【毕业设计论文】矿车轮对拆卸机设计-设计说明书【有对应的CAD图】

订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 毕业设计 矿车轮对拆卸机设计 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 摘 要 矿车是煤矿运输中的主要运输机械, 而矿车轮又是矿车的易损部件。目前很多 矿厂对矿车轮的维修还靠人工来进行，不仅工作效率低，劳动强度大，而且废品 率高。随着在我国矿业现代化的发展，这种原始的拆卸方法已不能满足实际生产 的需要，各矿厂经常因损坏的矿车不能及时被修好而影响生产。因此，设计矿车 轮对拆卸机具有重要的意义。设计中着重进行了螺母拆卸机构的设计、移动夹持 机构的设计、液压系统的设计，同时对卸轮钩、传动齿轮、液压系统等进行了必 要的校核，进而实现了拆卸轮对的功能。 关键词 矿车轮对 拆卸机 机械 本科毕业设计 ABSTRACT II ABSTRACT Tub coal truck is the major transport machinery ,mine truck is vulnerable in the most components of mine truck .At present, mine truck wheels were mended by workers ,which resulted in not only low efficiency, labor intensity ,but also the high rejection rate . As the development of our national modern mining industry ,the primitive method of demolition has been unable to meet the demand of production .Due to the frequent damage to the cub ,it has greatly influent on the production .So ,the design of the wheel are demolition machine is of great signification .Design pay more attention on the nuts demolition ,the design of mobile capture ,hydraulic system design simultaneously ,the demolition round hook ,transmission gear ,hydraulic system were cheeked .So ,the function of demolition was realized . Keywords mine right wheels ，demolition machine ，machinery 本科毕业设计 目录 1 目 录 摘 要I I A B S T R A C TII 1 绪论1 2 部件分析2 3 方案分析3 3.1 方案分析.3 3 . 2 结构总体设计.3 4 结构设计4 4 . 1 螺母拆卸机构4 4 . 1 . 1 减速机的选择.4 4 . 1 . 2 导筒的设计 5 4 . 2 卸车轮机构7 4 . 2 . 1 拆卸力的计算.7 4 . 2 . 2 卸轮钩的设计.8 4 . 2 . 3 箱体结构设计.11 4 . 3 轮对固定装置11 4 . 3 . 1 V 形块的选择11 4 . 3 . 2 旋转机构设计.12 4 . 3 . 3 移动机构的设计13 4 . 3 . 4 卸轮后倾覆力的计算 23 5 液压系统的设计24 5 . 1 技术要求及工况分析24 5 . 2 拟定液压系统原理图24 5 . 2 . 1 选择液压回路.24 5 . 2 . 2 组成液压系统.24 5 . 3 液压系统的计算和选择液压元件25 本科毕业设计 目录 2 5 . 3 . 1 液压缸主要尺寸的确定.25 5 . 3 . 2 确定管道尺寸.27 5 . 3 . 3 确定液压油箱容积28 5 . 3 . 4 确定液压油液.28 5 . 4 液压系统的验算.28 5 . 4 . 1 压力损失的验算 .29 5 . 4 . 2 系统温升的验算 .30 6 液压缸的设计32 6 . 1 液压缸主要尺寸的确定32 6 . 1 . 1 液压缸工作压力的确定.32 6 . 1 . 2 液压缸内径和活塞杆直径 d 的确定32 6 . 1 . 3 液压缸壁厚和外径的计算 .32 6 . 1 . 4 液压缸工作行程的确定.32 6 . 1 . 5 缸底、缸盖厚度的确定.33 6 . 1 . 6 最小导向长度的确定 33 6 . 1 . 7 缸体长度的确定 .34 6 . 1 . 8 活塞杆稳定性的验算 34 6 . 2 液压缸的结构设计.35 6 . 2 . 1 缸体与缸盖的连接形式.35 6 . 2 . 2 活塞杆与活塞的连接结构 .36 6 . 2 . 3 活塞杆导向部分的结构.37 6 . 2 . 4 活塞及活塞杆外密封圈的选用 37 6 . 2 . 5 液压缸的缓冲装置41 6 . 2 . 6 液压缸的排气装置42 7 液压站的设计45 7 . 1 液压油箱的设计.45 7 . 1 . 1 液压油箱的用途与设计要点.45 7 . 1 . 2 液压油箱的结构 .46 7 . 1 . 3 确定液压油箱容积46 7 . 2 集成块单元回路图设计47 结论49 参 考 文 献50 本科毕业设计 目录 3 致 谢51 本科毕业设计 1 绪论 1 1 绪论 矿车轮对拆卸机是矿车检修成套设备之一，是一种针对矿车轮对维修的机械 设备。就现阶段，矿车轮对的维修主要靠工人来进行，不仅工效低，而且劳动强 度大，维修效果差。设计一台专用拆卸机，不仅可以提高工作效率，降低企业的 成本，而且可以大大地减轻工人的劳动强度。 目前，对矿车轮对拆卸机的研究几乎是空白的，在网上也很难见到有关这方 面研究的消息，只有中国矿业大学对其有所研究。矿车轮是煤矿运输机械中的易 损部件，矿车轮对在使用一段时间之后必须进行拆卸维修，以提高它的使用寿命。 随着煤矿产业的不断壮大，传统的手工拆卸已不能满足生产的要求，对矿车轮对 拆卸机的设计改进是势在必行的。 随着科学技术的不断发展，矿车轮对拆卸机的发展也会越来越快，必然会朝 著高性能、高精度、高速度、高柔性化和模块化方向发展。但最主要的发展趋势 就是采用“P C 运动控制器”的开放式数控系统，它不仅具有信息处理能力强、 开放程度高、运动轨迹控制精确、通用性好等特点，而且还从很大程度上提高了 现有加工制造的精度、柔性和应付市场需求的能力。 本科毕业设计 2 零件分析 2 2 部件分析 由轮轴部件的装配图可以看出，轮盖与车轮之间是通过螺栓将轮盖紧固在矿 车轮上，轴的两端装有螺栓，并且使用开口销锁紧。轴与轴承之间的配合关系为 7 51 6 H k 。 图 2- 1 轮轴部件图 根据矿车轮对的工作实际情况和它的装配关系可以看出，其可以损坏的部件 为轮盖、车轮、轴承和轴。 本科毕业设计 3 方案分析 3 方案分析 根据毕业设计任务书的要求，本设计是要实现矿车轮对的拆卸。要完成轮对 的拆卸则首先要拆卸轮盖和螺栓，再拆卸车轮。 3.1 方案分析 通过查阅相关资料和细致的思考，初步确定了以下三个矿车轮对的拆卸方案： 方案一：轮盖和螺栓的拆卸由人工利用搬手等工具进行拆卸，轮子的拆卸通 过在轴下堑一支承，靠近轮对处设一挡块，通过人力敲击来完成拆卸。 方案二：轮盖和螺栓的拆卸同方案一，轮对的拆卸通过在工作台上安装一机 械手夹紧轴，在左端设计一卸轮钩将轮子钩住（卸轮钩的开合都由液压驱动） ，利 用液压缸顶出来实现。工作台的移动通过电机提供动力经过齿轮减速，驱动滚珠 丝杠动力来完成。 方案三：轮盖的拆卸同方案一，螺栓的拆卸通过减速电机带动导筒的转动来 完成。轮对的拆卸通过在工作台上安装形块来支承和夹紧（手动）轮对，并在 左端设计一卸轮钩将轮子钩住，利用液压缸将轴顶出完成拆卸。工作台的移动通 过电机提供动力经过齿轮减速，驱动丝杆螺母运动来实现。 根据题目要求综合比较以上三个方案，方案三为最优方案。 3 . 2 结构总体设计 由于轮盖的拆卸通过人工方式，所以在此机构设计中只考虑螺母和轮对的拆 卸。为了使结构更加清晰，将其分为螺母拆卸机构、卸车轮机构、轮对固定装置 和液压系统四个部份。 本科毕业设计 4 结构分析 4 结构设计 4 . 1 螺母拆卸机构 4 . 1 . 1 减速机的选择 通常规定，拧紧后螺纹联接件的预紧力不得超过其材料的屈服极限 s 的 8 0 % 。 螺栓的制造材料为 4 5 钢，故 01 (0.60.7) s FA 式中： s 螺栓材料的屈服极限，280 a MP 1 A 螺栓危险截面的面积， 2 11 /4Ad 取 01 0.6 s FA 3 2 6 3.14 (42 10 ) 0.6280 10 4 5 5 3 9 N 由机械原理可知， 拧紧力矩 T 等于螺旋副间的摩擦阻力矩 1 T 和螺母环形端面与 被联接件支承面间的摩擦阻力矩 2 T 之和，即 12 TTT=+ 式（4 - 1 ） 螺旋副间的摩擦力矩为 () 2 10 tan 2 v d TF=+ 式（4 - 2 ） 螺母与支承面间的摩擦力矩为 33 00 20 22 00 1 3 c Dd Tf F Dd = 式（4 - 3 ） 将式（4 - 2 ） 、 （4 - 3 ）代入式（4 - 1 ） ，得 () 33 00 02 22 00 12 tan 23 vc Dd TFdf Dd =+ 式（4 - 4 ） 对于 M 1 0 M 6 4 粗牙普通螺纹的钢制螺栓，螺纹升角 00 1 423 2 =；螺纹中径 2 0.9dd；螺旋副的当量摩擦角arctan1.155 v f （f为摩擦系数，无润滑时 0.10.2f ） ；螺栓孔直径 0 1.1dd；螺母环形支承面的外径 0 1.5Dd；螺母与 支承面间的摩擦系数0.15 c f =。将上述各参数代入式（4 - 4 ）整理后可得 0 0.2TF d 本科毕业设计 4 结构分析 5 3 0.2 553942 10 4 6 . 5 3 N . m 根据以上计算，减速电机选用上海良精传动机械有限公司生产的微型摆线针 轮减速机，型号为：W D - W D 1 0 0 。 4 . 1 . 2 导筒的设计 螺母的形状和尺寸如图 4 - 1 所示： 图 4 - 1 螺母外形 因为拆卸此螺母不需要特别大的力，所以直接选用导筒的材料为 4 5 钢，形状 和尺寸如图 4 - 2 所示： 图 4 - 2 ( a ) 导筒的形状和尺寸 本科毕业设计 4 结构分析 6 图 4 - 2 ( b ) 导筒的形状和尺寸 4 . 1 . 3 拆卸螺母夹持力计算 根据 4 . 1 . 1 中的计算结果，拆卸螺母所需的扭矩为 4 6 . 5 3 N . m 。要想在拆卸过 程中，轮对不随着螺母转动，夹持力所产生的阻力应大于拆卸螺母的力矩。 此夹持机构是采用两 V 形块组合，利用螺栓固定。初选螺纹联接为 M 1 2 ，代入 式( 4 - 1 ) 得 01 0.7 s FA 3 2 6 3.14 (12 10 ) 0.7280 10 4 5 1 0 8 N 车轮和轴总重为 5 9 . 3 k g , V 形块开槽夹角为 0 45, 轴的直径为 d 为 6 0 m m 。 所以下 V 形块开槽每面受力为: 2 1 (510859.3 9.8) 2 F + = = 4 0 2 2 . 8 3 N 上 V 形块开槽每面受力为: 2 2 5108 2 F = = 3 6 1 1 夹持力矩为: 12 22TFdFd=+ 夹 本科毕业设计 4 结构分析 7 33 2 4022.83 60 102 3611 60 10 =+ 48246.53= 所以此夹持力能够满足要求。 4 . 2 卸车轮机构 这部分主要包括拆卸力的计算、卸轮钩的设计以及箱体的结构设计。 4 . 2 . 1 拆卸力的计算 计算最大过盈量 根据轴承与轴的装配图可知，轴承与轴的配合是 7 51 6 H k 0.030 0 51751H + =； 0.021 0.002 51 651k + + = 所以最大过盈量 max 21Yum= 计算拆卸力 1 ) 计算零件不产生塑性变形所允许的最大压强 根据参考文献 2 表 6 . 4 - 2 公式得 包容件： 2 2 2 max22 44 2 51 1 1 90 280111.36 51 3 3 90 s d d PMpa d d = + + 被包容件： 22 1 max11 0 11 51 1670835 22 s d d PMpa = 式中：查参考文献 3 4 5 钢 Z G 2 7 0 5 0 0 的屈服强度 2s 为 2 8 0 M p a 查参考文献 3 轴承外圈轴承钢的屈服强度 1s 为 1 6 7 0 M p a 2 ）计算零件不产生塑性变形所允许的最大过盈 max 查参考文献 5 表 6 . 4 - 2 ， ，按公式 3 12 maxmax 12 10 CC Pd EE =+ 计算 式中： max P取上面二值中小者 max1 P 查参考文献 5 表 6 . 4 - 4 取 4 5 钢和轴承钢的弹性模量为 5 12 2.1 10EEMpa= 查参考文献 5 表 6 . 4 - 4 取 4 5 钢和轴承钢的泊松比为 12 0.3= 本科毕业设计 4 结构分析 8 () () 2 2 1 11 22 1 01 1 51 0.30.7 0 1 1 51 d d C d d + + = () () 2 2 2 22 22 2 511 1 90 0.31.6 51 1 1 90 d d C d d + + = 所以 3 12 maxmax1 55 12 0.71.6 10835 51 2.1 102.1 10 CC Pd EE =+=+ 464.18um= 3 ）计算最大拆卸力 查参考文献 5 表 6 . 4 - 2 ，按以下公式计算 max 3.14 51 23 0.11 37.7815306.72 y FdluPN= 式( 4 - 6 ) 式中：最大过盈 max Y的配合面压强 max P为 max maxmax1 max 21 83537.78 464.18 Y PPMPa = 式( 4 - 7 ) 查参考文献 5 表 6 . 4 - 3 钢与铸钢摩擦因数 u 为 0 . 1 1 考虑到车轮运行工作环境恶劣，同时生锈使拆卸力大大增加，故取 32 15306.7230613.44 y FFN= 拆 4 . 2 . 2 卸轮钩的设计 内力分析 初选钩的材料为 4 5钢, 截面高度和宽度都为 3 0 m m , 查参考文献 3 得其许用应 力 280 a MP =。 卸轮钩的受力简图 4 - 3 所示: 在载荷F 作用下, 梁在x z 平面内发生对称弯曲, 弯矩矢量平行于y 轴, 将其用 y M表示, 弯矩 y M如图 4 - 4 所示: 在画弯矩图时, 将与弯矩相对应的点, 画在该弯矩所在横截面弯曲时受压的一 侧. 由以上分析可知, 卸轮钩的弯曲拐角处的截面 A 为危险截面, 该截面的弯矩为 2 yAa MF= 式( 4 - 8 ) 本科毕业设计 4 结构分析 9 图 4 - 3 卸轮钩受力简图 应力分析 如图 4 - 5 所示: 在弯矩 zA M 作用下，最大弯曲拉应力与最大弯曲压应力, 则分别发生在截面的 d e 与 f a 边缘各点外。 max zA z M W = 2 6 a F bh = ()() 2 6 153070.03 0.030.03 Nm mm = 8 1.02 10 a P= 102 a MP= 强度校核 在上述各点处, 弯曲切应力均为零, 该处材料处于单向应力状态, 所以, 强度条 件为 max 式(4- 9) 由上述计算可知, 卸轮钩的弯曲强度符合要求。 根据矿车轮对的具体形状和生产现场的具体情况, 将卸轮钩与轮对相配合的 部份设计成向内弯曲 3 0 度, 以便卸轮钩和矿车轮对之间更好的配合和自锁。 本科毕业设计 4 结构分析 10 图 4- 4 在载荷 F 作用下的弯矩图 固定销的选择 1 ) 圆柱销 圆柱销主要用于定位，也可用于联接，但只能传递不大的载荷。销孔应配铰 制，不宜多次拆装。 内缧纹圆柱销( B 型) 有通气平面，适用于盲孔。 缧纹圆柱销常用于精度要求不高的场合。 弹性圆柱销具有弹性，装配后不易松脱。对销孔的精度要求较低，可不铰制， 互换性好，可多次拆卸。因刚性较差，不适于高精度定位。 2 ) 圆锥销 圆锥销有 1 : 5 0 的锥度，便于安装。其定位精度比圆柱销高，主要用于定位， 也可以用来固定零件，传递动力，多用于经常拆卸的场合。 内缧纹圆锥销用于盲孔；缧尾圆锥销用于拆卸困难处；开尾圆锥销在打入销 孔后，末端可稍张开，以防松脱，可用于有冲击、振动的场合。 3 ) 销轴、带孔销 用于铰接处并用开口销锁定，拆卸方便。 根据比较和设计的要求，选用圆柱销。 初选销的材料为 4 5 钢，许用切应力 80 a MP =。 2 4F d Z = 式(4- 10) 横向力: F = 3 0 6 1 4 N 销的许用剪应力: 80 a MP =. 本科毕业设计 4 结构分析 11 销的个数: Z = 2 所以: 2 4 30614 80 3.142d 解得: 15.64d 查参考文献 3 表 3 - 3 - 4 0 取 d = 1 6 m m . 图 4- 6 弯矩分析 4 . 2 . 3 箱体结构设计 矿车轮对拆卸机的箱体, 其功能主要是包容和支承传动机构, 为设计加工方 便通常把箱体设计成矩形截面六面体，采用焊接结构，材料为 Q 2 3 5 - A 。 为满足强度要求根据参考文献 5 表 9 . 2 - 3 8取箱体的壁厚为 1 0 m m 。其结构简 图如图 4 - 6 所示。 4 . 3 轮对固定装置 此装置包括装夹部分、旋转部分和移动部分。装夹部分由形块来定位和夹 紧，旋转部分由轴和轴承的配合来实现。移动部分由电动机提供动力，经过齿轮 减速，带动丝杆螺母的运动来实现。 4 . 3 . 1 V 形块的选择 矿车轮对轴的直径为 6 0 m m , 查 机床夹具设计手册第三版表 2 - 1 - 2 6得 V 形块的主要尺寸，见表 4 - 1 。 本科毕业设计 4 结构分析 12 图 4- 6 箱体外形图 4 . 3 . 2 旋转机构设计 设计此旋转机构的目的是为了拆卸完一边的车轮后，让其旋转 0 180，以便拆 卸另一个车轮。此机构受力主要为矿车轮对及其自身的重力，为减少阻力，将其 设计成一圆盘形状，将一轴和圆盘铸为一体，在轴的下方装上轴承。 因为此轴承主要承受轴向力，经过查阅相关资料，最终决定选用一对圆锥滚 子轴承配合使用，其轴承代号为 3 0 2 0 6 。 表 4 - 1 形块的主要尺寸 d N K L B H A 1 A 2 A b l 基 本 尺 寸 极限 偏差 1 d 2 d h 1 h r 55 55 60 100 40 35 76 16 19 20 12 8 +0.015 11 18 10 22 2 本科毕业设计 4 结构分析 13 4 . 3 . 3 移动机构的设计 工作台的设计 1 ) 主要设计参数及依据 本设计工作台的参数定为： （1 ） 工作台行程： 3 0 0 m m （2 ） 工作台最大尺寸（长宽高） ：5 0 0 3 2 0 1 0 0 m m （3 ） 工作台最大承载重量：1 2 0 K g （4 ） 脉冲当量：0 . 0 0 1 m m / p l u s e （5 ） 进给速度：6 0 毫米/ m i n （6 ） 表面粗糙度：0 . 8 1 . 6 （7 ） 设计寿命：1 5 年 2 ）工作台部件进给系统受力分析 因矿车轮对拆卸机在拆卸过各中只受横向的拆卸力, 因此可以认为在加工过 程中没有外力负载作用。 工作台部件由工作台、中间滑台、底座等零部件组成, 各自之间均以滚动直线 导轨副相联, 以保证相对运动精度。 设下底座的传动系统为横向传动系统，即 X向，上导轨为纵向传动系统，即 Y 向。 一般来说, 矿车轮对拆卸机的滚动直线导轨的摩擦力可忽略不计, 但丝杠螺母 副, 以及齿轮之间的滑动摩擦不能忽略, 这些摩擦力矩会影响电机的步距精度。另 外由于采取了一系列的消隙、预紧措施, 其产生的负载波动应控制在很小的范围。 3 ) 初步确定工作台尺寸及估算重量 初定工作台尺寸( 长宽高度) 为: 6 0 0 4 0 0 5 5 m m ，材料为 H T 2 0 0 ，估重为 6 2 5 N ( W 1 ) 。 设中托座尺寸( 长宽高度) 为: 4 4 0 5 2 0 9 0 m m ，材料为 H T 2 0 0 ，估重为 2 5 0 N （W 2 ） 。 另外估计其他零件的重量约为 2 5 0 N ( W 3 ) 。 加上工件最大重量约为 1 2 0 K g （1 1 7 6 N ）( G ) 。 则下托座导轨副所承受的最大负载 W 为: W = W 1 + W 2 + W 3 + G 6 6 5 + 2 5 0 + 2 5 0 + 1 1 7 6 2 3 0 1 N 丝杆螺母副的设计 因为在本设计中对缧旋传动的精度和效率要求不高，故采用选用结构简单， 便于制造，易于自锁，摩擦阻力相对较大，传动效率和传动精度较低的的滑动螺 旋。 本科毕业设计 4 结构分析 14 1 ) 耐磨性计算 滑动螺旋的磨损与螺纹工作面上的压力、滑动速度、螺纹表面粗糙度以及润 滑状态等因素有关。其中最主要的是螺纹工作面上的压力，压力越大，螺旋副间 越容易形成过度磨损。因此，滑动螺旋的耐磨性计算，主要是限制螺纹工作面上 的压力 p , 使其小于材料的许用压力 p 。 估算作用于螺杆上的轴向力为 F = 3 0 0 0 N ，根据参考文献 3 P 9 3 式( 5 - 4 6 ) 有 2 0.8 F d p 式中 p 为材料的许用压力, 单位为 a MP , 见参考文献 3 表 5 - 1 2 ；值一般取 1 . 2 3 . 5 。对于整体螺母，由于磨损后不能调整间隙，为使受力分布比较均匀， 螺纹工作圈数不宜过多，故取1.22.5 =对于剖分螺母和兼作支承的螺母，可取 2.53.5 =；只有传动精度较高，载荷较大，要求压寿命较长时，才允许取4 =。 这里取2.5 =。 所以 2 6 3000 0.8 2.5 7 10 d 0 . 0 1 m 1 0 m m 考虑到整个系统的刚度和稳定性，取 2 d 3 6 m m 。 2 ) 螺杆的稳定性计算 对于长径比大的受压螺杆，当轴向压力 F大于某一临界值时，螺杆就会突然 发生侧向弯曲而丧失其稳定性。因此，在正常情况下，螺杆承受的轴向力 F ( 单位 为 N ) 必须小于临界载荷 cr F （单位为 N ） 。则螺杆的稳定性条件为 cr scs F SS F = 式( 4 - 1 1 ) 式中： sc S 螺杆稳定性的计算安全系数。 s S 螺杆稳定性安全系数，对于传力螺旋（如起重螺杆等） ， s S 3 . 5 5 . 0 ；对于传导螺旋， s S 2 . 5 4 . 0 ；对于精密螺杆或水平螺杆， s S 4 。此机构中 取 s S 3 . 5 。 cr F 螺杆的临界载荷，单位为 N ；根据螺杆的柔度 s 值的大小选用不同 的公式计算， s l i =。 此处，为螺杆的长度系数，见参考文献 3 表 5 - 1 4 ，这里取0 . 5 0 ；l为 螺杆的工作长度，单位为 m m ；螺杆两端支承时取两支点间的距离为工作长度l, 螺 杆一端以螺母支承时以螺母中部到另一端支点的距离作为工作长度l；i为螺杆危 本科毕业设计 4 结构分析 15 险截面的惯性半径，单位为 m m ；若螺杆危险截面面积 2 1 4 Ad =，则 1 4 dI i A =。 临界载荷 cr F 可按欧拉公式计算，即 () 2 2 cr EI F l = 式( 4 - 1 0 ) 式中：E 螺杆材料的拉压弹性模量，单位为 a MP ，E = 2 . 0 6 5 10 a MP ； I 螺杆危险截面的惯性矩，I = 4 1 64 d ，单位为 4 mm。 则： () 2 2 cr EI F l = = () () 4 3 256 2 3.1436 10 3.142.06 1010 64 0.500.57 2 0 6 0 6 1 3 1 cr sc F S F = = 20606131 3000 = 6 8 6 8 s S 所以此螺杆强度符合要求。 直线滚动导轨的选型 导轨主要分为滚动导轨和滑动导轨两种， 直线滚动导轨有着广泛的应用。相 对普通拆卸机所用的滑动导轨而言，它有以下几方面的优点： 1 ) 定位精度高 直线滚动导轨可使摩擦系数减小到滑动导轨的 1 / 5 0 。由于动摩擦与静摩擦系 数相差很小，运动灵活，可使驱动扭矩减少 9 0 % ，因此，可将拆卸机定位精度设定 到超微米级。 2 ) 降低拆卸机造价并大幅度节约电力 采用直线滚动导轨的拆卸机由于摩擦阻力小，特别适用于反复进行起动、停 止的往复运动，可使所需的动力源及动力传递机构小型化，减轻了重量，使拆卸 机所需电力降低 9 0 % ，具有大幅度节能的效果。 3 ) 可提高拆卸机的运动速度 本科毕业设计 4 结构分析 16 直线滚动导轨由于摩擦阻力小，因此发热少，可实现拆卸机的高速运动，提 高拆卸机的工作效率 2 0 3 0 % 。 4 ) 可长期维持拆卸机的高精度 对于滑动导轨面的流体润滑，由于油膜的浮动，产生的运动精度的误差是无 法避免的。在绝大多数情况下，流体润滑只限于边界区域，由金属接触而产生的 直接摩擦是无法避免的，在这种摩擦中，大量的能量以摩擦损耗被浪费掉了。 与之相反，滚动接触由于摩擦耗能小滚动面的摩擦损耗也相应减少，故能使直 线滚动导轨系统长期处于高精度状态。同时，由于使用润滑油也很少，大多数情 况下只需脂润滑就足够了，这使得在拆卸机的润滑系统设计及使用维护方面都变 的非常容易了。 所以在结构上选用： 开式直线滚动导轨。 参照南京工艺装备厂的产品系列， 型号: 选用 G G B 型四方向等载荷型滚动直线导轨副。 具体型号选用 G G B 2 0 B A 2 P ，2 3 2 0 - 4 图 4 - 7 导轨 电机及其传动机构的确定 1 ) 电机的选用 ( 1 ) 脉冲当量和步距角 已知脉冲当量为 1 m / S T E P ，而步距角越小，则加工精度越高。初选为 0 . 3 6 o / S T E P （二倍细分） 。 ( 2 ) 电机上起动力矩的近似计算: M = M1+ M 2 式中: M 为丝杠所受总扭矩 M l 为外部负载产生的摩擦扭矩，有: M 1 = F a d / 2 t g （+ ）= 9 2 0 . 0 2 5 / 2 t g （2 . 9 1 + 0 . 1 4 ）= 0 . 0 6 2 N m M 2 为内部预紧所产生的摩擦扭矩，有： M 2 = K F a o P h / 2 式中: K 预紧时的摩擦系数，0 . 1 0 . 3 本科毕业设计 4 结构分析 17 P h 导程，4 c m F a o 预紧力，有： F a o = F a o 1 + F a o 2 取 F a o 1 = 0 . 0 4 C a = 0 . 0 4 1 6 0 0 = 6 4 0 N F a o 2 为轴承的预紧力，轴承型号为 6 0 0 4 轻系列，预紧力为 F a o 2 1 3 0 N 。 故 M 2 = 0 . 2 ( 6 4 0 + 1 3 0 ) 0 . 0 0 4 / 2 = 0 . 0 9 8 N m 齿轮传动比公式为：i = P h / ( 3 6 0 p ) ，故电机输出轴上起动矩近似地 可估算为： T q = M / i = 3 6 0 M p / P h 式中: p = l m / S T E P = 0 . 0 0 0 1 c m / S T E P ； M = M 1 + M 2 = 0 . 1 6 N = 0 . 3 6 o / S T E P q = 0 . 8 5 P h 0 . 4 c m 0 . 9 5 3 则 T q = 3 6 0 0 . 1 6 0 . 0 0 0 1 / ( 3 . 6 0 . 8 5 0 . 4 ) = 0 . 4 N m 因 T q / T J M = 0 . 8 6 6 ( 因为电机为五相运行) 。则电机最大静转矩 T J M = T q / 0 . 8 6 6 = 0 . 4 6 N m 确定电机最高工作频率 参考有关矿车轮对拆卸机的资料, 可以知道电机最高工作频率不超过 1 0 0 0 H z 。 根据以上讨论并参照样本, 确定选取 M 5 6 8 5 3 S 型电机 该电机的最大静止转矩为 0 . 8 N m ，转动惯量为 2 3 5 g / c m 2 齿轮传动机构的确定 1 ) 传动比的确定 要实现脉冲当量 l m / S T E P的设计要求，必须通过齿轮机构进行分度，其传 动比为： i = Ph / ( 3 6 0 p) 式中 Ph为丝杠导程，为步距角，p为脉冲当量; 根据前面选定的几个参数，传动比为： i = Ph / ( 3 6 0 p) = 0 . 3 6 4 / 3 6 0 0 . 0 0 1 = 4 : 1 = Z2/ Z1 根据结构要求, 选用 Z1为 3 0 ，Z2为 1 2 0 。 2 ) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 令输入功率为 1 0 k W , 齿轮转速 1 960 /minnr=, 齿数比 u = 4 , 工作寿命为 1 5 年。 本科毕业设计 4 结构分析 18 按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。矿车轮对拆卸机是一般工作机器，速 度不高，故选用 7级精度（G B 1 0 0 9 5 - 8 8 ） 。查 3 中 1 8 9页表 1 0 - 1 。小齿轮材料为 4 5 C r （调质） ，硬度为 2 8 0 H B S , 大齿轮的材料选用 4 5钢（调质）硬度为 2 4 0 H B S ， 其材料硬度相差 4 0 H B S 。取齿轮齿数 1z = 2 4 ，齿条齿数 2 z = 9 6 。 3 ) 按齿面接触强度设计 由设计公式进行计算，即 2 3 1 2.32 tE t dH K TZu d u = 式(4- 12) (1) 确定公式内的各计算参数 a 试选用载荷系数 t K =1.3。 b 计算小齿轮传递的转矩 554 1 1 1 10 9.55 109.55 109.948 10 960 P TNmm n = c 由3中 201 页表 10- 7 选取齿宽系数 d =1。 d 由3中 198 页表 10- 6 查得材料的弹性系数189.8 Ea ZMP=。 e 由3中 207 页图 10- 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 lim1 600 Ha MP=，齿条的接触疲劳强度极限 lim2 550 Ha MP=。 f 由根据应力循环次数 9 11 6060 960 1 (2 8 300 10)4.147 10 h Nn jL= = 9 9 2 4.147 10 1.03 10 4 N = g 由3中 203 页图 10- 19 查得接触疲劳寿命系数： 1 0.90 HN K=， 2 0.95 HN K=。 h 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 ，安全系数 S = 1 ，得 1lim1 1 0.9 600540 HNH H K MPaMPa S = 2lim2 0.95 550522.5 HNH H K MPaMPa S = 2 (2) 计算 a 试计算齿轮的分度圆 1t d ，代入 H 中较小的值 3 2 1 1 2.32 tE t dH KTZu d u 本科毕业设计 4 结构分析 19 3 2 4 1.3 3.82 105189.8 2.32 14649 = 65.396mm= b 计算圆周速度 v 1 65.396 960 3.29/ 60 100060 1000 t d n vm s = c 计算齿宽 1 65.39665.396 dt bdmm= = d 计算齿宽和齿高之比 b / h 模数： 11 /65.396/302.725 tt mdzmm= 齿高：2.252.25 2.7256.13 t hmmm= /43.009/5.4187.938b h = e 计算载荷系数 根据 v = 3 . 2 9 m / s ，7 级精度，由 3 中 1 9 2 页图 1 0 - 8 查得动 载系数 K v = 1 . 1 2 ； 直齿轮，假设/100/ At K F bN mm= 式( 5 - 2 ) 式中 min q 是由产品样本查得 G E 系列节流阀的最小稳定速度为 0 . 0 5 L / m i n 本设计中节流阀安装在回油路上，故液压缸节流腔有效工作面积应选液压有 本科毕业设计 5 液压系统的设计 26 杆腔的实际面积，即 ()() 22222 3.14 105.554.75 44 ADdcm = 可见上述不等式能满足，液压缸能达到所需的低速。 4 ）计算在各工作阶段液压缸所需要的流量 () 2 22 3.14 5.5 100.42 44 qd V = 快进快进 3 /minm 43 9.97 10/min0.997/minmL = () 2 22 3.14 10 100.06 44 qD V = 工进工进 3 /minm 43 4.71 10/min0.471 /minmL = ()()() 22 2222 10 105.5 100.42 44 qDdV = 快退快退 3 /minm 43 22.99 10/min2.299 /minmL = 5 ）确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格 ( 1 ) 泵的工作压力的确定 考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为 1p PPP=+ 式中： p P液压泵最大工作压力 1 P 执行元件最大工作压力 P 进油管路中的压力损失， 初算简单系统可取 0 . 2 0 . 5 M p a ， 复杂系统 取 0 . 5 1 . 5 M p a ，本设计取 0 . 5 M p a 1 40.54.5 p PPPMpa=+=+= 上述计算所得的 p P 是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出 现的动态压力往往超过静态压力。另外考虑到一定的压力贮备量，并确保泵的寿 命，因此选泵的额定压力 n P 应满足 ()1.251.6 np PP 。中低系统取小值，高压系统 取大值。在本设计中取 1.251.25 4.55.625 np PPMpa= ( 2 ) 泵流量的确定 液压泵的最大流量应为 ()max pL qKq 式中： p q 液压泵的最大流量； ( )max q 同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。如果这时溢 流阀正进行工作，尚需加溢流阀的最小流量 2 3 L / m i n L K 系统泄漏系数，一般取 L K = 1 . 1 1 . 3 ，现取 L K = 1 . 2 本科毕业设计 5 液压系统的设计 27 所以 ()() max 1.24 1.316.372 /min pL qKqL=+= ( 3 ) 选择液压泵的的规格 根据以上算得的 p P和 p q，再查阅有关手册，现选用 1 6YB 限压式定量叶片泵， 该泵的基本参数为：每转排量6/ V qml L=，泵的额定压力6.3 n PMpa=，电动机转 速1450 /min H nr=，驱动功率为 1 . 5 K W ，总效率为 0 . 7 ，重量为 5 . 3 K g ( 4 ) 选择与液压相匹配的电动机 首先分别算出快进工进等各阶段的的功率，取最大者作为选择电动机规格的 依据。因为快进时的外负载约为零，液压缸的负载也远小于工进，所以其功率也 都小于工进时的功率。因此，现只需计算工进的功率即可。 工进时外负载都为3 0 6 1 4 N ， 进油路的压力损失定为0 . 3 M p a ， 由参考文献 2 1 - 4 公式可得 6 22 44 30614 100.34.19 3.140.1 P F ppMpa D =+=+= 工进损 由参考文献 2 1 - 6 公式得 4.19 0.471 2.82 0.7 p pq Pkw = 工进工进 工进 式中：为液压泵的效率为 0 . 7 查阅电动机产品样本，现选用 Y 1 0 0 L 2 - 4型电动机，其额定功率为 3 . 0 K W ，额 定转速为 1 4 3 0 r / m i n 。 6 ）选择液压元件 根据系统的工作压力和实际通过该阀的最大流量，选择有定型产品的阀件。 溢流阀按液压泵的最大流量选取。对于节流阀，要考虑最小稳定流量应满足执行 机构最低稳定速度的要求。现查产品样本所选择的元件型号规格如表 5 - 1 所示： 5 . 3 . 2 确定管道尺寸 油管内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可按管路允许流 速进行计算。查参考文献 1 表 2 3 . 4 - 1 0 b取油管允许流速取 V = 1 m / s ，同时由前面 计算可知差动时流量为 2 . 2 9 9 L / m i n ，则内径 d 为 2.299 4.64.66.97 1 q dmm V = 参照参考文献 1 表 2 3 . 9 - 2 ，同时考虑到制作方便，除吸油管外，其余管都取 1 8 2 ( 外径 1 8 m m ，壁厚 2 m m ) 的 1 0 号冷拔无缝钢管（Y B 2 3 1 - 7 0 ）; 参照 1 6YB 限压式定量叶片泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径 d 为 1 5 m m 。 本科毕业设计 5 液压系统的设计 28 表 5 - 1 液压元件明细表 序号 元件名称 型号规格 额定流量L/min 额定压力 Mpa 1 滤油器 XU- A1680J 12 1 2 液压泵 1 4YB 4/ml L 6.3 3 压力表开关 K- 3B 6.3 4 压力表 Y- 60 测压范围 010 5 溢流阀 Y- 25B 25 6.3 6 二位二通电磁阀 22D- 10BH 6.3 6.3 7 单向阀 I- 25B 6.3 25 8 三位四通电磁阀 34D- 25B 6.3 25 9 单向调速阀 QI- 25B 6.3 25 10 二位三通电磁阀 23D- 25B 6.3 25 12 蓄能器 4/ L NXQH F 10 5 . 3 . 3 确定液压油箱容积 初设计液压油箱容量时，可按参考文献 1 经验公式 2 3 . 4 - 3 1 来确定，待系统 稳定后，再按散热的要求进行校核。 油箱容量为：6 8.5851.48 V VqL= 式中 V 液压油箱的容积（L ） V q 液