铝电解槽用打壳机的设计过程毕业论文(编辑修改稿)

铝电解槽用打壳机的设计过程毕业论文(编辑修改稿)内容摘要：

3 在 xy 平面的机械臂尺寸 （ 3） 经过计算及绘制草图 ， 可以知道该机械臂的长度尺寸，可以确保机械臂在工作时，机械臂与平台 间 不会发生碰撞。 至 此 ， 机械臂的长度尺 寸以全部确定。 沈阳工业大学 工程学院 本科生毕业设计 （ 论文 ） 9 机械臂的受力分析 机械臂的质量：机械臂 采用 双侧板焊接箱形结构，侧板使用厚度为 10mm的钢板制成，用厚度为 10mm 的钢板焊接成箱形。 材料选用 45号钢。 据 此，机械臂的质量经计算 得 出： 1141 m kg； 机头部分的质量为 ： 5002 m kg。 以下将 分别对机械臂处于最高及最低位置时的情况 进行受力分析。 （ 1） 机械臂处于最高位置时的受力分析 ，如图 34： G 3G 2PG 1F 2F 1Yθ 1φ 图 34 处于最高位置的机械臂 经过计算，图 34 中   ，当   时即可满足工作需要，以 此为基础进行受力分析。 另外， 2G 为机头变幅缸所受 的 重力， kgG 152  ； 3G 为机头部分的 整体质量， kgG 5003  ； 1G 为机械臂的质量。 其位置在以 O 为原 点，水平方向为 X轴，竖直方向为 Y 轴的坐标系中。 其位置坐标 P(x,y)经计算为： 212211212211mmymymymmxmxmx （ 32） 其 中 ： 1m 为 L1 段机械臂的质量 ， 461m kg； 2m 为 L2 段机械臂的质量 ， 682 m kg； )(),( 2211 yxyx 为 L1 与 L2 重心位置 ， 3951x 、 14902 x 、4211y 、 8422 y。 沈阳工业大学 工程学院 本科生毕业设计 （ 论文 ） 10 将以上各数据代入上式，得： 6 446846 8 42684 21469 746846 1 49 0683 9546  yx 根据水平方向受力平衡以及各力对 O 点的弯力矩平衡，列出如下方程组：  o s47s in 21 FF 3212 2 8 3 52 0 1 79 7 44 2 7 GGGF  解此方程组 ， 得： NF 183881  NF 365252  (2)当机械臂处于最低位置时，其受力分析如 图 35： F 2G 1PG2 G 3yF 1x 图 35 处于最低位置的机械臂 与（ 1）中的计算方法相似，首先计算出 P′ (x,y)的坐标位置： x=116 y=102。 根据水平方向的受力平衡以及各力对 O点的力矩相平衡 ， 列出方程组：  o s8s in 21 FF 3212 2 0 8 32 2 4 01 1 6 42 9 3 GGGF  由此方程组解 ， 得： NF 2759211  NF 437972  1F 、 2F 方向如图 35 所示。 沈阳工业大学 工程学院 本科生毕业设计 （ 论文 ） 11 机械臂的强度校核 由机械臂的受力分析可以看出。 机械臂与回转平台铰接位置，即图 31 中B点 在 机械臂处于最低位置时所受力 NF 275921 最大，故校核该点的强度。 根据材料力学中对挤压应力的计算方法，有如下力学公式： [5] ][bsbsbs AP   （ 33） 其 中： ][ bs 为 挤压应力； P 为 外载荷； bsA 为 接触面积。 对该点这类情况 ， 以该点的铰接孔的平面面积代替公式中 bsA ,所得的应力于实际应力相 近 故该公式可以写成： tdPbs （ 34） 其 中 ： t为 侧板厚 度 ， t=10mm； D 为 铰接孔的直径 ， d=50mm。 将以上各数据代入上式，得： ][2765010275921 bsbs M P a   因为 ][ bsbs   ， 所以需要改进该点结构。 改进方法：在 图 32 中 3点装 加 厚圆盘，厚度均为 55mm。 算得 MPabs 42 ， 满足其强度的要求。 在 1L 及 2L 段 中， 2L 段 应进行校核。 作 2L 段的弯矩图 如 图 36： XMGNA BE 图 36机械臂外力及弯 矩 图 沈阳工业大学 工程学院 本科生毕业设计 （ 论文 ） 12 在 图 36 中 N 为 B 点所 的 受力，通过 对 机头变幅缸受力分析 ， 可以得出NN 8850。 另外 NG 680 、 NF 306252  在 BE段内 ： xxNM os1  在 AE 段内 ： 4 8 95 1 8 110)1 6 3 08 1 5(6 0 0 04 5 8 1 32   xxxM 由弯矩图 36 可以看出， A点弯矩最大，为危险截面，故应校核 A点的强度。 弯曲的强度条件为： ][m a xm a x   WM （ 35） 其 中 ： maxM 为 最大弯矩， mNM  7956m a x ； W 为 抗弯截面系数； mbdaH bdaHe )1016016020(2 10)1016016020()(2 6922221    meyHe  3933333231101 4 5 0 3 810)(31)(31  bha e yB e yI Z 对此种箱形结构 ， 其计算方法如 图 37： e2e1a/2bHhB 图 37机械臂的箱形结构 沈阳工业大学 工程学院 本科生毕业设计 （ 论文 ） 13 32m in 104  eyIW Z 机械臂材料选用 45钢 ，其许用应力 ][ 为： 1 3 ~ 3 4 0][  Ss ～ MPa227 将以上各数据代入上式，得： ][ 7956 3m a x    M P a ][ ，故满足强度要求。 刚度校核 将 2L 段机械臂作为一个悬臂梁来计 验算其刚度， 简图如 图 38： GNA 图 38外力分析 将 G和 N合成到 A 点， 如图 39： MANG 图 39 A 点的 受力分析 其中 ： NG 680 ， NN 8850 ， mNM  5 5 48 1 8 0 查阅 文献 可以得到机械臂在此种载荷作用下的变形。 [5] 沈阳工业大学 工程学院 本科生毕业设计 （ 论文 ） 14 M 作用下的端截面的转角 ： EIMl1 在 N 与 G 的合力 P 的作用下 ： EIpl2 22  则 A 点的转角为 ： 0 0 2 4 5 0 3 8101 9 62 1 6 3 02 7 5 9 2 11 6 3 07 9 5 6222 39 2221   EI plMl A 点的挠度 Av （ 36） 0 0 4 3 0 2 Av 液压系统设计 在本次设计的打壳机中，液压系统的主要功能是调整机械臂及机头导轨和冲击器部分的位置，以满足工作要求。 液压系统的作用主要表现在以下方面： （ 1）举升 缸：用来控制机械臂在垂直方向的升降，以带动机头冲击器 完成 清理电解槽底部残渣的工作。 （ 2） 机头变幅缸：用来调整机头与机械臂间的夹角，一方面保障机头冲击器正常完成清理残渣的工作，另一方面在回转过程中保证机头冲击器不会与电解槽槽面发生碰撞。 （ 3） 机头压力缸：为机头冲击器提供压紧力 F，其大小为 10～ 15KN，以确保在工作过程中冲击器对槽底残渣有足够的冲击力。 初步确定液压系统压力为 MPa10 ，以下将详细进行液压系统的设计工作。 沈阳工业大学 工程学院 本科生毕业设计 （ 论文 ） 15 液压缸部分 （ 1） 机头压力缸部分 1） 计算公式： [6] mFdDPDP 4)( 22221  （ 37） 其 中 ： 1P 为 液压缸工作腔， MPaP 101  ； 2P 为 回油腔的压力 ， 当回油路上无阀类阻力直接进入油箱时， 2P 的范围为 ～ MPa 取 MPaP  ；D 为 液压缸内径 ； d 为 活塞杆直径 ， 当活塞杆受压时，应取 d/D=～ ，所以 取 d/D=； F 为 最大外负载 ， KNF 15 ； m 为 液压缸机械故障，一般取 ～。 取 m。 将以上各数据代入上式中， 得 ： )]([ 22  DDD mmD 46 选取 mmD 50 ， mmd 32 的液压缸。 1) 机头压力缸行程的确定： 在课题提供的资料中，电解槽槽底残渣厚度为 300～ 450mm，故压力缸的行程 S 应取 mmS 450 ，以保证在冲击器部分工作的过程中始终能为其提供压紧力。 2) 机头压力缸壁厚  的确定 液压缸缸筒的计算与验算方法有以下的公式 ： [7] 当  D 即 154  时 66 36m a x  PDPpm z x （ 38） 其 中 ： maxP 为 最高允许压力， M PaPP a x  ； P 为 缸筒材料的许沈阳工业大学 工程学院 本科生毕业设计 （ 论文 ） 16 用应力 ， 选安全系数 n 计算出 M Pansp 136 。 将以上各数据代入上式，得： 66 36m a x  PDPpm z x 缸筒材料使用 45钢，其 MPas 340。 根据以上计算，选取液压缸臂 厚 mm5。 3) 缸筒 壁 厚的验算： 液压缸的额定压力值应低于一定的极限值，保证工作安全。 21221 )(D DDP sn   （ 39） 其 中 ： 1D 为 缸筒外径 ， mmD 601 。 将以上各数据代入上式，得： M P aP n 10)5060(103 4 62 6226    为避免缸筒在工作时发生塑性变形 ,液压缸额定压力 nP 值应与塑 性变形压力值有一定的比例范围 ： (nP ～ PLP) M P aDDP sPL 62lo 1  。 所以 nP ～。 根据以上的验算可以看出，当系统压力为 MPa10 时， nP 值处于安全范围内。 4) 活塞杆的强度计算 当活塞杆端和负载的连接点到液压缸的支承点间的距离 10(BL ～ d)15时，活塞杆须进行弯曲稳定性验算，其公式如下： 沈阳工业大学 工程学院 本科生毕业设计 （ 论文 ） 17 222BK LKEJF  （ 310） 其 中： E 为 活塞杆材料弹性模数 ； J 为 活塞杆横截面惯性矩。 6434 103 0 )1032(   dJ  ； K 为 安全及导向系数 ， 1K。 将以上各数据代入上式，得： KNF K 4 7 103 0 0 22 692   KKnFF。