机械毕业设计（论文）-2150卸卷小车的设计【全套图纸】 .pdf

第 i 页 卸卷小车的设计 摘 要 卸卷小车是被广泛用于板带材连轧生产中的一套重要设备。 它的主要功能是将钢卷 从卷取机的卷筒上卸出并运送至步进梁上存放。它的动作过程主要可分为托起钢卷、移 出钢卷、运送钢卷和放置钢卷，该过程主要由升降装置和横移装置来完成。卸卷小车的 效率将直接影响整条生产线的工作效率。要提高小车的效率，基础就在于对设备的良好 设计。本文选择了鞍钢 2150mm 热轧机组中的卸卷小车作为设计对象，主要对其传动机 构部分进行设计，并对机构中的重要零部件进行设计和强度校核。首先文中利用了分析 法和比较法确定了传动方案。然后对液压缸、轴、轴承等作了设计和校核。如用第三强 度理论对轴作了校核等。接着，本文对润滑系统作了简单介绍。最后，对整套设备作了 经济性分析。 关键词：卸卷小车；连轧；强度校核；经济性分析 全套图纸，加全套图纸，加 15389376 第 ii 页 下乗用車巻設計 要旨 下乗用車巻要広範板帯材用続生 産中重要設備。 主要機能鋼巻 上機上下輸送歩進梁上()保管 巻。動作過程主分手載鋼巻、移出 鋼巻、輸送鋼巻、放置鋼巻、過程主昇降横 移完成設置。 下乗用車効率巻直接生産仕事 能率整影響。乗用車効率高、基礎設備対良好 設計。本文鞍山鋼鉄公司 2150mm 熱間圧延選中下 乗用車巻設計対象、 主伝動機関部分対設計 行、機関中重要部品対設計強校核行。、 文中分析方法利用法比較伝動方案確定。 、液圧、軸、対設計校核行。例、第 3 強 理論軸対校核行。引続、本文潤滑 対簡単紹介行。最後、組設備対経済的分析 行。 ：下乗用車巻；続；強校核；経 済的分析 第iii 页 目 录 摘 要 i abstract .ii 1.绪论 1 1.1 带钢热连轧机的概论 1 1.1.1 热带钢连轧机的发展 . 1 1.1.2 带钢热连轧机自动化发展 . 2 1.1.3 国内外的研究状况 . 2 1.2 卸卷方式及卸卷小车的卸卷过程 4 1.2.1 卸卷方式 4 1.2.2 卸卷小车的卸卷过程 . 5 1.3 卸卷小车的功能 . 5 1.3.1 卸卷小车的功能 5 2.总体方案设计 . 7 2.1 设计任务 . 7 2.2 总体方案的确定 7 2.2.1 升降传动机构的确定 7 2.2.2 横移传动机构的确定 8 2.3 传动机构的结构设计 9 2.3.1 升降传动机构的结构设计 . 9 2.3.2 横移传动机构的结构设计 . 10 2.4 导向机构的结构设计 10 2.5 卸卷小车的设计参数 10 3. 升降机构的设计 . 11 3.1 载重计算 . 11 3.2 液压缸的选择 12 第 iv 页 4. 横移传动机构的设计 15 4.1 车轮的设计 . 15 4.2 车轮阻力的计算 . 16 4.3 液压缸的选择 17 4.4 轴的设计和校核 18 4.4.1 轴的设计 . 19 4.4.2 轴的校核 . 20 4.5 销轴的设计和校核 . 21 4.5.1 销轴的设计 21 4.5.2 销轴的校核 22 4.6 导板的校核 23 4.7 轴承的选择及寿命验算 23 4.7.1 轴承的选择 24 4.7.2 轴承的寿命计算 . 25 5. 润滑系统的设计 . 27 6.设备的经济性分析 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 结 论 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 致 谢 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 参考文献 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 第 1 页 1.绪论 钢铁产业是一个国家的支柱产业，也是一个国家综合国力的体现。我们国家的钢铁 生产从古至今，已经形成了包括炼铁、炼钢、热轧、冷轧等由多个产业组合的庞大的钢 铁生产体系。 1.1 带钢热连轧机的概论 带钢连轧机生产效率高， 质量易于控制， 轧制过程连续， 易于实现机械化和自动化， 而且这种轧机潜力大，只要稍加改善轧制工艺便可以大幅度地提高产量和改善产品质 量，其经济效益非常显著。所以各种先进的技术成果都竞相应用于连轧过程，大大促进 了连轧过程自动化的发展，其中尤以热连轧轧机自动化的发展最为迅速和成熟，所以热 连轧板带材轧机自动化的发展，可以反映整个轧制过程自动化的发展过程。 1.1.1 热带钢连轧机的发展 为提高热轧薄板的产量，改进叠轧操作，采用连续轧制，轧成长带钢后在切成钢板 的设想，早在上世纪末，就开始研究。在 1892 年建造了二辊式五机架的带钢热连轧机。 这台轧机的末架轧制速度仅为 2m/s。由于轧制速度低，引起带钢冷却，不能保持带钢全 长上的厚度偏差在容许范围内，连轧没有成功。此后约 30 年间，虽建设了其他几台热 连轧机，力求提高轧制速度，但在连续式轧制的发展上并无显著作用。1924 年及 1926 年，美国在阿斯兰和巴特勒建造了辊身长度为 1470 及 1070 的热连轧机，实现了带钢连 续轧制的生产， 这是热带钢连轧机发展的开始。 由于带钢 连续轧制提高了产量， 到 1940 年，全世界已建造 30 多台。特别是在 1961 年以后，由于轧钢机的电气传动、自动控制 新技术的发展，热连轧机的发展，更为迅速。 目前在世界钢产量较多的国家中， 由热连轧机所轧制的板材已达板材总产量的 80%。 热连轧机可分为：连续式、空载返回连续式、半连续式、复合半连续式、四分之三连续 式热带刚轧机。 第 2 页 1.1.2 带钢热连轧机自动化发展 带钢热连轧机电器自动控制技术的发展，在 20 世纪大致经历了以下几个阶段： 50 年代以前，即早期的带钢热连轧机，基本上没有自动控制，主要靠人工操作、断 续控制（对电动机的启动、停止、加减速和正反转的控制） 。 50 年代中、后期，为手动操作加上单机自动控制系统（如主传动速度调节系统、压 下机构辊缝调节系统、活套量控制系统、闭环模拟厚度控制系统分等） 。 60 年代，进入到单机自动控制与计算机并存（1960 年美国麦克劳思厂在带钢热连 轧机的精轧机组上， 首先采用计算机设定精轧机组的辊缝和速度； 1961 年美国钢铁公司 大湖分公司投产的 2032mm 热带钢轧机， 在精轧机上首先采用升速轧制技术； 60 年代末， 英国实现了从加热炉到卷取机的整个带钢热连轧计算机控制） 。 70 年代，实现了全部计算机控制主要采用直接数字控制和过程控制计算机对带钢 的厚度和终轧温度、卷取温度进行控制，厚度自动控制采用电动压下（电动 agc） ，宽度 只有预设定，没有板形控制。 80 年代， 主要发展了板形控制和粗轧宽度自动控制， 以及广泛采用液压厚度自动控 制（液压 agc） ，使带钢的厚度、宽度、温度、板形等质量指标进一步提高；开发了直接 热衷和直接轧制技术，大大节省了能源。控制的范围也从热轧生产线向两侧扩展，包括 了对板坯库、钢卷库、成品库的控制和管理。 90年代，对热轧产品质量和节能要求进一步提高，热轧控制技术又有新的进展，如 交叉辊（pc）轧机和在线磨辊（org） 、连续可变凸度（cvc）控制板形技术、神经元网 络技术等。 1.1.3 国内外的研究状况 1995 年鞍钢对前苏联 50 年代的500/3001700 四辊式平整机作了改进设计。 由于该设备在生产中存在一定问题，钢卷尾部出现松头、无法捆卷、并影响卸卷工序的 正常进行。该厂研制出的一种辊式卸卷小车投入使用后，不但可以把钢卷尾部卷紧、捆 牢，而且作业率高、能耗低、维修使用方便。热带钢卷取机是地下卷取机，最早是八辊 式卷取机即由 8 个成型辊和导板组成。由于成型辊和导板太多，相互间缝隙多容易发生 卡钢事故。另外，成型辊和卷筒间缝隙不均匀，压力不等。卷取成塔形多严重时卡钢不 第 3 页 能工作。为减少事故改成四辊式每个成型辊单独驱动，结构简单，工作可靠，但随着钢 卷直径加大压紧不好，不能卷大直径的钢卷。以后又采用二辊式卷取机结构，更简单成 型辊小，但导板长度增加，卷取困难，只用于厚度大的带钢。 现在采用三辊式卷取机，采用计算机进行控制。卷筒与最后一架精轧机直接建立张 力卷取，自动控制卷取是近代最好的卷取机，为防止悬臂卷筒弯曲采用活动支承。 冷带钢卷取机是地上卷取机，早期冷带钢卷取机选用圆柱形实心卷筒，有夹紧机构 的钳口无胀缩机构，采用重卷机以便卸卷。也可用在小型冷轧机上，不重卷只要卷筒反 转便可由人工取下带卷，以后发展成弓形块卷取机。该卷取机刚性差，弓形块结构不对 称，不利于高速，大负荷运转。为了满足高速大负荷要求又出现了扁形块式卷取机。由 于扁形块结构对称、强度高，可在冷轧机上使用多年。近年来，冷轧机向高速、大重卷、 自动化方向发展。 为保证卷取质量， 减少卷取机的转动惯量， 采用八棱锥扇形块卷取机。 最近卷取机又采用牙条扇形块式无缝隙卷筒，用于窄带冷轧机上。 卷取机的胀缩机构开始时采用凸轮机构，以后又发展成四棱锥、八棱锥用液压缸移 动锥轴使弓形块、扇形块位置变化达到胀缩的目的。最近新的卷取机反回来又采用凸轮 机构代替四棱锥，为保证板边整齐采用液压缸推动卷取机在滑座上移动，进行自动控制 板边缘保证边缘齐整。 炼钢热轧机组是采用三菱ucm 日立的六辊轧机，对板形具有良好的调控效果， 是当今世界上控制技术比较先进的生产线。 该生产线的卸卷小车设计上是采用液压传动 的控制方式。在对卸卷小车的控制中采用了压力继电器，根据小车托起光卷时压力继电 器的输出接点来判断小车上升的高度是否满足。 在实际应用中曾多次出现在步进梁上翻 卷的事故，严重制约了生产的正常运行。国内对其的改进措施是通过加装光电开关来检 测钢卷的偏心，改进控制方式后，剧本杜绝此类故障的发生。 在这里可以借助 1500mm 热轧带钢生产线的图片加以更深的理解： 第 4 页 国外还有如西门子、西马克等公司对此也有研究，国内的研究与国外的相比尚有差 距。但随着对国外产品的改进技术的提高，相比过去，国内技术也有了长足的进步。上 海冶金设计院曾研制了全液压多功能卸卷小车，该小车具有行走、升降、旋转和压紧钢 卷等功能，设计结构紧凑、操作稳定、自动化程度高等特点。 1.2 卸卷方式及卸卷小车的卸卷过程 1.2.1 卸卷方式 卸卷方式可分为上推卸卷、下推卸卷和卸卷小车卸卷三种。 上推卸卷是推版在卷筒的上方， 将钢卷推出， 落到翻卷机或翻卷小车上。 卸卷之前， 卷筒停转并收缩，钢卷内孔的上表面与卷筒接触，下部表面离开卷筒，而后推板推动钢 卷。 采用上推卸卷方式， 因推板与卷筒之间存在一定间隙， 推卷时里圈的带钢时常塞入， 造成钢卷推成塔形，使推卷困难。当钢卷的重心移出卷筒端时，可能发生卡卷。由于经 常卸卷，卷筒表面磨损较快。 下推卸卷则相反，推板在卷筒的下方推动钢卷。实践证明，将上推卸卷改为下推卸 第 5 页 卷，除卷筒表面仍磨损较快外，其他方面大有好转。 卸卷小车卸卷，是靠卸卷小车托住并移出钢卷，防止钢卷出现塔形，克服了前两种 卸卷方式缺点，工作可靠，因此在生产大重量钢卷的现代宽带钢热连轧机上得到了广泛 采用。 1.2.2 卸卷小车的卸卷过程 卸卷小车由托盘及其升降液压缸、小车车体及其水平移动液压缸等部分组成。托盘 上有四个小辊子，用来托住钢卷。车体外面装有四个滚轮。小车往来于卷取机和快速受 料链间，移动速度为 0.3m/s。 卸卷过程如下：卸卷小车进到卷筒下面，由行程极限开关控制，停在对准轧制中心 线的位置上，卷取机开始工作。卷曲终了时，卷筒停转，2 号成形辊打开，卸卷小车托 盘升起，当托盘接触钢卷且压力达到某一数值时（该压力值由现场确定） ，电接点压力 表控制液压系统的换向阀，关闭升降液压缸管路。其余成形辊打开，卷筒收缩。推板移 动，靠上钢卷端面且压力达到某一数值时（该压力值也由现场确定） ，对应的电接点压 力表动作，卸卷小车开始移出钢卷。 钢卷移出卷筒后，卸卷小车运转，经打捆机捆卷，再运往翻卷机。卸卷小车在光电 管或限位开关控制下，准确地将钢卷送至翻卷机的翻斗上，即保证各种宽度钢卷的前端 端面，恰好接触翻斗底面或距离相同的较小距离，避免翻卷时钢卷对翻斗的撞击。当翻 卷机接过钢卷时，托盘落下，卸卷小车返回。 卸卷小车行程很大，因此水平液压缸活塞杆很长，活塞杆端头作成半球形与车体铰 接，自位性能较好。 1.3 卸卷小车的功能 1.3.1 卸卷小车的功能 卸卷小车将钢卷从卷取机卷筒上卸出并运至步进梁，之后返回，如此反复运行。 1）卸卷小车横移传动 卸卷小车在卷取机卷取位置和出口步进梁受料鞍座之间移动。 通过人工或自动方式 将卷取位置卷筒上的钢卷运至出口步进梁的卷位。 第 6 页 卸卷小车横移通过一台交流变频电机传动控制。加减速动作在现场能够调节。卸卷 小车横移由一个位置控制和速度控制系统进行监控。 通过一个位置传感器实现实际值测量，此传感器用于卸卷小车整个行程的位移测 量。卸卷小车的定位精度为1mm。 卸卷小车前进方向是指向出口步进梁受料鞍座方向移动， 后退方向是指向卷取机卷 取位置方向移动。 2）卸卷小车升降 卸卷小车的升降装置用于以下用途：将卷取机卷取位置卷筒上的钢卷托起；将钢卷 存放在出口步进梁受料鞍座上。 通过一个升降液压缸驱动实现升降和卸卷操作。 卸卷小车升降由一个位置控制和速 度控制装置进行控制。通过一个位置传感器实现实际值测量，此传感器提供卸卷小车整 个升降行程的位移测量。 第 7 页 2.总体方案设计 2.1 设计任务 根据上一章卸卷小车的功能， 我们可以确定它的几个主要组成成分： 横移传动装置、 升降机构、升降导向机构、高度检测装置、横移位置和速度控制装置、升降位置和速度 控制装置。 本篇论文的主要设计任务是横移传动装置和升降机构的传动部分设计， 其中包括其 结构设计， 和一些主要零部件的设计和校核， 同时将对升降导向机构作一下简单的介绍。 2.2 总体方案的确定 2.2.1 升降传动机构的确定 从上一章卸卷小车的功能和动作出发， 对升降机构需要达到的目的和工作要求进行 分析，最后来确定一个合理的传动方案。 从功能上看，升降装置的一个目的是将卷取机卷取位置卷筒上的钢卷托起，这一功 能要求该装置在垂直面内平稳地完成托起动作，作的是一个垂直的直线运动。另一个目 的是将钢卷平稳地运到步进梁中心线的位置，然后通过升降装置下降，将钢卷落在步进 梁受料鞍座上，升降装置需要一直随着小车行走。 再从动作过程来分析，小车从初始位置（卷取机卷筒上由钢卷）快速上升，然后慢 速上升，对中高度之后上升停止，此时卸卷小车鞍座与钢卷接触，接着卷筒缩径，至此， 钢卷托起任务完成，在这动作过程中，需要变速，并且需要高度对中，这就要求速度有 较好的控制，位置控制也要灵活而稳定。托起动作完成后，小车需将钢卷从卷筒卸出， 此时一定要保持高度不变，这个保证需要用升降装置实现，在这保证下，横移装置才能 顺利前进，让钢卷离开卷筒，之后，升降装置再快速下降，到一定位置慢速下降，到适 当高度停止，然后横移装置再前行，将钢卷运到步进梁位置，当前进停止，升降装置又 启动，经过先快降，后慢降，下降停止后，钢卷也同时落在了步进梁受卷鞍座上，接着， 通过横移装置退出，返回。在这过程中，升降装置经过了多次调速。 综上分析再结合液压传动的特点，我们来选择升降机构的传动部件。以下所列为液 第 8 页 压传动与满足小车工作条件有关的一些优点： 1. 在同等的体积下，液压装置能比电器装置产生出更大的动力，因此液压系统中 的压力可以比电枢磁场中的磁力大出 3040 倍。在同等功率的情况下，液压装置的体积 小，重量轻，结构紧凑。升降机构需要随同小车一起行走，正需要有这样的条件。 2. 液压装置工作比较平稳。由于重量轻、惯性小、反映快，液压装置易于实现快 速启动、制动和频繁的换向。升降机构的动作过程中正需要有这样的工作性能。 3. 液压装置能在大范围内实现无级调速，还可以在液压装置运行的过程中进行调 速。这也是小车在工作过程中所需要具备的性能。液压传动容易实现自动化，因为它对 液体的压力、流量或流动方向进行控制或调节，操纵方便。这可以有效提高控制能力， 而且也是今后小车升降机构发展的一个需要和趋势。 4. 液压装置易于实现过载保护。液压缸和液压马达都能长期在失速状态下工作而 不会过热，这是电器传动装置和机械传动装置无法办到的。这一点对卸卷小车在安全工 作方面起着非常重要的作用，有着其他装置无可替代的优势。 5. 由于液压元件几经实现了标准化、系列化和通用化，液压系统的设计、制造和 使用都比较方便。 6. 用液压传动来实现直线运动远比机械传动简单。 通过上面的分析，基本可以确定选择液压传动作为升降机构的传动部件，当然液压 缸也有它的一些缺点，如液压传动不能保证严格的传动比；在工作过程中常有较多的能 量损失，尤其用作远距离传动；对温度变化较敏感等，在本设计中升降过程基本无需严 格的传动比行程也不大，温度也适中，因此在这可以忽略这些，而它的造价、维护成本 高等缺点从相对角度看，与前述优点相比，还是可以接受的，因为有些工作需要是电气 传动装置和机械传动装置无法满足的，即使它们能完成同样的动作过程，也将耗费大量 的资金，它们的某些工作性能完全无法与液压传动相比。所以，最后还是确定选用液压 传动，并且选用最常用的液压机构单作用液压缸。 2.2.2 横移传动机构的确定 我们仍旧从功能与动作着手分析，横移装置的功能是负责钢卷的运送，基本动作就 是前进后退，即也有往复的直线运动，但过程和动作都比较简单，其中也有变速过程。 第 9 页 根据工作情况，并结合一些现有的资料，实现生产中普遍应用有两种横移传动机构 的方案，通过对这两种方案的对比，并结合本设计的小车的工作条件和环境，来确定本 设计的横向传动机构。这两种传动方案分别为齿条式和液压式，现将它们的优缺点比较 列于表 2.1。 表表 2.1 传动方案比较传动方案比较 种类比较 齿条式 液压式 优点 工作稳妥可靠、 传动效率高 不需要经常维修、 推力、行程大 推力大 推速易控制 缺点 结构较复杂、自重大 漏油、勤维修 备注 应用广 推广使用 往复直线运动很容易用油缸来实现，而且根据表 2.1 传动方案的比较，选择液压式 的横移传动机构。 2.3 传动机构的结构设计 2.3.1 升降传动机构的结构设计 升降传动的方式：通过一个升降液压缸驱动实现上升和卸卷操作。 升降传动机构的具体结构设计： 机构的主体被布置在小车车架的内框架中心。液压缸用尾部销轴的安装方式固定； 活塞杆一段用螺纹连接一耳环，把两块支撑板用销轴固定在耳环上。当液压缸活塞杆伸 长，使支撑板顶在车架内框上，内框连同上面的托架在活塞杆推力作用下，随杆的伸长 而升高，当接近钢卷时，其速度较慢，之后其将钢卷托起。 第 10 页 2.3.2 横移传动机构的结构设计 横移传动的方式：也是通过一个升降液压缸驱动实现卸卷小车的横移往复运动。 升降传动机构的具体结构设计： 机构被布置在小车车架的外侧。液压缸用尾部销轴的安装方式固定；活塞杆一段用 螺纹连接一耳环，把两块支撑板用销轴固定在耳环上。当液压缸活塞杆伸长，推动车架 内框，内框连同上面的托架在活塞杆推力作用下，随杆的伸长而向前移动，当要到达指 定位置时，其速度较慢，之后等待钢卷放下。 2.4 导向机构的结构设计 为了保证升降机构在升降过程中的稳定升降，有必要安装导向机构，不仅可以提高 运行的稳定性，还可以起到一定的安全保护作用。本设计中的导向机构用了导轮导向。 总共用了 16 个导轮机构，由于小车车架是一个正四面体的框架，16 个导轮机构被分配 于四个侧面，每面 4 个，分别在箱体上段布置两个，下段布置两个，皆对称布置，具体 见小车装配图。 2.5 卸卷小车的设计参数 根据工作要求和条件列出以下设计参数，见表 2.2。 表 2.2 卸卷小车的设计参数 项目 参数 钢卷最大直径 mm 2150 钢卷的内径 mm 762 钢卷宽度 mm 2000 横向行走速度 m/s 0.2 升降行程 mm 1200 横移行程 mm 4000 第 11 页 3. 升降机构的设计 3.1 载重计算 升降机构工作主要承受小车及钢卷的重力作用，所以首先需要计算车及钢卷（最大 直径时）的重力。 车的重量 m车=21631.491kg 钢卷的最大直径 dmax=2150mm 卷铜的直径 d=762mm 钢卷宽度 b=2000mm 钢卷的最大体积 v=b d b d 22 max 22 =2 2 762 . 0 2 2 15 . 2 22 =6.35m 3 （3.1） 查文献2，2- 49表 2.2- 10，钢的密度取 =7.8kg/ m 3 钢卷的最大重量 m卷= v=6.357.810 3kg=49.53103kg （3.2） 车和钢卷的总重量 m总= m卷+ m车=(49.53 + 21.63)10 3kg=71.16103kg 车和钢卷的总重力 g总= m总g=71.1610 39.8n=697.368103n=697.368kn （3.3） 第 12 页 3.2 液压缸的选择 在总体方案中已经确定了升降传动机构用液压缸， 现在需要为选择一个合适的液压 缸进行设计计算。 液压缸的设计和使用正确与否，直接影响到它的性能和是否发生故障。在这方面， 经常碰到的是液压缸安装不当、活塞杆承受偏载、液压缸或活塞下垂以及活塞杆的压杆 失稳等问题。所以，在设计液压缸时，必须注意以下几点： 1） 尽量使活塞杆在受拉状态下承受最大载荷，或在受压状态下具有良好的纵 向稳定性。 2） 考虑液压缸行程终了处的制动问题和液压缸的排气问题。缸内如无缓冲装 置和排气装置，系统中需要相应的措施。但是并非所有的液压缸都要考虑 这些问题。 3） 正确确定液压缸的安装、固定方式。如承受弯曲的活塞杆不能用螺纹连接， 要用止口连接。液压缸不能在两端用键或销定位，只能在一端定位，为的 是不致阻碍它在受热时的膨胀。如冲击载荷使活塞杆压缩，定位件需设置 在活塞杆端，如为拉伸则设置在缸盖端。 4） 液压缸各部分的结构需根据推存的结构形式和设计标准进行设计，尽可能 做到结构简单、紧凑，加工、装配和维修方便。 1. 液压缸实际推力的计算 液压缸需要的推力理论上等于克服车与钢卷的重力，所以有 液压缸的理论推力 f理= g =697.368kn 考虑管道阻力损失和机构中的摩擦损失，则 f = f理(1+10%)= 697.3681.1kn =767.105 kn 式中 f液压缸实际需要的推力，kn。 第 13 页 2. 初选工作压力 根据工作要求和工作条件，初步选定系统工作压力为 p = 20mpa 3. 液压缸的主要尺寸计算 1）液压缸内径的确定 查文献4,37- 244,液压缸内径的计算公式 d = 3.5710 2 p f （3.4） 式中 d液压缸内径，m； f液压缸推力，kn。 d = 3.5710 2 p f = 3.5710 2 20 105.767 m=0.221m=221mm （3.5） 查文献4,37- 237 , d 取标准值，d = 250mm。 2）活塞杆直径的确定 根据文献4,37- 244查得,液压缸活塞杆直径的计算公式 d = d 1 式中 d液压缸活塞杆的直径，mm； 液压缸杆径比。 根据文献4,37- 237表 37.7- 63, 工作压力 p = 12.520mp a, 取 =2。 d = d 1 = 250 2 12 =176.8mm （3.6） 第 14 页 查文献4,37- 237表 37.7- 61，d 取标准，d = 180mm。 3）活塞杆行程的确定 根据支座的最大行程 1180mm，同时通过查文献4,37- 173表 37.7- 3，取行程标 准值 1200mm。 根据上述计算，确定液压缸的型号为液压缸 cd200e 200/160- 1200，安装方式 为尾部销轴安装方式。 第 15 页 4. 横移传动机构的设计 4.1 车轮的设计 车轮主要对小车起支撑作用，其失效形式主要是在与铁轨接触处受接触面压应力影 响而过分变形，因此按接触强度条件进行车轮的设计。 1. 查文献4,4- 278表 4.13- 13 选择圆柱与平面接触应力的公式 =0.564 2 2 2 1 2 1 11 e v e v rl p + （4.1） 由于接触面附近材料处于三向应力状态，而且三个主应力都是压应力，在接触面中 心处三个主应力大小几乎是相等的。所以，该处的材料能够承受很大的压力而不发生屈 服，因此，接触面上的许用压应力较高。接触问题的强度条件，通常写成 max h 其中， max 为接触面上最大压应力， h 为接触许用应力 按接触强度条件可以推出 r l e v e v p h 2 2 2 2 1 2 1 564 . 0 11 + （4.2） 2. 确定各计算值 载荷 p= 4 368.697 4 = g kn=174.342kn=174342n 接触长度 l=150mm 车轮速度 1 v =0.2m/s, 轨道速度 2 v =0m/s 查文献5,33表 2.2 车轮的弹性模量 1 e =206gpa，轨道的弹性模量 2 e =202gpa；接 触 许 用 应 力 查 文 献 4,4- 288 ， 对 于 铁 轨 钢 h =8001000mpa ， 对 于 轮 子 第 16 页 h =475mpa，两者取小的代入。 3. 计算 l e v e v p r h 2 2 2 2 1 2 1 max 564 . 0 11 + = 15 . 0 564 . 0 10475 10202 1 10206 2 . 01 174342 2 6 99 2 + = =0.170m=170mm 即 r 170mm 在此，取 r=250mm, 则车轮的直径为 d=500mm 4.2 车轮阻力的计算 1. 车轮阻力系数的确定 查文献6,72根据式 k= d fd2+ 求得摩擦系数 式中 k车轮的阻力系数； 车轮滚动轴承的摩擦系数，可取 =0.015； f车轮对轨道的滚动摩擦系数，可取f=0.08； d车轮轴轴颈直径； d车轮直径； 考虑车轮轮缘对轨道摩擦的系数，可取 =3； 取 d=150mm=15cm, d=500mm=50cm 第 17 页 车轮的阻力系数 k = d fd2+ = 50 08 . 0 215015 . 0 3 + = 0.0231 （4.3） 2. 车轮阻力的计算 车轮阻力 f f = gk = 697.368 3 100.0231n =16.109kn （4.4） 4.3 横移液压缸的选择与校核 液压缸的选择原则在前面已经介绍过，在这里就不在重复了。 1. 液压缸所受的作用力计算 液压缸所受的作用力计算公式 f= f f =16.109kn 2.初选工作压力 根据工作要求和工作条件，初步选定系统工作压力为 p = 8mpa 3.液压缸的主要尺寸的校核 1）液压缸内径的确定 查文献4,37- 244,液压缸内径的计算公式 d = 3.5710 2 p f (4.5) 式中 d液压缸内径，m； f液压缸推力，kn。 d = 3.5710 2 p f = 3.5710 2 8 109.16 m=0.051m=51mm 查文献4,37- 237 , d 取标准值，d = 60mm。 2）活塞杆直径的确定 第 18 页 根据文献4,37- 244查得,液压缸活塞杆直径的计算公式 d = d 1 式中 d液压缸活塞杆的直径，mm； 液压缸杆径比。 根据文献4,37- 237表 37.7- 63, 工作压力 p = 5mp a, 取 =3。 d = d 1 = 140 2 13 =60mm (4.6) 查文献4,37- 237表 37.7- 61，d 取标准，d =60mm。 3）活塞杆行程的确定 通过查文献4,37- 173表 37.7- 3，取行程标准值 4000mm。根据上述计算，确定液压 缸的型号为液压缸 cd160e 160/140- 4000，安装方式为尾部销轴安装方式。 4.4 轴的设计和校核 轴是组成机器的主要零件之一。一切作回转运动的传动零件（例如齿轮） ，都必须 安装在轴上才能进行运动及动力的传递。 因此轴的主要功能是支撑回转零件及传递运动 和动力。 按照承受载荷的不同，轴可以分为转轴、心轴、和转动轴。工作中既承受弯矩又承 受扭矩的轴承为转轴，这类轴在各种及其中最为常见；只承受弯矩而不承受扭矩的轴成 为心轴， 心轴又分为转动心轴和固定心轴两种； 只承受扭矩而不承受弯矩 （或弯矩很小） 的轴称为传动轴。据此，本设计的轴为转轴。 进行轴的强度校核计算时， 应根据轴的具体受载及应力情况， 采取相应的计算方法， 并恰当地选取其许用应力。对于仅仅（或主要）承受扭矩的轴，应按扭矩强度条件计算； 对于只承受弯矩的轴（心轴） ，应按弯曲强度条件计算；对于既承受弯矩，又承受扭矩 的轴（转轴） ，应按弯扭合成强度条件进行计算，需要时还应按疲劳强度条件进行精确 第 19 页 校核。此外，对于瞬时过载很大或应力循环不对称性较为严重的轴，还应按峰尖载荷校 核其静强度，以免产生过量的塑性变形。 4.4.1 轴的设计 1. 轴段长度的确定 1）轴段与轴承配合，所以这段轴长由轴承宽度来决定。 2）轴段要考虑与与车架的连接，所以此轴段的长度由被连接处的长度来决定。 3）轴段需要满足该段车架的长度，所以此轴的长度由车架宽度来决定。 4）轴段与周段的结构为对应结构，所以其长度与周段的段度一致。 5）轴段与周段的结构为对应结构，所以其长度与周段的段度一致，由所选轴 承的宽度决定。 2.选定轴的结构示意图 图图 4.1 选定轴的结构示意图选定轴的结构示意图 最简易的车轮轴的图片如图： 第 20 页 4.4.2 轴的校核 作出力矩图 图图 4.2 轴的力矩图轴的力矩图 计算过程 轴的弯曲应力： 3 1 32 2 1 d gl w m = (4.7) = () ()321 . 0 32 73 . 0 8 . 9928.1187491.21631 2 1 = 2 160941471 =80.5mpampa335 1 = 所以该轴满足条件 第 21 页 4.5 销轴的设计和校核 4.5.1 销轴的设计 1.轴段的长度和轴颈的确定原则在轴的设计中已有所介绍，在这里就不再重复。 2.选定销轴的结构示意图 图图 4.3 销轴的结构示意图销轴的结构示意图 在此介绍一种销轴的图片如图所示： 第 22 页 4.5.2 销轴的校核 选择销轴的材料为 45#。 计算过程 2fs=f=64111n fs=32055.5n 销轴的剪切应力： () mpa a fs 33.16 05 . 0 4 1 5 . 32055 2 = mpa60= (4.8) 所以，该销轴满足条件 第 23 页 4.6 导板的校核 挡板的材料为铝黄铜 2 %20 b g a f = (4.9) 取安全系数为 8 由图查得 b=290mm mpa n b 90 8 725 = (4.10) 挡板的抗压强度： () 2 2 %20 b ggg a f + = 抬升架升降缸钢卷 = () ()229 . 0 2 %208 . 9659.632898037000 + =0.5mpa 满足条件，所以挡板安全。 在此介绍一种导板图片如图所示： 4.7 轴承的选择及寿命验算 滚动轴承是现代机器中广泛应用的部件之一，它是依靠主要元件间的滚动接触来支 撑转动零件的。与滑动轴承相比，滚动轴承具有摩擦阻力小，功率消耗少，启动容易等 优点。常用的滚动轴承绝大部分已经标准化，并由专业工厂大量制造及供应各种常规格 的轴承。 第 24 页 4.7.1 轴承的选择 选择滚动轴承可参考以下原则： 1. 在无特殊要求的情况下，可按轴承承受的载荷的方向、大小、性质选择轴承 类型。如果承受纯径向载荷，可选用向心轴承；如果承受纯轴向载荷且转速 不高时,可选用推力球轴承，如果转速太高，宜选用向心推力球轴承（径向 载荷不大时） 。 如果同时承受较大的径向载荷和较大的轴向载荷时，可选用向心推力轴承 （转速高时选 6000 型，转速低时选 7000 型） 。 2. 在相同外形尺寸下，滚子轴承一般比球轴承承载能力大。但当轴承内径 d 20mm 时，这种优点不显著，由于球轴承价格低于滚子轴承，这时应选择球轴 承。 3. 尺寸、精度相同时，球轴承的极限转速比滚子轴承高。 4. 如果载荷有冲击、振动时，宜选用滚子轴承。 5. 当支承刚度要求较大时，可选用向心推力轴承，成对使用，并用预紧的方法 提高刚度。 6. 圆柱滚子轴承用语刚度大，且能严格保证同心度的场合，一般只用来承受径 向载荷。当需要承受一定量轴向载荷时，应选择内外圈都有挡边的类型，但 允许轴向载荷（径向载荷） ，否则将对轴承的寿命有较大的影响。 7. 需要调整轴承径向游隙时，选择带有内锥孔的轴承。 8. 支点跨距大，轴的弯曲变形大或多支点轴，宜选择调心型轴承。调心轴承不 宜与其他类型轴承混合使用。以免失去调心作用。 9. 当需要减小径向尺寸时，可选择轻、特轻、超轻系列轴承，或滚针轴承。需 要减小轴向尺寸时，可选择窄系列轴承。 10. 精度愈高，轴承的价格愈高，对与之相配合零件的制造精度要求也愈高。轴 承受力如图： 第 25 页 4.7.2 轴承的寿命计算 2 1 2 112nhnvrr ffff+= (4.11) = 2 2 2 1 0 +g =g 2 1 =697 2 1 =348 kn 查机械设计手册 4可知，当配合轴径为 150mm 时 轴承参数为： e=0.27 当 ra ff /e时 (4.12) x=1 , y=2.5 当 ra ff /e时 x=0.4 , y=3.7 因为不受径向力，所以 a f =0 n。 0/ 11 = ra ff e x=1 ， y=2.5 p=x ar fyf+ =05 . 21048 . 3 1 5 + = 5 1048 . 3 n 轴承的寿命计算公式 n=2m/s=240r/min = p cf n l rt h 60 106 10 （4.13） = 3 10 5 56 1048 . 3 1052 . 3 5 . 0 24060 10 第 26 页 =67.884 h 式中： h l10轴承寿命，单位 h。 n 轴承的转数，单位 r/min。 t f 温度系数。 r c 基本额定动载荷，单位 n。 指数，对于球轴承=3，对于滚子轴承=10/3。 p轴承的当量动载荷。 轴承要求预计连续工作五年（每年按 300 个工作日计） 计算预期寿命 h l h l =hh36000243005= h l10 h l 故，可选用 352930x2 型号的轴承。 第 27 页 5. 润滑系统的设计 现在看来，有很多这种情况，许多学生在被问到关于摩擦的问题时，往往都没引 起足够的重视，甚至是忽视它。实际上，摩擦从某种程度上说，存在于任何两个相接触 并有相对运动趋势的部件之间。而摩擦这个词，本身就意味着，两个或两个以上部件的 阻止相对运动趋势。 在一个机器中，运动部件的摩擦是有害的，因为它降低了机械对能量的充分利用。 由它引起的热能是一种浪费的能量。因为不能用它做任何事情。还有，它还需要更大的 动力来克服这种不断增大的摩擦。热能是有破坏性的。因为它产生了膨胀。而膨胀可以 使得轴承或滑动表面之间的配合更紧密。如果因为膨胀导致了一个足够大的积压力，那 么，这个轴承就可能会卡死或密封死。另外，随着温度的升高，如果不是耐高温材料制 造的轴承，就可能会损坏甚至融化。 在运动部件之间会发生很多摩擦，如 1.启动摩擦 2.滑动摩擦 3.转动摩擦。 启动摩擦是两个固体之间