矿车轮对拆卸机设计【毕业论文答辩资料】

需要购买对应 纸 咨询 14951605 买对应的 纸 14951605 或 1304139763 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 机械攀枝花学院本科毕业设计 I ub is is in of At by in As of of to of to to it on of is of on of of 枝花学院本科毕业设计 目录 1 目 录 摘 要 . I . 绪论 . 3 2 部件分析 . 2 3 方案分析 . 3 案分析 . 3 构 总体设计 . 3 4 结构设计 . 4 母拆卸机构 . 4 速机的选择 . 4 筒的设计 . 5 车轮机构 . 7 卸力的计算 . 7 轮钩的设计 . 8 体结构设计 . 11 对固定装置 . 11 形块的选择 . 11 转机构设计 . 12 动机构的设计 . 13 轮后倾覆力的计算 . 23 5 液压系统的设计 . 24 术要求及工况分析 . 24 定液压系统原理图 . 24 择液压回路 . 24 成液压系统 . 24 压系统 的计算和选择液压元件 . 25 攀枝花学院本科毕业设计 目录 2 压缸主要尺寸的确定 . 25 定管道尺寸 . 27 定液压油箱容积 . 28 定液压油液 . 28 压系统的验算 . 28 力损失的验算 . 29 统温升的验算 . 30 6 液压缸的设计 . 32 压缸主要 尺寸的 确定 . 32 压缸工作压力的确定 . 32 压缸内径和活塞杆直径 . 32 压缸壁厚和外径的计算 . 32 压缸工作行程的确定 . 32 底、缸盖厚度的确定 . 33 小导向长度的确定 . 33 体长度的确定 . 34 塞杆稳定性的验算 . 34 压缸的 结构设计 . 35 体与缸盖的连接形式 . 35 塞杆与活塞的连接结构 . 36 塞杆导向部分的结构 . 37 塞及活塞杆外密封圈的选 用 . 37 压缸的缓冲装置 . 41 压缸的排气装置 . 42 7 液压站的设计 . 45 压 油箱 的设计 . 45 . 45 压油箱的结构 . 46 定液压油箱容积 . 46 成块单元 回路 图设计 . 47 结论 . 49 参 考 文 献 . 50 攀枝花学院本科毕业设计 目录 3 致 谢 . 51 买文档送全套图纸 扣扣 414951605 攀枝花学院本科毕业设计 目录 4 1 绪论 攀枝花学院本科毕业设计 目录 5 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 “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。攀枝花学院本科毕业设计 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7516。 图 2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。攀枝花学院本科毕业设计 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。 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。 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。攀枝花学院本科毕业设计 4 结构分析 4 结构设计 母拆卸机构 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 80%。螺栓的制造材料为 45钢，故 01( 0 . 6 0 . 7 ) 式中：s 螺栓材料的屈服极限， 280 螺栓危险截面的面积， 211/4取 010.6 326 3 . 1 4 ( 4 2 1 0 )0 . 6 2 8 0 1 04 5539N 由机械原理可知，拧紧力矩 12T T T式（ 4 螺旋副间的摩擦力矩为 210 t a n2 式（ 4 螺母与支承面间的摩擦力矩为 330020220013 f 式（ 4 将式（ 4（ 4入式（ 4得 330002 220012t a d 式（ 4 对于 牙普通螺纹的钢制螺栓，螺纹升角 0 0 1 4 2 3 2 ；螺纹中径2 螺旋副的当量摩擦角 a r c t a n 1 . 1 5 5v f （ f 为摩擦系数， ） ；螺栓孔直径 0 ；螺母环形支承面的外径 0 ；螺母与支承面间的摩擦系数 。将上述各参数代入式（ 4理后可得 d攀枝花学院本科毕业设计 4 结构分析 5 30 . 2 5 5 3 9 4 2 1 0 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： 筒的设计 螺母的形状和尺寸如图 4 图 4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 45钢，形状和尺寸如图 4 图 4-2(a) 导筒的形状和尺寸 攀枝花学院本科毕业设计 4 结构分析 6 图 4-2(b) 导筒的形状和尺寸 卸螺母夹持力计算 根据 卸螺母所需的扭矩为 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 用螺栓固定。初选螺纹联接为 入式 (4 010.7 326 3 . 1 4 ( 1 2 1 0 )0 . 7 2 8 0 1 04 5108N 车轮和轴总重为 形块开槽夹角为 045 ,轴的直径为 0 所以下 21( 5 1 0 8 5 9 . 3 9 . 8 )2F = 2251082F =3611 夹持力矩为 : 1222T F d F d 夹攀枝花学院本科毕业设计 4 结构分析 7 332 4 0 2 2 . 8 3 6 0 1 0 2 3 6 1 1 6 0 1 0 482 所以此夹持力能够满足要求。 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。 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 7516 . 0 3 005 1 7 5 1H ； 0 10 25 1 6 5 1k 所以最大过盈量1Y 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 包容件： 2 22m a x 2 2442511190 2 8 0 1 1 1 . 3 6513390 p 被包容件：2 21m a x 1 101 151 1 6 7 0 8 3 522 p a 式中：查参考文献 345钢 500 的屈服强度2s为 280参考文献 3轴承外圈轴承钢的屈服强度1s为 1670）计算零件不产生塑性变形所允许的最大过盈参考文献 5表 按公式 312m a x m a E 计算 式中：5表 6 5钢和轴承钢的弹性模量为 512 2 . 1 1 0E E M p a 查参考文献 5表 6 攀枝花学院本科毕业设计 4 结构分析 8 22111 22101 151 0 . 3 0 . 701151 22222 222511 190 0 . 3 1 . 6511190 所以 312m a x m a x 1 55120 . 7 1 . 61 0 8 3 5 5 12 . 1 1 0 2 . 1 1 0 3）计算最大拆卸力 查参考文献 5表 以下公式计算 m a x 3 . 1 4 5 1 2 3 0 . 1 1 3 7 . 7 8 1 5 3 0 6 . 7 2yF d l u P N 式 (4 式中：最大过盈 m a xm a x m a x 1m a 5 3 7 . 7 84 6 4 . 1 8 M P a 式 (4查参考文献 5表 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 3 2 1 5 3 0 6 . 7 2 3 0 6 1 3 . 4 4 N 轮钩的设计 内力分析 初选钩的材料为 45 钢 ,截面高度和宽度都为 30参考文献 3得其许用应力 280。 卸轮钩的受力简图 4 在载荷 梁在 平面内发生 对称弯曲 ,弯矩矢量平行于 将其用弯矩 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 该截面的弯矩为 2yA (4攀枝花学院本科毕业设计 4 结构分析 9 图 4轮钩受力简图 应力分析 如图 4 在弯矩大弯曲拉应力与最大弯曲压应力 ,则分别发生在截面的 26 26 1 5 3 0 7 0 . 0 30 . 0 3 0 . 0 30 102 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 式 (4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 30度 ,以便卸轮钩和矿车轮对之间更好的配合和自锁。 攀枝花学院本科毕业设计 4 结构分析 10 图 4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 (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 1:50 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 45钢，许用切应力 80。 24 式 (4横向力 :F=30614N 销的许用剪应力 : 80. 攀枝花学院本科毕业设计 4 结构分析 11 销的个数 :Z=2 所以 : 24 3 0 6 1 4 803 2d 解得 : 查参考文献 3表 3d=16图 4 弯矩分析 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 为满足强度要求根据参考文献 5表 箱体的壁厚为 10结构简图如图 4 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。 形块的选择 矿车轮对轴的直径为 60 机床夹具设计手册第三版表 2 表 4 攀枝花学院本科毕业设计 4 结构分析 12 图 4体外形图 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 0180 ，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 30206。 表 4形块的主要尺寸 N K L B H A 1l d 1本尺寸 极限偏差 55 5560 100 40 35 76 16 19 20 12 8 +1 18 10 22 2 攀枝花学院本科毕业设计 4 结构分析 13 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： 300 2） 工作台最大尺寸（长宽高）： 500 320 100 3） 工作台最大承载重量： 120 4） 脉冲当量： 5） 进给速度： 60毫米 / 6） 表面粗糙度： 7） 设计寿命： 15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 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 :600 400 55料为 重为625N ( 设中托座尺寸 (长宽高度 )为 :440 520 90料为 重为250N（ 另外估计其他零件的重量约为 250N ( 加上工件最大重量约为 1201176N） (G)。 则下托 座导轨副所承受的最大负载 W=2+ 665+250+250+1176 2301N 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。 攀枝花学院本科毕业设计 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=3000N，根据参考文献 35 2 0 式中 p为材料的许用压力 ,单位为参考文献 3表 5 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 对于剖分螺母和兼作支承的螺母， ；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 。 所以 2 630000 . 82 . 5 7 1 0d 10虑到整个系统的刚度和稳定性 ，取2d 36 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)必须小于临界载荷位为 N） 。则螺杆的稳定性条件为 式 (4式中： 螺杆稳定性的计算安全系数。 螺杆稳定性安全系数，对于传力螺旋（如起重螺杆等 ） ，于传导螺旋，于精密螺杆或水平螺杆，。此机构中取 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 。 此处， 为螺杆的长度系数，见参考文献 3表 5里取 l 为螺杆的工作长度，单位为 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 为螺杆危攀枝花学院本科毕业设计 4 结构分析 15 险截面的惯性半径，单位为 螺杆危险截面面积 214，则 14。 临界载荷 22式 (4式中： E 螺杆材料的拉压弹性模量，单位为E=510 I 螺杆危险截面的惯性矩， I= 4164d，单位为 4 则： 22= 432 5 623 . 1 4 3 6 1 03 . 1 4 2 . 0 6 1 0 1 0640 . 5 0 0 . 5 7 20606131 S F= 206061313000=6868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 1/50。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 90%，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