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

2、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

3、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。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

4、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，螺栓危險截面的面積，取 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粗牙普通螺紋的鋼制螺栓，螺紋升角；螺紋中徑；螺旋副的當量摩擦角（f為摩擦系數(shù)，無潤滑時）；螺栓孔直徑；螺母環(huán)形支承

5、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根據以上計算，減速電機選用良精傳動機械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

6、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 計算最大過盈量根據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 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參考文獻2表6.4-2公式得包容件：被包容件：式中：查參考文獻345鋼ZG270500的屈服強度為280Mp

7、a 查參考文獻3軸承外圈軸承鋼的屈服強度為1670Mpa2）計算零件不產生塑性變形所允許的最大過盈查參考文獻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5表6 .4-4取45鋼和軸承鋼的彈性模量為查參考文獻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5表6.4-2，按以下公式計算 (5)式中：最大過盈的配合面壓強為 (6)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3.2.2 卸輪鉤的設計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。卸輪鉤的受力簡圖

8、3所示:在載荷F作用下,梁在平面發(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)圖3-3 卸輪鉤受力簡圖應力分析如圖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de與fa邊緣各點外。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)由上述計算可知,卸輪鉤的彎曲強度符合要求。根據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彎曲30度,以

9、便卸輪鉤和礦車輪對之間更好的配合和自鎖。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。銷孔應配鉸制，不宜多次拆裝?？w紋圓柱銷(B型)有通氣平面，適用于盲孔?？w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，多用于經常拆卸的場合?？w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，末端可稍開，以防松

10、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。 (9)橫向力:F=30614N銷的許用剪應力:.銷的個數(shù):Z=2所以:解得:查參考文獻3表3-3-40取d=16mm.圖3-5 彎矩分析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

11、。裝夾部分由形塊來定位和夾緊，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

12、 V形塊的主要尺寸NKLBHAbldhr基本尺寸極限偏差55100403576161920128+0.0151118102223.3.3 移動機構的設計工作臺的設計1) 主要設計參數(shù)及依據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：0.81.6（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

13、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

14、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+G665+250+250+11762301N 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

15、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，根據參考文獻3P93式(5-46)有式中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1.23.5。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

16、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 (10)式中：螺桿穩(wěn)定性的計算安全系數(shù)。螺桿穩(wěn)定性安全系數(shù)，對于傳力螺旋（如起重螺桿等），3.55.0；對于傳導螺旋，2.54.0；對于精密螺桿或水平螺桿，>4。此機構中取3.5。螺桿的臨界載荷，單位為N；根據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

17、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，單位為mm；若螺桿危險截面面積，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螺桿危險截面的慣性矩，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。

18、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，提高拆卸機的工作效率2030%。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

19、耗能小滾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1m/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

20、扭矩Ml為外部負載產生的摩擦扭矩，有:M1=Fa×d/2×tg（+）=92×0.025/2×tg（2.91+0.14）=0.062N·mM2為部預緊所產生的摩擦扭矩，有：M2=K×Fao×Ph/2式中: K預緊時的摩擦系數(shù)，0.10.3 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Fao2130N。故 M2=0.2×(640+130) ×0.004/2=0.

21、098 N·m齒輪傳動比公式為：i=× Ph /(360×p)，故電機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=0.866(因為電機為五相運行)。則電機最大靜轉矩TJM=Tq/0.866=0.46

22、N·m 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/cm2 齒輪傳動機構的確定1) 傳動比的確定要實現(xiàn)脈沖當量lm/STEP的設計要求，必須通過齒輪機構進行分度，其傳動比為：i=× Ph /(360×p)式中Ph為絲杠導程，為步距角，p為脈沖當量;根據前面選定的幾個參數(shù)，傳動比為：i=× Ph /(360×p)=0.36×4/360×0.001=4:1=Z2

23、/Z1根據結構要求,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。3) 按齒面接觸強度設計由設計公式進行計算，即 (12)(1) 確定公式的各計算參數(shù)a 試選用載荷系數(shù)=1.3。b 計算小齒輪傳遞的轉矩c 由

24、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度極限，齒條的接觸疲勞強度極限。f 由根據應力循環(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 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1，安全系數(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)根據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103查得由3190頁表10-2查得兩

25、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)按齒根彎曲強度設計設計計算公式 (13)(1) 確定計算公式的各計算參數(shù)a 由3204頁圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強度極限；齒條的彎曲疲勞強度極限；b 由3202頁圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，；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d 計算載荷系數(shù)Ke 查取齒形系數(shù)由3197頁表10-5查得，；f 查取應力校正系數(shù)由

26、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) 設計計算此計算結果，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)：大齒輪齒數(shù)：取這樣的齒輪傳動，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(2) 計算中心距(3) 計算齒輪寬度取 。6）驗算，合適。

27、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)（J2J3）+ J4 (Vm/D)2×mn式中： JD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D為折算成單軸系統(tǒng)電動機軸

28、角速度各項計算如下：已知J00忽略不計， mn=112.5Kg齒輪慣性轉矩計算公式：J=2m=2G/g其中為回轉半徑G為轉件的重量滾珠絲杠的慣性矩計算公式：J=RLD/32最后計算可得：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 Kg. cm2此值為近似值此值小于所選電機的轉動慣量。 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

29、動系統(tǒng)，其傳動系統(tǒng)的剛度可根據不出現(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，根據支承形式(一端固定，一端絞支)可得K0=EF/3L*10 -3(Kgf/mm)式中： E2.06×10 -4(Kgf/ m

30、m 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) 根據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：KF0/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=0.5p=0.5m/STEP即滿足微量進給要求的傳動系統(tǒng)剛度為:KF0/0.92/0.51.84

31、Kgf/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： =61030反傾覆力矩：430205所以拆卸后輪對不會傾覆。4 液壓系統(tǒng)的設計根據現(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。根據實際生

32、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

33、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。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。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。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，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

34、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 。2）計算主液壓缸徑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=0.5Mpa，按表23.4-6和24.4-5取，按參考文獻1

35、23.4-18公式得 (14)查參考文獻1表23.4-7，將液壓缸徑圓整為標準系列直徑D=100mm。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)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/min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5）確定液壓泵的流量、壓力和選擇泵

36、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式中：液壓泵最大工作壓力執(zhí)行元件最大工作壓力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。在本設計中取(2) 泵流量的確定液壓泵的最大流量應為式中：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。如果這時溢流閥正進行工作，尚需加溢流閥

37、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，該泵的基本參數(shù)為：每轉排量，泵的額定壓力，電動機轉速，驅動功率為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。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。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21-4公式可得由參考文獻21-6公

38、式得式中：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。現(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，則徑d為參照參考文獻1表

39、23.9-2，同時考慮到制作方便，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，取吸油管徑d為15mm。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-A16×80J1212液壓泵6.33壓力表開關K-3B6.34壓力表Y-60測壓圍0105溢流閥Y-25B256.36二位二通電磁閥22D-10BH6.36.37單向閥I-25B6.3258三位四通電磁閥34D-25B6.3259單向調速閥QI-25B6.32510二位三通電磁閥23D-25B6.32512

40、蓄能器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：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)取=6所以選用容量為58L的油箱。4.3.4 確定液壓油液根據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150cst=1.5，油的密度為920。4.4 液壓系統(tǒng)的驗算已知該

41、液壓系統(tǒng)中吸油管徑為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，則液壓油在管的流速為：管道雷諾數(shù)為：由于<2300，可見油液在管道流態(tài)為層流。所以其沿程阻力系數(shù)進油管道BC的沿程壓力損失為式中 液壓油管的徑，根據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

42、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，則回油管道的沿程壓力損失為：查產品樣本知換向閥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。工進時，v=

43、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，根據說明書液壓油箱的設計可得V=34L系統(tǒng)溫升為：演算表明系統(tǒng)的溫升在許可圍。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 液壓缸徑和活塞桿直徑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

44、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。式中 液壓缸缸筒的厚度試驗壓力（Mpa），當工作壓力時，；工作壓力時， D液壓缸徑（m）缸體的許用應力（Mpa）： 式中：缸體材料的抗拉強度（Mpa） 安全系數(shù)，一般取n=5 查參考文獻1表23.6-59工程機械液壓缸外徑系列，根據徑為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8上冊表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，可根據執(zhí)行機構實際工作的最大行程來確定，由礦車輪對

45、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)式中 h缸底厚度（m） D液壓缸徑（m）試驗壓力，當工作壓力時，缸底材料的許用應力（Mpa）缸底孔直徑（m）根據參考文獻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 ，再根據手冊取安全系數(shù)n為5，故其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

46、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)式中 L液壓缸的最大行程 D液壓缸的徑所以 活塞的寬度B一般取，根據實際需要，現(xiàn)取導向套支承面長度，根據液壓缸的徑D和液壓缸

47、蓋孔來共同確定。當時，??；當時，取根據實際需要，現(xiàn)取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35.1.7 缸體長度的確定液壓缸缸體的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徑的2030倍。所以缸體部長度為：缸體外形長度為：液壓缸長度遠遠小于缸體徑的2030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

48、；d為活塞桿直徑。根據前面數(shù)據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、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、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，可采用半環(huán)連接，其結構緊湊，重量輕，但安裝密封圈時有

49、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?。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：端部結構復雜；裝卸時要用專用的工具外半環(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。半環(huán)連接圖5-4 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比較分析，確定選用法蘭連接最符合設計要求。5.2.

50、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、工作機械振動較大時，采用半環(huán)連接。根據具體情況，也有把活塞與活塞桿做成一個整體。所以根據系統(tǒng)工作條件選用螺紋連接?；钊麎焊锥嗖捎么朔N結構，該結構不僅應用在機床上，工程機械也廣泛采用。連接方式分為 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，低速時使用廣泛。 軸套型 螺母型如圖5-6所示。 圖5-5卡環(huán)型 鎖緊螺母

51、型 圖5-6螺母型 焊接型圖5-7 焊接型根據設計要求，選用螺母型連接方式，最適用本設計要求。5.2.3 活塞桿導向部分的結構活塞桿導向部分的結構，包括活塞與端蓋、導向套的結構，以及密封、防塵和鎖緊裝置。導向套的結構可以做成端蓋整體式直接導向，也可以做成與端蓋分開的導向套結構。它們之間的結構和比較如下：與端蓋分開的導向套結構導向套磨損后便于更換，所以應用較普遍。導向套的位置可安裝在密封圈的側，也可以安裝在外側。機和床和工程機械中一般裝在側的結構，有利于導向套的潤滑；而油壓機常采用裝在外側的結構，在高壓下工作時，使密封圈有足夠的油壓將唇邊開，以提高密封性能。經過綜合比較，選用導向套導向，導向套安

52、裝在密封圈外側更符合要求。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力和運動的。因此要求兩個有相對運動的零件之間形成的空間應是密封的。不使油液從進油腔泄漏至回油腔，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，對液壓缸的密封提出以下要求：在額定工作壓力下，保證良好的密封，使其減少泄漏。 相對運動的零部件間，密封裝置引起的摩擦力要小，不允許有卡死或爬行現(xiàn)象。 密封元件的加工工藝和裝配簡單。即制造容易，成本低，適于組織集中生產和標準化生產。 耐磨性好，工作壽命長，磨損后在一定程度上能自動補償。這些要求往往是有矛盾的，選擇哪一種密封裝置，要根據液壓缸的工作壓力、運動特點、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運動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。間隙密封應用較