686 礦車輪對拆卸機構的設計

686 礦車輪對拆卸機構的設計,礦車,輪對,拆卸,機構,設計 張濤∶礦車輪對拆卸機構的設計- 1 -礦車輪對拆卸機構的設計1 緒論礦車輪對拆卸機是礦車檢修成套設備之一，是一種針對礦車輪對維修的機械設備。就現(xiàn)階段，礦車輪對的維修主要靠工人來進行，不僅工效低，而且勞動強度大，維修效果差。設計一臺專用拆卸機，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，對礦車輪對拆卸機的研究幾乎是空白的，在網上也很難見到有關這方面研究的消息，只有中國礦業(yè)大學對其有所研究。礦車輪是煤礦運輸機械中的易損部件，礦車輪對在使用一段時間之后必須進行拆卸維修，以提高它的使用壽命。隨著煤礦產業(yè)的不斷壯大，傳統(tǒng)的手工拆卸已不能滿足生產的要求，對礦車輪對拆卸機的設計改進是勢在必行的。隨著科學技術的不斷發(fā)展，礦車輪對拆卸機的發(fā)展也會越來越快，必然會朝著高性能、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＋運動控制器”的開放式數(shù)控系統(tǒng)，它不僅具有信息處理能力強、開放程度高、運動軌跡控制精確、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、柔性和應付市場需求的能力。2 設計任務書這次設計主要對礦車輪對拆卸機構進行設計。通過查閱相關資料和細致的思考，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行拆卸，輪子的拆卸通過在軸下塹一支承，靠近輪對處設一擋塊，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，輪對的拆卸通過在工作臺上安裝一機械手夾緊軸，在左端設計一卸輪鉤將輪子鉤?。ㄐ遁嗐^的開合都由液壓驅動） ，利用液壓缸頂出來實現(xiàn)。工作臺的移動通過電機提供動力經過齒輪減速，驅動滾珠絲杠動力來完成。山西農業(yè)大學工程技術學院畢業(yè)設計說明書- 2 -方案三：輪蓋的拆卸同方案一，螺栓的拆卸通過減速電機帶動導筒的轉動來完成。輪對的拆卸通過在工作臺上安裝Ｖ形塊來支承和夾緊（手動）輪對，并在左端設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提供動力經過齒輪減速，驅動絲桿螺母運動來實現(xiàn)。根據(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，所以在此機構設計中只考慮螺母和輪對的拆卸。為了使結構更加清晰，將其分為螺母拆卸機構、卸車輪機構、輪對固定裝置和液壓系統(tǒng)四個部份。3 設計計算說明書3.1 螺母拆卸機構3.1.1 減速機的選擇通常規(guī)定，擰緊后螺紋聯(lián)接件的預緊力不得超過其材料的屈服極限 的 80%。螺s?栓的制造材料為 45 鋼，故 01(.67)sFA??:式中： ——螺栓材料的屈服極限，s?28aMP——螺栓危險截面的面積， 1A1/4d??取 0.s?3263.(10).284???5539N由機械原理可知，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1T聯(lián)接件支承面間的摩擦阻力矩 之和，即2（1）12T??螺旋副間的摩擦力矩為（2）??210tanvdTF??螺母與支承面間的摩擦力矩為張濤∶礦車輪對拆卸機構的設計- 3 -（3）30221cDdTfF??將式（2） 、 （3）代入式（1） ，得（4）??300221tanvcddf??????????對于 M10～M64 粗牙普通螺紋的鋼制螺栓，螺紋升角 ；螺紋中徑'0'142??:；螺旋副的當量摩擦角 （f 為摩擦系數(shù)，無潤滑時20.9d?rct1.5v?） ；螺栓孔直徑 ；螺母環(huán)形支承面的外徑 ；螺母與支承1f:0.d0.5Dd?面間的摩擦系數(shù) 。將上述各參數(shù)代入式（4）整理后可得.15cf?0.2TFd＝ 35941??＝46.53N.m根據(jù)以上計算，減速電機選用上海良精傳動機械有限公司生產的微型擺線針輪減速機，型號為：WD-WD100。3.1.2 導筒的設計螺母的形狀和尺寸如圖 3-1 所示：圖 3-1　螺母外形山西農業(yè)大學工程技術學院畢業(yè)設計說明書- 4 -因為拆卸此螺母不需要特別大的力，所以直接選用導筒的材料為 45 鋼，形狀和尺寸如圖 3-2 所示：圖 3-2(a) 導筒的形狀和尺寸圖 3-2(b) 導筒的形狀和尺寸3.1.3 拆卸螺母夾持力計算根據(jù) 3.1.1 中的計算結果，拆卸螺母所需的扭矩為 46.53N.m。要想在拆卸過程中，輪對不隨著螺母轉動，夾持力所產生的阻力應大于拆卸螺母的力矩。此夾持機構是采用兩 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01.7sFA?? 3263.14(0)0.728???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。05張濤∶礦車輪對拆卸機構的設計- 5 -所以下 V 形塊開槽每面受力為: 21(5089.3)F???=4022.83N上 V 形塊開槽每面受力為: 225108F?=3611夾持力矩為:　 122Td????夾3340.860610???5?所以此夾持力能夠滿足要求。3.2 卸車輪機構這部分主要包括拆卸力的計算、卸輪鉤的設計以及箱體的結構設計。3.2.1 拆卸力的計算① 計算最大過盈量根據(jù)軸承與軸的裝配圖可知，軸承與軸的配合是 7516Hk?； 0.3517H???0.2156k???所以最大過盈量 maxYu② 計算拆卸力1) 計算零件不產生塑性變形所允許的最大壓強根據(jù)參考文獻[2]表 6.4-2 公式得包容件： 22max224425119081.3633sdP Mpa??????????????????????山西農業(yè)大學工程技術學院畢業(yè)設計說明書- 6 -被包容件： 221max1 05167835sdPMpa????????????????????式中：查參考文獻[3]45 鋼 ZG270—500 的屈服強度 為 280Mpa2s?查參考文獻[3]軸承外圈軸承鋼的屈服強度 為 1670Mpa12）計算零件不產生塑性變形所允許的最大過盈 max?查參考文獻[5]表 6.4-2，按公式 計算312max0CPdE??????????式中： 取上面二值中小者maxPax1查參考文獻[5]表 6 .4-4 取 45 鋼和軸承鋼的彈性模量為 512.0EMp??查參考文獻[5]表 6 .4-4 取 45 鋼和軸承鋼的泊松比為 120.3????221115.70dC???????????????2222590.31611d??????????????所以 312max 55.7.08502CPdE???????????????????46.1um?3）計算最大拆卸力查參考文獻[5]表 6.4-2，按以下公式計算(5)'max3.14520.137.8506.72yFdluPN?????式中：最大過盈 的配合面壓強 為Y'maxP(6)' axmax12183537.84.MPa????張濤∶礦車輪對拆卸機構的設計- 7 -查參考文獻[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 321506.731.4yFN???拆3.2.2 卸輪鉤的設計① 內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[3]得其許用應力。??280aMP??卸輪鉤的受力簡圖 3 所示:在載荷 F 作用下,梁在 平面內發(fā)生對稱彎曲,彎矩矢量平行于 y 軸,將其用xz?表示,彎矩 如圖 4 所示:yy在畫彎矩圖時,將與彎矩相對應的點,畫在該彎矩所在橫截面彎曲時受壓的一側.由以上分析可知,卸輪鉤的彎曲拐角處的截面 A 為危險截面,該截面的彎矩為(7)2yAaMF?② 應力分析如圖 3-5 所示: 在彎矩 作用下，最大彎曲拉應力與最大彎曲壓應力,則分別發(fā)生在截面的 dezAM與 fa 邊緣各點外。 maxzAMW??圖 3-3 卸輪鉤受力簡圖山西農業(yè)大學工程技術學院畢業(yè)設計說明書- 8 -26aFbh????215307..Nm82aP??10M③　強度校核在上述各點處,彎曲切應力均為零,該處材料處于單向應力狀態(tài),所以,強度條件為 (8)??max??由上述計算可知,卸輪鉤的彎曲強度符合要求。根據(jù)礦車輪對的具體形狀和生產現(xiàn)場的具體情況,將卸輪鉤與輪對相配合的部份設計成向內彎曲 30 度,以便卸輪鉤和礦車輪對之間更好的配合和自鎖。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。銷孔應配鉸制，不宜多次拆裝。內縲紋圓柱銷(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。圖 3-4 在載荷 F 作用下的彎矩圖張濤∶礦車輪對拆卸機構的設計- 9 -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，多用于經常拆卸的場合。內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)比較和設計的要求，選用圓柱銷。初選銷的材料為 45 鋼，許用切應力 。??80aMP??(9)24FdZ??橫向力:F=30614N銷的許用剪應力: .??80aP??銷的個數(shù):Z=2所以: 2430618.d??解得: 5.64?查參考文獻[3]表 3-3-40 取 d=16mm.圖 3-5 彎矩分析山西農業(yè)大學工程技術學院畢業(yè)設計說明書- 10 -3.2.3 箱體結構設計礦車輪對拆卸機的箱體,其功能主要是包容和支承傳動機構, 為設計加工方便通常把箱體設計成矩形截面六面體，采用焊接結構，材料為 Q235-A。為滿足強度要求根據(jù)參考文獻[5]表 9.2-38 取箱體的壁厚為 10mm。其結構簡圖如圖 3-6 所示。3.3 輪對固定裝置此裝置包括裝夾部分、旋轉部分和移動部分。裝夾部分由Ｖ形塊來定位和夾緊，旋轉部分由軸和軸承的配合來實現(xiàn)。移動部分由電動機提供動力，經過齒輪減速，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 《機床夾具設計手冊》第三版表 2-1-26 得 V 形塊的主要尺寸，見表 3-1。圖 3-6 箱體外形圖張濤∶礦車輪對拆卸機構的設計- 11 -3.3.2 旋轉機構設計設計此旋轉機構的目的是為了拆卸完一邊的車輪后，讓其旋轉 ，以便拆卸另018一個車輪。此機構受力主要為礦車輪對及其自身的重力，為減少阻力，將其設計成一圓盤形狀，將一軸和圓盤鑄為一體，在軸的下方裝上軸承。因為此軸承主要承受軸向力，經過查閱相關資料，最終決定選用一對圓錐滾子軸承配合使用，其軸承代號為 30206。表 3-1 V 形塊的主要尺寸dN K L B H A 12b l基本尺寸極限偏差12dh 1r55 560?:100 40 35 76 16 19 20 12 8 +0.015 11 18 10 22 23.3.3 移動機構的設計① 工作臺的設計1) 主要設計參數(shù)及依據(jù)本設計工作臺的參數(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） 脈沖當量：0.001mm/pluse（5） 進給速度：60 毫米/min（6） 表面粗糙度：0.8～1.6（7） 設計壽命：15 年2）工作臺部件進給系統(tǒng)受力分析因礦車輪對拆卸機在拆卸過各中只受橫向的拆卸力,因此可以認為在加工過程中沒有外力負載作用。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軌山西農業(yè)大學工程技術學院畢業(yè)設計說明書- 12 -副相聯(lián),以保證相對運動精度。設下底座的傳動系統(tǒng)為橫向傳動系統(tǒng)，即 X 向，上導軌為縱向傳動系統(tǒng)，即 Y 向。一般來說,礦車輪對拆卸機的滾動直線導軌的摩擦力可忽略不計,但絲杠螺母副,以及齒輪之間的滑動摩擦不能忽略,這些摩擦力矩會影響電機的步距精度。另外由于采取了一系列的消隙、預緊措施,其產生的負載波動應控制在很小的范圍。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:600×400×55mm，材料為 HT200，估重為 625N (W1)。設中托座尺寸(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)。則下托座導軌副所承受的最大負載 W 為:W=W1+W2+W3+G＝665+250+250+1176＝2301N② 絲桿螺母副的設計因為在本設計中對縲旋傳動的精度和效率要求不高，故采用選用結構簡單，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。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，根據(jù)參考文獻[3]P93 式(5-46)有??20.8Fdp??式中[p]為材料的許用壓力,單位為 ,見參考文獻[3]表 5-12； 值一般取aMP?1.2～3.5。對于整體螺母，由于磨損后不能調整間隙，為使受力分布比較均勻，螺紋張濤∶礦車輪對拆卸機構的設計- 13 -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，可取1.25??:；只有傳動精度較高，載荷較大，要求壓壽命較長時，才允許取 。這2.53??: 4??里取 。.所以　　　　　　　　　　　 2630.8571d??＝0.01m＝10mm考慮到整個系統(tǒng)的剛度和穩(wěn)定性，取 ＝36mm。2d2) 螺桿的穩(wěn)定性計算對于長徑比大的受壓螺桿，當軸向壓力 F 大于某一臨界值時，螺桿就會突然發(fā)生側向彎曲而喪失其穩(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crF(10)crssSF??式中： ——螺桿穩(wěn)定性的計算安全系數(shù)。scS——螺桿穩(wěn)定性安全系數(shù)，對于傳力螺旋（如起重螺桿等） ，s＝3.5～5.0；對于傳導螺旋， ＝2.5～4.0；對于精密螺桿或水平螺桿， >4。此s sS sS機構中取 ＝3.5。sS——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crF s?計算， 。sli???此處， 為螺桿的長度系數(shù)，見參考文獻[3]表 5-14，這里取 ＝0.50； 為螺桿的工?l作長度，單位為 mm；螺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 ； 為螺桿危險截面的慣性半徑，li單位為 mm；若螺桿危險截面面積 ，則 。214Ad??14dIiA?臨界載荷 可按歐拉公式計算，即crF山西農業(yè)大學工程技術學院畢業(yè)設計說明書- 14 -(11)??2crEIFl???式中：E——螺桿材料的拉壓彈性模量，單位為 ，E=2.06 ；aMP?510aPI——螺桿危險截面的慣性矩，I= ，單位為 。416d?4m則： ??2crEIFl??=????4325623.1403.14.0.7???＝20606131crsFS?= 20613=6868 sS?所以此螺桿強度符合要求。③ 直線滾動導軌的選型導軌主要分為滾動導軌和滑動導軌兩種， 直線滾動導軌有著廣泛的應用。相對普通拆卸機所用的滑動導軌而言，它有以下幾方面的優(yōu)點：1) 定位精度高直線滾動導軌可使摩擦系數(shù)減小到滑動導軌的 1/50。由于動摩擦與靜摩擦系數(shù)相差很小，運動靈活，可使驅動扭矩減少 90%，因此，可將拆卸機定位精度設定到超微米級。2) 降低拆卸機造價并大幅度節(jié)約電力采用直線滾動導軌的拆卸機由于摩擦阻力小，特別適用于反復進行起動、停止的往復運動，可使所需的動力源及動力傳遞機構小型化，減輕了重量，使拆卸機所需電力降低 90%，具有大幅度節(jié)能的效果。3) 可提高拆卸機的運動速度直線滾動導軌由于摩擦阻力小，因此發(fā)熱少，可實現(xiàn)拆卸機的高速運動，提高拆張濤∶礦車輪對拆卸機構的設計- 15 -卸機的工作效率 20～30%。4) 可長期維持拆卸機的高精度對于滑動導軌面的流體潤滑，由于油膜的浮動，產生的運動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掉了。與之相反，滾動接觸由于摩擦耗能?。疂L動面的摩擦損耗也相應減少，故能使直線滾動導軌系統(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)情況下只需脂潤滑就足夠了，這使得在拆卸機的潤滑系統(tǒng)設計及使用維護方面都變的非常容易了。所以在結構上選用： 開式直線滾動導軌。參照南京工藝裝備廠的產品系列，型號: 選用 GGB 型四方向等載荷型滾動直線導軌副。具體型號選用 GGB20BA2P，2320-4 圖 3-7　導軌④電機及其傳動機構的確定1)電機的選用(1) 脈沖當量和步距角已知脈沖當量為 1μm/STEP，而步距角越小，則加工精度越高。初選為0.36o/STEP（二倍細分） 。(2) 電機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 為外部負載產生的摩擦扭矩，有:M1=Fa×d/2×tg（ψ+ρ＇）=92×0.025/2×tg（2.91+0.14）=0.062N·m山西農業(yè)大學工程技術學院畢業(yè)設計說明書- 16 -M2 為內部預緊所產生的摩擦扭矩，有：M2=K×Fao×Ph/2π式中: K—預緊時的摩擦系數(shù)，0.1—0.3 Ph—導程，4cmFao——預緊力，有：Fao=Fao1+Fao2取 Fao1=0.04×Ca=0.04 ×1600=640NFao2 為軸承的預緊力，軸承型號為 6004 輕系列，預緊力為 Fao2＝130N。故 M2=0.2×(640+130) ×0.004/2π=0.098 N·m齒輪傳動比公式為：i=φ× Ph /(360×δp)，故電機輸出軸上起動矩近似地可估算為：Tq=M/iη=360×M×δp /φ×η×Ph式中: δp =lμm/STEP=0.0001cm/STEP；M= M1+ M 2= 0.16Nφ=0.36o/STEPq=0.85Ph＝0.4cmη＝0.953則 Tq=360×0.16×0.0001/(3.6×0.85×0.4)=0.4 N·m 因 Tq/TJM=0.866(因為電機為五相運行)。則電機最大靜轉矩TJM=Tq/0.866=0.46 N·m④ 確定電機最高工作頻率參考有關礦車輪對拆卸機的資料,可以知道電機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 型電機該電機的最大靜止轉矩為 0.8 N·m，轉動慣量為 235g/cm2⑤ 齒輪傳動機構的確定1) 傳動比的確定要實現(xiàn)脈沖當量 lμm/STEP 的設計要求，必須通過齒輪機構進行分度，其傳動比為：張濤∶礦車輪對拆卸機構的設計- 17 -i=φ× P h /(360×δ p)式中 Ph為絲杠導程，φ 為步距角，δ p為脈沖當量;根據(jù)前面選定的幾個參數(shù)，傳動比為：i=φ× P h /(360×δ p)=0.36×4/360×0.001=4:1=Z2/Z1根據(jù)結構要求,選用 Z1為 30，Z 2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,齒輪轉速 ,齒數(shù)比 u=4,工作壽命為 15 年。1960/minnr?按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。礦車輪對拆卸機是一般工作機器，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（調質） ，硬度為 280HBS,大齒輪的材料選用 45 鋼（調質）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。1z2z3) 按齒面接觸強度設計由設計公式進行計算，即(12)??2312.t EtdHKTZu???????????(1) 確定公式內的各計算參數(shù)a 試選用載荷系數(shù) =1.3。tb 計算小齒輪傳遞的轉矩55411 109.09.9.86PT Nmn?????c 由[3]中 201 頁表 10-7 選取齒寬系數(shù) =1。d?d 由[3]中 198 頁表 10-6 查得材料的彈性系數(shù) 。189.EaZMP?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度極限，齒條的接觸疲勞強度極限 。lim160HaMP??lim250Ha?f 由根據(jù)應力循環(huán)次數(shù)91609601(831)4.70hNnjL?????山西農業(yè)大學工程技術學院畢業(yè)設計說明書- 18 -9924.170.310N???g 由[3]中 203 頁圖 10-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù)：， 。 1.HNK2.5HNh 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1％，安全系數(shù) S=1，得1lim[]0.96540HNMPaS????2li52.K(2) 計算a 試計算齒輪的分度圓 ，代入[ ]中較小的值1tdH???3 212.t EtdHKTZud??????????3 24.8210589.. 6?????????65.9mb 計算圓周速度 v 15.390.29/606tdnms????c 計算齒寬 ..6dtb??d 計算齒寬和齒高之比 b/h模數(shù)： 1/65.39/02.75ttmzm??齒高： 2. 613th?/4.9/.187.3bh?e 計算載荷系數(shù)根據(jù) v=3.29m/s，7 級精度，由[3]中 192 頁圖 10-8 查得動載系數(shù) Kv=1.12；直齒輪，假設 。由[3]表 10—3 查得/10/AtKFbNm? 1.2HaFK?張濤∶礦車輪對拆卸機構的設計- 19 -由[3]190 頁表 10-2 查得兩段的齒輪的使用系數(shù) ，1AK?由[3]194 頁表 10-4 查得 7 級精度、齒輪相對支承對稱布置時， ??231.208.60.HdKb???????將數(shù)據(jù)代入后得23.1..165.91.423? ???由 b/h=10.67, =1.423，查[3]195 頁圖 10-13 得 =1.35，故載荷系數(shù)H FK?..4.AVHK?????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 3311.965.7.38td m?g 計算模數(shù) 4..102dmz??14)按齒根彎曲強度設計設計計算公式 (13)??32FaSdYKTz??????????(1) 確定計算公式內的各計算參數(shù)a 由[3]204 頁圖 10-20c 查得齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；齒條的彎150FEMPa?曲疲勞強度極限 ；2380FEMPa??b 由[3]202 頁圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)， ；1.5FNK20.8FN?c 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，由下式得??1.530.574FNEMPaS????2082861.K?d 計算載荷系數(shù) K..3514AVHF????e 查取齒形系數(shù)山西農業(yè)大學工程技術學院畢業(yè)設計說明書- 20 -由[3]197 頁表 10-5 查得， ；12.65FaY?2.6Faf 查取應力校正系數(shù)由[3]197 頁表 10-5 可查得， ；1.58Sa21.764SaY?g 計算大小齒輪的 并加以比較??FSa??12.65180.3793FaSY??對 ??2.6.740.38FaSY????由上式可得齒條的數(shù)值較大。(2) 設計計算 ??132FaSdYKTmz??????????432.89.0.16???2.176此計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪的模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù) 1.64 并就近圓整為標準值 m=2;按接觸強度算得的分度圓直徑 ,算出小齒輪齒數(shù)：143.09d?大齒輪齒數(shù)： 取214302zu??10z?這樣的齒輪傳動，既滿足齒面接觸疲勞強度，又滿足齒根彎曲疲勞強度，而且做到了結構緊湊，避免浪費。5) 幾何尺寸計算(1) 計算分度圓直徑 3026dzm????112張濤∶礦車輪對拆卸機構的設計- 21 -(2) 計算中心距????601290adm???12(3) 計算齒輪寬度 1db???取 。2160,5Bm?6）驗算 419.83660tTFNd?，合適。35.27/10/AtKmb??⑥ 電機慣性負載的計算由資料知，礦車輪對拆卸機的負載可以認為是慣性負載。機械機構的慣量對運動特性有直接的影響。不但對加速能力、加速時驅動力矩及動態(tài)的快速反應有關，在開環(huán)系統(tǒng)中對運動的平穩(wěn)性也有很大的影響，因此要計算慣性負載。限于篇幅，在此僅對進給系統(tǒng)的負載進行計算。慣性負載可由以下公式進行計算：JD=J0+J1+(Zl/Z2)（J 2＋J 3）+ J 4 (Vm/ω D)2×mn式中： J D為整個傳動系統(tǒng)折算到電機軸上的慣性負載。J0為電機轉子軸的轉動慣量 eJ1為齒輪 Zl 的轉動慣量J2為齒輪 Z2 的轉動慣量J3為齒輪 Z3 的轉動慣量mn為系統(tǒng)工作臺質量Vm為工作臺的最大移動速率ω D為折算成單軸系統(tǒng)電動機軸角速度各項計算如下：已知 J0＝0 忽略不計， m n=112.5Kg齒輪慣性轉矩計算公式：J=ρ2m=ρ2G/g山西農業(yè)大學工程技術學院畢業(yè)設計說明書- 22 -其中 ρ 為回轉半徑G 為轉件的重量滾珠絲杠的慣性矩計算公式：J=πRLD/32最后計算可得：J1＝0.1×10-3Kg. m2J2＝1.32×10-3Kg. m2J3＝2.98×10-4Kg. m2J4＝1.14×10-5Kg. m2Vm=12 m/sω D=2π rad/sJD=J0+J1+(Zl/Z2)（J 2＋J 3）+ J 4 (Vm/ω D)2×mn=17.3 Kg. cm2此值為近似值此值小于所選電機的轉動慣量。⑦ 傳動系統(tǒng)剛度的討論礦車輪對拆卸機工作臺其實為一進給傳動系統(tǒng)，其傳動系統(tǒng)的剛度可根據(jù)不出現(xiàn)摩擦自振或保證微量進給靈敏度的條件來確定。1) 根據(jù)工作臺不出現(xiàn)爬行的條件來確定傳動系統(tǒng)的剛度傳動系統(tǒng)中的當量剛度 K 或當扭轉剛度 C 主要由最后傳動件的剛度 K0 或 C0 決定的，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，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)張濤∶礦車輪對拆卸機構的設計- 23 -F＝754.8mm 2 L＝Ls＝250 mm則 K0＝2.06×10 754.8/(3×250)×10=20.73Kgf/mm=203.2N/mm傳動系統(tǒng)剛度較大，可以滿足要求。2) 根據(jù)微量進給的靈敏度來確定傳動系統(tǒng)剛度此時傳動系統(tǒng)的剛度應滿足：K△ ≥F 0/△式中 K△——傳動系統(tǒng)當量剛度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△ ——部件調整時，所需的最小進給量，A=0.5δp=0.5μm/STEP即滿足微量進給要求的傳動系統(tǒng)剛度為:K△≥F0/△＝0.92/0.5＝1.84Kgf/mm結合上述傳動系統(tǒng)剛度的討論可知滿足微量進給靈敏度所需要的剛度較小，可以達到精度要求。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，必須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 形塊為支承點進行分析。傾覆力矩： 245123TF???傾 輪 傾 軸.989.8?=61030反傾覆力矩： 027T???反 螺 紋 反 傾 軸5189.8山西農業(yè)大學工程技術學院畢業(yè)設計說明書- 24 -＝430205 T?傾所以拆卸后輪對不會傾覆。4 液壓系統(tǒng)的設計根據(jù)現(xiàn)場考察和理論分析，礦車輪對拆卸機擬采用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、工進、快退。根據(jù)實際生產效率需求分析取液壓缸快進速度為 7mm/s，工進速度為 1mm/s，快退速度為 7mm/s。液壓缸快進時所受外負載即為其自身的慣性力，在此相對較小可以忽略不計；工進的外負載即為拆卸力，在此根據(jù)前面計算結果為 30614N，液壓缸的外負載即為彈簧產生的彈簧力。4.2 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 4.2.1 選擇液壓回路 ① 主回路和動力源由工況分析可知，液壓系統(tǒng)在快進階段，負載壓力較低，流量較大，且持續(xù)時間較短；而系統(tǒng)在工進階段，負載壓力較高，流量較小，持續(xù)時間長。同時考慮到在拆卸中負載變化所引起的運動波動較大，為此，采用回油節(jié)流調速閥節(jié)流調速回路。這樣，可保證拆卸運動的平穩(wěn)性。為方便實現(xiàn)快進、工進，在此采用液壓缸差動連接回路。這樣，所需的流量較小，從簡單經濟觀點，此處選用單定量泵供油。② 由于上已選節(jié)流調速回路，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。通過電氣行程開關控制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。④ 壓力控制回路在泵的出口并聯(lián)一先導式溢流閥，實現(xiàn)系統(tǒng)定壓溢流，同時在該溢流閥的遠程控制口連接一個二位二通的電磁換向閥，以便一個工作循環(huán)結束后，等待裝卸工件時，張濤∶礦車輪對拆卸機構的設計- 25 -液壓泵卸載，并便于液壓泵空載下迅速啟動。 4.2.2 組成液壓系統(tǒng)在回路初步選定的基礎上，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：在液壓泵進油口（吸油口）設置一過濾器；出口設一壓力表及壓力表開關，以便觀測泵的壓力。經整理的液壓系統(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 可根據(jù)負載的大小及機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 。12）計算主液壓缸內徑 D 和活塞桿的直徑 d由工況分析得液壓缸最大負載為 30614N，按參考文獻[1]表 23.4-4 取背壓力山西農業(yè)大學工程技術學院畢業(yè)設計說明書- 26 -=0.5Mpa，按表 23.4-6 和 24.4-5 取 ，按參考文獻[1]23.4-18 公式2P 0.5dD??得 (14)????2 214436103..FD mP???? ???????????查參考文獻[1]表 23.4-7，將液壓缸內徑圓整為標準系列直徑 D=100mm。0.5.15d?查參考文獻[1]表 23.4-8，將液壓缸活塞缸直徑圓整為標準系列直徑 d=55mm。3）按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度由參考文獻[2]公式 2-4 可得(15)32min0.518.6qAcmV???式中 是由產品樣本查得 GE 系列節(jié)流閥的最小穩(wěn)定速度為 0.05L/minminq本設計中節(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選液壓有桿腔的本設計中節(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選液壓有桿腔的實際面積，即 ????2223.1405.4.74ADdcm?????可見上述不等式能滿足，液壓缸能達到所需的低速。4）計算在各工作階段液壓缸所需要的流量 ??223.15.0.44qdV????快 進 快 進 3/in439.7/mi.97L?2216D?工 進 工 進 3/i43.0/in0.41n???????222 50.44qdV????????????快 退 快 退 3/min43.9/mi.9L?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油管路有一定的壓力損失，所以泵的工作壓力為 1pP????張濤∶礦車輪對拆卸機構的設計- 27 -式中： —液壓泵最大工作壓力pP—執(zhí)行元件最大工作壓力1進油管路中的壓力損失，初算簡單系統(tǒng)可取 0.2 0.5Mpa，復雜系統(tǒng)取??~0.5 1.5Mpa，本設計取 0.5Mpa~140.5pPMpa?????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出現(xiàn)的p動態(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 應滿足 。中低系統(tǒng)取小值，高壓系統(tǒng)取大值。在n??1.25~6np?本設計中取 1.25.4pPMa???(2) 泵流量的確定液壓泵的最大流量應為 ??maxpLqK??式中： —液壓泵的最大流量；pq—同時動作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值。如果這時溢流閥??max正進行工作，尚需加溢流閥的最小流量 2 3L/min~—系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取 =1.1 1.3，現(xiàn)取 =1.2LKLKLK所以 ????max1.4.36.72/minpLq??????(3) 選擇液壓泵的的規(guī)格根據(jù)以上算得的 和 ，再查閱有關手冊，現(xiàn)選用 限壓式定量葉片泵，該pP1YB?泵的基本參數(shù)為：每轉排量 ，泵的額定壓力 ，電動機轉速6/VqlL?6.3nPMpa?，驅動功率為 1.5KW，總效率為 0.7，重量為 5.3Kg1450/minHnr?(4) 選擇與液壓相匹配的電動機首先分別算出快進工進等各階段的的功率，取最大者作為選擇電動機規(guī)格的依據(jù)。因為快進時的外負載約為零，液壓缸的負載也遠小于工進，所以其功率也都小于工進時的功率。因此，現(xiàn)只需計算工進的功率即可。山西農業(yè)大學工程技術學院畢業(yè)設計說明書- 28 -工進時外負載都為 30614N，進油路的壓力損失定為 0.3Mpa，由參考文獻[2]1-4 公式可得622430140.3419.PFppMpaD???????工 進 損由參考文獻[2]1-6 公式得 .97.80pqkw??工 進 工 進工 進式中： 為液壓泵的效率為 0.7?查閱電動機產品樣本，現(xiàn)選用 Y100L2-4 型電動機，其額定功率為 3.0KW，額定轉速為 1430r/min 。6）選擇液壓元件根據(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)定流量應滿足執(zhí)行機構最低穩(wěn)定速度的要求?，F(xiàn)查產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行計算。查參考文獻[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，則內徑 d 為2.94.6.6.71qmV???參照參考文獻[1]表 23.9-2，同時考慮到制作方便，除吸油管外，其余管都取18 2(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，取吸油管內徑 d 為 15mm。16YB?表 4-1 液壓元件明細表序號 元件名稱 型號規(guī)格 額定流量 L/min 額定壓力 Mpa1 濾油器 XU-A16×80J 12 12 液壓泵 14YB?4/mlL6.33 壓力表開關 K-3B — 6.34 壓力表 Y-60 — 測壓范圍0~10張濤∶礦車輪對拆卸機構的設計- 29 -5 溢流閥 Y-25B 25 6.36 二位二通電磁閥 22D-10BH 6.3 6.37 單向閥 I-25B 6.3 258 三位四通電磁閥 34D-25B 6.3 259 單向調速閥 QI-25B 6.3 2510 二位三通電磁閥 23D-25B 6.3 2512 蓄能器 4/LNXQHF???— 104.3.3 確定液壓油箱容積初設計液壓油箱容量時，可按參考文獻[1]經驗公式 23.4-31 來確定，待系統(tǒng)穩(wěn)定后，再按散熱的要求進行校核。油箱容量為： 68.51.4VqL????式中 —液壓油箱的容積（L）—液壓泵的總額定流量（L/min）V—與液壓系統(tǒng)壓力有關的經驗系數(shù)，查參考文獻[1]表 23.4-11 取?，因設計中需將在籍助油箱頂蓋安放液壓泵及電動機和液壓閥集成裝置，現(xiàn)5~7??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[4]表 1-17，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C??150cst=1.5 ，油的密度 為 920 。2/cms?3/Kgm4.4 液壓系統(tǒng)的驗算已知該液壓系統(tǒng)中吸油管內徑為 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。山西農業(yè)大學工程技術學院畢業(yè)設計說明書- 30 -4.4.1 壓力損失的驗算① 工進時進油路壓力損失運動部件工作進給時最大速度為 0.42m/min，進給時的最大流量為 ，0.97/minL則液壓油在管內的流速為： 312240.971564/min4/qvccsd?????管道雷諾數(shù) 為：1Re1.?由于 <2300，可見油液在管道內流態(tài)為層流。所以其沿程阻力系數(shù) 1750.8e94??進油管道 BC 的沿程壓力損失 為1p????2 261 2.7039.480.186lvp Pad??? ???????式中 —液壓油管的內徑，根據(jù)說明書液壓油管的設計可得 d 為 6mm—液壓油的密度?查得換向閥 34D-25B 的壓力損失 6120.5pPa????忽略油液通過管接頭、油路拐彎等處的局部壓力損失，則進油口的總壓力損失為1p?6661120.8.051.230p Pa?????????② 工進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油管道的二分之一，則 12947/vcms?0.6Re18.5d???24.?張濤∶礦車輪對拆卸機構的設計- 31 -回油管道的沿程壓力損失 為：21p????2621 2.7039.4740.316lv Pad??? ??????查產品樣本知換向閥 23D-25B 的壓力損失 ，換向閥 34D-25 的62.5p?壓力損失 ，節(jié)流閥 L-D6B 的壓力損失為6230.51pPa???。4?回油路的總壓力損失為：??662123240.3250.10.85ppp Pa?????????③ 變量泵出口處的壓力(16)211cmpFAp??式中： —液壓缸的效率，取 0.95c—為無桿腔的面積1A223213.4017.850DAm?????—為有桿腔的面積2????2223223.140.5.4810dA? ???????所以 362 61190.5.8..710cmpFp?????? ?=2.1Mpa由于快進和快退兩個階段的外負載較小，故其損失驗算從略。上述驗算表明，無需修改原設計。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、快退的過程時間很短，工進時間較長，占整個循環(huán)時間的%90 以上，所以系統(tǒng)溫升可概略用工進時的數(shù)值來代表。山西農業(yè)大學工程技術學院畢業(yè)設計說明書- 32 -工進時，v=6cm/min 則2233.140.6.4710/min0.47/inqDv L???????此時泵的效率為 0.1，泵的出口壓力為 2.1Mpa，則有..65601pqPKw??輸 入 2392.540.9Fv???輸 出此時的功率損失為： 0.16..75P??輸 入 輸 出 590Kw??輸 入 輸 出可見在工進時，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：3210/()KkcmC?????32 230.65.04.AV??式中 V—液壓油箱的容量，根據(jù)說明書液壓油箱的設計可得 V=34L系統(tǒng)溫升為： 30.75.8121PtKA??????演算表明系統(tǒng)的溫升在許可范圍內。5 液壓缸的設計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)的設計。5.1.2 液壓缸內徑Ｄ和活塞桿直徑 d 的確定見液壓系統(tǒng)的設計。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，使缸體的剛張濤∶礦車輪對拆卸機構的設計- 33 -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，按經驗選取，然后按 進行校核。??2ypD????式中 —液壓缸缸筒的厚度?—試驗壓力（Mpa） ，當工作壓力 時， ；工作壓力yp 16pMa?1.5yp?時，16Mpa?1.25y?D—液壓缸內徑（m）—缸體的許用應力（Mpa）：???式中： —缸體材料的抗拉強度（Mpa）bn?b?— 安全系數(shù)， ，一般取 n=5 3.5~n?查參考文獻[1]表 23.6-59 工程機械液壓缸外徑系列，根據(jù)內徑為 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?16pMa?鋼。查參考文獻[8]上冊表 1-4 得 20 鋼的抗拉強度為 =420Mpab?所以 ??42085bMpan??(17)??36.3150.1524yDm???????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)行機構實際工作的最大行程來確定，由礦車輪對的實際尺寸和經驗取其工作行程　L=300mm。5.1.5 缸底、缸蓋厚度的確定一般液壓缸為平底缸，當缸底要設計油孔時， 查參考文獻[1]按 23.6-28 公式(18)????00.43ypDhd???山西農業(yè)大學工程技術學院畢業(yè)設計說明書- 34 -式中 h—缸底厚度（m）D—液壓缸內徑（m）—試驗壓力，當工作壓力 時， yp16pMa?1.5.639.45ypMpa???—缸底材料的許用應力（Mpa）???—缸底孔直徑（m）0d根據(jù)參考文獻[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[8]上冊表 1-4 得鑄鋼 ZG25 的抗拉強度為 =450Mpa ，再根據(jù)手冊取b?安全系數(shù) n 為 5，故其 ??4509bMpan????????09.45010.3.30.1yDhd??????2.m考慮到缸底還設有緩沖裝置、進油口、排氣閥，所以設計缸頭法蘭厚度為 30mm。由于在液壓缸缸蓋上有活塞桿導向孔，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，與缸底有計算方法一致，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 最小導向長度的確定當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到缸蓋滑動支承面中點到的距離 H 稱為最小導向長度。如果導向長度過小，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 ，設計時必須保證有一定的最小導向長度。 對一般的液壓缸，最小導向長度 H 應滿足以下要求(19)20LD??式中 L—液壓缸的最大行程張濤∶礦車輪對拆卸機構的設計- 35 -D—液壓缸的內徑所以 3016522LHm???活塞的寬度 B 一般取 ，根據(jù)實際需要，現(xiàn)取(.~0)D8.108Bm???導向套支承面長度 ，根據(jù)液壓缸的內徑 D 和液壓缸蓋孔 來共同確定。1l 0d當 時，取 ；80Dm?(0.6~)當 時，取?10ld?根據(jù)實際需要，現(xiàn)取 ..854m??為保證最小導向長度 H，若過分增大 和 B 都是不適宜的，必要時可在缸蓋與活塞1l之間增加一隔套 K 來增加 H 的值。隔套的長度 C 由需要的最小導向長度 H 決定，即??2Cl???165480＝35.1.7 缸體長度的確定液壓缸缸體的內部長度應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大于內徑的 20 30 倍。~所以缸體內部長度為： 1803LBm???缸體外形長度為： L總 缸 底 缸 頭 缸 蓋64液壓缸長度遠遠小于缸體內徑的 20 30 倍，因此滿足設計要求。~5.1.8 活塞桿穩(wěn)定性的驗算當液壓缸支承長度 時，須活塞桿彎曲穩(wěn)定性并進行驗算。液壓缸的??105BLd?: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；BL山西農業(yè)大學工程技術學院畢業(yè)設計說明書- 36 -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 ＝500mmBL則 509.1Ldd??所以活塞桿穩(wěn)定性不需要驗算。5.2 液壓缸的結構設計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、內半環(huán)連接幾種形式。其中法蘭連接結構比較簡單，易于加工和裝配，應用廣泛，但外徑尺寸大。螺紋連接結構的外徑尺寸小，但端部結構復雜，而且內、外徑有同軸度要求，裝配困難，要使用專門工具；應注意擰端蓋時有可能把密封圈擰扭。外半環(huán)連接結構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，削弱了強度，需要加大缸體壁厚。當外徑尺寸受到限制時，可采用內半環(huán)連接，其結構緊湊，重量輕，但安裝密封圈時有可能被環(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：結構簡單；易加工，易裝卸缺點：重量比螺紋連接的大，但比拉桿的小；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 螺紋連接張濤∶礦車輪對拆卸機構的設計- 37 -a b c圖 5-2　螺紋連接優(yōu)點：重量較輕；外徑較小缺點：端部結構復雜；裝卸時要用專用的工具③ 外半環(huán)連接圖 5-3　外半環(huán)連接優(yōu)點：重量比拉桿輕缺點：缸體外徑要加工；半環(huán)槽削弱了缸體相應地要加厚缸體厚度。④ 內半環(huán)連接圖 5-4 內半環(huán)連接優(yōu)點：結構緊湊、重量輕缺點：安裝時，端部進入缸體較深，密封圈有可能被進油孔邊緣擦傷根據(jù)比較分析，確定選用法蘭連接最符合設計要求。5.2.2 活塞桿與活塞的連接結構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，以防止工作時由于往復運動而松開，同時在活塞與活塞桿之間需要設置靜密封。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，但當油缸工作壓力較大、工