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)的維修重要靠工人來(lái)進(jìn)行，不僅工效低，并且勞動(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，減少公司的成本，并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(guó)礦業(yè)大學(xué)對(duì)其有所研究。礦車輪是煤礦運(yùn)送機(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)的規(guī)定，對(duì)礦車輪對(duì)拆卸機(jī)的設(shè)計(jì)改善是勢(shì)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。但最重要的發(fā)展趨勢(shì)就是采用“PC＋運(yùn)動(dòng)控制器”的開放式數(shù)控系統(tǒng)，它不僅具有信息解決能力強(qiáng)、開放限度高、運(yùn)動(dòng)軌跡控制精確、通用性好等特點(diǎn)，并且還從很大限度上提高了現(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)書這次設(shè)計(jì)重要對(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，初步擬定了以下三個(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運(yùn)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)完畢拆卸。方案二：輪蓋和螺栓的拆卸同方案一，輪對(duì)的拆卸通過(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^的開合都由液壓驅(qū)動(dòng)），運(yùn)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)力通過(guò)齒輪減速，驅(qū)動(dòng)滾珠絲杠動(dòng)力來(lái)完畢。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)完畢。輪對(duì)的拆卸通過(guò)在工作臺(tái)上安裝Ｖ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，運(yùn)用液壓缸將軸頂出完畢拆卸。工作臺(tái)的移動(dòng)通過(guò)電機(jī)提供動(dòng)力通過(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)題目規(guī)定綜合比較以上三個(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)更加清楚，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(wú)潤(rùn)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螺母外形由于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(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，運(yùn)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:所以此夾持力可以滿足規(guī)定。3.2卸車輪機(jī)構(gòu)這部分重要涉及拆卸力的計(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\*GB3①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=2\*GB3②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)營(yíng)工作環(huán)境惡劣，同時(shí)生銹使拆卸力大大增長(zhǎng)，故取3.2.2卸輪鉤的設(shè)計(jì)=1\*GB3①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(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,將其用表達(dá),彎矩如圖4所示:在畫彎矩圖時(shí),將與彎矩相相應(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)圖圖3-3卸輪鉤受力簡(jiǎn)圖=2\*GB3②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邊沿各點(diǎn)外。=3\*GB3③強(qiáng)度校核在上述各點(diǎn)處,彎曲切應(yīng)力均為零,該處材料處在單向應(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)度符合規(guī)定。根據(jù)礦車輪對(duì)的具體形狀和生產(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。圖圖3-4在載荷F作用下的彎矩圖=4\*GB3④固定銷的選擇1)圓柱銷圓柱銷重要用于定位，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，合用于盲孔?？w紋圓柱銷常用于精度規(guī)定不高的場(chǎng)合。彈性圓柱銷具有彈性，裝配后不易松脫。對(duì)銷孔的精度規(guī)定較低，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，重要用于定位，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(chǎng)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)的規(guī)定，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,其功能重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)度規(guī)定根據(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(jiǎn)圖如圖3-6所示。3.3輪對(duì)固定裝置此裝置涉及裝夾部分、旋轉(zhuǎn)部分和移動(dòng)部分。裝夾部分由Ｖ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，通過(guò)齒輪減速，帶動(dòng)絲桿螺母的運(yùn)動(dòng)來(lái)實(shí)現(xiàn)。3.3.1V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形塊的重要尺寸，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)受力重要為礦車輪對(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。由于此軸承重要承受軸向力，通過(guò)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3-1V形塊的重要尺寸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)=1\*GB3①工作臺(tái)的設(shè)計(jì)1)重要設(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：工作臺(tái)行程：300mm工作臺(tái)最大尺寸（長(zhǎng)×寬×高）：500×320×100mm工作臺(tái)最大承載重量：120Kg脈沖當(dāng)量：0.001mm/pluse進(jìn)給速度：60毫米/min表面粗糙度：0.8～1.6設(shè)計(jì)壽命：20232）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。此外由于采用了一系列的消隙、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)初步擬定工作臺(tái)尺寸及估算重量初定工作臺(tái)尺寸(長(zhǎng)×寬×高度)為:600×400×55mm，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）。此外估計(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\*GB3②絲桿螺母副的設(shè)計(jì)由于在本設(shè)計(jì)中對(duì)縲旋傳動(dòng)的精度和效率規(guī)定不高，故采用選用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)樸，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(rùn)滑狀態(tài)等因素有關(guān)。其中最重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，重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(guò)多，故取對(duì)于剖分螺母和兼作支承的螺母，可?。恢挥袀鲃?dòng)精度較高，載荷較大，規(guī)定壓壽命較長(zhǎng)時(shí)，才允許取。這里取。所以＝0.01m＝10mm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(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)忽然發(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)?！輻U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?！輻U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)，見參考文獻(xiàn)[3]表5-14，這里?。?.50；為螺桿的工作長(zhǎng)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)度符合規(guī)定。=3\*GB3③直線滾動(dòng)導(dǎo)軌的選型導(dǎo)軌重要分為滾動(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)減少拆卸機(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，特別合用于反復(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)所需電力減少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(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?。疂L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)期處在高精度狀態(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\*GB3④電機(jī)及其傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的擬定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+M2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·mM2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—0.3Ph—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)緊力為Fao2＝130N。故M2=0.2×(640+130)×0.004/2π=0.098N·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+M2=0.16Nφ=0.36o/STEPq=0.85Ph＝0.4cmη＝0.953則Tq=360×0.16×0.0001/(3.6×0.85×0.4)=0.4N·m因Tq/TJM=0.866(由于電機(jī)為五相運(yùn)營(yíng))。則電機(jī)最大靜轉(zhuǎn)矩TJM=Tq/0.866=0.46N·m=4\*GB3④擬定電機(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,擬定選取M56853S型電機(jī)該電機(jī)的最大靜止轉(zhuǎn)矩為0.8N·m，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為235g/cm2=5\*GB3⑤齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的擬定1)傳動(dòng)比的擬定要實(shí)現(xiàn)脈沖當(dāng)量lμm/STEP的設(shè)計(jì)規(guī)定，必須通過(guò)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)規(guī)定,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2023。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)算，即(12)(1)擬定公式內(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10—3查得由[3]190頁(yè)表10-2查得兩段的齒輪的使用系數(shù)，由[3]194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[3]195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)擬定計(jì)算公式內(nèi)的各計(jì)算參數(shù)a由[3]204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[3]202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)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由下式得d計(jì)算載荷系數(shù)Ke查取齒形系數(shù)由[3]197頁(yè)表10-5查得，；f查取應(yīng)力校正系數(shù)由[3]197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的大小重要取決于彎曲強(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，并且做到了結(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\*GB3⑥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。不僅對(duì)加速能力、加速時(shí)驅(qū)動(dòng)力矩及動(dòng)態(tài)的快速反映有關(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eJ1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.m2J2＝1.32×10-3Kg.m2J3＝2.98×10-4Kg.m2J4＝1.14×10-5Kg.m2Vm=12m/sωD=2πrad/sJD=J0+J1+(Zl/Z2)（J2＋J3）+J4(Vm/ωD)2×mn=17.3Kg.cm2此值為近似值此值小于所選電機(jī)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。=7\*GB3⑦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)擬定。1)根據(jù)工作臺(tái)不出現(xiàn)爬行的條件來(lái)擬定傳動(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重要由最后傳動(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),其變形重要涉及：(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/mm2)F＝754.8mm2L＝Ls＝250mm則K0＝2.06×10754.8/(3×250)×10=20.73Kgf/mm=203.2N/mm傳動(dòng)系統(tǒng)剛度較大，可以滿足規(guī)定。2)根據(jù)微量進(jìn)給的靈敏度來(lái)擬定傳動(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=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(shí)，所需的最小進(jìn)給量，A=0.5δp=0.5μm/STEP即滿足微量進(jìn)給規(guī)定的傳動(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)成精度規(guī)定。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)完畢拆卸的運(yùn)動(dòng)。其循環(huán)規(guī)定為：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\*GB3①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，且連續(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，連續(xù)時(shí)間長(zhǎng)。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(jiǎn)樸經(jīng)濟(jì)觀點(diǎn)，此處選用單定量泵供油。=2\*GB3②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\*GB3③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)化限度，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\*GB3④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)立一過(guò)濾器；出口設(shè)一壓力表及壓力表開關(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液壓缸重要尺寸的擬定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)初步擬定，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=55mm3）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)成所需的低速。4）計(jì)算在各工作階段液壓缸所需要的流量5）擬定液壓泵的流量、壓力和選擇泵的規(guī)格(1)泵的工作壓力的擬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)樸系統(tǒng)可取0.20.5Mpa，復(fù)雜系統(tǒng)取0.51.5Mpa，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。此外考慮到一定的壓力儲(chǔ)備量，并保證泵的壽命，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)泵流量的擬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。假如這時(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)一方面分別算出快進(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)。由于快進(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(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)定速度的規(guī)定?，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擬定管道尺寸油管內(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(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壓力表開關(guān)K-3B—6.34壓力表Y-60—測(cè)壓范圍0~105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(diào)速閥QI-25B6.32510二位三通電磁閥23D-25B6.32512蓄能器—104.3.3擬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)擬定，待系統(tǒng)穩(wěn)定后，再按散熱的規(guī)定進(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擬定液壓油液根據(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(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=2m4.4.1壓力損失的驗(yàn)算=1\*GB3①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(shuō)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(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=2\*GB3②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)桿腔的工作面積的一半，則回油管道的流量為進(jìn)油管道的一半，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：=3\*GB3③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。上述驗(yàn)算表白，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)明書液壓油箱的設(shè)計(jì)可得V=34L系統(tǒng)溫升為：演算表白系統(tǒng)的溫升在許可范圍內(nèi)。5液壓缸的設(shè)計(jì)5.1液壓缸重要尺寸的擬定5.1.1液壓缸工作壓力的擬定見液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)。5.1.2液壓缸內(nèi)徑Ｄ和活塞桿直徑d的擬定見液壓系統(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(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—實(shí)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。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，故所選壁厚滿足規(guī)定。5.1.4液壓缸工作行程的擬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)擬定，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、缸蓋厚度的擬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）—實(shí)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(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=20mm5.1.6最小導(dǎo)向長(zhǎng)度的擬定當(dāng)活塞桿所有外伸時(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。假如導(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)滿足以下規(guī)定(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)共同擬定。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)度增大和B都是不適宜的，必要時(shí)可在缸蓋與活塞之間增長(zhǎng)一隔套K來(lái)增長(zhǎng)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)度的擬定液壓缸缸體的內(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)規(guī)定。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)度是指活塞桿所有外伸時(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)樸，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，并且內(nèi)、外徑有同軸度規(guī)定，裝配困難，要使用專門工具；應(yīng)注意擰端蓋時(shí)有也許把密封圈擰扭。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)有也許被環(huán)槽邊沿擦傷。=2\*GB3②螺紋連接=1\*GB3①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)樸；易加工，易裝卸缺陷：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\*GB3②螺紋連接 abc圖5-2螺紋連接優(yōu)點(diǎn)：重量較輕；外徑較小缺陷：端部結(jié)構(gòu)復(fù)雜；裝卸時(shí)要用專用的工具=3\*GB3③外半環(huán)連接圖5-3外半環(huán)連接優(yōu)點(diǎn)：重量比拉桿輕缺陷：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\*GB3④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、重量輕缺陷：安裝時(shí)，端部進(jìn)入缸體較深，密封圈有也許被進(jìn)油孔邊沿擦傷根據(jù)比較分析，擬定選用法蘭連接最符合設(shè)計(jì)規(guī)定。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)立靜密封。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?；钊麎焊锥嗖捎么朔N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\*GB3①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\*GB3②軸套型=3\*GB3③螺母型如圖5-6所示。圖5-5卡環(huán)型=4\*GB3④鎖緊螺母型圖5-6螺母型=5\*GB3⑤焊接型圖5-7焊接型根據(jù)設(shè)計(jì)規(guī)定，選用螺母型連接方式，最合用本設(shè)計(jì)規(guī)定。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)，涉及活塞與端蓋、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)，有助于導(dǎo)向套的潤(rùn)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。通過(guò)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)更符合規(guī)定。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(lái)傳遞動(dòng)力和運(yùn)動(dòng)的。因此規(guī)定兩個(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減少，甚致失去工作能力，因此，對(duì)液壓缸的密封提出以下規(guī)定：=1\*GB3①在額定工作壓力下，保證良好的密封，使其減少泄漏。=2\*GB3②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\*GB3③密封元件的加工工藝和裝配簡(jiǎn)樸。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\*GB3④耐磨性好，工作壽命長(zhǎng)，磨損后在一定限度上能自動(dòng)補(bǔ)償。這些規(guī)定往往是有矛盾的，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(lái)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)形槽的形狀重要有矩形，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(zhǎng)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(jiǎn)樸，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(wú)法補(bǔ)償。對(duì)平面配合，制造較困難，但摩損后可以采用自動(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)成間隙密封所規(guī)定的加工精度比較困難，并且也不經(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5-9O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(guò)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(guò)小，密封性能不好，易泄漏；過(guò)大，則壓縮形密封圈力增長(zhǎng)，摩擦力增大，使密封圈容易在溝槽中產(chǎn)生扭曲，加快磨損，縮短壽命。O形密封圈的預(yù)壓縮量大小及壓力分布，如圖5-10所示。O形密封圈具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)樸，密封性能良好，動(dòng)摩擦阻力小，制造容易，成本低，安裝方便等優(yōu)點(diǎn)，所以在液壓系統(tǒng)中應(yīng)用十分廣泛。可用于直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)和回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的動(dòng)密封，也可用于無(wú)相對(duì)運(yùn)動(dòng)的靜密封，可用于外徑密封，也可用于內(nèi)徑密封等。一般使用工作壓力小于30MPa圖5-10O型密封圈預(yù)壓縮量及壓力分布3）Y形密封圈密封Y形密封圈是一種斷面形狀為形的密封元件，如圖5-11所示，圖中尺寸d和D是Y形密封圈的公稱外徑和內(nèi)徑。形密封圈分為等高唇和不等高唇兩種。Y形密封圈的應(yīng)用如圖5-11所示。是依靠密封圈的兩唇邊和軸或孔的表面相接觸而起密封作用如圖5-12所示，隨著工作油壓升高，兩唇的張開力也增大，使密封圈唇邊和軸或孔的表面貼得更緊，密封效果好，并能補(bǔ)償磨損的影響。圖5-11Y型密封圈5-12Y型密封圈的應(yīng)用4）V型密封圈V形密封圈重要用于壓力較高（如油壓機(jī)）和更換密封圈較困難的場(chǎng)合。在相對(duì)運(yùn)動(dòng)速度不太高的活塞桿處經(jīng)常使用這種密封圈。使用V形密封圈的優(yōu)點(diǎn)是：(1)適宜在工作壓力小于50MPa，溫度在-48~80℃(2)密封性能好，壽命長(zhǎng)。若有泄漏，只要重新壓緊就可繼續(xù)使用。(3)可用于活塞密封，也可用于活塞桿密封。缺陷是：(1)摩擦阻力大(2)調(diào)整困難。如調(diào)整不妥，也許會(huì)引起爬行，因此，安裝時(shí)應(yīng)仔細(xì)調(diào)整，不可使摩擦力過(guò)大。(3)安裝尺寸大，并有安裝方向規(guī)定。(4)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本較高。V型密封圈V型密封圈的結(jié)構(gòu)圖5-13V型密封圈通過(guò)比較，活塞與活塞桿的密封選用O型密封圈密封。圖5-14Ｏ型密封圈根據(jù)資料[3]表42.7-56選,資料[3]表42.7-58查得，溝槽寬度b=2.6mm，R1=0.3mm，h=1.28mm。5.2.5液壓缸的緩沖裝置緩沖裝置的形式很多，常用的有間隙緩沖和閥式緩沖兩種。=1\*GB3①間隙緩沖間隙緩沖裝置是運(yùn)用活塞頂端的凸臺(tái)和缸蓋上的凹槽夠成的，其縫隙大小和緩沖力是不可調(diào)節(jié)的，如圖5-15所示。當(dāng)活塞運(yùn)動(dòng)到靠近缸蓋時(shí)，凸合逐漸進(jìn)入凹槽，將存于凹槽中的油液經(jīng)凸臺(tái)與凹槽間的間隙逐漸擠出，凹槽由于內(nèi)部油液受到擠壓，產(chǎn)生反壓力，活塞受到這個(gè)壓力的作用，使運(yùn)動(dòng)速度減慢下來(lái)。間隙緩沖裝置的緩沖效果與間隙的大小有關(guān)，間隙過(guò)大起不到緩沖作用；間隙過(guò)小則緩沖時(shí)間太長(zhǎng)，效果也不好。一般根據(jù)經(jīng)驗(yàn)擬定，通常取間隙圖5-15間隙緩沖=2\*GB3②閥式緩沖這種緩沖裝置的特點(diǎn)是在液壓缸的兩端裝上單向閥和節(jié)流閥。如圖5-16所示。當(dāng)活塞運(yùn)營(yíng)到行程末端接近缸蓋時(shí)，將缸蓋的回油道堵死，這時(shí)活塞凸臺(tái)與缸蓋間的油液只有經(jīng)缸蓋上的節(jié)流閥流回油箱，由于節(jié)流閥的阻尼作用，使活塞緩慢地接近缸蓋，避免了撞擊。并且改變節(jié)流閥開口大小就可改變緩沖作用的大小。圖5-16閥式緩沖緩沖裝置結(jié)構(gòu)原理圖通過(guò)比較選用間隙緩沖裝置，從方便加工出發(fā)，盡量接近于凹槽拋物線，減少緩沖腔的峰值。5.2.6液壓缸的排氣裝置液壓缸中（或液壓系統(tǒng)）混入了空氣，會(huì)產(chǎn)氣憤穴現(xiàn)象，引起活塞運(yùn)動(dòng)時(shí)的爬行和振動(dòng)，產(chǎn)生噪聲，甚至使整個(gè)系統(tǒng)不能正常工作。因此在設(shè)計(jì)液壓系統(tǒng)時(shí)，必須考慮排氣裝置。為了排除積留在液壓缸內(nèi)的空氣，可在缸的兩端各裝一只排氣塞。排氣塞的結(jié)構(gòu)，啟動(dòng)液壓系統(tǒng)時(shí)擰開排氣塞，返行程時(shí)再關(guān)閉排氣塞，使活塞空載全行程往復(fù)數(shù)次，液壓缸內(nèi)空氣通過(guò)排氣塞錐部縫隙和小孔排出。空氣排完后，需把排氣塞緊緊關(guān)死。排氣閥分為組合式排氣閥（圖5-17）和整體式排氣閥（圖5-18）。=1\*GB3①組合式排氣閥：閥體與閥針為兩個(gè)不同零件，擰松閥體螺母后，錐閥在壓力的推動(dòng)下脫離密封面而排出空氣，閥體材料用35號(hào)或45號(hào)碳素鋼，閥針用不銹鋼3Cr13。=2\*GB3②整體式排氣閥：閥體與閥針合為遺體，用螺紋與缸筒或缸蓋連接，靠頭部錐面起密封作用。排氣擰松螺母，缸內(nèi)空氣從錐面間隙中擠出，并經(jīng)斜孔派出缸外。圖5-17組合式排氣閥這種排氣閥簡(jiǎn)樸、方便。閥的材料用35或45號(hào)碳素鋼，錐部熱解決硬度38~44HRC整體排氣閥的實(shí)際結(jié)構(gòu)尺寸如圖5-18圖圖圖5-18整體式排氣閥根據(jù)比較選用整體式排氣閥。6液壓站的設(shè)計(jì)6.1液壓油箱的設(shè)計(jì)6.1.1液壓油箱的用途與設(shè)計(jì)要點(diǎn)油箱在液壓系統(tǒng)中是輔助元件之一，它的重要用途有：=1\*GB3①儲(chǔ)存必要數(shù)量的油液以滿足液壓系統(tǒng)正常工作所需要的流量。=2\*GB3②散發(fā)熱量。油液通過(guò)一個(gè)工作循環(huán)后，由于摩擦生熱，油溫升高，油液可回到油箱中進(jìn)行冷卻，使油液溫度控制在適當(dāng)范圍內(nèi)。=3\*GB3③可逸出油中空氣，清潔油液。油液通過(guò)一個(gè)循環(huán)后，不僅油溫升高，還會(huì)產(chǎn)氣憤泡、污物。因此，可在油箱中溢出