810 礦車輪對拆卸機(jī)構(gòu)的設(shè)計

810 礦車輪對拆卸機(jī)構(gòu)的設(shè)計,礦車,輪對,拆卸,機(jī)構(gòu),設(shè)計 張濤∶礦車輪對拆卸機(jī)構(gòu)的設(shè)計- 1 -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維修的機(jī)械設(shè)備。就現(xiàn)階段，礦車輪對的維修主要靠工人來進(jìn)行，不僅工效低，而且勞動強(qiáng)度大，維修效果差。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(qiáng)度。目前，對礦車輪對拆卸機(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，礦車輪對在使用一段時間之后必須進(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)技術(shù)的不斷發(fā)展，礦車輪對拆卸機(jī)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(yùn)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(qiáng)、開放程度高、運(yùn)動軌跡控制精確、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?。ㄐ遁嗐^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)提供動力經(jīng)過齒輪減速，驅(qū)動滾珠絲杠動力來完成。山西農(nóng)業(yè)大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)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(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Ｖ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)提供動力經(jīng)過齒輪減速，驅(qū)動絲桿螺母運(yùn)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(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)更加清晰，將其分為螺母拆卸機(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(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(jī)構(gòu)的設(shè)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(dāng)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(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)計螺母的形狀和尺寸如圖 3-1 所示：圖 3-1　螺母外形山西農(nóng)業(yè)大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)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(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 拆卸螺母夾持力計算根據(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(jī)構(gòu)的設(shè)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(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(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： 22max224425119081.3633sdP Mpa??????????????????????山西農(nóng)業(yè)大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書- 6 -被包容件： 221max1 05167835sdPMpa????????????????????式中：查參考文獻(xiàn)[3]45 鋼 ZG270—500 的屈服強(qiáng)度 為 280Mpa2s?查參考文獻(xiàn)[3]軸承外圈軸承鋼的屈服強(qiáng)度 為 1670Mpa12）計算零件不產(chǎn)生塑性變形所允許的最大過盈 max?查參考文獻(xiàn)[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(xiàn)[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(xiàn)[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(xiàn)[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(qiáng) 為Y'maxP(6)' axmax12183537.84.MPa????張濤∶礦車輪對拆卸機(jī)構(gòu)的設(shè)計- 7 -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，同時生銹使拆卸力大大增加，故取 321506.731.4yFN???拆3.2.2 卸輪鉤的設(shè)計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。??280aMP??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xz?表示,彎矩 如圖 4 所示:yy在畫彎矩圖時,將與彎矩相對應(yīng)的點(diǎn),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 為危險截面,該截面的彎矩為(7)2yAaMF?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 dezAM與 fa 邊緣各點(diǎn)外。 maxzAMW??圖 3-3 卸輪鉤受力簡圖山西農(nóng)業(yè)大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書- 8 -26aFbh????215307..Nm82aP??10M③　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)??max??由上述計算可知,卸輪鉤的彎曲強(qiáng)度符合要求。根據(jù)礦車輪對的具體形狀和生產(chǎn)現(xiàn)場的具體情況,將卸輪鉤與輪對相配合的部份設(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(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。圖 3-4 在載荷 F 作用下的彎矩圖張濤∶礦車輪對拆卸機(jī)構(gòu)的設(shè)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(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)計的要求，選用圓柱銷。初選銷的材料為 45 鋼，許用切應(yīng)力 。??80aMP??(9)24FdZ??橫向力:F=30614N銷的許用剪應(yīng)力: .??80aP??銷的個數(shù):Z=2所以: 2430618.d??解得: 5.64?查參考文獻(xiàn)[3]表 3-3-40 取 d=16mm.圖 3-5 彎矩分析山西農(nóng)業(yè)大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書- 10 -3.2.3 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計礦車輪對拆卸機(jī)的箱體,其功能主要是包容和支承傳動機(jī)構(gòu), 為設(shè)計加工方便通常把箱體設(shè)計成矩形截面六面體，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Ｖ形塊來定位和夾緊，旋轉(zhuǎn)部分由軸和軸承的配合來實現(xiàn)。移動部分由電動機(jī)提供動力，經(jīng)過齒輪減速，帶動絲桿螺母的運(yùn)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 箱體外形圖張濤∶礦車輪對拆卸機(jī)構(gòu)的設(shè)計- 11 -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018一個車輪。此機(jī)構(gòu)受力主要為礦車輪對及其自身的重力，為減少阻力，將其設(shè)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(jīng)過查閱相關(guān)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(jī)構(gòu)的設(shè)計① 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：0.8～1.6（7） 設(shè)計壽命：15 年2）工作臺部件進(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)軌山西農(nóng)業(yè)大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書- 12 -副相聯(lián),以保證相對運(yùn)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(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)載波動應(yīng)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(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＝2301N② 絲桿螺母副的設(shè)計因為在本設(shè)計中對縲旋傳動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(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(xiàn)[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(xiàn)[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(diào)整間隙，為使受力分布比較均勻，螺紋張濤∶礦車輪對拆卸機(jī)構(gòu)的設(shè)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(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(dǎo)螺旋， ＝2.5～4.0；對于精密螺桿或水平螺桿， >4。此s sS sS機(jī)構(gòu)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(xiàn)[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(diǎn)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(diǎn)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(nóng)業(yè)大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)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(qiáng)度符合要求。③ 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。相對普通拆卸機(jī)所用的滑動導(dǎo)軌而言，它有以下幾方面的優(yōu)點(diǎn)：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，運(yùn)動靈活，可使驅(qū)動扭矩減少 90%，因此，可將拆卸機(jī)定位精度設(shè)定到超微米級。2) 降低拆卸機(jī)造價并大幅度節(jié)約電力采用直線滾動導(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、停止的往復(fù)運(yùn)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(yùn)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(yùn)動，提高拆張濤∶礦車輪對拆卸機(jī)構(gòu)的設(shè)計- 15 -卸機(jī)的工作效率 20～30%。4) 可長期維持拆卸機(jī)的高精度對于滑動導(dǎo)軌面的流體潤滑，由于油膜的浮動，產(chǎn)生的運(yùn)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(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，滾動接觸由于摩擦耗能小．滾動面的摩擦損耗也相應(yīng)減少，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)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④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 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（ψ+ρ＇）=92×0.025/2×tg（2.91+0.14）=0.062N·m山西農(nóng)業(yè)大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書- 16 -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)緊時的摩擦系數(shù)，0.1—0.3 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 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(jī)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(jī)為五相運(yùn)行)。則電機(jī)最大靜轉(zhuǎn)矩TJM=Tq/0.866=0.46 N·m④ 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。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)動慣量為 235g/cm2⑤ 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 lμm/STEP 的設(shè)計要求，必須通過齒輪機(jī)構(gòu)進(jìn)行分度，其傳動比為：張濤∶礦車輪對拆卸機(jī)構(gòu)的設(shè)計- 17 -i=φ× P h /(360×δ p)式中 Ph為絲杠導(dǎo)程，φ 為步距角，δ p為脈沖當(dāng)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(jié)構(gòu)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(zhuǎn)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(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。1z2z3) 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由設(shè)計公式進(jìn)行計算，即(12)??2312.t EtdHKTZu???????????(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。tb 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)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(qiáng)度極限，齒條的接觸疲勞強(qiáng)度極限 。lim160HaMP??lim250Ha?f 由根據(jù)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)91609601(831)4.70hNnjL?????山西農(nóng)業(yè)大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)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(yīng)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(shè) 。由[3]表 10—3 查得/10/AtKFbNm? 1.2HaFK?張濤∶礦車輪對拆卸機(jī)構(gòu)的設(shè)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(qiáng)度設(shè)計設(shè)計計算公式 (13)??32FaSdYKTz??????????(1) 確定計算公式內(nèi)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(qiáng)度極限 ；齒條的彎150FEMPa?曲疲勞強(qiáng)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(yīng)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(nóng)業(yè)大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書- 20 -由[3]197 頁表 10-5 查得， ；12.65FaY?2.6Faf 查取應(yīng)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(shè)計計算 ??132FaSdYKTmz??????????432.89.0.16???2.176此計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)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(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)：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(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) 幾何尺寸計算(1) 計算分度圓直徑 3026dzm????112張濤∶礦車輪對拆卸機(jī)構(gòu)的設(shè)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(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(yùn)動特性有直接的影響。不但對加速能力、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(yùn)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)（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(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 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ω 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 J0＝0 忽略不計， m n=112.5Kg齒輪慣性轉(zhuǎn)矩計算公式：J=ρ2m=ρ2G/g山西農(nóng)業(yè)大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書- 22 -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(jī)的轉(zhuǎn)動慣量。⑦ 傳動系統(tǒng)剛度的討論礦車輪對拆卸機(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(dāng)量剛度 K 或當(dāng)扭轉(zhuǎn)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(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，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(jī)構(gòu)的設(shè)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(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：K△ ≥F 0/△式中 K△——傳動系統(tǒng)當(dāng)量剛度F0 —— 部件運(yùn)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，所需的最小進(jìn)給量，A=0.5δp=0.5μm/STEP即滿足微量進(jìn)給要求的傳動系統(tǒng)剛度為:K△≥F0/△＝0.92/0.5＝1.84Kgf/mm結(jié)合上述傳動系統(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(diǎn)進(jìn)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(nóng)業(yè)大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)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(shè)計根據(jù)現(xiàn)場考察和理論分析，礦車輪對拆卸機(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。其循環(huán)要求為：快進(jìn)、工進(jìn)、快退。根據(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略不計；工進(jìn)的外負(fù)載即為拆卸力，在此根據(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 ① 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(yùn)動波動較大，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)動的平穩(wěn)性。為方便實現(xiàn)快進(jìn)、工進(jìn)，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(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)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(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(jié)束后，等待裝卸工件時，張濤∶礦車輪對拆卸機(jī)構(gòu)的設(shè)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(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》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(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 取背壓力山西農(nóng)業(yè)大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書- 26 -=0.5Mpa，按表 23.4-6 和 24.4-5 取 ，按參考文獻(xiàn)[1]23.4-18 公式2P 0.5dD??得 (14)????2 214436103..FD mP???? ???????????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。0.5.15d?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)32min0.518.6qAcmV???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/minminq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)選液壓有桿腔的實際面積，即 ????2223.1405.4.74ADdcm?????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 ??223.15.0.44qdV????快 進(jìn) 快 進(jìn) 3/in439.7/mi.97L?2216D?工 進(jìn) 工 進(jìn) 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(jìn)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(jī)構(gòu)的設(shè)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(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(yīng)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(shè)計中取 1.25.4pPMa???(2) 泵流量的確定液壓泵的最大流量應(yīng)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(jìn)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(guān)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(zhuǎn)排量 ，泵的額定壓力 ，電動機(jī)轉(zhuǎn)速6/VqlL?6.3nPMpa?，驅(qū)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(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)。因為快進(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，現(xiàn)只需計算工進(jìn)的功率即可。山西農(nóng)業(yè)大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書- 28 -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)[2]1-4 公式可得622430140.3419.PFppMpaD???????工 進(jìn) 損由參考文獻(xiàn)[2]1-6 公式得 .97.80pqkw??工 進(jìn) 工 進(jìn)工 進(jìn)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(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2.94.6.6.71qmV???參照參考文獻(xiàn)[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(nèi)徑 d 為 15mm。16YB?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-A16×80J 12 12 液壓泵 14YB?4/mlL6.33 壓力表開關(guān) K-3B — 6.34 壓力表 Y-60 — 測壓范圍0~10張濤∶礦車輪對拆卸機(jī)構(gòu)的設(shè)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(diào)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(shè)計液壓油箱容量時，可按參考文獻(xiàn)[1]經(jīng)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(jìn)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(guān)的經(jīng)驗系數(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)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(xiàn)[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(yùn)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(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。山西農(nóng)業(yè)大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書- 30 -4.4.1 壓力損失的驗算① 工進(jìn)時進(jìn)油路壓力損失運(yùn)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 ，0.97/minL則液壓油在管內(nèi)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(nèi)流態(tài)為層流。所以其沿程阻力系數(shù) 1750.8e94??進(jìn)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(nèi)徑，根據(jù)說明書液壓油管的設(shè)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(jìn)油口的總壓力損失為1p?6661120.8.051.230p Pa?????????② 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 12947/vcms?0.6Re18.5d???24.?張濤∶礦車輪對拆卸機(jī)構(gòu)的設(shè)計- 31 -回油管道的沿程壓力損失 為：21p????2621 2.7039.4740.316lv Pad??? ??????查產(chǎn)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(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。山西農(nóng)業(yè)大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書- 32 -工進(jìn)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(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：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(shè)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(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Ｄ和活塞桿直徑 d 的確定見液壓系統(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，使缸體的剛張濤∶礦車輪對拆卸機(jī)構(gòu)的設(shè)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(jīng)驗選取，然后按 進(jìn)行校核。??2ypD????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yp 16pMa?1.5yp?時，16Mpa?1.25y?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）bn?b?— 安全系數(shù)， ，一般取 n=5 3.5~n?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(xiàn)[8]上冊表 1-4 得 20 鋼的抗拉強(qiáng)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(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經(jīng)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(dāng)缸底要設(shè)計油孔時， 查參考文獻(xiàn)[1]按 23.6-28 公式(18)????00.43ypDhd???山西農(nóng)業(yè)大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書- 34 -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， yp16pMa?1.5.639.45ypMpa???—缸底材料的許用應(yīng)力（Mpa）???—缸底孔直徑（m）0d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]上冊表 1-4 得鑄鋼 ZG25 的抗拉強(qiáng)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(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(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(diǎn)到缸蓋滑動支承面中點(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)計時必須保證有一定的最小導(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)20LD??式中 L—液壓缸的最大行程張濤∶礦車輪對拆卸機(jī)構(gòu)的設(shè)計- 35 -D—液壓缸的內(nèi)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(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。1l 0d當(dāng) 時，取 ；80Dm?(0.6~)當(dāng) 時，取?10ld?根據(jù)實際需要，現(xiàn)取 ..854m??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(dǎo)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(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 20 30 倍。~所以缸體內(nèi)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(yuǎn)遠(yuǎn)小于缸體內(nèi)徑的 20 30 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??105BLd?:支承長度 是指活塞桿全部外伸時，液壓缸支承點(diǎn)與活塞桿前端連接處之間的距離；BL山西農(nóng)業(yè)大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)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(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，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?。煌鈴捷^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(jī)構(gòu)的設(shè)計- 37 -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，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，以防止工作時由于往復(fù)運(yùn)動而松開，同時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