礦車輪對(duì)拆卸機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)
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張濤∶礦車輪對(duì)拆卸機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)
礦車輪對(duì)拆卸機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)
1 緒論
礦車輪對(duì)拆卸機(jī)是礦車檢修成套設(shè)備之一，是一種針對(duì)礦車輪對(duì)維修的機(jī)械設(shè)備。就現(xiàn)階段，礦車輪對(duì)的維修主要靠工人來進(jìn)行，不僅工效低，而且勞動(dòng)強(qiáng)度大，維修效果差。設(shè)計(jì)一臺(tái)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(dòng)強(qiáng)度。
目前，對(duì)礦車輪對(duì)拆卸機(jī)的研究幾乎是空白的，在網(wǎng)上也很難見到有關(guān)這方面研究的消息，只有中國礦業(yè)大學(xué)對(duì)其有所研究。礦車輪是煤礦運(yùn)輸機(jī)械中的易損部件，礦車輪對(duì)在使用一段時(shí)間之后必須進(jìn)行拆卸維修，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(duì)礦車輪對(duì)拆卸機(jī)的設(shè)計(jì)改進(jìn)是勢在必行的。
隨著科學(xué)技術(shù)的不斷發(fā)展，礦車輪對(duì)拆卸機(jī)的發(fā)展也會(huì)越來越快，必然會(huì)朝著高性能、高精度、高速度、高柔性化和模塊化方向發(fā)展。但最主要的發(fā)展趨勢就是采用“PC＋運(yùn)動(dòng)控制器”的開放式數(shù)控系統(tǒng)，它不僅具有信息處理能力強(qiáng)、開放程度高、運(yùn)動(dòng)軌跡控制精確、通用性好等特點(diǎn)，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)付市場需求的能力。
2 設(shè)計(jì)任務(wù)書
這次設(shè)計(jì)主要對(duì)礦車輪對(duì)拆卸機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)。
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(gè)礦車輪對(duì)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(duì)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，輪對(duì)的拆卸通過在工作臺(tái)上安裝一機(jī)械手夾緊軸，在左端設(shè)計(jì)一卸輪鉤將輪子鉤住（卸輪鉤的開合都由液壓驅(qū)動(dòng)），利用液壓缸頂出來實(shí)現(xiàn)。工作臺(tái)的移動(dòng)通過電機(jī)提供動(dòng)力經(jīng)過齒輪減速，驅(qū)動(dòng)滾珠絲杠動(dòng)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(dòng)導(dǎo)筒的轉(zhuǎn)動(dòng)來完成。輪對(duì)的拆卸通過在工作臺(tái)上安裝Ｖ形塊來支承和夾緊（手動(dòng)）輪對(duì)，并在左端設(shè)計(jì)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(tái)的移動(dòng)通過電機(jī)提供動(dòng)力經(jīng)過齒輪減速，驅(qū)動(dòng)絲桿螺母運(yùn)動(dòng)來實(shí)現(xiàn)。
根據(jù)題目要求綜合比較以上三個(gè)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(jì)中只考慮螺母和輪對(duì)的拆卸。為了使結(jié)構(gòu)更加清晰，將其分為螺母拆卸機(jī)構(gòu)、卸車輪機(jī)構(gòu)、輪對(duì)固定裝置和液壓系統(tǒng)四個(gè)部份。
3 設(shè)計(jì)計(jì)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，
——螺栓危險(xiǎn)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(duì)于M10～M64粗牙普通螺紋的鋼制螺栓，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(shí)）；螺栓孔直徑；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
根據(jù)以上計(jì)算，減速電機(jī)選用上海良精傳動(dòng)機(jī)械有限公司生產(chǎn)的微型擺線針輪減速機(jī)，型號(hào)為：WD-WD100。
3.1.2 導(dǎo)筒的設(shè)計(jì)
螺母的形狀和尺寸如圖3-1所示：
圖3-1 螺母外形
因?yàn)椴鹦洞寺菽覆恍枰貏e大的力，所以直接選用導(dǎo)筒的材料為45鋼，形狀和尺寸如圖3-2所示：
圖3-2(a) 導(dǎo)筒的形狀和尺寸
圖3-2(b) 導(dǎo)筒的形狀和尺寸
3.1.3 拆卸螺母夾持力計(jì)算
根據(jù)3.1.1中的計(jì)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(duì)不隨著螺母轉(zhuǎn)動(dòng)，夾持力所產(chǎn)生的阻力應(yīng)大于拆卸螺母的力矩。
此夾持機(jī)構(gòu)是采用兩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(jì)算、卸輪鉤的設(shè)計(jì)以及箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。
3.2.1 拆卸力的計(jì)算
① 計(jì)算最大過盈量
根據(jù)軸承與軸的裝配圖可知，軸承與軸的配合是
；
所以最大過盈量
② 計(jì)算拆卸力
1) 計(jì)算零件不產(chǎn)生塑性變形所允許的最大壓強(qiáng)
根據(jù)參考文獻(xiàn)[2]表6.4-2公式得
包容件：
被包容件：
式中：查參考文獻(xiàn)[3]45鋼ZG270—500的屈服強(qiáng)度為280Mpa
查參考文獻(xiàn)[3]軸承外圈軸承鋼的屈服強(qiáng)度為1670Mpa
2）計(jì)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(jì)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(jì)算最大拆卸力
查參考文獻(xiàn)[5]表6.4-2，按以下公式計(jì)算
(5)
式中：最大過盈的配合面壓強(qiáng)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(yùn)行工作環(huán)境惡劣，同時(shí)生銹使拆卸力大大增加，故取
3.2.2 卸輪鉤的設(shè)計(jì)
① 內(nèi)力分析
初選鉤的材料為45鋼,截面高度和寬度都為30mm,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(duì)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(shí),將與彎矩相對(duì)應(yīng)的點(diǎn),畫在該彎矩所在橫截面彎曲時(shí)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為危險(xiǎn)截面,該截面的彎矩為
(7)
圖3-3 卸輪鉤受力簡圖
② 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(diǎn)外。
③ 強(qiáng)度校核
在上述各點(diǎn)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(qiáng)度條件為
(8)
由上述計(jì)算可知,卸輪鉤的彎曲強(qiáng)度符合要求。
根據(jù)礦車輪對(duì)的具體形狀和生產(chǎn)現(xiàn)場的具體情況,將卸輪鉤與輪對(duì)相配合的部份設(shè)計(jì)成向內(nèi)彎曲30度,以便卸輪鉤和礦車輪對(duì)之間更好的配合和自鎖。
圖3-4 在載荷F作用下的彎矩圖
④ 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(duì)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(dòng)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(dòng)的場合。
3) 銷軸、帶孔銷
用于鉸接處并用開口銷鎖定，拆卸方便。
根據(jù)比較和設(shè)計(jì)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(gè)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(jì)
礦車輪對(duì)拆卸機(jī)的箱體,其功能主要是包容和支承傳動(dòng)機(jī)構(gòu), 為設(shè)計(jì)加工方便通常把箱體設(shè)計(jì)成矩形截面六面體，采用焊接結(jié)構(gòu)，材料為Q235-A。
為滿足強(qiáng)度要求根據(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所示。
3.3 輪對(duì)固定裝置
此裝置包括裝夾部分、旋轉(zhuǎn)部分和移動(dòng)部分。裝夾部分由Ｖ形塊來定位和夾緊，旋轉(zhuǎn)部分由軸和軸承的配合來實(shí)現(xiàn)。移動(dòng)部分由電動(dòng)機(jī)提供動(dòng)力，經(jīng)過齒輪減速，帶動(dòng)絲桿螺母的運(yùn)動(dòng)來實(shí)現(xiàn)。
3.3.1 V形塊的選擇
礦車輪對(duì)軸的直徑為60mm,查《機(jī)床夾具設(shè)計(jì)手冊(cè)》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(jì)
設(shè)計(jì)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(gè)車輪。此機(jī)構(gòu)受力主要為礦車輪對(duì)及其自身的重力，為減少阻力，將其設(shè)計(jì)成一圓盤形狀，將一軸和圓盤鑄為一體，在軸的下方裝上軸承。
因?yàn)榇溯S承主要承受軸向力，經(jīng)過查閱相關(guān)資料，最終決定選用一對(duì)圓錐滾子軸承配合使用，其軸承代號(hào)為30206。
表3-1 V形塊的主要尺寸
N
K
L
B
H
A
b
l
d
h
r
基本尺寸
極限偏差
55
100
40
35
76
16
19
20
12
8
+0.015
11
18
10
22
2
3.3.3 移動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)
① 工作臺(tái)的設(shè)計(jì)
1) 主要設(shè)計(jì)參數(shù)及依據(jù)
本設(shè)計(jì)工作臺(tái)的參數(shù)定為：
（1） 工作臺(tái)行程： 300mm
（2） 工作臺(tái)最大尺寸（長×寬×高）：500×320×100mm
（3） 工作臺(tái)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：0.8～1.6
（7） 設(shè)計(jì)壽命：15年
2）工作臺(tái)部件進(jìn)給系統(tǒng)受力分析
因礦車輪對(duì)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(tái)部件由工作臺(tái)、中間滑臺(tái)、底座等零部件組成,各自之間均以滾動(dòng)直線導(dǎo)軌副相聯(lián),以保證相對(duì)運(yùn)動(dòng)精度。
設(shè)下底座的傳動(dòng)系統(tǒng)為橫向傳動(dòng)系統(tǒng)，即X向，上導(dǎo)軌為縱向傳動(dòng)系統(tǒng)，即Y向。
一般來說,礦車輪對(duì)拆卸機(jī)的滾動(dòng)直線導(dǎo)軌的摩擦力可忽略不計(jì),但絲杠螺母副,以及齒輪之間的滑動(dòng)摩擦不能忽略,這些摩擦力矩會(huì)影響電機(jī)的步距精度。另外由于采取了一系列的消隙、預(yù)緊措施,其產(chǎn)生的負(fù)載波動(dòng)應(yīng)控制在很小的范圍。
3) 初步確定工作臺(tái)尺寸及估算重量
初定工作臺(tái)尺寸(長×寬×高度)為:600×400×55mm，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）。
另外估計(jì)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+G＝665+250+250+1176＝2301N
② 絲桿螺母副的設(shè)計(jì)
因?yàn)樵诒驹O(shè)計(jì)中對(duì)縲旋傳動(dòng)的精度和效率要求不高，故采用選用結(jié)構(gòu)簡單，便于制造，易于自鎖，摩擦阻力相對(duì)較大，傳動(dòng)效率和傳動(dòng)精度較低的的滑動(dòng)螺旋。
1) 耐磨性計(jì)算
滑動(dòng)螺旋的磨損與螺紋工作面上的壓力、滑動(dòng)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，螺旋副間越容易形成過度磨損。因此，滑動(dòng)螺旋的耐磨性計(jì)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，根據(jù)參考文獻(xiàn)[3]P93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1.2～3.5。對(duì)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(duì)于剖分螺母和兼作支承的螺母，可??；只有傳動(dòng)精度較高，載荷較大，要求壓壽命較長時(shí)，才允許取。這里取。
所以
?。?.01m
?。?0mm
考慮到整個(gè)系統(tǒng)的剛度和穩(wěn)定性，?。?6mm。
2) 螺桿的穩(wěn)定性計(jì)算
對(duì)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(shí)，螺桿就會(huì)突然發(fā)生側(cè)向彎曲而喪失其穩(wěn)定性。因此，在正常情況下，螺桿承受的軸向力F(單位為N)必須小于臨界載荷（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(jì)算安全系數(shù)。
——螺桿穩(wěn)定性安全系數(shù)，對(duì)于傳力螺旋（如起重螺桿等），＝3.5～5.0；對(duì)于傳導(dǎo)螺旋，＝2.5～4.0；對(duì)于精密螺桿或水平螺桿，>4。此機(jī)構(gòu)中?。?.5。
——螺桿的臨界載荷，單位為N；根據(jù)螺桿的柔度值的大小選用不同的公式計(jì)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；螺桿兩端支承時(shí)取兩支點(diǎn)間的距離為工作長度,螺桿一端以螺母支承時(shí)以螺母中部到另一端支點(diǎn)的距離作為工作長度；為螺桿危險(xiǎn)截面的慣性半徑，單位為mm；若螺桿危險(xiǎn)截面面積，則。
臨界載荷可按歐拉公式計(jì)算，即
(11)
式中：E——螺桿材料的拉壓彈性模量，單位為，E=2.06；
I——螺桿危險(xiǎn)截面的慣性矩，I=，單位為。
則：
=
＝20606131
=
=6868
所以此螺桿強(qiáng)度符合要求。
③ 直線滾動(dòng)導(dǎo)軌的選型
導(dǎo)軌主要分為滾動(dòng)導(dǎo)軌和滑動(dòng)導(dǎo)軌兩種， 直線滾動(dòng)導(dǎo)軌有著廣泛的應(yīng)用。相對(duì)普通拆卸機(jī)所用的滑動(dòng)導(dǎo)軌而言，它有以下幾方面的優(yōu)點(diǎn)：
1) 定位精度高
直線滾動(dòng)導(dǎo)軌可使摩擦系數(shù)減小到滑動(dòng)導(dǎo)軌的1/50。由于動(dòng)摩擦與靜摩擦系數(shù)相差很小，運(yùn)動(dòng)靈活，可使驅(qū)動(dòng)扭矩減少90%，因此，可將拆卸機(jī)定位精度設(shè)定到超微米級(jí)。
2) 降低拆卸機(jī)造價(jià)并大幅度節(jié)約電力
采用直線滾動(dòng)導(dǎo)軌的拆卸機(jī)由于摩擦阻力小，特別適用于反復(fù)進(jìn)行起動(dòng)、停止的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，可使所需的動(dòng)力源及動(dòng)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(yùn)動(dòng)速度
直線滾動(dòng)導(dǎo)軌由于摩擦阻力小，因此發(fā)熱少，可實(shí)現(xiàn)拆卸機(jī)的高速運(yùn)動(dòng)，提高拆卸機(jī)的工作效率20～30%。
4) 可長期維持拆卸機(jī)的高精度
對(duì)于滑動(dòng)導(dǎo)軌面的流體潤滑，由于油膜的浮動(dòng)，產(chǎn)生的運(yùn)動(dòng)精度的誤差是無法避免的。在絕大多數(shù)情況下，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免的，在這種摩擦中，大量的能量以摩擦損耗被浪費(fèi)掉了。
與之相反，滾動(dòng)接觸由于摩擦耗能小．滾動(dòng)面的摩擦損耗也相應(yīng)減少，故能使直線滾動(dòng)導(dǎo)軌系統(tǒng)長期處于高精度狀態(tài)。同時(shí)，由于使用潤滑油也很少，大多數(shù)情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(jì)及使用維護(hù)方面都變的非常容易了。
所以在結(jié)構(gòu)上選用： 開式直線滾動(dòng)導(dǎo)軌。
參照南京工藝裝備廠的產(chǎn)品系列，
型號(hào): 選用GGB型四方向等載荷型滾動(dòng)直線導(dǎo)軌副。
具體型號(hào)選用GGB20BA2P，2320-4
圖3-7 導(dǎo)軌
④電機(jī)及其傳動(dòng)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1μm/STEP，而步距角越小，則加工精度越高。初選為0.36o/STEP（二倍細(xì)分）。
(2) 電機(jī)上起動(dòng)力矩的近似計(jì)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（ψ+ρ＇）=92×0.025/2×tg（2.91+0.14）=0.062N·m
M2為內(nèi)部預(yù)緊所產(chǎn)生的摩擦扭矩，有：
M2=K×Fao×Ph/2π
式中: K—預(yù)緊時(shí)的摩擦系數(shù)，0.1—0.3
Ph—導(dǎo)程，4cm
Fao——預(yù)緊力，有：
Fao=Fao1+Fao2
取Fao1=0.04×Ca=0.04 ×1600=640N
Fao2為軸承的預(yù)緊力，軸承型號(hào)為6004輕系列，預(yù)緊力為Fao2＝130N。
故 M2=0.2×(640+130) ×0.004/2π=0.098 N·m
齒輪傳動(dòng)比公式為：i=φ× Ph /(360×δp)，故電機(jī)輸出軸上起動(dòng)矩近似地可估算為：
Tq=M/iη=360×M×δp /φ×η×Ph
式中: δp =lμm/STEP=0.0001cm/STEP；
M= M1+ M 2= 0.16N
φ=0.36o/STEP
q=0.85
Ph＝0.4cm
η＝0.953
則 Tq=360×0.16×0.0001/(3.6×0.85×0.4)=0.4 N·m
因Tq/TJM=0.866(因?yàn)殡姍C(jī)為五相運(yùn)行)。則電機(jī)最大靜轉(zhuǎn)矩
TJM=Tq/0.866=0.46 N·m
④ 確定電機(jī)最高工作頻率
參考有關(guān)礦車輪對(duì)拆卸機(jī)的資料,可以知道電機(jī)最高工作頻率不超過1000Hz。
根據(jù)以上討論并參照樣本,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(dòng)慣量為235g/cm2
⑤ 齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的確定
1) 傳動(dòng)比的確定
要實(shí)現(xiàn)脈沖當(dāng)量lμm/STEP的設(shè)計(jì)要求，必須通過齒輪機(jī)構(gòu)進(jìn)行分度，其傳動(dòng)比為：
i=φ× Ph /(360×δp)
式中Ph為絲杠導(dǎo)程，φ為步距角，δp為脈沖當(dāng)量;
根據(jù)前面選定的幾個(gè)參數(shù)，傳動(dòng)比為：
i=φ× Ph /(360×δp)=0.36×4/360×0.001=4:1=Z2/Z1
根據(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(jí)、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(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。礦車輪對(duì)拆卸機(jī)是一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)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(qiáng)度設(shè)計(jì)
由設(shè)計(jì)公式進(jìn)行計(jì)算，即
(12)
(1) 確定公式內(nèi)的各計(jì)算參數(shù)
a 試選用載荷系數(shù)=1.3。
b 計(jì)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勞強(qiáng)度極限，齒條的接觸疲勞強(qiáng)度極限。
f 由根據(jù)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
g 由[3]中203頁圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)：
，。
h 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為1％，安全系數(shù)S=1，得
(2) 計(jì)算
a 試計(jì)算齒輪的分度圓，代入[]中較小的值
b 計(jì)算圓周速度v
c 計(jì)算齒寬
d 計(jì)算齒寬和齒高之比b/h
模數(shù)：
齒高：
e 計(jì)算載荷系數(shù)
根據(jù)v=3.29m/s，7級(jí)精度，由[3]中192頁圖10-8查得動(dòng)
載系數(shù)Kv=1.12；
直齒輪，假設(shè)。由[3]表10—3查得
由[3]190頁表10-2查得兩段的齒輪的使用系數(shù)，
由[3]194頁表10-4查得7級(jí)精度、齒輪相對(duì)支承對(duì)稱布置時(shí)，
將數(shù)據(jù)代入后得
由b/h=10.67,=1.423，查[3]195頁圖10-13得=1.35，故載荷系數(shù)
f 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式可得
g 計(jì)算模數(shù)
4)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
設(shè)計(jì)計(jì)算公式
(13)
(1) 確定計(jì)算公式內(nèi)的各計(jì)算參數(shù)
a 由[3]204頁圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；齒條的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；
b 由[3]202頁圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
，；
c 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由下式得
d 計(jì)算載荷系數(shù)K
e 查取齒形系數(shù)
由[3]197頁表10-5查得
，；
f 查取應(yīng)力校正系數(shù)
由[3]197頁表10-5可查得
，；
g 計(jì)算大小齒輪的并加以比較
對(duì)
由上式可得齒條的數(shù)值較大。
(2) 設(shè)計(jì)計(jì)算
此計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)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(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)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(qiáng)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(dòng)，既滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，而且做到了結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。
5) 幾何尺寸計(jì)算
(1) 計(jì)算分度圓直徑
(2) 計(jì)算中心距
(3) 計(jì)算齒輪寬度
取 。
6）驗(yàn)算
，合適。
⑥ 電機(jī)慣性負(fù)載的計(jì)算
由資料知，礦車輪對(duì)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(duì)運(yùn)動(dòng)特性有直接的影響。不但對(duì)加速能力、加速時(shí)驅(qū)動(dòng)力矩及動(dòng)態(tài)的快速反應(yīng)有關(guān)，在開環(huán)系統(tǒng)中對(duì)運(yùn)動(dòng)的平穩(wěn)性也有很大的影響，因此要計(jì)算慣性負(fù)載。
限于篇幅，在此僅對(duì)進(jìn)給系統(tǒng)的負(fù)載進(jìn)行計(jì)算。
慣性負(fù)載可由以下公式進(jìn)行計(jì)算：
JD=J0+J1+(Zl/Z2)（J2＋J3）+ J4 (Vm/ωD)2×mn
式中： JD為整個(gè)傳動(dòng)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(dòng)慣量e
J1為齒輪Zl的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量
J2為齒輪Z2的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量
J3為齒輪Z3的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量
mn為系統(tǒng)工作臺(tái)質(zhì)量
Vm為工作臺(tái)的最大移動(dòng)速率
ωD為折算成單軸系統(tǒng)電動(dòng)機(jī)軸角速度
各項(xiàng)計(jì)算如下：
已知J0＝0忽略不計(jì)， mn=112.5Kg
齒輪慣性轉(zhuǎn)矩計(jì)算公式：
J=ρ2m=ρ2G/g
其中ρ為回轉(zhuǎn)半徑
G為轉(zhuǎn)件的重量
滾珠絲杠的慣性矩計(jì)算公式：
J=πRLD/32
最后計(jì)算可得：
J1＝0.1×10-3Kg. m2
J2＝1.32×10-3Kg. m2
J3＝2.98×10-4Kg. m2
J4＝1.14×10-5Kg. m2
Vm=12 m/s
ωD=2π rad/s
JD=J0+J1+(Zl/Z2)（J2＋J3）+ J4 (Vm/ωD)2×mn=17.3 Kg. cm2
此值為近似值
此值小于所選電機(jī)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。
⑦ 傳動(dòng)系統(tǒng)剛度的討論
礦車輪對(duì)拆卸機(jī)工作臺(tái)其實(shí)為一進(jìn)給傳動(dòng)系統(tǒng)，其傳動(dòng)系統(tǒng)的剛度可根據(jù)不出現(xiàn)摩擦自振或保證微量進(jìn)給靈敏度的條件來確定。
1) 根據(jù)工作臺(tái)不出現(xiàn)爬行的條件來確定傳動(dòng)系統(tǒng)的剛度
傳動(dòng)系統(tǒng)中的當(dāng)量剛度K或當(dāng)扭轉(zhuǎn)剛度C主要由最后傳動(dòng)件的剛度K0或C0決定的，在估算時(shí)，取K=K0，C=C0
對(duì)絲杠傳動(dòng),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(jì)和近似計(jì)算時(shí)，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(dòng)剛度K0，根據(jù)支承形式(一端固定，一端絞支)可得
K0=EF/3L*10 -3(Kgf/mm)
式中： E＝2.06×10 -4(Kgf/ mm 2)
F＝754.8mm 2
L＝Ls＝250 mm
則 K0＝2.06×10 754.8/(3×250)×10=20.73Kgf/mm=203.2N/mm
傳動(dòng)系統(tǒng)剛度較大，可以滿足要求。
2) 根據(jù)微量進(jìn)給的靈敏度來確定傳動(dòng)系統(tǒng)剛度
此時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)的剛度應(yīng)滿足：
K△≥F0/△
式中 K△——傳動(dòng)系統(tǒng)當(dāng)量剛度
F0 —— 部件運(yùn)動(dòng)時(shí)的靜摩擦力
N —— 正壓力,N=W/g=230kgf
F —— 靜摩擦系數(shù)，取0.003-0.004
則F0=230×0.004=0.92KGF
△ ——部件調(diào)整時(shí)，所需的最小進(jìn)給量，
A=0.5δp=0.5μm/STEP
即滿足微量進(jìn)給要求的傳動(dòng)系統(tǒng)剛度為:
K△≥F0/△＝0.92/0.5＝1.84Kgf/mm
結(jié)合上述傳動(dòng)系統(tǒng)剛度的討論可知滿足微量進(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(jì)算
三V形塊之間的距離為50mm，V形塊的寬度為55mm，輪對(duì)總長為700mm，每個(gè)輪子的重量為22.4kg，軸的重量為14.5kg。
輪子被拆卸后，輪對(duì)會(huì)向未拆卸的輪子一邊傾覆，必須有足夠的力來防止這個(gè)傾覆力?，F(xiàn)以靠近未拆卸輪子一邊的V形塊為支承點(diǎn)進(jìn)行分析。
傾覆力矩：
=61030
反傾覆力矩：
?。?30205
所以拆卸后輪對(duì)不會(huì)傾覆。
4 液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)
根據(jù)現(xiàn)場考察和理論分析，礦車輪對(duì)拆卸機(jī)擬采用缸筒固定的液壓缸收縮、伸展來完成拆卸的運(yùn)動(dòng)。其循環(huán)要求為：快進(jìn)、工進(jìn)、快退。
根據(jù)實(shí)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(shí)所受外負(fù)載即為其自身的慣性力，在此相對(duì)較小可以忽略不計(jì)；工進(jìn)的外負(fù)載即為拆卸力，在此根據(jù)前面計(jì)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
① 主回路和動(dòng)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(shí)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(shí)間長。同時(shí)考慮到在拆卸中負(fù)載變化所引起的運(yùn)動(dòng)波動(dòng)較大，為此，采用回油節(jié)流調(diào)速閥節(jié)流調(diào)速回路。這樣，可保證拆卸運(yùn)動(dòng)的平穩(wěn)性。為方便實(shí)現(xiàn)快進(jìn)、工進(jìn)，在此采用液壓缸差動(dòng)連接回路。這樣，所需的流量較小，從簡單經(jīng)濟(jì)觀點(diǎn)，此處選用單定量泵供油。
② 由于上已選節(jié)流調(diào)速回路，系統(tǒng)必然為開式循環(huán)方式。
③ 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(dòng)化程度，同時(shí)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(shí)現(xiàn)差動(dòng)連接。通過電氣行程開關(guān)控制換向閥電磁鐵的的通斷電即可實(shí)現(xiàn)自動(dòng)換向和速度換接。
④ 壓力控制回路
在泵的出口并聯(lián)一先導(dǎo)式溢流閥，實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)定壓溢流，同時(shí)在該溢流閥的遠(yuǎn)程控制口連接一個(gè)二位二通的電磁換向閥，以便一個(gè)工作循環(huán)結(jié)束后，等待裝卸工件時(shí)，液壓泵卸載，并便于液壓泵空載下迅速啟動(dòng)。
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輔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(jì)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可根據(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(cè)》表23.4-2和表23.4-3，初選液壓缸工作壓力為4Mpa 。
2）計(jì)算主液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿的直徑d
由工況分析得液壓缸最大負(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)[1]23.4-18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(yàn)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(jì)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(jì)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(shí)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(jì)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)油管路有一定的壓力損失，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，初算簡單系統(tǒng)可取0.2 0.5Mpa，復(fù)雜系統(tǒng)取0.5 1.5Mpa，本設(shè)計(jì)取0.5Mpa
上述計(jì)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出現(xiàn)的動(dòng)態(tài)壓力往往超過靜態(tài)壓力。另外考慮到一定的壓力貯備量，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(jì)中取
(2) 泵流量的確定
液壓泵的最大流量應(yīng)為
式中：—液壓泵的最大流量；
—同時(shí)動(dòng)作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值。如果這時(shí)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
根據(jù)以上算得的和，再查閱有關(guān)手冊(cè)，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(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，驅(qū)動(dòng)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(dòng)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(dòng)機(jī)規(guī)格的依據(jù)。因?yàn)榭爝M(jìn)時(shí)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(shí)的功率。因此，現(xiàn)只需計(jì)算工進(jìn)的功率即可。
工進(jìn)時(shí)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)[2]1-4公式可得
由參考文獻(xiàn)[2]1-6公式得
式中：為液壓泵的效率為0.7
查閱電動(dòng)機(jī)產(chǎn)品樣本，現(xiàn)選用Y100L2-4型電動(dòng)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
根據(jù)系統(tǒng)的工作壓力和實(shí)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(duì)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?，F(xiàn)查產(chǎn)品樣本所選擇的元件型號(hào)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)行計(jì)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(shí)由前面計(jì)算可知差動(dòng)時(shí)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(shí)考慮到制作方便，除吸油管外，其余管都取182(外徑18mm，壁厚2mm)的10號(hào)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(hào)
元件名稱
型號(hào)規(guī)格
額定流量L/min
額定壓力Mpa
1
濾油器
XU-A16×80J
12
1
2
液壓泵
6.3
3
壓力表開關(guān)
K-3B
—
6.3
4
壓力表
Y-60
—
測壓范圍
0~10
5
溢流閥
Y-25B
25
6.3
6
二位二通電磁閥
22D-10BH
6.3
6.3
7
單向閥
I-25B
6.3
25
8
三位四通電磁閥
34D-25B
6.3
25
9
單向調(diào)速閥
QI-25B
6.3
25
10
二位三通電磁閥
23D-25B
6.3
25
12
蓄能器
—
10
4.3.3 確定液壓油箱容積
初設(shè)計(jì)液壓油箱容量時(shí)，可按參考文獻(xiàn)[1]經(jīng)驗(yàn)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)的經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，查參考文獻(xiàn)[1]表23.4-11取，因設(shè)計(jì)中需將在籍助油箱頂蓋安放液壓泵及電動(dòng)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
根據(jù)所選用的液壓泵類型，參照參考文獻(xiàn)[4]表1-17，選用牌號(hào)為L-HL32的油液，考慮到油的最低溫度為15，查得15時(shí)該液壓油的運(yùn)動(dòng)粘度為150cst=1.5，油的密度為920。
4.4 液壓系統(tǒng)的驗(yàn)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(yàn)算
① 工進(jìn)時(shí)進(jìn)油路壓力損失
運(yùn)動(dòng)部件工作進(jìn)給時(shí)最大速度為0.42m/min，進(jìn)給時(shí)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，根據(jù)說明書液壓油管的設(shè)計(jì)可得d為6mm
—液壓油的密度
查得換向閥34D-25B的壓力損失
忽略油液通過管接頭、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
② 工進(jìn)時(shí)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：
③ 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(gè)階段的外負(fù)載較小，故其損失驗(yàn)算從略。
上述驗(yàn)算表明，無需修改原設(shè)計(jì)。
4.4.2 系統(tǒng)溫升的驗(yàn)算
液壓系統(tǒng)在整個(gè)循環(huán)中，快進(jìn)、快退的過程時(shí)間很短，工進(jìn)時(shí)間較長，占整個(gè)循環(huán)時(shí)間的%90以上，所以系統(tǒng)溫升可概略用工進(jìn)時(shí)的數(shù)值來代表。
工進(jìn)時(shí)，v=6cm/min則
此時(shí)泵的效率為0.1，泵的出口壓力為2.1Mpa，則有
此時(shí)的功率損失為：
可見在工進(jìn)時(shí)，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，根據(jù)說明書液壓油箱的設(shè)計(jì)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(jì)
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(jì)。
5.1.2 液壓缸內(nèi)徑Ｄ和活塞桿直徑d的確定
見液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)。
5.1.3 液壓缸壁厚和外徑的計(jì)算
由于該系統(tǒng)為中低壓系統(tǒng)，按公式計(jì)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(jì)算，按經(jīng)驗(yàn)選取，然后按進(jìn)行校核。
式中 —液壓缸缸筒的厚度
—試驗(yàn)壓力（Mpa），當(dāng)工作壓力時(shí)，；工作壓力時(shí)，
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(qiáng)度（Mpa）
— 安全系數(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，根據(jù)內(nèi)徑為100mm，取外徑為110mm，則厚度=10mm，同時(shí)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(cè)表1-4得20鋼的抗拉強(qiáng)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，可根據(jù)執(zhí)行機(jī)構(gòu)實(shí)際工作的最大行程來確定，由礦車輪對(duì)的實(shí)際尺寸和經(jīng)驗(yàn)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(jì)油孔時(shí)， 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(yàn)壓力，當(dāng)工作壓力時(shí)，
—缸底材料的許用應(yīng)力（Mpa）
—缸底孔直徑（m）
根據(jù)參考文獻(xiàn)[1]第二十三篇第六章2.3.2敘述，選取缸底材料為鑄鋼ZG25，
查參考文獻(xiàn)[8]上冊(cè)表1-4得鑄鋼ZG25的抗拉強(qiáng)度為=450Mpa ，再根據(jù)手冊(cè)取安全系數(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(jì)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(jì)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(jì)算，與缸底有計(jì)算方法一致，同時(shí)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(shí)，從活塞支承面中點(diǎn)到缸蓋滑動(dòng)支承面中點(diǎn)到的距離H稱為最小導(dǎo)向長度。如果導(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(jì)時(shí)必須保證有一定的最小導(dǎo)向長度。
對(duì)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，根據(jù)實(shí)際需要，現(xiàn)取
導(dǎo)向套支承面長度，根據(jù)液壓缸的內(nèi)徑D和液壓缸蓋孔來共同確定。
當(dāng)時(shí)，??；
當(dāng)時(shí)，取
根據(jù)實(shí)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(shí)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決定，即
＝3
5.1.7 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(shí)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(jì)要求。
5.1.8 活塞桿穩(wěn)定性的驗(yàn)算
當(dāng)液壓缸支承長度時(shí)，須活塞桿彎曲穩(wěn)定性并進(jìn)行驗(yàn)算。液壓缸的支承長度是指活塞桿全部外伸時(shí)，液壓缸支承點(diǎn)與活塞桿前端連接處之間的距離；d為活塞桿直徑。
根據(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(yàn)算。
5.2 液壓缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
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)比較簡單，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)復(fù)雜，而且內(nèi)、外徑有同軸度要求，裝配困難，要使用專門工具；應(yīng)注意擰端蓋時(shí)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方便，但缸體開槽后，削弱了強(qiáng)度，需要加大缸體壁厚。當(dāng)外徑尺寸受到限制時(shí)，可采用內(nèi)半環(huán)連接，其結(jié)構(gòu)緊湊，重量輕，但安裝密封圈時(shí)有可能被環(huán)槽邊緣擦傷。
② 螺紋連接
① 法蘭連接
圖 a 圖 b 圖 c
圖5-1 法蘭連接
優(yōu)點(diǎn)：結(jié)構(gòu)簡單；易加工，易裝卸
缺點(diǎn)：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
② 螺紋連接
a b c
圖5-2 螺紋連接
優(yōu)點(diǎn)：重量較輕；外徑較小
缺點(diǎn)：端部結(jié)構(gòu)復(fù)雜；裝卸時(shí)要用專用的工具
③ 外半環(huán)連接
圖5-3 外半環(huán)連接
優(yōu)點(diǎn)：重量比拉桿輕
缺點(diǎn)：缸體外徑要加工；半環(huán)槽削弱了缸體相應(yīng)地要加厚缸體厚度。
④ 內(nèi)半環(huán)連接
圖5-4 內(nèi)半環(huán)連接
優(yōu)點(diǎn)：結(jié)構(gòu)緊湊、重量輕
缺點(diǎn)：安裝時(shí)，端部進(jìn)入缸體較深，密封圈有可能被進(jìn)油孔邊緣擦傷
根據(jù)比較分析，確定選用法蘭連接最符合設(shè)計(jì)要求。
5.2.2 活塞桿與活塞的連接結(jié)構(gòu)
液壓缸的活塞與活塞桿的連接方式有很多種型式，所有型式均需要鎖緊措施，以防止工作時(shí)由于往復(fù)運(yùn)動(dòng)而松開，同時(shí)在活塞與活塞桿之間需要設(shè)置靜密封。油缸在一般的工作條件下，活塞與活塞桿的連接采用螺紋連接，但當(dāng)油缸工作壓力較大、工作機(jī)械振動(dòng)較大時(shí)，采用半環(huán)連接。根據(jù)具體情況，也有把活塞與活塞桿做成一個(gè)整體。
所以根據(jù)系統(tǒng)工作條件選用螺紋連接。
活塞壓缸多采用此種結(jié)構(gòu)，該結(jié)構(gòu)不僅應(yīng)用在機(jī)床上，工程機(jī)械也廣泛采用。
連接方式分為
① 卡環(huán)型
如圖5-5所示。
兩半環(huán)卡入環(huán)槽后回松脫，需要套上卡環(huán)帽，再裝上彈性擋圈。裝拆方便，低速時(shí)使用廣泛。
② 軸套型
③ 螺母型
如圖5-6所示。
圖5-5 卡環(huán)型
④ 鎖緊螺母型
圖5-6 螺母型
⑤ 焊接型
圖5-7 焊接型
根據(jù)設(shè)計(jì)要求，選用螺母型連接方式，最適用本設(shè)計(jì)要求。
5.2.3 活塞桿導(dǎo)向部分的結(jié)構(gòu)
活塞桿導(dǎo)向部分的結(jié)構(gòu)，包括活塞與端蓋、導(dǎo)向套的結(jié)構(gòu)，以及密封、防塵和鎖緊裝置。導(dǎo)向套的結(jié)構(gòu)可以做成端蓋整體式直接導(dǎo)向，也可以做成與端蓋分開的導(dǎo)向套結(jié)構(gòu)。它們之間的結(jié)構(gòu)和比較如下：
與端蓋分開的導(dǎo)向套結(jié)構(gòu)導(dǎo)向套磨損后便于更換，所以應(yīng)用較普遍。導(dǎo)向套的位置可安裝在密封圈的內(nèi)側(cè)，也可以安裝在外側(cè)。機(jī)和床和工程機(jī)械中一般裝在內(nèi)側(cè)的結(jié)構(gòu)，有利于導(dǎo)向套的潤滑；而油壓機(jī)常采用裝在外側(cè)的結(jié)構(gòu)，在高壓下工作時(shí)，使密封圈有足夠的油壓將唇邊張開，以提高密封性能。
經(jīng)過綜合比較，選用導(dǎo)向套導(dǎo)向，導(dǎo)向套安裝在密封圈外側(cè)更符合要求。
5.2.4 活塞及活塞桿外密封圈的選用
液壓缸是依靠密封的工作容積變化來傳遞動(dòng)力和運(yùn)動(dòng)的。因此要求兩個(gè)有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的零件之間形成的空間應(yīng)是密封的。不使油液從進(jìn)油腔泄漏至回油腔，更不允許泄漏到缸體外面，若密封不良不僅使液壓缸的性能和效率降低，甚致失去工作能力，因此，對(duì)液壓缸的密封提出以下要求：
① 在額定工作壓力下，保證良好的密封，使其減少泄漏。
② 相對(duì)運(yùn)動(dòng)的零部件間，密封裝置引起的摩擦力要小，不允許有卡死或爬行現(xiàn)象。
③ 密封元件的加工工藝和裝配簡單。即制造容易，成本低，適于組織集中生產(chǎn)和標(biāo)準(zhǔn)化生產(chǎn)。
④ 耐磨性好，工作壽命長，磨損后在一定程度上能自動(dòng)補(bǔ)償。
這些要求往往是有矛盾的，選擇哪一種密封裝置，要根據(jù)液壓缸的工作壓力、運(yùn)動(dòng)特點(diǎn)、使用條件而定，液壓缸中的密封裝置類型很多
1）間隙密封
間隙密封是依靠相對(duì)運(yùn)動(dòng)的零件的配合表面間的微小縫隙來防止泄漏，活塞上一般做出環(huán)槽，如圖5-8所示。其目的是為了使徑向壓力平衡，并改善密封性，環(huán)形槽的形狀主要有矩形，V形和半圓形。
間隙密封應(yīng)用較廣，特別在各種閥類中得到廣泛的應(yīng)用，其密封性能與間隙大小、壓力差、配合表面的長度和直徑尺寸以及加工質(zhì)量等有關(guān)，其中間隙大小及均勻與否影響最大。這種密封間隙密封裝置結(jié)構(gòu)簡單，摩擦力小，但它不能隨壓力的增大而提高其密封性能。對(duì)于圓柱形表面，制造精度較易保證，但摩損后無法補(bǔ)償。對(duì)平面配合，制造較困難，但摩損后可以采取自動(dòng)壓緊等措施進(jìn)行補(bǔ)償。
對(duì)尺寸較大的液壓缸，由于配合尺寸較大，要達(dá)到間隙密封所要求的加工精度比較困難，而且也不經(jīng)濟(jì)。因此，間隙密封僅用于尺寸較小，壓力較低，運(yùn)動(dòng)速度較高的液壓缸。當(dāng)采用間隙密封時(shí)，應(yīng)考慮零件材料的耐磨性，通常采用耐磨鑄鐵制造活塞。
圖5-8間隙密封
2）O形密封圈密封
圖5-9 O型密封圈
圖5-9所示是一種斷面形狀為圓形的O形密封圈。O 形密封圈通常安裝在矩形的溝槽中，用于固定件或往復(fù)運(yùn)動(dòng)件間的密封為了使密封圈保持良好的密封性能而又不致產(chǎn)生過大的摩擦力，O形密封圈安裝在槽中應(yīng)當(dāng)有適當(dāng)?shù)念A(yù)壓量。預(yù)壓量的大小，對(duì)密封性能影響很大。過小，
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