曲疲劳强度计算时的模数; m,1.563mm 故按照参考文献《机械原理》圆整模数，取。 m,2 4.3.4各轴轴段外径选取和长度的确定 d,50mmd,40mmd,45mmd,40mm(1).轴?各轴段外径选取:，，，，3124d,35mmL,10mmL,60mmL,22mmL,15mm;各段长度分别为:，，，，53124L,50mm。 5 图4-1:轴?的尺寸图 d,30mmd,20mmd,25mmd,35mm(2).轴?各轴段外径选取:，，，，3124d,25mmd,20mmL,150mmL,45mmL,40mm，;各段长度分别为:，，，56132 L,30mmL,10mmL,40mm，，。 645 22 南昌航空大学学士学位论文 图4-2:轴?的尺寸图 (3)轴?各轴段的外径选取:，，d,40mm，，d,30mmd,35mmd,45mm3124d,35mm5d,30mm，;各段的长度为:，，，L,34mmL,16mmL,43mm6312L,10mm，，。 L,60mmL,16mm456 图4-3:轴?的尺寸图 d,40mmd,30mmd,35mmd,45mm(4)轴?各轴段的外径选取:，，，，3124d,35mm5d,30mmL,40mmL,70mmL,40mm，;各段的长度为:，，，6312 L,16mmL,56.5mmL,10mm，，。 654 23 南昌航空大学学士学位论文 图4-4:轴?的尺寸图 4.4轴承的选取 根据各个轴的外径尺寸的选取情况，由于是普通机械,载荷不大，故由参考文献《机械设计基础课程设计》有表4-4，初步选取轻窄(2)系列深沟球轴承。 表4-4:深沟球轴承(摘自GB276-89) 新标准 d D B 6204 20 47 14 6205 25 52 15 6206 30 62 16 6207 35 72 17 故有以下结果: 轴?安装轴承处外径为35mm，故选取新标准6207型深沟球轴承。 轴?安装轴承处外径为20mm，故选取新标准6204型深沟球轴承。 轴?安装轴承处外径为30mm，故选取新标准6206型深沟球轴承。 轴?安装轴承处外径为30mm，故选取新标准6206型深沟球轴承。 4.5键的选取 根据各轴需要周向定位处轴外径的大小和轴段长度，由参考文献《机械设计》选取圆头普通平键，有表4-5，选取对应键的尺寸大小。 24 南昌航空大学学士学位论文 表4-5:普通平键的主要尺寸 轴的直径d >22~30 >30~38 >38~45 键宽b×键高h 8×7 10×8 12×8 6，8，10，12，14，16，18，20，22，键的长度L 25，28，32，36，40，45，50，56，63，... ?轴?有两处键槽，分别是固定棘轮和大锥齿轮，根据其对应外径分别为45mm和35mm，长度分别为22mm和40mm，故选取键的尺寸分别为:键宽b×键高h分别为12×8和10×8，长度L分别取20mm和36mm。 ?轴?也有两处键槽，分别是固定小锥齿轮和小齿轮，根据其对应外径分别为30mm和25mm，长度分别为36mm和45mm，所以选取键的尺寸分别为:键宽b×键高h分别为10×8和8×7，长度L分别取32mm和40mm。 ?轴?有一处键槽，是固定过轮的，根据其对应外径尺寸为40mm和长度为34mm，所以选取键的尺寸为:键宽b×键高h为12×8，长度L取30mm。 ?轴?有一处键槽，是固定大齿轮的，根据其对应外径尺寸为40mm和长度为40mm，所以选取键的尺寸为:键宽b×键高h为12×8，长度L取36mm。 4.6脚轮的选取 根据甩干桶的使用环境，我们选取的脚轮型号是M2-3308-95(见图4-5)，这种脚轮的特点如下:支架双珠盘结构，珠盘轨道经过热处理，持久耐用，采用优质4mm厚钢板，表面镀蓝锌;轮子由优质的热塑性聚氨脂注塑而成，不仅耐磨性能好，而且富有弹性，配有一体精密滚珠轴承，外表美观而且滑行时噪音很小，适合长距离或经常移动的设备使用，具体尺寸参数见图4-6。 25 南昌航空大学学士学位论文 图4-5:M2-3308-95型脚轮 图4-6:M2-3308-95型脚轮相关尺寸 4.7传动齿轮的实体外观尺寸的确定和实体外形设计 4.7.1小齿轮的尺寸确定和实体外形设计 根据之前的模数的设计校核，由于选定的模数，根据参考文献《机械m,1.5mm d,mZ,32，1.5,48mm原理》P180表10-2公式可知，小齿轮的分度圆直径，齿顶33 ,,,h,hm,1.5mm高，齿根高，齿顶圆直径为h,(h，C)m,1.25m,1.875mmaafa ,,d,，，Z,2h-2Cm,44.25mmd,d，2m,48，3,51mm，齿根圆直径为，对应f3aa3 配合的轴的直径为，选取的键的尺寸键宽b×键高h为8×7，故齿轮上键d,25mm 3mm槽深度取。 根据参考文献《机械设计基础课程设计》P66表9-2，由于小齿轮的齿顶圆直径 d,100mm，则小齿轮的实体外形设计可以选择是实心式制造，材料为40Cr(调质)，a 硬度为270HBS。 26 南昌航空大学学士学位论文 图4-7:小齿轮的尺寸 图4-8:小齿轮的实体外形图 4.7.2大齿轮的尺寸确定和实体外形设计 同理根据参考文献《机械原理》P180表10-2公式可知，大齿轮的分度圆直径为 ,h,hm,1.5mmd,mZ,128，1.5,192mm，齿顶高，齿根高aa44 ,,d,d，2m,195mmh,(h，C)m,1.25m,1.875mm，齿顶圆直径为，齿根圆直a4fa 27 南昌航空大学学士学位论文 ,,d,(Z-2h-2C)m,188.25mm径为，对应配合的轴的直径为，选取的键的40mmf4a 尺寸键宽b×键高h为12×8，故齿轮上键槽深度取。 4mm 根据参考文献《机械设计基础课程设计》P66表9-2中的设计准则，由于大齿轮 的齿顶圆直径，则大齿轮的实体外形设计为腹板式结构，腹板上均布6d,500mma D,25mm个孔直径均为，具体尺寸见图4-9。 2 图4-9:大齿轮的尺寸图 28 南昌航空大学学士学位论文 图4-10:大齿轮的实体外形图 4.7.3过轮的尺寸确定和实体外形设计 同理根据参考文献《机械原理》P180表10-2公式可知，过轮的分度圆直径为 ,d,mZ,1.5，107,160mm，齿顶高h,hm,1.5mm，齿根高aa55 ,,d,d，2m,163mm，齿顶圆直径为，齿根圆直h,(h，C)m,1.25m,1.875mma5fa ,,径为，对应配合的轴的直径为，选取的键的尺40mmd,d-，，2h-2Cm,157.75mmf5a 寸键宽b×键高h为12×8，故齿轮上键槽深度取。 4mm 根据参考文献《机械设计基础课程设计》P66表9-2中的设计准则，由于大齿轮 d,500mm的齿顶圆直径，则大齿轮的实体外形设计为腹板式结构， 腹板上均布a D,30mm6个孔直径均为，具体尺寸见图4-11，实体外形见图4-12。 2 29 南昌航空大学学士学位论文 图4-11:过轮的尺寸图 30 南昌航空大学学士学位论文 图4-12:过轮的实体外形图 4.8大小锥齿轮的尺寸确定和实体外形设计 4.8.1小锥齿轮的尺寸确定和实体外形设计 i,2Z,40 根据之前的模数的设计校核，由于选定的模数，，，m,2mm233 Z,80，故根据参考文献《机械原理》P201表10-7公式可知，小锥齿轮的分锥角2 Z,2,,arctan,26.5:h,hm,2mm，齿顶高，齿根高aaZ3 ,,d,mZ,2，40,80mmh,，，h，Cm,1.2m,2.4mm，分度圆直径，齿顶圆直径fa d,d，2hcos,,83.56mmd,d-2hcos,,76.44mm，齿根圆直径，锥距为aaff 31 南昌航空大学学士学位论文 22mZ，Zh23f，齿根角为，顶锥角为，,,,，,,28:R,,91.32mm,,arctan,1.5:affR2 RB,30mm根锥角为，齿宽为，故取。 ,,,-,,25:B,,30.44ff3 根据参考文献《机械设计基础课程设计》P67表9-3中的设计准则，由于小锥齿轮的齿顶圆直径，故小锥齿轮的外形设计采取实心式结构。 d,200mma 图4-13:小锥齿轮的尺寸图 32 南昌航空大学学士学位论文 图4-14:小锥齿轮的实体图 4.8.2大锥齿轮的尺寸确定和实体外形设计 同理根据参考文献《机械原理》P201表10-7公式可知，大锥齿轮的分锥角 ,,,,,63.5:，齿顶高h,hm,2mm，齿根高，分度圆h,，，h，Cm,1.2m,2.4mmaafa 直径为d,d，2hcos,,163.56mm，齿顶圆直径为，齿根圆d,mZ,2，80,160mmaa2 22mZ，Z23直径为d,d-2hcos,,156.44mm，锥距为R,,91.32mm，齿根角为ff2 hf,,,，,,65:,,,-,,62:，顶锥角为，根锥角为，齿宽为,,arctan,1.5:affffR B,30mm。 根据参考文献《机械设计基础课程设计》P67表9-3中的设计准则，由于大锥齿 d,500mm轮的齿顶圆直径，故可以采取腹板式结构。 a 33 南昌航空大学学士学位论文 图4-15:大锥齿轮的尺寸图 34 南昌航空大学学士学位论文 图4-16:大锥齿轮的实体图 4.9各轴的安全校核和对应轴承的寿命计算校核 4.9.1轴?的强度校核和对应轴承的寿命计算校核 n,200r/min 由前面计算所得的数据，可知轴?的转速为，转矩为?T,101.5N,mP,2.126kw，功率为。 ?1 1.求作用在锥齿轮上的力 由于大锥齿轮的分度圆直径为，而根据参考文献《机械d,mZ,2，80,160mm2 设计》可以计算: 2000T2000，101.5F,,,1269N; td160 F,Ftan,cos,,1269tan20:cos63.5:,206N; rt F,Ftan,sin,,1269tan20:sin63.5:,413N; at 同理作用在棘轮上的力近似计算为: F,1269N; t F,Ftan,,1269tan20:,460N; rt 35 南昌航空大学学士学位论文 2.计算轴承上所承受的支反力 R 根据材料力学公式计算，对大锥齿轮有 水平支反力为 29.5; R,1269，,411N1H92 ; R,1269,411,858N2H 垂直支反力为 29.5R,462，,146N1V; 92 ; R,462,146,316N2V 对棘轮近似有，水平支反力为: 36.5R,1269，,106N; 1H92 ; R,1269,106,1163N2H 故合成支反力为: 22，，R,411，106，146,537N; 1 22，，R,1163，858，316,2255N; 2 根据弯矩计算公式可知，轴所受到的弯矩为: ; M,537，62.5,33562.5N,mm1 ; M,2255，29.5,66522.5N,mm2 故按照弯扭合成应力校核轴的强度，根据参考文献《机械设计》P373公式15-5，即: 22MT，，，, (3—15) ,,caW 由于轴是单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，所以将数据代,,0.6 ,,11.27MPa入式(3—15)得，由于轴选取的材料为45钢，调质处理，由参考文ca ,,,,,,,,,60MPa献《机械设计》P362表15-1可知，故，所以轴的强度满足条ca-1-1 件，安全。 2.轴承的寿命计算好校核 由前面所取的轴承型号为新标准6207型深沟球轴承，根据参考文献《机械设计 基础课程设计》有表4-5: 36 南昌航空大学学士学位论文 表4-5:深沟球轴承参数 ，，CkN ，，CkNDBd轴承型号 0rr 6204 20 47 14 9.88 6.18 6206 30 62 16 15.0 10.0 6207 35 72 17 19.8 13.5 可知此种轴承的额定动载荷，额定静载荷为。 C,13.5kNC,19.8kN0rr F413aY,1.15由于，故根据表15-3，取，; ,,0.03e,0.38C135000r F413a因为，，,,0.76,e，故当量动载荷为，其中根据参考文献《机P,fXF，YFfPraPF537r 械设计》P321表13-6取为1; P,0.56，537，1.15，413,775.67N所以; F413a,,0.18,e，故当量动载荷为; P,F,2255NrF2255r ,366Cf101019800,,,,t所以轴承的寿命为，其中根据表4-6: Lf,,,112824h,,,,thP60n60，2002255,,,, f表4-6:温度系数 t 工作温度 125 150 175 /:C,120 f温度系数 1.00 0.95 0.90 0.85 t 选取1. 由《机械设计》P318表4-7: 'L表4-7:推荐的轴承预期计算寿命 h 'L/h机器类型 轴承预期需要达到的寿命 h 300~3000不经常使用的仪器设备 3000~8000短期或间断使用的机械，如手动机械 '3000~8000hL 可知预期轴承的使用寿命的范围为， h 'L,L 故，所以轴承满足使用要求，安全。 hh 37 南昌航空大学学士学位论文 4.9.2轴?的强度校核和对应轴承的寿命计算校核 由前面计算所得的数据，可知轴?的转速为，转矩为n,400r/min? ，功率为。 T,47.75N,mP,2kw?? 1.求作用在大锥齿轮上的力 由于大锥齿轮的分度圆直径为，而根据参考文献《机械d,mZ,2，40,80mm3设计》可以计算: 2000T2000，47.75; F,,,1194Ntd80 ; F,Ftan,cos,,1194tan20:cos26.5:,389Nrt ; F,Ftan,sin,,1194tan20:sin26.5:,194Nat 作用在直齿轮上的力有: 2000T2000，47.75F,,,1989N; td48 ; F,Ftan,,1989tan20:,724Nrt 2.求作用在轴承上的支反力 对直齿轮有: 95R,1989，,1145N;; R,1989,1145,844N1H2H165 95R,724,417,307N;; R,724，,417N2V1V165 对锥齿轮有: 42.5R,1194，,308N;R,1194,308,886N; 1H2H165 42.5R,389,100,289N;; R,389，,100N2V1V165 故轴承所受到的合成支反力为: 22，，，，R,1145，308，417，100,1542N; 1 22，，，，R,844，866，289，596,1830N; 2 根据弯矩计算公式可知，轴所受到的弯矩为: M,1542，82.5,127215N,mm; 1 M,1830，82.5,150975N,mm; 2 ,,0.6 由于轴是单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，所以将数据代 ,,19.2MPa入式(3—15)得，由于轴选取的材料为45钢，调质处理，由参考文ca 38 南昌航空大学学士学位论文 献《机械设计》P362表15-1可知，故，所以轴的强度满足条,,,,,,,,,60MPaca-1-1 件，安全。 3.轴承的寿命计算好校核 由前面所取的轴承型号为新标准6204型深沟球轴承，根据参考文献《机械设计基础课程设计》P145表15-3，可知此种轴承的额定动载荷，额定静载荷C,9.88kNr 为。 C,6.18kN0r F194aY,1.99由于，故根据表15-3，取，; ,,0.031e,0.22C61800r F194a，，因为,,0.12,e，故当量动载荷为，其中根据参考文献《机P,fXF，YFfPraPF1542r 械设计》有表4-8: 表4-8:载荷系数 fP f载荷性质 举例 P 1.0~1.2无冲击或轻微冲击 电动机、水泵、通风机等 1.2~1.8中等冲击或惯性冲击 车辆、起重机、机床等 1.8~3.0强大冲击 破碎机、轧钢机等 取为1; 所以故当量动载荷为P,R,1542N;P,R,1830N; 1122 ,366Cf10109880,,,,t 所以轴承的寿命为，其中根据表Lf,,,6557h,,,,thP60n60，4001830,,,, 13-4选取1. '3000~8000hL由《机械设计》P318表13-3可知预期轴承的使用寿命的范围为，h 'L,L故，所以轴承满足使用要求，安全。 hh 4.9.3轴?的强度校核和对应轴承的寿命计算校核 n,133r/min 由前面计算所得的数据，可知轴?的转速为，转矩为? T,179.63N,mP,1.881kw，功率为。 ?? 1.求作用在过轮上的力 d,160mm 由于过轮的分度圆直径为，而根据参考文献《机械设计》可以计算: 39 南昌航空大学学士学位论文 2000，T2000，179.63; F,,,2245Ntd160 ; F,Ftan,,2245tan20:,817Nrt 2.求作用在轴承上的支反力 对大齿轮有: 103; R,2245，,1292N1H179 ; R,2245,1292,953N2H 103R,817，,470N; 1V179 ; R,817,470,347N2V 故合成支反力为: 22; R,1292，470,1374N1 22; R,953，347,1014N2 根据弯矩计算公式可知，轴所受到的弯矩为: ; M,1374，76,104424N,mm1 ; M,1014，103,104442N,mm2 由于轴是单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，所以将数据代,,0.6 入式(3—15)得,,53.36MPa，由于轴选取的材料为45钢，调质处理，由参考文ca ,,,,,,,,,60MPa献《机械设计》P362表15-1可知，故，所以轴的强度满足条ca-1-1 件，安全。 3.轴承的寿命计算好校核 由前面所取的轴承型号为新标准6206型深沟球轴承，根据参考文献《机械设计 C,15kN基础课程设计》P145表15-3，可知此种轴承的额定动载荷，额定静载荷为r C,10kN。 0r Fa由于，故根据表15-3，取，; ,eY,0X,1Fr ，，P,fXF，YF 故当量动载荷为，其中根据参考文献《机械设计》P321表13-6fPraP取为1; P,R,1374NP,R,1014N所以故当量动载荷为:;; 1122 40 南昌航空大学学士学位论文 ,366C10f1015000,,,,t所以轴承的寿命为，其中根据表13-4Lf,,,163046h,,,,thP60n60，1331374,,,,选取1. '3000~8000h由《机械设计》P318表13-3可知预期轴承的使用寿命L的范围为，h 'L,L故，所以轴承满足使用要求，安全。 hh 4.9.4轴?的强度校核和对应轴承的寿命计算校核 由前面计算所得的数据，可知轴?的转速为，转矩为n,100r/min? ，功率为。 T,168.93N,mP,1.769kw?? 1.求作用在大齿轮上的力 由于大齿轮的分度圆直径为，而根据参考文献《机械设计》可d,mZ,192mm6 以计算: 2000T2000，168.93F,,,1871N; td192 ; F,Ftan,,1871tan20:,681Nrt 3.求作用在轴承上的支反力 对大齿轮有: 94.5R,1871，,1088N; 1H162.5 ; R,1871,1088,783N2H 94.5; R,681，,396N1V162.5 R,681,396,285N; 2V 故合成支反力为: 22; R,1088，396,1158N1 22; R,783，285,833N2 根据弯矩计算公式可知，轴所受到的弯矩为: M,1158，68,78744N,mm; 1 M,833，94.5,78718.5N,mm; 2 ,,0.6 由于轴是单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，所以将数据代 41 南昌航空大学学士学位论文 入式(3—15)得，由于轴选取的材料为45钢，调质处理，由参考文,,49.43MPaca 献《机械设计》P362表15-1可知，故，所以轴的强度满足条,,,,,,,,,60MPaca-1-1 件，安全。 3.轴承的寿命计算好校核 由前面所取的轴承型号为新标准6206型深沟球轴承，根据参考文献《机械设计 基础课程设计》P145表15-3，可知此种轴承的额定动载荷，额定静载荷为C,15kNr 。 C,10kN0r Fa由于，故根据表15-3，取，; ,eY,0X,1Fr ，， 故当量动载荷为，其中根据参考文献《机械设计》P321表13-6P,fXF，YFfPraP取为1; 所以故当量动载荷为:;; P,R,1158NP,R,833N1122 ,366C10f1015000,,,,t所以轴承的寿命为，其中根据表13-4Lf,,,36224h,,,,thP60n60，1001158,,,, 选取1. '3000~8000hL由《机械设计》P318表13-3可知预期轴承的使用寿命的范围为，h 'L,L故，所以轴承满足使用要求，安全。 hh 42 南昌航空大学学士学位论文 5.轴承的润滑方式和密封方式 5.1滚动轴承的润滑 润滑对于滚动轴承具有重要的意义，轴承中的润滑剂不仅可以降低摩擦阻力，还可以起着散热、减小接触应力、吸收振动、防止锈蚀等作用。 轴承常用的润滑方式有油润滑以及脂润滑两类。其中脂润滑形成的润滑膜强度高，能够承受较大的载荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以维持相当长的一段时间，对于那些不便经常添加润滑剂的地方，或者那些不允许润滑油流失而致污染产品的工业机械来说，这种润滑方式十分适宜。而油润滑，通常是在高速高温条件下采用，其主要的性能指标是粘度，转速越高，所选润滑油的粘度应该越低，载荷越大，所选润滑油的粘度应该越高，常见的油润滑又可以分为油浴润滑、滴油润滑、飞溅润滑、喷油润滑、油雾润滑等。 此外，也有使用固体润滑剂润滑的。选用哪一类润滑方式，这和轴承的运动速度有关，一般用滚动轴承的n值(为滚动轴承的内径，;为轴承的转速，)dndmmr/min 值界限见参考文献《机械设计》表示轴承的速度大小。适用于脂润滑和油润滑的dn 有表5-1: mm,r/min表5-1 适用脂润滑和油润滑的dn值界限 轴承类型 脂润滑 油浴 滴油 喷油 深沟球轴承 16 25 40 60 角接触球轴承 16 25 40 60 圆锥滚子轴承 10 16 23 30 dn 根据之前所得的数据可知:轴?、?、?对应配合的值均满足使用脂润滑的条件，而且根据脂润滑形成的润滑膜强度高，能够承受较大的载荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以维持相当长的一段时间的优点，故轴承润滑方式使用脂润滑。 5.2滚动轴承的密封 滚动轴承的密封装置是为了防止灰尘、水、酸气和其他杂物进入轴承，并且阻止润滑剂流失而设置的。密封装置可分为接触式和非接触式两大类。 其中，接触式密封是在轴承盖内放置软材料与转动轴直接接触而起密封作用。常用的润软材料有毛毡、橡胶、皮革、软木等，或者放置减摩性好的硬质材料(如加强石墨、青铜、耐磨铸铁等)于转动轴直接接触以进行密封，其常见的结构形式有毡圈 43 南昌航空大学学士学位论文 油封、唇形密封圈、密封环。而非接触式密封，常见隙缝密封、甩油密封、曲路密封等。 由于轴承的润滑方式是脂润滑，根据参考文献《机械设计》P334可知毡圈密封主要用于脂润滑的场合，故滚动轴承的密封采用毡圈密封的方式(见图5-1)。 图5-1:毡圈油封密封 44 南昌航空大学学士学位论文 参考文献 ,1,. 成大先主编.机械设计手册. 北京:化学工业出版社，2004; ,2,. 乐兑谦主编.金属切削刀具. 北京:机械工业出版社，2006; ,3,. 李伯民 赵波 等编著.实用磨削技术. 北京:机械工业出版社，1996; ,4,. 黄鹤汀主编.机械制造装备。北京:机械工业出版社，2008; ,5,. 黄志昌主编.自动化生产设备原理及应用.北京:电子工业出版社，2007; ,6,. 李洪等.机械加工工艺手册. 北京:北京出版社，1990; ,7,. 濮良贵 纪名刚 主编.机械设计第八版.高等教育出版社，2006; ,8,. 孙恒 陈作模 葛文杰 主编.机械原理第七版.高等教育出版社，2006; ,9,. 何小柏主编.机械设计机械设计基础课程设计.高等教育出版社，1995; ,10,. Hesse S. Sesors in Production Engineering.Esslingen:Festo AG,C0.2001。 45 南昌航空大学学士学位论文 致谢 本次设计是一次综合设计，是对我大学四年所学知识的一次全面考验，它也是对即将走向社会的我所进行的一次很有效果的训练和考核。回顾这三个多月的毕业设计，我觉得我获益匪浅，所以我认为这次毕业设计不仅锻炼了我独立思考的能力，更加锻炼了我解决实际问题的能力，虽然在毕业设计的过程中，由于设计经验的不足，遇到了不少困难，但我面对困难毫不退缩，勇于克服困难解决所面对的问题。 通过这次毕业设计，我得到了很多收获。首先，通过这次毕业设计，我认识到了设计是严谨而又反复的过程 ;第二，通过毕业设计使得我对创新性设计又有了新的认识，特别是设计过程中所使用到的方法以及设计步骤有了更深刻的认识，对以后走向自己的工作岗位打下了坚实的基础;第三，通过这次毕业设计，使得我对传统的机械传动机构有了进一步的了解和认识，开阔了视野，拓宽了自己的知识面;第四，此次毕业设计培养了我认真细心的工作作风，由于设计工作中计算量大，过程比较复杂，稍有不慎就容易出错误，所以我都格外小心争取圆满完成自己的任务。 当然，此次毕业设计过程中，由于实际经验的不足，我也看到了自己知识面的不足，所以在设计中难免会出现不正确布合理的地方，敬请各位老师指正，在此表示深深地感谢～ 在整个毕业设计过程中，我得到了赵学海老师的精心指导和帮助，以及老师对我设计的二维、三维图纸内容进行了错误指出、传动机构的优化。在此，向老师表达衷心地感谢～ 总的来说，此次毕业设计，使得我在本科四年过程中所学到的基本理论的综合运用以及正确地解决实际生活中的问题等方面得到了一次很好的锻炼，提高了我独立思考问题、解决问题以及创新设计的能力，缩短了我们和工厂技术人员的差距，为我以后从事相关的实际技术工作奠定了一个坚实的基础。尽管我的设计水平有限，难免会留下一些错误需要改正，但是我不会泄气灰心，我会努力汲取错误经验教训，扬长避短并且学习老师的经验，让自己在以后工作中得到进一步的完善和改进。 最后，再次衷心地向赵学海老师表示诚挚的感谢和敬意～ 精品资料 46 南昌航空大学学士学位论文 精品资料 精品资料 精品资料 精品资料 3主要技术指标(表一) ?λ灵敏度100Lx(0=550nm) ? 1.5s 2.5?5s 47 南昌航空大学学士学位论文 ，输出 AC220V 50Hz 1A DC24V 1A ,,模拟量输出420mADC 15VDC 工作方式 探 环境温度 -2 环境湿度 ; 入口 AC220V 50Hz 功耗15W 48 南昌航空大学学士学位论文 HYQ,Z ? /? 49 南昌航空大学学士学位论文 常见故障 产生原因 解 决 办 法 燃油供应量不足 开大燃油调节阀 雾化介质过量 关小雾化介质调节阀 点火位置不当 重新调整点火位置 燃油压力不稳定 稳定燃油压力 50 南昌航空大学学士学位论文 雾化介质压力不稳定 稳定雾化介质压力 雾化介质过量 关小雾化介质调节阀 喷头有异物堵塞 清理喷头 燃油压力低 增大燃油压力 雾化介质压力小 增大雾化介质压力 助燃风小 调大助燃风 燃油量大 关小燃油调节阀 火焰 助燃风小 调大助燃风 雾化介质少 增大雾化介质流量 燃油量少 增加燃油供应量 焰呈 助燃风大 减小助燃风 燃油中有杂质 管路中设置过滤器 漏油 接头密封不严 拧紧软管接头 51