礦車輪對拆卸機(jī)構(gòu)的設(shè)計

1、精選文檔礦車輪對拆卸機(jī)構(gòu)的設(shè)計1 緒論礦車輪對拆卸機(jī)是礦車檢修成套設(shè)備之一，是一種針對礦車輪對修理的機(jī)械設(shè)備。就現(xiàn)階段，礦車輪對的修理主要靠工人來進(jìn)行，不僅工效低，而且勞動強度大，修理效果差。設(shè)計一臺專用拆卸機(jī)，不僅可以提高工作效率，降低企業(yè)的成本，而且可以大大地減輕工人的勞動強度。目前，對礦車輪對拆卸機(jī)的爭辯幾乎是空白的，在網(wǎng)上也很難見到有關(guān)這方面爭辯的消息，只有中國礦業(yè)高校對其有所爭辯。礦車輪是煤礦運輸機(jī)械中的易損部件，礦車輪對在使用一段時間之后必需進(jìn)行拆卸修理，以提高它的使用壽命。隨著煤礦產(chǎn)業(yè)的不斷壯大，傳統(tǒng)的手工拆卸已不能滿足生產(chǎn)的要求，對礦車輪對拆卸機(jī)的設(shè)計改進(jìn)是勢在必行的。隨著科學(xué)

2、技術(shù)的不斷進(jìn)展，礦車輪對拆卸機(jī)的進(jìn)展也會越來越快，必定會朝著高性能、高精度、高速度、高柔性化和模塊化方向進(jìn)展。但最主要的進(jìn)展趨勢就是接受“PC運動把握器”的開放式數(shù)控系統(tǒng)，它不僅具有信息處理力量強、開放程度高、運動軌跡把握精確、通用性好等特點，而且還從很大程度上提高了現(xiàn)有加工制造的精度、柔性和應(yīng)付市場需求的力量。2 設(shè)計任務(wù)書這次設(shè)計主要對礦車輪對拆卸機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計。通過查閱相關(guān)資料和細(xì)致的思考，初步確定了以下三個礦車輪對的拆卸方案：方案一：輪蓋和螺栓的拆卸由人工利用搬手等工具進(jìn)行拆卸，輪子的拆卸通過在軸下塹一支承，靠近輪對處設(shè)一擋塊，通過人力敲擊來完成拆卸。方案二：輪蓋和螺栓的拆卸同方案一，輪

3、對的拆卸通過在工作臺上安裝一機(jī)械手夾緊軸，在左端設(shè)計一卸輪鉤將輪子鉤住（卸輪鉤的開合都由液壓驅(qū)動），利用液壓缸頂出來實現(xiàn)。工作臺的移動通過電機(jī)供應(yīng)動力經(jīng)過齒輪減速，驅(qū)動滾珠絲杠動力來完成。方案三：輪蓋的拆卸同方案一，螺栓的拆卸通過減速電機(jī)帶動導(dǎo)筒的轉(zhuǎn)動來完成。輪對的拆卸通過在工作臺上安裝形塊來支承和夾緊（手動）輪對，并在左端設(shè)計一卸輪鉤將輪子鉤住，利用液壓缸將軸頂出完成拆卸。工作臺的移動通過電機(jī)供應(yīng)動力經(jīng)過齒輪減速，驅(qū)動絲桿螺母運動來實現(xiàn)。依據(jù)題目要求綜合比較以上三個方案，方案三為最優(yōu)方案。由于輪蓋的拆卸通過人工方式，所以在此機(jī)構(gòu)設(shè)計中只考慮螺母和輪對的拆卸。為了使結(jié)構(gòu)更加清楚，將其分為螺母拆

4、卸機(jī)構(gòu)、卸車輪機(jī)構(gòu)、輪對固定裝置和液壓系統(tǒng)四個部份。3 設(shè)計計算說明書3.1 螺母拆卸機(jī)構(gòu)3.1.1 減速機(jī)的選擇通常規(guī)定，擰緊后螺紋聯(lián)接件的預(yù)緊力不得超過其材料的屈服極限的80%。螺栓的制造材料為45鋼，故式中：螺栓材料的屈服極限，螺栓危急截面的面積， 取 5539N由機(jī)械原理可知，擰緊力矩T等于螺旋副間的摩擦阻力矩和螺母環(huán)形端面與被聯(lián)接件支承面間的摩擦阻力矩之和，即 （1）螺旋副間的摩擦力矩為 （2）螺母與支承面間的摩擦力矩為 （3）將式（2）、（3）代入式（1），得 （4）對于M10M64粗牙一般螺紋的鋼制螺栓，螺紋升角；螺紋中徑；螺旋副的當(dāng)量摩擦角（f為摩擦系數(shù)，無潤滑時）；螺栓孔直徑

5、；螺母環(huán)形支承面的外徑；螺母與支承面間的摩擦系數(shù)。將上述各參數(shù)代入式（4）整理后可得 46.53N.m依據(jù)以上計算，減速電機(jī)選用上海良精傳動機(jī)械有限公司生產(chǎn)的微型擺線針輪減速機(jī)，型號為：WD-WD100。3.1.2 導(dǎo)筒的設(shè)計螺母的外形和尺寸如圖3-1所示：圖3-1螺母外形由于拆卸此螺母不需要特殊大的力，所以直接選用導(dǎo)筒的材料為45鋼，外形和尺寸如圖3-2所示：圖3-2(a) 導(dǎo)筒的外形和尺寸 圖3-2(b) 導(dǎo)筒的外形和尺寸3.1.3 拆卸螺母夾持力計算依據(jù)3.1.1中的計算結(jié)果，拆卸螺母所需的扭矩為46.53N.m。要想在拆卸過程中，輪對不隨著螺母轉(zhuǎn)動，夾持力所產(chǎn)生的阻力應(yīng)大于拆卸螺母的力

6、矩。此夾持機(jī)構(gòu)是接受兩V形塊組合，利用螺栓固定。初選螺紋聯(lián)接為M12，代入式(1)得 5108N車輪和軸總重為59.3kg,V形塊開槽夾角為,軸的直徑為d為60mm。所以下V形塊開槽每面受力為: =4022.83N上V形塊開槽每面受力為: =3611夾持力矩為: 所以此夾持力能夠滿足要求。3.2 卸車輪機(jī)構(gòu)這部分主要包括拆卸力的計算、卸輪鉤的設(shè)計以及箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計。3.2.1 拆卸力的計算 計算最大過盈量依據(jù)軸承與軸的裝配圖可知，軸承與軸的協(xié)作是； 所以最大過盈量 計算拆卸力1) 計算零件不產(chǎn)生塑性變形所允許的最大壓強依據(jù)參考文獻(xiàn)2表6.4-2公式得包涵件： 被包涵件： 式中：查參考文獻(xiàn)345

7、鋼ZG270500的屈服強度為280Mpa 查參考文獻(xiàn)3軸承外圈軸承鋼的屈服強度為1670Mpa2）計算零件不產(chǎn)生塑性變形所允許的最大過盈查參考文獻(xiàn)5表6.4-2，按公式計算式中：取上面二值中小者查參考文獻(xiàn)5表6 .4-4取45鋼和軸承鋼的彈性模量為查參考文獻(xiàn)5表6 .4-4取45鋼和軸承鋼的泊松比為所以 3）計算最大拆卸力查參考文獻(xiàn)5表6.4-2，按以下公式計算 (5)式中：最大過盈的協(xié)作面壓強為 (6)查參考文獻(xiàn)5表6.4-3鋼與鑄鋼摩擦因數(shù)u為0.11考慮到車輪運行工作環(huán)境惡劣，同時生銹使拆卸力大大增加，故取3.2.2 卸輪鉤的設(shè)計 內(nèi)力分析初選鉤的材料為45鋼,截面高度和寬度都為30m

8、m,查參考文獻(xiàn)3得其許用應(yīng)力。卸輪鉤的受力簡圖3所示:在載荷F作用下,梁在平面內(nèi)發(fā)生對稱彎曲,彎矩矢量平行于y軸,將其用表示,彎矩如圖4所示:在畫彎矩圖時,將與彎矩相對應(yīng)的點,畫在該彎矩所在橫截面彎曲時受壓的一側(cè).由以上分析可知,卸輪鉤的彎曲拐角處的截面A為危急截面,該截面的彎矩為 (7)圖3-3 卸輪鉤受力簡圖 應(yīng)力分析如圖3-5所示: 在彎矩作用下，最大彎曲拉應(yīng)力與最大彎曲壓應(yīng)力,則分別發(fā)生在截面的de與fa邊緣各點外。 強度校核在上述各點處,彎曲切應(yīng)力均為零,該處材料處于單向應(yīng)力狀態(tài),所以,強度條件為 (8)由上述計算可知,卸輪鉤的彎曲強度符合要求。依據(jù)礦車輪對的具體外形和生產(chǎn)現(xiàn)場的具體

9、狀況,將卸輪鉤與輪對相協(xié)作的部份設(shè)計成向內(nèi)彎曲30度,以便卸輪鉤和礦車輪對之間更好的協(xié)作和自鎖。圖3-4 在載荷F作用下的彎矩圖 固定銷的選擇1) 圓柱銷圓柱銷主要用于定位，也可用于聯(lián)接，但只能傳遞不大的載荷。銷孔應(yīng)配鉸制，不宜多次拆裝。內(nèi)縲紋圓柱銷(B型)有通氣平面，適用于盲孔。縲紋圓柱銷常用于精度要求不高的場合。彈性圓柱銷具有彈性，裝配后不易松脫。對銷孔的精度要求較低，可不鉸制，互換性好，可多次拆卸。因剛性較差，不適于高精度定位。2) 圓錐銷圓錐銷有1:50的錐度，便于安裝。其定位精度比圓柱銷高，主要用于定位，也可以用來固定零件，傳遞動力，多用于經(jīng)常拆卸的場合。內(nèi)縲紋圓錐銷用于盲孔；縲尾圓

10、錐銷用于拆卸困難處；開尾圓錐銷在打入銷孔后，末端可稍張開，以防松脫，可用于有沖擊、振動的場合。3) 銷軸、帶孔銷用于鉸接處并用開口銷鎖定，拆卸便利。依據(jù)比較和設(shè)計的要求，選用圓柱銷。初選銷的材料為45鋼，許用切應(yīng)力。 (9)橫向力:F=30614N銷的許用剪應(yīng)力:.銷的個數(shù):Z=2所以:解得:查參考文獻(xiàn)3表3-3-40取d=16mm.圖3-5 彎矩分析3.2.3 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計礦車輪對拆卸機(jī)的箱體,其功能主要是包涵和支承傳動機(jī)構(gòu), 為設(shè)計加工便利通常把箱體設(shè)計成矩形截面六面體，接受焊接結(jié)構(gòu)，材料為Q235-A。為滿足強度要求依據(jù)參考文獻(xiàn)5表9.2-38取箱體的壁厚為10mm。其結(jié)構(gòu)簡圖如圖3-6

11、所示。3.3 輪對固定裝置此裝置包括裝夾部分、旋轉(zhuǎn)部分和移動部分。裝夾部分由形塊來定位和夾緊，旋轉(zhuǎn)部分由軸和軸承的協(xié)作來實現(xiàn)。移動部分由電動機(jī)供應(yīng)動力，經(jīng)過齒輪減速，帶動絲桿螺母的運動來實現(xiàn)。3.3.1 V形塊的選擇礦車輪對軸的直徑為60mm,查機(jī)床夾具設(shè)計手冊第三版表2-1-26得V形塊的主要尺寸，見表3-1。圖3-6 箱體外形圖3.3.2 旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)設(shè)計設(shè)計此旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的目的是為了拆卸完一邊的車輪后，讓其旋轉(zhuǎn)，以便拆卸另一個車輪。此機(jī)構(gòu)受力主要為礦車輪對及其自身的重力，為削減阻力，將其設(shè)計成一圓盤外形，將一軸和圓盤鑄為一體，在軸的下方裝上軸承。由于此軸承主要承受軸向力，經(jīng)過查閱相關(guān)資料，最終打

12、算選用一對圓錐滾子軸承協(xié)作使用，其軸承代號為30206。表3-1 V形塊的主要尺寸NKLBHAbldhr基本尺寸極限偏差55100403576161920128+0.0151118102223.3.3 移動機(jī)構(gòu)的設(shè)計 工作臺的設(shè)計1) 主要設(shè)計參數(shù)及依據(jù)本設(shè)計工作臺的參數(shù)定為：（1） 工作臺行程： 300mm（2） 工作臺最大尺寸（長×寬×高）：500×320×100mm（3） 工作臺最大承載重量：120Kg（4） 脈沖當(dāng)量：0.001mm/pluse（5） 進(jìn)給速度：60毫米/min（6） 表面粗糙度：0.81.6（7） 設(shè)計壽命：15年2）工作臺部件

13、進(jìn)給系統(tǒng)受力分析因礦車輪對拆卸機(jī)在拆卸過各中只受橫向的拆卸力,因此可以認(rèn)為在加工過程中沒有外力負(fù)載作用。工作臺部件由工作臺、中間滑臺、底座等零部件組成,各自之間均以滾動直線導(dǎo)軌副相聯(lián),以保證相對運動精度。設(shè)下底座的傳動系統(tǒng)為橫向傳動系統(tǒng)，即X向，上導(dǎo)軌為縱向傳動系統(tǒng)，即Y向。一般來說,礦車輪對拆卸機(jī)的滾動直線導(dǎo)軌的摩擦力可忽視不計,但絲杠螺母副,以及齒輪之間的滑動摩擦不能忽視,這些摩擦力矩會影響電機(jī)的步距精度。另外由于實行了一系列的消隙、預(yù)緊措施,其產(chǎn)生的負(fù)載波動應(yīng)把握在很小的范圍。3) 初步確定工作臺尺寸及估算重量初定工作臺尺寸(長×寬×高度)為:600×400

14、×55mm，材料為HT200，估重為625N (W1)。設(shè)中托座尺寸(長×寬×高度)為:440×520×90mm，材料為HT200，估重為250N（W2）。另外估量其他零件的重量約為250N (W3)。加上工件最大重量約為120Kg（1176N）(G)。則下托座導(dǎo)軌副所承受的最大負(fù)載W為:W=W1+W2+W3+G665+250+250+11762301N 絲桿螺母副的設(shè)計由于在本設(shè)計中對縲旋傳動的精度和效率要求不高，故接受選用結(jié)構(gòu)簡潔，便于制造，易于自鎖，摩擦阻力相對較大，傳動效率和傳動精度較低的的滑動螺旋。1) 耐磨性計算滑動螺旋的磨損與螺紋

15、工作面上的壓力、滑動速度、螺紋表面粗糙度以及潤滑狀態(tài)等因素有關(guān)。其中最主要的是螺紋工作面上的壓力，壓力越大，螺旋副間越簡潔形成過度磨損。因此，滑動螺旋的耐磨性計算，主要是限制螺紋工作面上的壓力p,使其小于材料的許用壓力p。估算作用于螺桿上的軸向力為F=3000N，依據(jù)參考文獻(xiàn)3P93式(5-46)有 式中p為材料的許用壓力,單位為,見參考文獻(xiàn)3表5-12；值一般取1.23.5。對于整體螺母，由于磨損后不能調(diào)整間隙，為使受力分布比較均勻，螺紋工作圈數(shù)不宜過多，故取對于剖分螺母和兼作支承的螺母，可?。恢挥袀鲃泳容^高，載荷較大，要求壓壽命較長時，才允許取。這里取。所以0.01m10mm考慮到整個系

16、統(tǒng)的剛度和穩(wěn)定性，取36mm。2) 螺桿的穩(wěn)定性計算對于長徑比大的受壓螺桿，當(dāng)軸向壓力F大于某一臨界值時，螺桿就會突然發(fā)生側(cè)向彎曲而丟失其穩(wěn)定性。因此，在正常狀況下，螺桿承受的軸向力F(單位為N)必需小于臨界載荷（單位為N）。則螺桿的穩(wěn)定性條件為 (10)式中：螺桿穩(wěn)定性的計算平安系數(shù)。螺桿穩(wěn)定性平安系數(shù)，對于傳力螺旋（如起重螺桿等），3.55.0；對于傳導(dǎo)螺旋，2.54.0；對于精密螺桿或水平螺桿，>4。此機(jī)構(gòu)中取3.5。螺桿的臨界載荷，單位為N；依據(jù)螺桿的柔度值的大小選用不同的公式計算，。此處，為螺桿的長度系數(shù)，見參考文獻(xiàn)3表5-14，這里取0.50；為螺桿的工作長度，單位為mm；螺

17、桿兩端支承時取兩支點間的距離為工作長度,螺桿一端以螺母支承時以螺母中部到另一端支點的距離作為工作長度；為螺桿危急截面的慣性半徑，單位為mm；若螺桿危急截面面積，則。臨界載荷可按歐拉公式計算，即 (11)式中：E螺桿材料的拉壓彈性模量，單位為，E=2.06； I螺桿危急截面的慣性矩，I=，單位為。則： =20606131 = =6868所以此螺桿強度符合要求。 直線滾動導(dǎo)軌的選型導(dǎo)軌主要分為滾動導(dǎo)軌和滑動導(dǎo)軌兩種， 直線滾動導(dǎo)軌有著廣泛的應(yīng)用。相對一般拆卸機(jī)所用的滑動導(dǎo)軌而言，它有以下幾方面的優(yōu)點：1) 定位精度高直線滾動導(dǎo)軌可使摩擦系數(shù)減小到滑動導(dǎo)軌的1/50。由于動摩擦與靜摩擦系數(shù)相差很小，

18、運動機(jī)敏，可使驅(qū)動扭矩削減90%，因此，可將拆卸機(jī)定位精度設(shè)定到超微米級。2) 降低拆卸機(jī)造價并大幅度節(jié)省電力接受直線滾動導(dǎo)軌的拆卸機(jī)由于摩擦阻力小，特殊適用于反復(fù)進(jìn)行起動、停止的往復(fù)運動，可使所需的動力源及動力傳遞機(jī)構(gòu)小型化，減輕了重量，使拆卸機(jī)所需電力降低90%，具有大幅度節(jié)能的效果。3) 可提高拆卸機(jī)的運動速度直線滾動導(dǎo)軌由于摩擦阻力小，因此發(fā)熱少，可實現(xiàn)拆卸機(jī)的高速運動，提高拆卸機(jī)的工作效率2030%。4) 可長期維持拆卸機(jī)的高精度對于滑動導(dǎo)軌面的流體潤滑，由于油膜的浮動，產(chǎn)生的運動精度的誤差是無法避開的。在絕大多數(shù)狀況下，流體潤滑只限于邊界區(qū)域，由金屬接觸而產(chǎn)生的直接摩擦是無法避開的

19、，在這種摩擦中，大量的能量以摩擦損耗被鋪張掉了。與之相反，滾動接觸由于摩擦耗能小滾動面的摩擦損耗也相應(yīng)削減，故能使直線滾動導(dǎo)軌系統(tǒng)長期處于高精度狀態(tài)。同時，由于使用潤滑油也很少，大多數(shù)狀況下只需脂潤滑就足夠了，這使得在拆卸機(jī)的潤滑系統(tǒng)設(shè)計及使用維護(hù)方面都變的格外簡潔了。所以在結(jié)構(gòu)上選用： 開式直線滾動導(dǎo)軌。參照南京工藝裝備廠的產(chǎn)品系列，型號: 選用GGB型四方向等載荷型滾動直線導(dǎo)軌副。具體型號選用GGB20BA2P，2320-4 圖3-7導(dǎo)軌電機(jī)及其傳動機(jī)構(gòu)的確定1)電機(jī)的選用(1) 脈沖當(dāng)量和步距角已知脈沖當(dāng)量為1m/STEP，而步距角越小，則加工精度越高。初選為0.36o/STEP（二倍細(xì)

20、分）。(2) 電機(jī)上起動力矩的近似計算:M=M1+ M 2式中: M為絲杠所受總扭矩Ml為外部負(fù)載產(chǎn)生的摩擦扭矩，有:M1=Fa×d/2×tg（+）=92×0.025/2×tg（2.91+0.14）=0.062N·mM2為內(nèi)部預(yù)緊所產(chǎn)生的摩擦扭矩，有：M2=K×Fao×Ph/2式中: K預(yù)緊時的摩擦系數(shù)，0.10.3 Ph導(dǎo)程，4cmFao預(yù)緊力，有：Fao=Fao1+Fao2取Fao1=0.04×Ca=0.04 ×1600=640NFao2為軸承的預(yù)緊力，軸承型號為6004輕系列，預(yù)緊力為Fao2130

21、N。故 M2=0.2×(640+130) ×0.004/2=0.098 N·m齒輪傳動比公式為：i=× Ph /(360×p)，故電機(jī)輸出軸上起動矩近似地可估算為：Tq=M/i=360×M×p /××Ph式中: p =lm/STEP=0.0001cm/STEP；M= M1+ M 2= 0.16N=0.36o/STEPq=0.85Ph0.4cm0.953則 Tq=360×0.16×0.0001/(3.6×0.85×0.4)=0.4 N·m 因Tq/TJM=0

22、.866(由于電機(jī)為五相運行)。則電機(jī)最大靜轉(zhuǎn)矩TJM=Tq/0.866=0.46 N·m 確定電機(jī)最高工作頻率參考有關(guān)礦車輪對拆卸機(jī)的資料,可以知道電機(jī)最高工作頻率不超過1000Hz。依據(jù)以上爭辯并參照樣本,確定選取M56853S型電機(jī)該電機(jī)的最大靜止轉(zhuǎn)矩為0.8 N·m，轉(zhuǎn)動慣量為235g/cm2 齒輪傳動機(jī)構(gòu)的確定1) 傳動比的確定要實現(xiàn)脈沖當(dāng)量lm/STEP的設(shè)計要求，必需通過齒輪機(jī)構(gòu)進(jìn)行分度，其傳動比為：i=× Ph /(360×p)式中Ph為絲杠導(dǎo)程，為步距角，p為脈沖當(dāng)量;依據(jù)前面選定的幾個參數(shù)，傳動比為：i=× Ph /(360

23、×p)=0.36×4/360×0.001=4:1=Z2/Z1依據(jù)結(jié)構(gòu)要求,選用Z1為30，Z2為120 。2) 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)令輸入功率為10kW,齒輪轉(zhuǎn)速,齒數(shù)比u=4,工作壽命為15年。按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。礦車輪對拆卸機(jī)是一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）。查3中189頁表10-1。小齒輪材料為45Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS,大齒輪的材料選用45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，其材料硬度相差40HBS。取齒輪齒數(shù) =24，齒條齒數(shù)=96。3) 按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計公式進(jìn)行計算，即 (12)(

24、1) 確定公式內(nèi)的各計算參數(shù)a 試選用載荷系數(shù)=1.3。b 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 c 由3中201頁表10-7選取齒寬系數(shù)=1。d 由3中198頁表10-6查得材料的彈性系數(shù)。e 由3中207頁圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲憊強度極限，齒條的接觸疲憊強度極限。f 由依據(jù)應(yīng)力循環(huán)次數(shù) g 由3中203頁圖10-19查得接觸疲憊壽命系數(shù)：，。 h 計算接觸疲憊許用應(yīng)力取失效概率為1，平安系數(shù)S=1，得 (2) 計算a 試計算齒輪的分度圓，代入中較小的值b 計算圓周速度vc 計算齒寬d 計算齒寬和齒高之比b/h模數(shù)：齒高： e 計算載荷系數(shù)依據(jù)v=3.29m/s，7級精度，由3中192頁

25、圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.12；直齒輪，假設(shè)。由3表103查得由3190頁表10-2查得兩段的齒輪的使用系數(shù)，由3194頁表10-4查得7級精度、齒輪相對支承對稱布置時，將數(shù)據(jù)代入后得 由b/h=10.67,=1.423，查3195頁圖10-13得=1.35，故載荷系數(shù) f 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式可得g 計算模數(shù)4)按齒根彎曲強度設(shè)計設(shè)計計算公式 (13)(1) 確定計算公式內(nèi)的各計算參數(shù)a 由3204頁圖10-20c查得齒輪的彎曲疲憊強度極限；齒條的彎曲疲憊強度極限；b 由3202頁圖10-18查得彎曲疲憊壽命系數(shù)，；c 計算彎曲疲憊許用應(yīng)力取彎曲疲憊平安系數(shù)S=

26、1.4，由下式得d 計算載荷系數(shù)K e 查取齒形系數(shù)由3197頁表10-5查得，；f 查取應(yīng)力校正系數(shù)由3197頁表10-5可查得，；g 計算大小齒輪的并加以比較對由上式可得齒條的數(shù)值較大。(2) 設(shè)計計算此計算結(jié)果，由齒面接觸疲憊強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲憊強度計算的模數(shù)，由于齒輪的模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所打算的承載力量，而齒面接觸疲憊強度所打算的承載力量，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.64并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2;按接觸強度算得的分度圓直徑,算出小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù)：取這樣的齒輪傳動，既滿足齒面接觸疲憊強度，又滿足齒根彎曲疲憊強度，而且做到了結(jié)構(gòu)緊湊，避開鋪

27、張。5) 幾何尺寸計算(1) 計算分度圓直徑(2) 計算中心距 (3) 計算齒輪寬度取 。6）驗算 ，合適。 電機(jī)慣性負(fù)載的計算由資料知，礦車輪對拆卸機(jī)的負(fù)載可以認(rèn)為是慣性負(fù)載。機(jī)械機(jī)構(gòu)的慣量對運動特性有直接的影響。不但對加速力量、加速時驅(qū)動力矩及動態(tài)的快速反應(yīng)有關(guān)，在開環(huán)系統(tǒng)中對運動的平穩(wěn)性也有很大的影響，因此要計算慣性負(fù)載。限于篇幅，在此僅對進(jìn)給系統(tǒng)的負(fù)載進(jìn)行計算。慣性負(fù)載可由以下公式進(jìn)行計算：JD=J0+J1+(Zl/Z2)（J2J3）+ J4 (Vm/D)2×mn式中： JD為整個傳動系統(tǒng)折算到電機(jī)軸上的慣性負(fù)載。J0為電機(jī)轉(zhuǎn)子軸的轉(zhuǎn)動慣量eJ1為齒輪Zl的轉(zhuǎn)動慣量J2為齒輪

28、Z2的轉(zhuǎn)動慣量J3為齒輪Z3的轉(zhuǎn)動慣量mn為系統(tǒng)工作臺質(zhì)量Vm為工作臺的最大移動速率D為折算成單軸系統(tǒng)電動機(jī)軸角速度各項計算如下：已知J00忽視不計， mn=112.5Kg齒輪慣性轉(zhuǎn)矩計算公式：J=2m=2G/g其中為回轉(zhuǎn)半徑G為轉(zhuǎn)件的重量滾珠絲杠的慣性矩計算公式：J=RLD/32最終計算可得：J10.1×10-3Kg. m2J21.32×10-3Kg. m2J32.98×10-4Kg. m2J41.14×10-5Kg. m2Vm=12 m/sD=2 rad/sJD=J0+J1+(Zl/Z2)（J2J3）+ J4 (Vm/D)2×mn=17.3

29、 Kg. cm2此值為近似值此值小于所選電機(jī)的轉(zhuǎn)動慣量。 傳動系統(tǒng)剛度的爭辯礦車輪對拆卸機(jī)工作臺其實為一進(jìn)給傳動系統(tǒng)，其傳動系統(tǒng)的剛度可依據(jù)不消滅摩擦自振或保證微量進(jìn)給靈敏度的條件來確定。1) 依據(jù)工作臺不消滅爬行的條件來確定傳動系統(tǒng)的剛度傳動系統(tǒng)中的當(dāng)量剛度K或當(dāng)扭轉(zhuǎn)剛度C主要由最終傳動件的剛度K0或C0打算的，在估算時，取K=K0，C=C0對絲杠傳動,其變形主要包括：(1) 絲杠拉壓變形(2) 扭轉(zhuǎn)變形(3) 絲杠和螺母的螺紋接觸變形及螺母座的變形。(4) 軸承和軸承座的變形。在工程設(shè)計和近似計算時，一般將絲杠的拉壓變形剛度的三分之一作為絲杠螺母副的傳動剛度K0，依據(jù)支承形式(一端固定，一

30、端絞支)可得K0=EF/3L*10 -3(Kgf/mm)式中： E2.06×10 -4(Kgf/ mm 2)F754.8mm 2 LLs250 mm則 K02.06×10 754.8/(3×250)×10=20.73Kgf/mm=203.2N/mm傳動系統(tǒng)剛度較大，可以滿足要求。2) 依據(jù)微量進(jìn)給的靈敏度來確定傳動系統(tǒng)剛度此時傳動系統(tǒng)的剛度應(yīng)滿足：KF0/式中 K傳動系統(tǒng)當(dāng)量剛度F0 部件運動時的靜摩擦力N 正壓力,N=W/g=230kgfF 靜摩擦系數(shù)，取0.003-0.004 則F0=230×0.004=0.92KGF 部件調(diào)整時，所需的最

31、小進(jìn)給量，A=0.5p=0.5m/STEP即滿足微量進(jìn)給要求的傳動系統(tǒng)剛度為:KF0/0.92/0.51.84Kgf/mm結(jié)合上述傳動系統(tǒng)剛度的爭辯可知滿足微量進(jìn)給靈敏度所需要的剛度較小，可以達(dá)到精度要求。3.3.4 卸輪后傾覆力的計算三V形塊之間的距離為50mm，V形塊的寬度為55mm，輪對總長為700mm，每個輪子的重量為22.4kg，軸的重量為14.5kg。輪子被拆卸后，輪對會向未拆卸的輪子一邊傾覆，必需有足夠的力來防止這個傾覆力?，F(xiàn)以靠近未拆卸輪子一邊的V形塊為支承點進(jìn)行分析。傾覆力矩： =61030反傾覆力矩：430205所以拆卸后輪對不會傾覆。4 液壓系統(tǒng)的設(shè)計依據(jù)現(xiàn)場考察和理論分

32、析，礦車輪對拆卸機(jī)擬接受缸筒固定的液壓缸收縮、伸展來完成拆卸的運動。其循環(huán)要求為：快進(jìn)、工進(jìn)、快退。依據(jù)實際生產(chǎn)效率需求分析取液壓缸快進(jìn)速度為7mm/s，工進(jìn)速度為1mm/s，快退速度為7mm/s。液壓缸快進(jìn)時所受外負(fù)載即為其自身的慣性力，在此相對較小可以忽視不計；工進(jìn)的外負(fù)載即為拆卸力，在此依據(jù)前面計算結(jié)果為30614N，液壓缸的外負(fù)載即為彈簧產(chǎn)生的彈簧力。4.2 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 4.2.1 選擇液壓回路 主回路和動力源由工況分析可知，液壓系統(tǒng)在快進(jìn)階段，負(fù)載壓力較低，流量較大，且持續(xù)時間較短；而系統(tǒng)在工進(jìn)階段，負(fù)載壓力較高，流量較小，持續(xù)時間長。同時考慮到在拆卸中負(fù)載變化所引起的運動波

33、動較大，為此，接受回油節(jié)流調(diào)速閥節(jié)流調(diào)速回路。這樣，可保證拆卸運動的平穩(wěn)性。為便利實現(xiàn)快進(jìn)、工進(jìn)，在此接受液壓缸差動連接回路。這樣，所需的流量較小，從簡潔經(jīng)濟(jì)觀點，此處選用單定量泵供油。 由于上已選節(jié)流調(diào)速回路，系統(tǒng)必定為開式循環(huán)方式。 主液壓缸換向與速度換接回路為盡量提高拆卸過程中的自動化程度，同時考慮到系統(tǒng)壓力流量不是很大，選用三位四通“Y”型中位機(jī)能的電磁滑閥作為系統(tǒng)的主換向閥。選用二位三通的電磁換向閥實現(xiàn)差動連接。通過電氣行程開關(guān)把握換向閥電磁鐵的的通斷電即可實現(xiàn)自動換向和速度換接。 壓力把握回路在泵的出口并聯(lián)一先導(dǎo)式溢流閥，實現(xiàn)系統(tǒng)定壓溢流，同時在該溢流閥的遠(yuǎn)程把握口連接一個二位二通

34、的電磁換向閥，以便一個工作循環(huán)結(jié)束后，等待裝卸工件時，液壓泵卸載，并便于液壓泵空載下快速啟動。 4.2.2 組成液壓系統(tǒng)在回路初步選定的基礎(chǔ)上，只要再添加一些必要的幫助回路便可組成完整的液壓系統(tǒng)了。例如：在液壓泵進(jìn)油口（吸油口）設(shè)置一過濾器；出口設(shè)一壓力表及壓力表開關(guān)，以便觀測泵的壓力。經(jīng)整理的液壓系統(tǒng)如圖4-1所示：圖4-1液壓系統(tǒng)圖4.3 液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件 4.3.1 液壓缸主要尺寸的確定1）初選工作壓力P工作壓力P可依據(jù)負(fù)載的大小及機(jī)器的類型來初步確定，現(xiàn)參閱手冊表23.4-2和表23.4-3，初選液壓缸工作壓力為4Mpa 。2）計算主液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿的直徑d由工況分析得

35、液壓缸最大負(fù)載為30614N，按參考文獻(xiàn)1表23.4-4取背壓力=0.5Mpa，按表23.4-6和24.4-5取，按參考文獻(xiàn)123.4-18公式得 (14)查參考文獻(xiàn)1表23.4-7，將液壓缸內(nèi)徑圓整為標(biāo)準(zhǔn)系列直徑D=100mm。查參考文獻(xiàn)1表23.4-8，將液壓缸活塞缸直徑圓整為標(biāo)準(zhǔn)系列直徑d=55mm。3）按最低工進(jìn)速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度由參考文獻(xiàn)2公式2-4可得 (15)式中是由產(chǎn)品樣本查得GE系列節(jié)流閥的最小穩(wěn)定速度為0.05L/min本設(shè)計中節(jié)流閥安裝在回油路上，故液壓缸節(jié)流腔有效工作面積應(yīng)選液壓有桿腔的本設(shè)計中節(jié)流閥安裝在回油路上，故液壓缸節(jié)流腔有效工作面積應(yīng)選液壓有桿腔的實

36、際面積，即可見上述不等式能滿足，液壓缸能達(dá)到所需的低速。4）計算在各工作階段液壓缸所需要的流量 5）確定液壓泵的流量、壓力和選擇泵的規(guī)格(1) 泵的工作壓力的確定考慮到正常工作中進(jìn)油管路有肯定的壓力損失，所以泵的工作壓力為式中：液壓泵最大工作壓力 執(zhí)行元件最大工作壓力 進(jìn)油管路中的壓力損失，初算簡潔系統(tǒng)可取0.2 0.5Mpa，簡單系統(tǒng)取0.5 1.5Mpa，本設(shè)計取0.5Mpa上述計算所得的是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，考慮到系統(tǒng)在各種工況的過渡階段消滅的動態(tài)壓力往往超過靜態(tài)壓力。另外考慮到肯定的壓力貯備量，并確保泵的壽命，因此選泵的額定壓力應(yīng)滿足。中低系統(tǒng)取小值，高壓系統(tǒng)取大值。在本設(shè)計中取(2) 泵

37、流量的確定液壓泵的最大流量應(yīng)為式中：液壓泵的最大流量； 同時動作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值。假如這時溢流閥正進(jìn)行工作，尚需加溢流閥的最小流量23L/min 系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取=1.11.3，現(xiàn)取=1.2所以 (3) 選擇液壓泵的的規(guī)格依據(jù)以上算得的和，再查閱有關(guān)手冊，現(xiàn)選用限壓式定量葉片泵，該泵的基本參數(shù)為：每轉(zhuǎn)排量，泵的額定壓力，電動機(jī)轉(zhuǎn)速，驅(qū)動功率為1.5KW，總效率為0.7，重量為5.3Kg(4) 選擇與液壓相匹配的電動機(jī)首先分別算出快進(jìn)工進(jìn)等各階段的的功率，取最大者作為選擇電動機(jī)規(guī)格的依據(jù)。由于快進(jìn)時的外負(fù)載約為零，液壓缸的負(fù)載也遠(yuǎn)小于工進(jìn)，所以其功率也都小于工進(jìn)時的功率。因此

38、，現(xiàn)只需計算工進(jìn)的功率即可。工進(jìn)時外負(fù)載都為30614N，進(jìn)油路的壓力損失定為0.3Mpa，由參考文獻(xiàn)21-4公式可得 由參考文獻(xiàn)21-6公式得式中：為液壓泵的效率為0.7查閱電動機(jī)產(chǎn)品樣本，現(xiàn)選用Y100L2-4型電動機(jī)，其額定功率為3.0KW，額定轉(zhuǎn)速為1430r/min 。6）選擇液壓元件依據(jù)系統(tǒng)的工作壓力和實際通過該閥的最大流量，選擇有定型產(chǎn)品的閥件。溢流閥按液壓泵的最大流量選取。對于節(jié)流閥，要考慮最小穩(wěn)定流量應(yīng)滿足執(zhí)行機(jī)構(gòu)最低穩(wěn)定速度的要求。現(xiàn)查產(chǎn)品樣本所選擇的元件型號規(guī)格如表4-1所示：4.3.2 確定管道尺寸油管內(nèi)徑尺寸一般可參照選用的液壓元件接口尺寸而定，也可按管路允許流速進(jìn)行

39、計算。查參考文獻(xiàn)1表23.4-10b取油管允許流速取V=1m/s，同時由前面計算可知差動時流量為2.299L/min，則內(nèi)徑d為 參照參考文獻(xiàn)1表23.9-2，同時考慮到制作便利，除吸油管外，其余管都取182(外徑18mm，壁厚2mm)的10號冷拔無縫鋼管（YB231-70）;參照限壓式定量葉片泵吸油口連接尺寸，取吸油管內(nèi)徑d為15mm。表4-1 液壓元件明細(xì)表序號元件名稱型號規(guī)格額定流量L/min額定壓力Mpa1濾油器XU-A16×80J1212液壓泵6.33壓力表開關(guān)K-3B6.34壓力表Y-60測壓范圍0105溢流閥Y-25B256.36二位二通電磁閥22D-10BH6.36.

40、37單向閥I-25B6.3258三位四通電磁閥34D-25B6.3259單向調(diào)速閥QI-25B6.32510二位三通電磁閥23D-25B6.32512蓄能器104.3.3 確定液壓油箱容積初設(shè)計液壓油箱容量時，可按參考文獻(xiàn)1閱歷公式23.4-31來確定，待系統(tǒng)穩(wěn)定后，再按散熱的要求進(jìn)行校核。油箱容量為： 式中 液壓油箱的容積（L） 液壓泵的總額定流量（L/min） 與液壓系統(tǒng)壓力有關(guān)的閱歷系數(shù)，查參考文獻(xiàn)1表23.4-11取，因設(shè)計中需將在籍助油箱頂蓋安放液壓泵及電動機(jī)和液壓閥集成裝置，現(xiàn)取=6所以選用容量為58L的油箱。4.3.4 確定液壓油液依據(jù)所選用的液壓泵類型，參照參考文獻(xiàn)4表1-17

41、，選用牌號為L-HL32的油液，考慮到油的最低溫度為15，查得15時該液壓油的運動粘度為150cst=1.5，油的密度為920。4.4 液壓系統(tǒng)的驗算已知該液壓系統(tǒng)中吸油管內(nèi)徑為15mm，其余管道為6mm，各段長度分別為：AB=0.3m，AC=1.7m，AD=1.7m，DE=2m。4.4.1 壓力損失的驗算 工進(jìn)時進(jìn)油路壓力損失運動部件工作進(jìn)給時最大速度為0.42m/min，進(jìn)給時的最大流量為，則液壓油在管內(nèi)的流速為：管道雷諾數(shù)為：由于<2300，可見油液在管道內(nèi)流態(tài)為層流。所以其沿程阻力系數(shù)進(jìn)油管道BC的沿程壓力損失為式中 液壓油管的內(nèi)徑，依據(jù)說明書液壓油管的設(shè)計可得d為6mm 液壓油

42、的密度查得換向閥34D-25B的壓力損失忽視油液通過管接頭、油路拐彎等處的局部壓力損失，則進(jìn)油口的總壓力損失為 工進(jìn)時回油路的壓力損失由于選用的是單活塞桿液壓缸，且液壓缸有桿腔的工作面積約為無桿腔的工作面積的二分之一，則回油管道的流量為進(jìn)油管道的二分之一，則 回油管道的沿程壓力損失為： 查產(chǎn)品樣本知換向閥23D-25B的壓力損失，換向閥34D-25的壓力損失，節(jié)流閥L-D6B的壓力損失為。回油路的總壓力損失為： 變量泵出口處的壓力 (16)式中：液壓缸的效率，取0.95 為無桿腔的面積 為有桿腔的面積所以 =2.1Mpa由于快進(jìn)和快退兩個階段的外負(fù)載較小，故其損失驗算從略。上述驗算表明，無需修

43、改原設(shè)計。4.4.2 系統(tǒng)溫升的驗算液壓系統(tǒng)在整個循環(huán)中，快進(jìn)、快退的過程時間很短，工進(jìn)時間較長，占整個循環(huán)時間的%90以上，所以系統(tǒng)溫升可概略用工進(jìn)時的數(shù)值來代表。工進(jìn)時，v=6cm/min則此時泵的效率為0.1，泵的出口壓力為2.1Mpa，則有此時的功率損失為：可見在工進(jìn)時，功率損失為0.075Kw。假定系統(tǒng)的散熱狀況一般，取，油箱的散熱面積A為： 式中 V液壓油箱的容量，依據(jù)說明書液壓油箱的設(shè)計可得V=34L系統(tǒng)溫升為：演算表明系統(tǒng)的溫升在許可范圍內(nèi)。5 液壓缸的設(shè)計5.1 液壓缸主要尺寸的確定5.1.1 液壓缸工作壓力的確定見液壓系統(tǒng)的設(shè)計。5.1.2 液壓缸內(nèi)徑和活塞桿直徑d的確定見

44、液壓系統(tǒng)的設(shè)計。5.1.3 液壓缸壁厚和外徑的計算由于該系統(tǒng)為中低壓系統(tǒng)，按公式計算所得的液壓缸厚度往往很小，使缸體的剛度往往很不夠，如在切削過程中變形、安裝變形等引起液壓缸工作過程卡死或漏油。因此一般不作公式計算，按閱歷選取，然后按進(jìn)行校核。式中 液壓缸缸筒的厚度 試驗壓力（Mpa），當(dāng)工作壓力時，；工作壓力時， D液壓缸內(nèi)徑（m） 缸體的許用應(yīng)力（Mpa）： 式中：缸體材料的抗拉強度（Mpa） 平安系數(shù)，一般取n=5 查參考文獻(xiàn)1表23.6-59工程機(jī)械液壓缸外徑系列，依據(jù)內(nèi)徑為100mm，取外徑為110mm，則厚度=10mm，同時按表備注選取液壓缸體為無縫鋼管材料20鋼。查參考文獻(xiàn)8上冊

45、表1-4得20鋼的抗拉強度為=420Mpa所以 (17)由于上不等式成立，故所選壁厚滿足要求。5.1.4 液壓缸工作行程的確定液壓缸工作行程長度，可依據(jù)執(zhí)行機(jī)構(gòu)實際工作的最大行程來確定，由礦車輪對的實際尺寸和閱歷取其工作行程L=300mm。5.1.5 缸底、缸蓋厚度的確定一般液壓缸為平底缸，當(dāng)缸底要設(shè)計油孔時， 查參考文獻(xiàn)1按23.6-28公式 (18)式中 h缸底厚度（m） D液壓缸內(nèi)徑（m） 試驗壓力，當(dāng)工作壓力時， 缸底材料的許用應(yīng)力（Mpa） 缸底孔直徑（m）依據(jù)參考文獻(xiàn)1其次十三篇第六章2.3.2敘述，選取缸底材料為鑄鋼ZG25，查參考文獻(xiàn)8上冊表1-4得鑄鋼ZG25的抗拉強度為=4

46、50Mpa ，再依據(jù)手冊取平安系數(shù)n為5，故其 考慮到缸底還設(shè)有緩沖裝置、進(jìn)油口、排氣閥，所以設(shè)計缸頭法蘭厚度為30mm。由于在液壓缸缸蓋上有活塞桿導(dǎo)向孔，因此其厚度的計算方法與缸底略有所不同。但考慮到缸蓋在缸頭之后，只起到固定導(dǎo)向套、密封圈、防塵圈的作用，其所受的壓力比缸底的小得多，在此為了簡化計算，與缸底有計算方法全都，同時考慮到密封圈、防塵圈的尺寸，取缸頭法蘭的厚度H=20mm。5.1.6 最小導(dǎo)向長度的確定當(dāng)活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到缸蓋滑動支承面中點到的距離H稱為最小導(dǎo)向長度。假如導(dǎo)向長度過小，將使液壓缸的初始撓度（間隙引起的撓度）增大，影響液壓缸的的穩(wěn)定性。因此 ，設(shè)計時

47、必需保證有肯定的最小導(dǎo)向長度。 對一般的液壓缸，最小導(dǎo)向長度H應(yīng)滿足以下要求 (19)式中 L液壓缸的最大行程 D液壓缸的內(nèi)徑所以 活塞的寬度B一般取，依據(jù)實際需要，現(xiàn)取導(dǎo)向套支承面長度，依據(jù)液壓缸的內(nèi)徑D和液壓缸蓋孔來共同確定。當(dāng)時，取；當(dāng)時，取依據(jù)實際需要，現(xiàn)取為保證最小導(dǎo)向長度H，若過分增大和B都是不適宜的，必要時可在缸蓋與活塞之間增加一隔套K來增加H的值。隔套的長度C由需要的最小導(dǎo)向長度H打算，即35.1.7 缸體長度的確定液壓缸缸體的內(nèi)部長度應(yīng)等于活塞的行程和活塞寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端蓋的厚度，同時液壓缸缸體的長度不應(yīng)大于內(nèi)徑的2030倍。所以缸體內(nèi)部長度為： 缸體外形

48、長度為： 液壓缸長度遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于缸體內(nèi)徑的2030倍，因此滿足設(shè)計要求。5.1.8 活塞桿穩(wěn)定性的驗算當(dāng)液壓缸支承長度時，須活塞桿彎曲穩(wěn)定性并進(jìn)行驗算。液壓缸的支承長度是指活塞桿全部外伸時，液壓缸支承點與活塞桿前端連接處之間的距離；d為活塞桿直徑。依據(jù)前面數(shù)據(jù)估算液壓缸的支承長度500mm則所以活塞桿穩(wěn)定性不需要驗算。5.2 液壓缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計5.2.1 缸體與缸蓋的連接形式缸體與缸蓋的連接形式常見的有法蘭連接、螺紋連接、外半環(huán)連接、內(nèi)半環(huán)連接幾種形式。其中法蘭連接結(jié)構(gòu)比較簡潔，易于加工和裝配，應(yīng)用廣泛，但外徑尺寸大。螺紋連接結(jié)構(gòu)的外徑尺寸小，但端部結(jié)構(gòu)簡單，而且內(nèi)、外徑有同軸度要求，裝配困難，要使用特地工具；應(yīng)留意擰端蓋時有可能把密封圈擰扭。外半環(huán)連接結(jié)構(gòu)液壓缸的重量比拉桿連接的輕，連接方式和裝配都很便利，但缸體開槽后，減弱了強度，需要加大缸體壁厚。當(dāng)外徑尺寸受到限制時，可接受內(nèi)半環(huán)連接，其結(jié)構(gòu)緊湊，重量輕，但安裝密封圈時有可能被環(huán)槽邊緣擦傷。 螺紋連接 法蘭連接 圖 a 圖 b 圖 c 圖5-1法蘭連接優(yōu)點：結(jié)構(gòu)簡潔；易加工，易裝卸 缺點：重量比螺紋連接的大，但比拉桿的??；外徑較大 圖a缸體為鋼管，斷部焊法蘭 圖b缸體為鍛件或鑄件 圖c缸體為鋼管，端部鐓粗 螺紋連接a b c 圖5-2螺紋連接 優(yōu)點：重量較輕；外徑較小 缺點：端部結(jié)構(gòu)簡單；裝卸時要用專用的工具