礦車輪對(duì)拆卸機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)

1、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(lái)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(jiàn)到有關(guān)這方面研究的消息，只有中國(guó)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(shì)

2、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(lái)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(shì)就是采用“PC運(yùn)動(dòng)控制器”的開(kāi)放式數(shù)控系統(tǒng)，它不僅具有信息處理能力強(qiáng)、開(kāi)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(chǎng)需求的能力。2 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)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(guò)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(guò)在軸下塹一支承，靠近輪對(duì)處設(shè)一擋塊，通過(guò)人力敲擊來(lái)完成拆卸。方案二：輪蓋和螺栓

3、的拆卸同方案一，輪對(duì)的拆卸通過(guò)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?。ㄐ遁嗐^的開(kāi)合都由液壓驅(qū)動(dòng)），利用液壓缸頂出來(lái)實(shí)現(xiàn)。工作臺(tái)的移動(dòng)通過(guò)電機(jī)提供動(dòng)力經(jīng)過(guò)齒輪減速，驅(qū)動(dòng)滾珠絲杠動(dòng)力來(lái)完成。方案三：輪蓋的拆卸同方案一，螺栓的拆卸通過(guò)減速電機(jī)帶動(dòng)導(dǎo)筒的轉(zhuǎn)動(dòng)來(lái)完成。輪對(duì)的拆卸通過(guò)在工作臺(tái)上安裝形塊來(lái)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(guò)電機(jī)提供動(dòng)力經(jīng)過(guò)齒輪減速，驅(qū)動(dòng)絲桿螺母運(yùn)動(dòng)來(lái)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(guò)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

4、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(shuō)明書(shū)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(guò)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(dāng)量摩擦角（f為摩擦系數(shù)，無(wú)潤(rùn)

5、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(guò)程中，輪對(duì)不隨著螺母轉(zhuǎn)動(dòng)，夾持力所產(chǎn)生的阻力

6、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(kāi)槽夾角為,軸的直徑為d為60mm。所以下V形塊開(kāi)槽每面受力為: =4022.83N上V形塊開(kāi)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 計(jì)算最大過(guò)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(guò)盈量 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

7、：查參考文獻(xiàn)345鋼ZG270500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1670Mpa2）計(jì)算零件不產(chǎn)生塑性變形所允許的最大過(guò)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(guò)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) 內(nèi)力分析初選鉤的材料為45鋼,截面高

8、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(jiǎn)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(huà)彎矩圖時(shí),將與彎矩相對(duì)應(yīng)的點(diǎn),畫(huà)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(jiǎn)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(diǎn)外。 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

9、狀和生產(chǎn)現(xiàn)場(chǎng)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 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?？w紋圓柱銷常用于精度要求不高的場(chǎng)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(lái)固定零件，傳遞動(dòng)力，多用于經(jīng)常拆卸的場(chǎng)合。內(nèi)縲紋圓錐

10、銷用于盲孔；縲尾圓錐銷用于拆卸困難處；開(kāi)尾圓錐銷在打入銷孔后，末端可稍張開(kāi)，以防松脫，可用于有沖擊、振動(dòng)的場(chǎng)合。3) 銷軸、帶孔銷用于鉸接處并用開(kāi)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

11、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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。裝夾部分由形塊來(lái)定位和夾緊，旋轉(zhuǎn)部分由軸和軸承的配合來(lái)實(shí)現(xiàn)。移動(dòng)部分由電動(dòng)機(jī)提供動(dòng)力，經(jīng)過(guò)齒輪減速，帶動(dòng)絲桿螺母的運(yùn)動(dòng)來(lái)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(jiàn)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(guò)查

12、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NKLBHAbldhr基本尺寸極限偏差55100403576161920128+0.0151118102223.3.3 移動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 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(zhǎng)×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：0.81.6（7） 設(shè)計(jì)壽命：1

13、5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(guò)各中只受橫向的拆卸力,因此可以認(rèn)為在加工過(guò)程中沒(méi)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(lái)說(shuō),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(zhǎng)×寬×高度)為:600

14、×400×55mm，材料為HT200，估重為625N (W1)。設(shè)中托座尺寸(長(zhǎng)×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+G665+250+250+11762301N 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(jiǎn)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

15、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(rùn)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(guò)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)3P93式(5-46)有 式中p為材料的許用壓力,單位為,見(jiàn)參考文獻(xiàn)3表5-12；值一般取1.23.5。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(guò)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(zhǎng)時(shí)，才允許取。這里取。所以0.01m1

16、0mm考慮到整個(gè)系統(tǒng)的剛度和穩(wěn)定性，取36mm。2) 螺桿的穩(wěn)定性計(jì)算對(duì)于長(zhǎng)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），3.55.0；對(duì)于傳導(dǎo)螺旋，2.54.0；對(duì)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；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(zhǎng)度系數(shù)，見(jiàn)參考文獻(xiàn)3表5-14，這里取0.50；為螺桿的工作長(zhǎng)

17、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(zhǎng)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(zhǎng)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。 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

18、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2030%。4) 可長(zhǎng)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(rùn)滑，由于油膜的浮動(dòng)，產(chǎn)生的運(yùn)動(dòng)精度的誤差是無(wú)法避免的。在絕大多數(shù)情況下，流體潤(rùn)滑只限于邊界區(qū)域，由金屬接觸而產(chǎn)生的直

19、接摩擦是無(wú)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(zhǎng)期處于高精度狀態(tài)。同時(shí)，由于使用潤(rùn)滑油也很少，大多數(shù)情況下只需脂潤(rùn)滑就足夠了，這使得在拆卸機(jī)的潤(rùn)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(kāi)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1m/STEP，而步距角越小，則加工精度越高。初選為0.36o

20、/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（+）=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(shí)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(hào)為6004輕系列，預(yù)緊

21、力為Fao2130N。故 M2=0.2×(640+130) ×0.004/2=0.098 N·m齒輪傳動(dòng)比公式為：i=× Ph /(360×p)，故電機(jī)輸出軸上起動(dòng)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

22、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 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(guò)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 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lm/STEP的設(shè)計(jì)要求，必須通過(guò)齒輪機(jī)構(gòu)進(jìn)行分度，其傳動(dòng)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;根據(jù)前面選定的幾個(gè)參數(shù)，傳動(dòng)比為：i=×

23、 Ph /(360×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，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(yè)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)

24、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(yè)表10-7選取齒寬系數(shù)=1。d 由3中198頁(yè)表10-6查得材料的彈性系數(shù)。e 由3中207頁(yè)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(yè)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vc 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

25、度，由3中192頁(yè)圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.12；直齒輪，假設(shè)。由3表103查得由3190頁(yè)表10-2查得兩段的齒輪的使用系數(shù)，由3194頁(yè)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3195頁(yè)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3204頁(yè)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3202頁(yè)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

26、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3197頁(yè)表10-5查得，；f 查取應(yīng)力校正系數(shù)由3197頁(yè)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

27、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。 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(kāi)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)（J2J3）+ J4 (Vm/D)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eJ1為齒輪Zl的

28、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D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J00忽略不計(jì)， mn=112.5Kg齒輪慣性轉(zhuǎn)矩計(jì)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(jì)算公式：J=RLD/32最后計(jì)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

29、5;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。 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(lái)確定。1) 根據(jù)工作臺(tái)不出現(xiàn)爬行的條件來(lái)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

30、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/ mm 2)F754.8mm 2 LLs250 mm則 K02.06×10 754.8/(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(lái)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：KF0/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=230kgfF 靜摩擦系數(shù)，取0.003-0.004 則F0=230×0.004=0.92KGF 部

31、件調(diào)整時(shí)，所需的最小進(jìn)給量，A=0.5p=0.5m/STEP即滿足微量進(jìn)給要求的傳動(dòng)系統(tǒng)剛度為:KF0/0.92/0.51.84Kgf/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(zhǎng)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(lái)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：430205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

32、據(jù)現(xiàn)場(chǎng)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(lái)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 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(zhǎng)。同時(shí)考慮到在拆卸中負(fù)載

33、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(jiǎn)單經(jīng)濟(jì)觀點(diǎn)，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)必然為開(kāi)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(guò)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(guò)電氣行程開(kāi)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。 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

34、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(guò)濾器；出口設(shè)一壓力表及壓力表開(kāi)關(guān)，以便觀測(cè)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(lái)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

35、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)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(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

36、應(yīng)選液壓有桿腔的實(shí)際面積，即可見(jiàn)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(jiǎn)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(guò)渡階段出現(xiàn)的動(dòng)態(tài)壓力往往超過(guò)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

37、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

38、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)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(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(guò)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。現(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

39、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(wú)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Mpa1濾油器XU-A16×80J1212液壓泵6.33壓力表開(kāi)關(guān)K-3B6.34壓力表Y-60測(cè)壓范圍0105溢流閥Y-25B256.36二位二通電磁閥22D-

40、10BH6.36.37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(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(lái)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

41、考文獻(xiàn)4表1-17，選用牌號(hào)為L(zhǎng)-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(zhǎng)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 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(jiàn)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(shuō)明書(shū)液壓油管的設(shè)計(jì)可得

42、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(guò)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(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(wú)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?；赜吐返目倝毫p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(wú)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

43、述驗(yàn)算表明，無(wú)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(guò)程時(shí)間很短，工進(jìn)時(shí)間較長(zhǎng)，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(lái)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(jiàn)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(shuō)明書(shū)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(jiàn)液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)。5.1.2 液壓缸內(nèi)徑和活

44、塞桿直徑d的確定見(jiàn)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(guò)程中變形、安裝變形等引起液壓缸工作過(guò)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(wú)縫鋼管材料20鋼

45、。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(zhǎng)度，可根據(jù)執(zhí)行機(jī)構(gòu)實(shí)際工作的最大行程來(lái)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ZG2

46、5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(jiǎn)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(zhǎng)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(zhǎng)度。如果導(dǎo)向長(zhǎng)度過(guò)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

47、性。因此 ，設(shè)計(jì)時(shí)必須保證有一定的最小導(dǎo)向長(zhǎng)度。 對(duì)一般的液壓缸，最小導(dǎo)向長(zhǎng)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(zhǎng)度，根據(jù)液壓缸的內(nèi)徑D和液壓缸蓋孔來(lái)共同確定。當(dāng)時(shí)，?。划?dāng)時(shí)，取根據(jù)實(shí)際需要，現(xiàn)取為保證最小導(dǎo)向長(zhǎng)度H，若過(guò)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(lái)增加H的值。隔套的長(zhǎng)度C由需要的最小導(dǎo)向長(zhǎng)度H決定，即35.1.7 缸體長(zhǎng)度的確定液壓缸缸體的內(nèi)部長(zhǎng)度應(yīng)等于活塞的行程和活塞寬度之和。缸體外形長(zhǎng)度還要考慮到兩端蓋的厚度，同時(shí)液壓缸缸體的長(zhǎng)度不應(yīng)大于內(nèi)徑的2030倍。所以缸體內(nèi)部

48、長(zhǎng)度為： 缸體外形長(zhǎng)度為： 液壓缸長(zhǎng)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(zhǎng)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(zhǎng)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(zhǎng)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(jiàn)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(jiǎn)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(kāi)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。 螺紋連接 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(jiǎn)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 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