摆线推进器范文

摆线推进器范文（精选4篇）

摆线推进器 第1篇

关键词：摆线推进器,控制系统,数学模型,步进电机

0 前 言

摆线推进器是一种性能突出的船舶推进器,可在360°范围内快速改变推力方向及大小,因而装备摆线推进器的船舶具有优秀的操控性和机动性。在反水雷舰、灭火船、浮吊等特殊用途船舶中,摆线推进器应用得十分广泛[1]。目前,大部分摆线推进器采用连杆凸轮作为控制机构,但机械结构复杂、部件磨损严重等缺点限制了摆线推进器的性能。因此,设计新型的摆线推进器控制系统,对于摆线推进器的推广应用具有重要意义。

国外的摆线推进器理论与实验研究以德国、美国、日本取得的成果最为突出。德国Voith公司的Voith Schneider Propeller利用CFD和FEM分析优化了摆线推进器结构[2],使其具有更加出众的操控性能。在国内,摆线推进器研究主要集中在理论研究上,哈尔滨船舶工程学院在20世纪80年代率先开展了摆线推进器的理论研究,朱典明、苏玉民、张洪雨等教授的研究完善了摆线推进器的理论模型。

本研究建立摆线推进器叶片转角与叶片安装转盘转角的数学模型,设计一种基于步进电机的摆线推进器控制系统。

1 摆线推进器工作特性分析

摆线推进器类型多样,但主体结构基本相同。它垂直安装于船舶脊线,叶片均匀分布在转盘上,每个叶片除绕转轴O旋转外,同时绕自身轴线P摆动,以产生360°任意方向的推进力,如图1所示。

在整个运动过程中,摆线推进器的叶片由内部机构控制,叶片弦线始终与某一点到自身轴心P的连线相垂直。该点称为摆线推进器的控制点,用C表示。C点到推进器转轴O的距离为偏心距,偏心距与半径的比值即为摆线推进器的偏心率e。

以O为原点,速度V为Y轴正方向建立坐标系XOY,其角度关系如图2所示。根据几何关系可知ΔUVW与ΔCOP相似,得V=eRω,此时叶片弦线总是与空间轨迹相切,叶片不会产生升力,保持速度V前进。控制点C所在的圆即是摆线的基圆,C点为叶片的速度瞬心。当C点移动到C′点,叶片不再与轨迹相切,形成夹角α(称为攻角),叶片上产生相应的升力。将推力分解到船体的前进方向并沿轨迹积分就能得到摆线推进器旋转一周所产生的平均推进力,分解到垂直前进方向的推力由于对称性而相互抵消。改变C点位置,叶片上产生的升力大小和方向都将随之变化,因此可以得到水平面上任意方向的推进力。

设叶片与X轴正方向所成角为θ,叶片与圆周切线的夹角为β,作CD⊥OP,可求出攻角不为零时θ与β的关系:

$\frac{\tan \theta }{\tan \beta }=\frac{\tan \angle C^{\prime }{\rm O}{D}^{\prime }}{\tan \angle C^{\prime }{\rm P}{D}^{\prime }}=\frac{\frac{\overline{C^{\prime }{D}^{\prime }}}{\overline{{\rm O}{D}^{\prime }}}}{\frac{\overline{C^{\prime }{D}^{\prime }}}{\overline{D^{\prime }{\rm P}}}}=\frac{\overline{D^{\prime }{\rm P}}}{\overline{{\rm O}{D}^{\prime }}}(1)$

根据图2可知:

$\overline{D^{\prime }{\rm P}}=\overline{{\rm O}{D}^{\prime }}+R(2)$

$\overline{{\rm O}{D}^{\prime }}=\overline{{\rm O}{C}^{\prime }}\cdot \cos \theta (3)$

将式(2)、式(3)代入式(1)中整理,得:

$\tan \beta =\frac{\sin \theta }{\left(\frac{R}{\overline{{\rm O}{C}^{\prime }}}+\cos \theta \right)}=\frac{e\text{s}\text{i}\text{n}\theta }{e\text{c}\text{o}\text{s}\theta +1}$,

即:

$\beta =\arctan \frac{e\text{s}\text{i}\text{n}\theta }{e\text{c}\text{o}\text{s}\theta +1}(4)$

当控制点顺时针转过γ时,其坐标系变为X′OY′,船速V与Y轴正向的夹角为γ(设V在1、4象限时γ为正值,在2、3象限时γ为负值)。用θ-γ代替θ即得到任意推力状态下的叶片摆角的数学模型为:

$\beta =\arctan \frac{e\text{s}\text{i}\text{n}(\theta -\gamma )}{e\text{c}\text{o}\text{s}(\theta -\gamma )+1}(5)$

式(5)表示叶片摆角与转盘转角的关系如图3所示。此时摆线推进器的平均推进力T与Y′轴正向的夹角即为γ,其大小计算可参阅文献[3,4,5]。

2 基于步进电机的摆线推进器控制系统设计

现行摆线推进器的控制系统采用连杆凸轮机构控制叶片摆动,但其所控制的叶片摆角与理论摆角规律存在着差异,导致摆线推进器的效率实际值低于理论计算值[6]。本研究采用步进电机作为叶片的控制机构,以提高摆线推进器性能。

控制系统所应用的摆线推进器结构如图4所示。

摆线推进器中对称地安装了2个叶片8,两叶片控制电机6安装于转盘内,通过导电环2与外部驱动器相连。转盘驱动电机1固定于船体上,通过连接轴3带动主轴转动,主轴、叶片处有唇形密封圈与O型密封圈双重防水。该机械结构已经进行了强度刚度及零部件校核,满足本研究要求,此处不再做详细叙述。

控制系统现处于试验研究阶段,硬件包括工控机、PCL1800数据采集卡、步进电机驱动器和步进电机,采用开环式的控制方式,结构框图如图5所示。控制程序在LabVIEW 8.0环境下开发完成,根据所建立的叶片转角与叶片安装转盘转角的数学模型将输入控制指令转换为控制信号,通过PCL1800输出控制脉冲。由步进电机驱动器驱动步进电机转动,使叶片摆角满足叶片摆动规律。PCL1800是一款高速、高性能多功能插卡式DAS卡,在本控制系统中主要利用它的6路数字量输出[7]。控制系统选用的步进电机为永磁感应式2相步进电机,步距角为1.8°。

利用式(5)可求出一定转盘转角下的叶片摆角(但在数字控制中需要对公式进行离散化处理):

$\beta {}_n=\arctan \frac{e\text{s}\text{i}\text{n}(nV\theta -\gamma )}{e\text{c}\text{o}\text{s}(nV\theta -\gamma )+1}(6)$

步进电机的控制角度增量为:

Δβn=βn-βn-1 (7)

式中 Vθn—转盘转角增量;βn—第n次转盘转动叶片的摆角;Δβn—βn的增量。

由式(6)、式(7)得:

${\rm N}{}_n=\left[\frac{\Delta \beta {}_n\cdot 180/\text{π}}{1.8/S}\right](8)$

式中 Nn—第n次的输出脉冲数,Nn>0表示正转,Nn<0表示反转;S—步进电机驱动器细分数,其作用是将步进电机步距角细分为S份。符号[]表示取整。

因此,第n次转动的叶片摆角误差为:

$\epsilon {}_n=\beta {}_n\cdot 180/\text{π}-{\rm N}{}_n\frac{1.8}{S}(9)$

为提高该控制系统的控制精度,对叶片摆角误差进行了处理。将摆角误差εn加入到下次转动的脉冲数计算中,式(8)修改为:

${\rm N}{}_n=\left[\frac{\Delta \beta {}_n\cdot 180/\text{π}+\epsilon {}_{n-1}}{1.8/S}\right](10)$

摆线推进器控制程序流程图如图6所示。

摆线推进器LabVIEW控制程序后面板如图7所示。

3 控制系统仿真试验

试验中每个步进电机驱动器的CP口(脉冲输入口)和DIR口(电机转向控制口)分别与PCL1800的2路数字量输出口相连,控制步进电机的转速、转角和转向,其16路数字量输出满足摆线推进器3个步进电机的控制需求。步进电机驱动器细分数设定为32,叶片控制步进电机最小转角为0.056 25°。

设定参数偏心率e=0.6,推进方向,转盘转角增量θ=1.125°。由试验得到叶片转角增量变化,如图8(a)所示,由叶片转角增量得到脉冲数变化曲线,如图8(b)所示。由于对控制步进电机的脉冲数进行了取整,从而图8(b)中曲线呈阶梯状,这会造成叶片摆角的控制误差。

对叶片摆角控制曲线与理论曲线进行了对比,结果如图9所示。可以看出,两条曲线基本吻合,角度控制误差值在[-0.028 5°,0.028 1°]区间内变化,如图10所示。

由式(10)可以看到在脉冲数计算公式中加入了前次的叶片摆动误差,所以最大叶片摆角误差不超过最小转角0.056 25°。另外,当步进电机承受负载后,其转角也会产生微小偏差,此偏差同样是不超过最小转角。

从仿真试验结果中可以看出,该摆线推进器控制系统在简化推进器构造的基础上能够较好地控制叶片摆角,满足摆线推进器的控制要求。

4 结束语

本研究建立了摆线推进器的叶片摆角与叶片安装转盘转角的数学模型,设计了一种基于步进电机的摆线推进器控制系统。该控制系统具有以下特点:

(1) 基于步进电机的摆线推进器控制系统能较好地满足摆线推进器控制要求,控制灵活,有利于实现船舶的自动化控制;

(2) 基于LabVIEW的控制程序界面友好、交互性强,PCL1800配合应用降低了控制系统开发难度和成本;

(3) 简化了摆线推进器的构造,减少了零部件磨损,提高了使用性能,有利于摆线推进器的推广应用。

参考文献

[1]Voith.Voith-Schneider Propeller Safety for your ship[EB/OL].[2008-04-02].http://www.voitht-urbo.com/ap-plications/documents/document_files/659_e_am_vsp_safty_en.pdf.

[2]BARTELS J,JURGENS D.Latest De-velopments in VoithSchneider Propulsion Systems[C]//The 18th InternationalTug&Salvage Convention Technical Workshop,2004(6):1-8.

[3]张洪雨.摆线推进器水动力性能研究[D].哈尔滨:哈尔滨工程大学机电工程学院,1999.

[4]朱典明.摆线推进器的理论计算方法[J].哈尔滨船舶工程学院学报,1982(1):1-24.

[5]苏玉民.摆线推进器叶片展弦比对其性能的影响之探讨[D].哈尔滨:哈尔滨船舶工程学院机电工程学院,1984.

[6]黄佳林,陈昌运.船用直翼推进器研究[J].上海船舶运输科学研究所学报,2007,30(1):88-95.

摆线液压马达的选用 第2篇

液压马达是液压系统中输出旋转动力的部件。摆线液压马达的工作部件是:转、定子齿轮组,输出轴,配油阀等,按配油结构的不同有柱形配油阀马达和盘形配油阀马达(见图1)两种基本结构。

1.输出轴2.万向轴3.齿轮组4.阀驱动器5.止回阀6.盘形配油阀

柱形配油阀马达结构简单,油流经配油阀的径向开口,通过马达壳体中的操控进入或流出转、定子齿轮组。它派生出定子齿配成滚柱,或兼有输出轴带滚针轴承支撑的结构形式。

盘形配油阀马达是平面配油槽经隔板与转定子齿轮组油腔贯通,其配油原理与柱形配油阀马达的相同,只是结构不同。其定子齿均为滚柱,输出轴都为带滚柱轴承的结构形式。转、定子齿数可分别为6、7齿或8、9齿组。

转子的齿廓是一条整枝数的短幅外摆线的等距曲线;定子齿廓是与转子共轭的等距针齿圆及不参加啮合的过渡圆弧组成(见图2)。转子的短幅外摆线齿数为偶数,定子的针齿圆齿数为奇数。转子绕定子的中心既做公转又做自转;定子不旋转。因此它与渐开线齿轮行星转动一样,其传动比可用转化机构法求取(见图3)。

设:转子齿数为Z1,转子自转速为n1,定子齿数为Z2,定子不转(n2=0),曲柄公转速为ne,如图3所示。

若各构件加以-ne,则成为转化机构,各构件的转速为:

各构件的相对关系不变则有:

转子和定子齿数是一齿差,

式中,负号代表转子公转与自转的旋转方向相反,转子公转1周,转子反向自转1个齿。若转子为6个齿,则转子公转6周,连接输出轴的转子自转才1周。当转子在定子中转动时,各齿间的空间将产生连续的开、闭运动,其中半数空间充满液压油,其余半数空间与回油相通。

在相同转速下,这种行星传动的摆线液压马达与腔体容量相同的非行星传动类的液压马达比较,可输出的最大功率提高约6倍,在输入功率相同时,可以不用任何齿轮减速,在转速降至1/6时可以获得6倍的扭矩。再者,由于马达轴每转有42个液流循环,因此输出轴有相当平稳的扭矩输出。与转子联动的配油阀使压油路对准转子的相应位置并与转子一起转动,因而能使输出轴不断旋转。

2. 摆线液压马达的选用

液压马达输出功率的大小是由所驱动的机械负载需要决定的。根据需要的扭矩和转速,可在相关马达产品的技术数据中查到基本能满足要求的几种马达,但真正要选好用好马达可通过马达的功能图(见图4)最终确定。

功能图是生产厂对其标准规格的马达,在输入不同流量,承受不同的压差,产生不同的输出扭矩和转速情况下,实测并绘制的特性曲线。也同时绘出了输出功率为常数的双曲线和总效率为常数的贝壳型曲线。

功能图上淡蓝色影暗区为马达的连续工作区。马达在该区域中能连续运行,可在最高效率下得到长久的使用寿命。功能图上淡红色影暗区为允许马达在间断负载下工作的区域,如马达制动,正、反向负载等间断工作的工况。此时允许马达每分钟有最大10%的间断速度或间断压差运行,但不能同时使用间断速度和间断压差。

摆线液压马达选用举例:

若连续工作部件要求配套的马达输出转速为425 r/min,最大扭矩为260 N·m。欲选丹佛斯摆线液压马达,可从技术资料中查得能满足该要求的最小马达为OMR系列或OMS系列。但同时能满足转速和扭矩要求的马达只是OMR125型、OMS125型和OMS160型。

OMR型液压马达为柱形配油阀结构,定子齿为滚柱;配油阀与输出轴为一体,由滚针轴承支撑。OMS型液压马达为盘形配油阀结构,定子齿也为滚柱。但盘形配油阀与阀的驱动器为分体式结构,输出轴由滚锥轴承支撑。

利用厂商提供的OMR125、OMS125和OMS160型马达的功能图,找出相应的工作点。即垂直轴上的扭矩值260 N·m和水平轴上的转速值425 r/min两条直线的交点对应的压降△P、流量Q和总效率(常数)的数值,如附表所示:

此时应选用哪个规格的马达应从经济和技术上整体考虑,最重要的因素是成本、效率和工作寿命。用户若从价格上考虑,可选用柱形配油阀结构的OMR125型马达,该马达结构简单、廉价。若效率是至关重要的,则应选结构和性能优异的OMS125型马达,可节约运行成本和减少热耗。若工作寿命是首先考虑的因素,则应选OMS160型马达,它承受最小的工作压力,因而可有最长的工作寿命。

摆线齿轮泵内转子加工工艺分析 第3篇

在常见的机械零件的加工中, 以齿轮的加工难度最大, 一般的齿轮加工方法如表1所示:

摆线泵的内转子摆线齿轮要求加工精度很高, 且要求对齿轮进行淬火淬硬齿面。从上表可以看出, 只有磨齿加工可以达到很高的精度, 而且可以加工淬火后的齿面。剃齿和珩齿虽也可以达到比较高的加工精度, 但是剃齿和珩齿是依靠刀具与工件的自由啮合来加工的, 因此工件的最终精度与剃齿或珩齿前加工工序的精度密切相关, 修正误差的能力比较小, 而且剃齿和珩齿也只能加工非淬火的齿轮表面。

2 机床的改装方法与工艺装备

本文以使用改装过的M7130平面磨床加工摆线齿轮泵内转子为例, 进行相关介绍。M7130磨床自带的磁性工作台不适宜摆线齿轮的加工, 要去掉磨床的磁性工作台, 换成短幅外摆线运动夹具。安装时要注意保证短幅外摆线偏心套筒的轴线与砂轮修整器的圆弧

如图1所示, 电机2通过皮带传动, 再经过两级蜗轮副带动偏心套9转动。偏心套的心轴4装在偏心套的内孔中, 偏心距为e。内转子5则装在心轴的左侧, 针齿13镶在壳体8上, 用半径为r0的圆柱代替以模拟定子, 内转子与模拟定子相互啮合。心轴左端安装对刀样块10, 工件11用螺母固定在心轴上。当内转子与偏心套在电机带动下一起转动时, 模拟内转子因为靠模与针齿一直保持接触, 这样, 待加工工件就在偏心套和心轴的共同运动之下, 模拟出摆线齿面形成的运动轨迹了。

工件在内转子的带动下, 一个完整的运动周期可归纳如下:偏心套9在电机的带动下产生转动, 假设为顺时针转动, 则在偏心套的带动下, 心轴4会产生半径为e的公转。心轴的公转进一步带动右侧内转子5随之公转。因为内转子与针齿13相啮合, 所以内转子在针齿的推动下, 会产生与公转方向相反 (逆时针) 的自转, 这样就完整模拟了摆线泵工作时内外转子的运动情况。内转子逆时针自转会带动心轴逆时针自转, 而因为待加工工件11是固定在心轴上的, 所以工件的运动轨迹与右端内转子的运动轨迹相同。偏心套每转1周, 内转子就会自转1个齿, 所以如果内转子共有Z1个齿, 则在偏心套转过Z1圈后, 内转子就会反向自转1圈, 形成一个完整的短幅外摆线的运动轨迹。

3 加工工艺与砂轮修整

摆线泵内转子加工时, 首先应该进行粗加工, 先用剪床下料, 之后车内孔, 并留磨削余量, 之后车端面并修磨端面, 作为粗加工齿面的基准。然后用靠模铣先加工出大致的轮廓形状, 并留有一定的磨削余量。在粗加工完成后进行渗氮、淬火等热处理, 使内转子表面硬度达到要求。热处理完成后要修磨内孔, 作为精加工的定位基准, 最后在专用机器上进行磨削精加工。

在整个加工过程中, 从毛坯到成品材料去除量比较大, 为了保证加工精度、防止变形, 粗加工时应该使用成形铣刀, 半径方向应该留有0.2～0.3mm的磨削余量。内转子的材料多为20CrMo, 所以在热处理完成之后, 磨削时砂轮转速应该在1700r/min左右, 工件的回转速度应该以曲线拐点处作为参考, 因为曲线拐点处速度较齿顶速度高, 为主要受压区。当砂轮直径和转速一定时, 工件的最佳回转速度为1.736r/min。

实际的摆线泵内转子曲线是短幅外摆线的等距曲线, 因此需要使用与针齿圆半径一样的砂轮, 以完全模拟针齿与工件啮合的情况。在加工时, 砂轮需要沿轴向往复运动, 以加工整个齿厚, 轴向运动可以由机床砂轮架的进给实现。砂轮的外缘要按照针齿圆半径来修磨, 修磨时, 为了防止金刚石尖端磨损, 应该使金刚石与砂轮法面成3°～5°夹角, 且一次修磨深度应该小于0.02mm。为了保证加工精度, 一个小砂轮只能用来磨制一个内转子, 用完就要更换, 在实际操作时, 可以用磨削前一个内转子的砂轮对下一个内转子先进行粗磨, 粗磨完成后在用新的修磨好的砂轮进行最后一道精磨

参考文献

[1]毛增光与舒正平, 油泵用摆线内外转子的开发[J].粉末冶金技术, 2001.19 (5) :第279-282页.

[2]张有忱, 黎镜中.圆弧齿轮泵传动平稳性的研究[M].北京:化工大学学报:自然科学版, 2004.31 (5) :第90-92页.

摆线减速器的故障维修实例 第4篇

关键词：摆线减速器,刮泥机,故障维修,扭矩报警,转矩限制器

1 概述

污水一车间的沉淀池刮泥机是整个污水处理中的重要设备, 它是调整污泥浓度的关键设备。本设备由安装于直径40米、高4米的混凝土的驱动机构 (摆线减速器) 、中心架、耙臂、锥形清扫器、中心筒、进水管桥及溢流环堰等组成。它可用于除去曝气池处理过的废水中的固体成分, 以使水澄清, 上清液通过溢流堰溢流到中间水池进行下一步净化处理;池底污泥则通过刮泥机耙臂刮入池底中央的污泥坑中由污泥泵抽走, 一部分回流保证曝气池污泥浓度, 多余的部分污泥经脱水然后焚烧。

2 机组运行状况

刮泥机的驱动装置是摆线减速器, 该减速器额定功率0.75W, 驱动转速1500rpm, 三级减速减速比达到11165:1, 该设备属于低速重载设备, 额定扭矩10000k N·m, 设有扭矩报警装置, 力矩报警值为6200k N·m, 停止扭矩为7600k N·m。机组结构简图见图1所示。

2009年10月该机组在运行过程中发生故障, 经观察发现电机空转, 减速部分中心圆筒停止转动。初步判定减速机部分发生故障, 经解体发现电机连接第一级减速部分的电机轴被扭断。

3 原因分析

为了查找电机轴被扭断的原因, 先对轴的材质和能承受的扭矩进行了核算, 如下:

其中:T-设计扭矩;

t-扭转应力;

D-被扭断轴的直径;

45#钢的极限扭矩1125:155MP。a

通过核算证实原材质为45#钢、φ12的轴所承受的扭转应力为t 29.5MPa 0.25, 这说明材质的强度足以承受设计的扭矩, 由此可以判断轴的材质不是轴被扭断的直接因素。进一步分析由于该设备设有扭矩报警装置, 不难推断很大可能是扭矩报警装置失灵造成耙臂过载。

安装在摆线减速器上的转矩限制器是刮泥机的安全装置, 它不仅能保护传动设备, 而且还可避免电动机和传动机构超载。在运转过程中, 传动机构的超载或某些故障, 可能使载荷转矩超过摆线减速机的最大允许转矩, 在这种情况下, 转矩限制器迅速的切断电源, 使设备在预先规定的极限转矩内停止转动。

摆线减速器的环形齿轮套 (10) 可以固定在固定机壳内自由转动, 而制动螺杆 (3) 由衬套 (4) 固定。在机壳上安装的弹簧箱内固定的螺旋弹簧 (7) , 弹簧夹板A (6) 和B (8) 及调节螺栓 (9) 来限制衬套的运动。制动块 (1) 固定到制动螺栓上, 推动设置在开关盒内的限位开关 (见图2) 。

在摆线减速机的操作过程中, 由于环形齿轮套可以固定在机壳内自由转动, 因此作用在低速轴上的负载转矩, 通过相反方向上的摆线齿轮, 传递给环形齿轮套。在正常负荷下, 通过调整调节螺栓用螺旋弹簧的推力作用在衬套上, 使环形齿轮套在固定位置上。当负载转矩增加时, 环形齿轮套的反力, 把制动螺杆衬套推向弹簧夹片A和螺旋弹簧。当负载转矩超过预定转矩时, 制动块推动开关, 立即切断电源。

经进一步解体检查发现, 减速器的末级进入了大量的铁锈碎屑, 是因为油封被磨损、间隙过大, 中心圆筒、伴热线腐蚀产生铁锈, 随着轴的转动从减速器最后一级输出轴间隙处进入减速器内部的, 长期运行进入的铁锈碎屑越来越多, 最终阻止了力矩的传递。摆线减速器的环形齿轮套受力传动到衬套上, 由于环形齿轮套生锈和杂质等被锈死在机架上, 从而作用在齿轮套上的力不能真实的传递到衬套, 导致力矩超过报警值不能正常报警, 沉淀池中污泥积累过多, 减速器长期高负荷运行, 日积月累使机构强度最弱的部位也就是电机轴处断裂。

4 解决措施

针对上述分析, 之所以环形齿轮套失去作用是因为该机器在连续运行三年中油封的老化间隙变大, 外来杂质、铁锈进入壳体内, 这些污物日积月累挤在环形齿轮套和针齿 (11) 之间, 阻碍了齿轮套的运动, 使传递的扭矩远小于实际值, 这是使电机轴断裂的根本因素。我们对机架内的部件进行了清洗, 更换了电机轴 (45钢、正火热处理) , 更化了易损件电机轴承和减速器的偏心轮, 选用了质量优良的油封, 重新加注了润滑油, 并对中心圆筒除锈处理, 并作了刷漆防腐。

该设备自检修结束投入使用已连续运行接近两年, 通过状态检测频谱采集分析结果显示设备运行状态良好, 达到了预期的效果。在运行的两年中我们加大了对设备的维护力度, 定期检查设备输出轴和中心圆筒联接处的腐蚀状况, 及时清理风沙带来的杂质尘土。定期更换和加注润滑油, 放出一少部分油, 能通过观察排放出的废油的混浊度来推断机器里面清洁程度。定期测量机器的振动值和温度, 通过数据的变化能及时发现减速器的运行状况。在员工的共同精心维护下, 机器运行状况良好, 扭矩报警灵敏, 排泥、倒泥等各种工艺操作顺畅, 为整个装置的平稳、健康运行提供了有力的保障。

结束语

在以后的生产实践中, 要充分利用计划检修停工大检修的时间对一些重载荷的重要设备, 有必要进行检查检修, 尽量避免在连续生产中因设备停运而影响正常生产, 做到重要设备重点维护。要科学检修不能只看到表面现象, 要通过现象来查找问题的根源, 从实质上解决问题。加大设备的维护保养工作, 要保证设备运行的外部环境, 要掌握设备的运行状况, 提前发现设备的各种不良症状, 及时作有效处理, 确保装置长周期稳定运行。

参考文献

[1]刘鸿文.材料力学[M].北京:高等教育出版社, 2004, 1.

[2]杨可桢, 程光蕴.机械设计基础[M].北京:高等教育出版社, 1999, 6.