液压缸装配图A1.dwg
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矿车轮对拆卸机设计【5张CAD图纸+毕业论文】【答辩通过】

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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

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

目 录

摘  要 I
ABSTRACT II

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
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D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
8 结论 49
参 考 文 献 50
致   谢 51


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“PC+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。

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。
                                     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。

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V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。

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的80%。螺栓的制造材料为45钢,故

式中:——螺栓材料的屈服极限,
   ——螺栓危险截面的面积,
取     


目    录
摘    要 I
ABSTRACT II
第1章  绪  论 1
1.1快速原型技术简介 1
1.1.1 RPM 的基本构思 1
1.1.2 几种典型的快速成型技术 2
1.1.3各种成型方法简介及对比 3
1.2快速成型精度概述 3
1.3快速成型机SLA技术原理 5
1.4 快速成型机SLA国内外现有技术水平 6
1.5快速成型机SLA应用领域 6
1.6 本次设计的主要工作 7
1.6.1 主要设计工作 7
1.6.2 设计参数 7
1.6.3 设计思路及主要问题 7
第2章 XY方向设计计算 9
2.1设计任务 9
2.1.1 设计参数 9
2.1.2 方案的分析、比较、论证 9
2.2 脉冲当量和传动比的确定 10
2.2.1 脉冲当量的确定 10
2.2.2 传动比的确定 10
2.2.3 确定步进电机步距角 10
2.3 丝杠的选型及计算 11
2.3.1 计算丝杠受力 11
2.3.2 滚珠丝杠螺母副的选型和校核 11
2.4 导轨的选型及计算 15
2.4.1 初选导轨型号 15
2.4.2 计算滚动导轨副的距离额定寿命 16
2.5 步进电机的选择 16
2.5.1 传动系统等效转动惯量计算 17
2.5.2 所需转动力矩计算 18
2.6 本章小结 21
第3章 Z方向设计计算 22
3.1 Z方向工作台设计 22
3.1.1设计任务 22
3.1.2 设计参数 22
3.1.3 方案的分析、比较、论证 22
3.2 脉冲当量和传动比的确定 23
3.2.1 脉冲当量的确定 23
3.2.2 传动比的确定 23
3.2.3 确定步进电机步距角 23
3.3 丝杠的选型及计算 24
3.3.1 计算丝杠受力 24
3.3.2 滚珠丝杠螺母副的选型和校核 24
3.4 步进电机的选择 28
3.4.1 传动系统等效转动惯量计算 28
3.4.2 所需转动力矩计算 29
3.5本章小结 31
第4章 刮刀系统设计 32
4.1 刮板的选择 32
4.2 刮板的材料和移动速度对涂层质量的影响 33
4.3 本章小结 34
第5章 PLC控制系统 35
5.1步进电机的简介 35
5.2步进电机的工作原理及特性 35
5.3 PLC简单介绍 35
5.3.1为大量实际应用而开发的特殊功能 35
5.3.2网络和数据通信 35
5.3.3其它功能 36
5.4 控制原则 36
5.5控制方法 36
5.5.1 行程控制 36
5.5.2 进给速度控制 37
5.5.3 进给方向控制 37
5.6 本章小结 37
结  论 38
参考文献 39
致  谢 41


第1章  绪  论
本文主要针对快速成型机机机械结构设计。按照国家和行业相关标 准,机械传动部分参照了《机电一体化系统设计手册》。在设计过程中,力求使快速成型机的传动及零部件结构简单、运动稳定、而且成本低廉、质量 可靠、可批量生产,并且促进快速成型机的普及与发展,同时为国内同 类机器的设计提供一定的参考。
1.1快速原型技术简介
快速原型制造技术(Rapid Prototype Manufacturing) ,简称 RPM ,是先进制造技术的重要分支.它是80年代后期起源于美国 ,后很快发展到欧洲和日本 ,可以说是近 20 年来制造技术最重大进展之一.它建立在CAD/ CAM 技术、计算机控制技术、数控技术、检测技术和材料科学的基础之上 ,将计算机辅助设计 CAD与各种自由造型(Free Form Manufacturing)技术直接结合起来 ,能以最快的速度将设计思想物化为具有一定结构功能的产品原型或直接制造零件 ,从而使产品设计开发可能进行快速评价、测试、改进 ,以完成设计制造过程 ,适应市场需求.
1.1.1 RPM 的基本构思
任何三维零件都可看成是许多二维平面沿某一坐标方向迭加而成 ,因此可利用分层切片软件 ,将计算机产生的 CAD 三维实体模型处理成一系列薄截面层 ,并根据各截面层形成的二维数据 ,用粘贴、熔结、聚合作用或化学反应等手段 ,逐层有选择地固化液体(或粘结固体)材料 ,从而快速堆积制作出所要求形状的零部件(或模型).传统的制造方法是基于材料去除(material remove)概念 ,先利用 CAD 技术作出零件的三维图形 ,然后对其进行数值分析(有限元分析、模态分析、热分析等) ,再经动态仿真之后 ,通过 CAM 的一个后处理(Post Process)模块仿真加工过程 ,所有的要求均满足之后 ,形成 NC 文件在数控机床上加工成形.快速原型制造技术 RPM 突破了传统加工中的金属成型(如锻、冲、拉伸、铸、注塑加工)和切削成形的工艺方法 ,是一种“使材料生长而不是去掉材料的制造过程” ,其制造过程的主要特点是:
1、新的加工概念. RPM 是采用材料累加的概念 ,即所谓“让材料生长而非去除”,因此 ,加工过程无需刀具、模具和工装夹具 ,且材料利用率极高;
2、突破了零件几何形状复杂程度的限制 ,成形迅速 ,制造出的零件或模型是


内容简介:
攀枝花学院本科毕业设计矿车轮对拆卸机设计学生姓名: 张红阳 学生学号: 200310621018 院 (系): 机电工程学院 年级专业:03机械设计制造及其自动化指导教师: 杨光春 高级工程师 助理指导教师: 二七年六月攀枝花学院本科毕业设计 摘 要I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 ABSTRACTIIABSTRACTTub 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攀枝花学院本科毕业设计 目录1目 录摘摘 要要.I IABSTRACTABSTRACT.II1 绪论绪论.12 部件分析部件分析.23 方案分析方案分析.33.1方案分析方案分析.33 3.2.2结构总体设计结构总体设计.34 结构设计结构设计.44.14.1 螺母拆卸机构螺母拆卸机构.44.1.1 减速机的选择.44.1.2 导筒的设计.54.24.2 卸车轮机构卸车轮机构.74.2.1 拆卸力的计算.74.2.2 卸轮钩的设计.84.2.3 箱体结构设计.114.34.3 轮对固定装置轮对固定装置.114.3.1 V 形块的选择.114.3.2 旋转机构设计.124.3.3移动机构的设计.134.3.4 卸轮后倾覆力的计算.235 液压系统的设计液压系统的设计.245.15.1 技术要求及工况分析技术要求及工况分析.245.25.2 拟定液压系统原理图拟定液压系统原理图.245.2.1 选择液压回路.245.2.2 组成液压系统.245.35.3 液压系统的计算和选择液压元件液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25.3.1 液压缸主要尺寸的确定.255.3.2 确定管道尺寸.275.3.3 确定液压油箱容积.285.3.4 确定液压油液.285.45.4 液压系统的验算液压系统的验算.285.4.1 压力损失的验算.295.4.2 系统温升的验算.306 液压缸的设计液压缸的设计.326.16.1 液压缸主要尺寸的确定液压缸主要尺寸的确定.326.1.1 液压缸工作压力的确定.326.1.2 液压缸内径和活塞杆直径 d 的确定.326.1.3 液压缸壁厚和外径的计算.326.1.4 液压缸工作行程的确定.326.1.5 缸底、缸盖厚度的确定.336.1.6 最小导向长度的确定.336.1.7 缸体长度的确定.346.1.8 活塞杆稳定性的验算.346.26.2 液压缸的结构设计液压缸的结构设计.356.2.1 缸体与缸盖的连接形式.356.2.2 活塞杆与活塞的连接结构.366.2.3 活塞杆导向部分的结构.376.2.4 活塞及活塞杆外密封圈的选用.376.2.5 液压缸的缓冲装置.416.2.6 液压缸的排气装置.427 液压站的设计液压站的设计.457.17.1 液压油箱的设计液压油箱的设计.457.1.1 液压油箱的用途与设计要点.457.1.2 液压油箱的结构.467.1.3 确定液压油箱容积.467.27.2 集成块单元回路图设计集成块单元回路图设计.47 结论结论.49参 考 文 献.50攀枝花学院本科毕业设计 目录3致 谢.51攀枝花学院本科毕业设计 目录4攀枝花学院本科毕业设计 摘 要I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 ABSTRACTIIABSTRACTTub 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攀枝花学院本科毕业设计 目录1目 录摘摘 要要.I IABSTRACTABSTRACT.II1 绪论绪论.12 部件分析部件分析.23 方案分析方案分析.33.1方案分析方案分析.33 3.2.2结构总体设计结构总体设计.34 结构设计结构设计.44.14.1 螺母拆卸机构螺母拆卸机构.44.1.1 减速机的选择.44.1.2 导筒的设计.54.24.2 卸车轮机构卸车轮机构.74.2.1 拆卸力的计算.74.2.2 卸轮钩的设计.84.2.3 箱体结构设计.114.34.3 轮对固定装置轮对固定装置.114.3.1 V 形块的选择.114.3.2 旋转机构设计.124.3.3移动机构的设计.134.3.4 卸轮后倾覆力的计算.235 液压系统的设计液压系统的设计.245.15.1 技术要求及工况分析技术要求及工况分析.245.25.2 拟定液压系统原理图拟定液压系统原理图.245.2.1 选择液压回路.245.2.2 组成液压系统.245.35.3 液压系统的计算和选择液压元件液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25.3.1 液压缸主要尺寸的确定.255.3.2 确定管道尺寸.275.3.3 确定液压油箱容积.285.3.4 确定液压油液.285.45.4 液压系统的验算液压系统的验算.285.4.1 压力损失的验算.295.4.2 系统温升的验算.306 液压缸的设计液压缸的设计.326.16.1 液压缸主要尺寸的确定液压缸主要尺寸的确定.326.1.1 液压缸工作压力的确定.326.1.2 液压缸内径和活塞杆直径 d 的确定.326.1.3 液压缸壁厚和外径的计算.326.1.4 液压缸工作行程的确定.326.1.5 缸底、缸盖厚度的确定.336.1.6 最小导向长度的确定.336.1.7 缸体长度的确定.346.1.8 活塞杆稳定性的验算.346.26.2 液压缸的结构设计液压缸的结构设计.356.2.1 缸体与缸盖的连接形式.356.2.2 活塞杆与活塞的连接结构.366.2.3 活塞杆导向部分的结构.376.2.4 活塞及活塞杆外密封圈的选用.376.2.5 液压缸的缓冲装置.416.2.6 液压缸的排气装置.427 液压站的设计液压站的设计.457.17.1 液压油箱的设计液压油箱的设计.457.1.1 液压油箱的用途与设计要点.457.1.2 液压油箱的结构.467.1.3 确定液压油箱容积.467.27.2 集成块单元回路图设计集成块单元回路图设计.47 结论结论.49参 考 文 献.50攀枝花学院本科毕业设计 目录3致 谢.51攀枝花学院本科毕业设计 1 绪论11 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“PC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22 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。7516Hk 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。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。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。攀枝花学院本科毕业设计 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的s80%。螺栓的制造材料为 45 钢,故01(0.60.7)sFA:式中:螺栓材料的屈服极限,s280aMP螺栓危险截面的面积, 1A211/4Ad取010.6sFA3 263.14 (42 10 )0.6 280 104 5539N由机械原理可知,拧紧力矩 T 等于螺旋副间的摩擦阻力矩和螺母环形端面1T与被联接件支承面间的摩擦阻力矩之和,即2T 式(4-1)12TTT螺旋副间的摩擦力矩为 式(4-2)210tan2vdTF螺母与支承面间的摩擦力矩为 式(4-330020220013cDdTf FDd3)将式(4-2) 、 (4-3)代入式(4-1) ,得 式(4-330002220012tan23vcDdTFdfDd4)对于 M10M64 粗牙普通螺纹的钢制螺栓,螺纹升角;螺纹中001 423 2:径;螺旋副的当量摩擦角(f 为摩擦系数,无润滑时20.9ddarctan1.155vf) ;螺栓孔直径;螺母环形支承面的外径;螺母与0.10.2f :01.1dd01.5Dd支承面间的摩擦系数。将上述各参数代入式(4-4)整理后可得0.15cf 攀枝花学院本科毕业设计 4 结构分析500.2TF d30.2 5539 42 10 46.53N.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:WD-WD100。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 45 钢,形状和尺寸如图 4-2 所示: 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 46.53N.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 M12,代入式(4-1)得010.7sFA3 263.14 (12 10 )0.7 280 104 5108N车轮和轴总重为 59.3kg,V 形块开槽夹角为,轴的直径为 d 为 60mm。045所以下 V 形块开槽每面受力为: 21(510859.3 9.8)2F =4022.83N上 V 形块开槽每面受力为: 2251082F =3611夹持力矩为:1222TFdFd 夹攀枝花学院本科毕业设计 4 结构分析7332 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7516Hk; 0.030051751H0.0210.00251 651k所以最大过盈量max21Yum 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: 222max22442511190280111.36513390sddPMpadd被包容件: 221max1101151167083522sddPMpa式中:查参考文献345 钢 ZG270500 的屈服强度为 280Mpa2s 查参考文献3轴承外圈轴承钢的屈服强度为 1670Mpa1s2)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, ,按公式计算312maxmax1210CCPdEE式中:取上面二值中小者maxPmax1P查参考文献5表 6 .4-4 取 45 钢和轴承钢的弹性模量为5122.1 10EEMpa查参考文献5表 6 .4-4 取 45 钢和轴承钢的泊松比为120.3攀枝花学院本科毕业设计 4 结构分析8 22111221011510.30.701151ddCdd222222225111900.31.6511190ddCdd所以312maxmax155120.71.610835 512.1 102.1 10CCPdEE 464.18um3)计算最大拆卸力查参考文献5表 6.4-2,按以下公式计算 式(4-6) max3.14 51 23 0.11 37.7815306.72yFdluPN式中:最大过盈的配合面压强为maxYmaxP 式(4-7)maxmaxmax1max2183537.78464.18YPPMPa查参考文献5表 6.4-3 钢与铸钢摩擦因数 u 为 0.11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 15306.7230613.44yFFN拆4.2.2 卸轮钩的设计 内力分析初选钩的材料为 45 钢,截面高度和宽度都为 30mm,查参考文献3得其许用应力。 280aMP卸轮钩的受力简图 4-3 所示:在载荷 F 作用下,梁在平面内发生对称弯曲,弯矩矢量平行于 y 轴,将其xz用表示,弯矩如图 4-4 所示:yMyM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 式(4-8)2yAaMF攀枝花学院本科毕业设计 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zAMde 与 fa 边缘各点外。maxzAzMW 26aFbh 26 153070.030.030.03Nmmm 81.02 10aP 102aMP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(4-9) max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 4-4 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 1:50 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。 80aMP 式(4-10) 24Fd Z横向力:F=30614N销的许用剪应力:. 80aMP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 30614803.142d解得: 15.64d 查参考文献3表 3-3-40 取 d=16mm. 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 Q235-A。为满足强度要求根据参考文献5表 9.2-38 取箱体的壁厚为 10mm。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 60mm,查 机床夹具设计手册第三版表 2-1-26 得 V形块的主要尺寸,见表 4-1。攀枝花学院本科毕业设计 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,以便拆0180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 4-1 形块的主要尺寸dNKLBHA1A2Abl基本尺寸极限偏差1d2dh1hr555560:100403576161920128+0.015111810222攀枝花学院本科毕业设计 4 结构分析134.3.3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: 300mm(2) 工作台最大尺寸(长宽高):500320100mm(3) 工作台最大承载重量:120Kg(4) 脉冲当量:0.001mm/pluse(5) 进给速度:60 毫米/min(6) 表面粗糙度:0.81.6(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:60040055mm,材料为 HT200,估重为 625N (W1)。设中托座尺寸(长宽高度)为:44052090mm,材料为 HT200,估重为250N(W2) 。另外估计其他零件的重量约为 250N (W3)。加上工件最大重量约为 120Kg(1176N)(G)。则下托座导轨副所承受的最大负载 W 为:W=W1+W2+W3+G665+250+250+11762301N 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攀枝花学院本科毕业设计 4 结构分析14旋。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3P93 式(5-46)有 20.8Fdp式中p为材料的许用压力,单位为,见参考文献3表 5-12;值一般取aMP1.23.5。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,故取对于剖分螺母和兼作支承的螺母,可取1.22.5:;只有传动精度较高,载荷较大,要求压寿命较长时,才允许取2.53.5:。这里取。42.5所以2630000.82.5 7 10d 0.01m10mm考虑到整个系统的刚度和稳定性,取36mm。2d2) 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(单位为 N) 。则螺杆的稳定性条件为crF 式(4-11)crscsFSSF式中:螺杆稳定性的计算安全系数。scS螺杆稳定性安全系数,对于传力螺旋(如起重螺杆等) ,sS3.55.0;对于传导螺旋,2.54.0;对于精密螺杆或水平螺杆,sSsS4。此机构中取3.5。sSsS螺杆的临界载荷,单位为 N;根据螺杆的柔度值的大小选用不同crFs的公式计算,。sli此处,为螺杆的长度系数,见参考文献3表 5-14,这里取0.50; 为l螺杆的工作长度,单位为 mm;螺杆两端支承时取两支点间的距离为工作长度 ,螺l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 ; 为螺杆危li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 mm;若螺杆危险截面面积,则。214Ad14dIiA临界载荷可按欧拉公式计算,即crF 式(4-10) 22crEIFl式中:E螺杆材料的拉压弹性模量,单位为,E=2.06;aMP510aMP I螺杆危险截面的惯性矩,I=,单位为。4164d4mm则: 22crEIFl=4325623.1436 103.142.06 1010640.50 0.5720606131 crscFSF =206061313000 =6868sS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 1/50。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 90%,具有大幅度节能的效果。3) 可提高拆卸机的运动速度攀枝花学院本科毕业设计 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 2030%。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 GGB 型四方向等载荷型滚动直线导轨副。具体型号选用 GGB20BA2P,2 320-4 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 1m/STEP,而步距角越小,则加工精度越高。初选为0.36o/STEP(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Ml 为外部负载产生的摩擦扭矩,有:M1=Fad/2tg(+)=920.025/2tg(2.91+0.14)=0.062NmM2 为内部预紧所产生的摩擦扭矩,有:M2=KFaoPh/2式中: K预紧时的摩擦系数,0.10.3 攀枝花学院本科毕业设计 4 结构分析17Ph导程,4cmFao预紧力,有:Fao=Fao1+Fao2取 Fao1=0.04Ca=0.04 1600=640NFao2 为轴承的预紧力,轴承型号为 6004 轻系列,预紧力为 Fao2130N。故 M2=0.2(640+130) 0.004/2=0.098 Nm齿轮传动比公式为:i= Ph /(360p),故电机输出轴上起动矩近似地可估算为:Tq=M/i=360Mp /Ph式中: p =lm/STEP=0.0001cm/STEP;M= M1+ M 2= 0.16N=0.36o/STEPq=0.85Ph0.4cm0.953则 Tq=3600.160.0001/(3.60.850.4)=0.4 Nm 因 Tq/TJM=0.866(因为电机为五相运行)。则电机最大静转矩TJM=Tq/0.866=0.46 Nm 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1000Hz。根据以上讨论并参照样本,确定选取 M56853S 型电机该电机的最大静止转矩为 0.8 Nm,转动惯量为 235g/cm2 齿轮传动机构的确定1) 传动比的确定要实现脉冲当量 lm/STEP 的设计要求,必须通过齿轮机构进行分度,其传动比为:i i= Ph /(360p)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 i= Ph /(360p)=0.364/3600.001=4:1=Z2/Z1根据结构要求,选用 Z1为 30,Z2为 120 。2) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数令输入功率为 10kW,齿轮转速,齿数比 u=4,工作寿命为 15 年。1960 /minnr攀枝花学院本科毕业设计 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(GB10095-88) 。查3中 189 页表 10-1。小齿轮材料为45Cr(调质) ,硬度为 280HBS,大齿轮的材料选用 45 钢(调质)硬度为 240HBS,其材料硬度相差 40HBS。取齿轮齿数 =24,齿条齿数=96。1z2z3) 按齿面接触强度设计由设计公式进行计算,即 式(4-12)2312.32tEtdHK TZudu(1) 确定公式内的各计算参数a 试选用载荷系数=1.3。tKb 计算小齿轮传递的转矩554111109.55 109.55 109.948 10960PTNmmnc 由3中 201 页表 10-7 选取齿宽系数=1。dd 由3中 198 页表 10-6 查得材料的弹性系数。189.8EaZMPe 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,齿条的接触疲劳强度极限。lim1600HaMPlim2550HaMPf 由根据应力循环次数9116060 960 1 (2 8 300 10)4.147 10hNn jL 9924.147 101.03 104N g 由3中 203 页图 10-19 查得接触疲劳寿命系数:,。10.90HNK20.95HNKh 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1,安全系数 S=1,得1lim110.9 600540HNHHKMPaMPaS2lim20.95 550522.5HNHHKMPaMPaS2(2) 计算a 试计算齿轮的分度圆,代入中较小的值1tdH32112.32tEtdHK TZudu攀枝花学院本科毕业设计 4 结构分析193241.3 3.82 105189.82.321464965.396mmb 计算圆周速度 v165.396 9603.29/60 100060 1000td nvm sc 计算齿宽1 65.39665.396dtbdmm d 计算齿宽和齿高之比 b/h模数:11/65.396/302.725ttmdzmm齿高:2.252.25 2.7256.13thmmm /43.009/5.4187.938b h e 计算载荷系数根据 v=3.29m/s,7 级精度,由3中 192 页图 10-8 查得动载系数 Kv=1.12;直齿轮,假设。由3表 103 查得/100/AtK F bN mm1.2HaFaKK由3190 页表 10-2 查得两段的齿轮的使用系数,1AK 由3194 页表 10-4 查得 7 级精度、齿轮相对支承对称布置时,2231.120.18 1 0.60.23 10HddKb将数据代入后得 2231.120.181 0.6 110.23 1065.3961.423HK由 b/h=10.67,=1.423,查3195 页图 10-13 得=1.35,故载荷系数HKFK 1 1.12 1.2 1.4231.913AVHHKK K KK f 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式可得3311.913K65.39674.38K1.3tddmmt1g 计算模数 74.383.1024dmmmz114)按齿根弯曲强度设计设计计算公式 式(4-11)322FaSadFYYKTmz(1) 确定计算公式内的各计算参数a 由3204 页图 10-20c 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限;齿条1500FEMPa攀枝花学院本科毕业设计 4 结构分析20的弯曲疲劳强度极限;2380FEMPab 由3202 页图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数,;10.85FNK20.88FNKc 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由下式得110.85 500303.571.4FNFEFKMPaS1220.88 380238.861.4FNFEFKMPaS2d 计算载荷系数 K1 1.12 1.2 1.351.814AVHFKK K KK e 查取齿形系数由3197 页表 10-5 查得,;12.65FaY22.226FaYf 查取应力校正系数由3197 页表 10-5 可查得,;11.58SaY21.764SaYg 计算大小齿轮的并加以比较FaSaFYY112.65 1.580.01379303.57FaSaFYY1对222.226 1.7640.01644238.86FaSaFYY2由上式可得齿条的数值较大。(2) 设计计算1322FaSadFYYKTmz4322 1.814 9.948 100.016441 242.176mm此计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮的模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取由弯曲强度算得攀枝花学院本科毕业设计 4 结构分析21的模数 1.64 并就近圆整为标准值 m=2;按接触强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数:143.009dmm174.38302.5dzm大齿轮齿数:取214 30120zuz2120z 这样的齿轮传动,既满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,而且做到了结构紧凑,避免浪费。5) 几何尺寸计算(1) 计算分度圆直径30 260dzmmm1160 2120dzmmm22(2) 计算中心距 60 1202902addmm12(3) 计算齿轮宽度11 6060dbdmm 取 。2160,65Bmm Bmm6)验算41122 9.948 10331660tTFNd ,合适。1 331655.27/100/60AtK FN mmN mmb 电机惯性负载的计算由资料知,矿车轮对拆卸机的负载可以认为是惯性负载。机械机构的惯量对运动特性有直接的影响。不但对加速能力、加速时驱动力矩及动态的快速反应有关,在开环系统中对运动的平稳性也有很大的影响,因此要计算惯性负载。限于篇幅,在此仅对进给系统的负载进行计算。惯性负载可由以下公式进行计算:JD=J0+J1+(Zl/Z2)(J2J3)+ J4 (Vm/D)2mn式中: JD为整个传动系统折算到电机轴上的惯性负载。J0为电机转子轴的转动惯量 eJ1为齿轮 Zl 的转动惯量J2为齿轮 Z2 的转动惯量J3为齿轮 Z3 的转动惯量mn为系统工作台质量Vm为工作台的最大移动速率攀枝花学院本科毕业设计 4 结构分析22D为折算成单轴系统电动机轴角速度各项计算如下:已知 J00 忽略不计, mn=112.5Kg齿轮惯性转矩计算公式:J=2m=2G/g其中 为回转半径G 为转件的重量滚珠丝杠的惯性矩计算公式:J=RLD/32最后计算可得:J10.110-3Kg. m2J21.3210-3Kg. m2J32.9810-4Kg. m2J41.1410-5Kg. m2Vm=12 m/sD=2 rad/sJD=J0+J1+(Zl/Z2)(J2J3)+ J4 (Vm/D)2mn=17.3 Kg. cm2此值为近似值此值小于所选电机的转动惯量。 传动系统刚度的讨论矿车轮对拆卸机工作台其实为一进给传动系统,其传动系统的刚度可根据不出现摩擦自振或保证微量进给灵敏度的条件来确定。1) 根据工作台不出现爬行的条件来确定传动系统的刚度传动系统中的当量刚度 K 或当扭转刚度 C 主要由最后传动件的刚度 K0 或 C0决定的,在估算时,取 K=K0,C=C0对丝杠传动,其变形主要包括:(1)丝杠拉压变形(2)扭转变形(3)丝杠和螺母的螺纹接触变形及螺母座的变形。(4)轴承和轴承座的变形。在工程设计和近似计算时,一般将丝杠的拉压变形刚度的三分之一作为丝杠螺母副的传动刚度 K0,根据支承形式(一端固定,一端绞支)可得K0=EF/3L*10 -3(Kgf/mm)式中: E2.0610 -4(Kgf/ mm 2)攀枝花学院本科毕业设计 4 结构分析23F754.8mm 2 LLs250 mm则 K02.0610 754.8/(3250)10=20.73Kgf/mm=203.2N/mm传动系统刚度较大,可以满足要求。2) 根据微量进给的灵敏度来确定传动系统刚度此时传动系统的刚度应满足:KF0/式中 K传动系统当量刚度F0 部件运动时的静摩擦力N 正压力,N=W/g=230kgfF 静摩擦系数,取 0.003-0.004 则 F0=2300.004=0.92KGF 部件调整时,所需的最小进给量,A=0.5p=0.5m/STEP即满足微量进给要求的传动系统刚度为:KF0/0.92/0.51.84Kgf/mm结合上述传动系统刚度的讨论可知满足微量进给灵敏度所需要的刚度较小,可以达到精度要求。4.3.44.3.4 卸轮后倾覆力的计算卸轮后倾覆力的计算三 V 形块之间的距离为 50mm,V 形块的宽度为 55mm,轮对总长为 700mm,每个轮子的重量为 22.4kg,轴的重量为 14.5kg。轮子被拆卸后,轮对会向未拆卸的轮子一边倾覆,必须有足够的力来防止这个倾覆力。现以靠近未拆卸轮子一边的 V 形块为支承点进行分析。倾覆力矩:245123TFF倾轮倾轴22.4 9.8 2455 9.8 123 =61030反倾覆力矩:80227TFF反螺纹反倾轴5108 809.5 9.8 227430205T倾所以拆卸后轮对不会倾覆。攀枝花学院本科毕业设计 5 液压系统的设计245 液压系统的设计5.1 技术要求及工况分析根据现场考察和理论分析,矿车轮对拆卸机拟采用缸筒固定的液压缸收缩、伸展来完成拆卸的运动。其循环要求为:快进、工进、快退。根据实际生产效率需求分析取液压缸快进速度为 7mm/s,工进速度为1mm/s,快退速度为 7mm/s。液压缸快进时所受外负载即为其自身的惯性力,在此相对较小可以忽略不计;工进的外负载即为拆卸力,在此根据前面计算结果为30614N,液压缸的外负载即为弹簧产生的弹簧力。5.2 拟定液压系统原理图 5.2.1 选择液压回路 主回路和动力源由工况分析可知,液压系统在快进阶段,负载压力较低,流量较大,且持续时间较短;而系统在工进阶段,负载压力较高,流量较小,持续时间长。同时考虑到在拆卸中负载变化所引起的运动波动较大,为此,采用回油节流调速阀节流调速回路。这样,可保证拆卸运动的平稳性。为方便实现快进、工进,在此采用液压缸差动连接回路。这样,所需的流量较小,从简单经济观点,此处选用单定量泵供油。 由于上已选节流调速回路,系统必然为开式循环方式。 主液压缸换向与速度换接回路为尽量提高拆卸过程中的自动化程度,同时考虑到系统压力流量不是很大,选用三位四通“Y”型中位机能的电磁滑阀作为系统的主换向阀。选用二位三通的电磁换向阀实现差动连接。通过电气行程开关控制换向阀电磁铁的的通断电即可实现自动换向和速度换接。 压力控制回路在泵的出口并联一先导式溢流阀,实现系统定压溢流,同时在该溢流阀的远程控制口连接一个二位二通的电磁换向阀,以便一个工作循环结束后,等待装卸工件时,液压泵卸载,并便于液压泵空载下迅速启动。 5.2.2 组成液压系统在回路初步选定的基础上,只要再添加一些必要的辅助回路便可组成完整的液压系统了。例如:在液压泵进油口(吸油口)设置一过滤器;出口设一压力表及压力表开关,以便观测泵的压力。经整理的液压系统如图 5-1 所示:攀枝花学院本科毕业设计 5 液压系统的设计25图 5-1 液压系统图5.3 液压系统的计算和选择液压元件 5.3.1 液压缸主要尺寸的确定1)初选工作压力 P工作压力 P 可根据负载的大小及机器的类型来初步确定,现参阅手册表23.4-2 和表 23.4-3,初选液压缸工作压力为 4Mpa 。1P2)计算主液压缸内径 D 和活塞杆的直径 d由工况分析得液压缸最大负载为 30614N,按参考文献1表 23.4-4 取背压力=0.5Mpa,按表 23.4-6 和 24.4-5 取,按参考文献123.4-18 公式2P0.55dD得 式(5-1)221244 3061410313.14441 0.55FDmmPP 查参考文献1表 23.4-7,将液压缸内径圆整为标准系列直径 D=100mm。 0.550.55 10055dDmm查参考文献1表 23.4-8,将液压缸活塞缸直径圆整为标准系列直径d=55mm。3)按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度由参考文献2公式 2-4 可得 式(5-2)32minmin0.05 108.36qAcmV式中是由产品样本查得 GE 系列节流阀的最小稳定速度为 0.05L/minminq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攀枝花学院本科毕业设计 5 液压系统的设计26杆腔的实际面积,即222223.14105.554.7544ADdcm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2223.145.5 100.4244qd V快进快进3/minm 439.97 10/min0.997 /minmL2223.1410 100.0644qD V工进工进3/minm 434.71 10/min0.471 /minmL 22222210 105.5 100.4244qDdV快退快退3/minm 4322.99 10/min2.299 /minmL5)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1pPPP式中:液压泵最大工作压力pP 执行元件最大工作压力1P 进油管路中的压力损失,初算简单系统可取 0.2 0.5Mpa,复杂系P统取 0.5 1.5Mpa,本设计取 0.5Mpa140.54.5pPPPMpa上述计算所得的是系统的静态压力,考虑到系统在各种工况的过渡阶段出pP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应满足。中低系统取小值,高压系nP1.25 1.6npPP统取大值。在本设计中取1.251.25 4.55.625npPPMpa(2) 泵流量的确定液压泵的最大流量应为maxpLqKq式中:液压泵的最大流量;pq 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maxq流阀正进行工作,尚需加溢流阀的最小流量 2 3L/min 系统泄漏系数,一般取=1.1 1.3,现取=1.2LKLKLK攀枝花学院本科毕业设计 5 液压系统的设计27所以 max1.24 1.316.372 /minpLqKqL(3) 选择液压泵的的规格根据以上算得的和,再查阅有关手册,现选用限压式定量叶片泵,pPpq16YB 该泵的基本参数为:每转排量,泵的额定压力,电动机转6/Vqml L6.3nPMpa速,驱动功率为 1.5KW,总效率为 0.7,重量为 5.3Kg1450 /minHnr(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 30614N,进油路的压力损失定为 0.3Mpa,由参考文献21-4 公式可得62244 30614100.34.193.14 0.1PFppMpaD工进损由参考文献21-6 公式得4.19 0.4712.820.7ppqPkw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 Y100L2-4 型电动机,其额定功率为 3.0KW,额定转速为 1430r/min 。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 23.4-10b 取油管允许流速取 V=1m/s,同时由前面计算可知差动时流量为 2.299L/min,则内径 d 为2.2994.64.66.971qdmmV参照参考文献1表 23.9-2,同时考虑到制作方便,除吸油管外,其余管都取 18 2(外径 18mm,壁厚 2mm)的 10 号冷拔无缝钢管(YB231-70);参照限压式定量叶片泵吸油口连接尺寸,取吸油管内径 d 为 15mm。16YB 攀枝花学院本科毕业设计 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 Mpa1滤油器XU-A1680J1212液压泵14YB 4/ml L6.33压力表开关K-3B6.34压力表Y-60测压范围0105溢流阀Y-25B256.36二位二通电磁阀22D-10BH6.36.37单向阀I-25B6.3258三位四通电磁阀34D-25B6.3259单向调速阀QI-25B6.32510二位三通电磁阀23D-25B6.32512蓄能器4/LNXQHF105.3.3 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 23.4-31 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 8.5851.48VVqL式中 液压油箱的容积(L)V 液压泵的总额定流量(L/min)Vq 与液压系统压力有关的经验系数,查参考文献1表 23.4-11 取,因设计中需将在籍助油箱顶盖安放液压泵及电动机和液压阀集成装置,5 7现取=6所以选用容量为 58L 的油箱。5.3.4 确定液压油液根据所选用的液压泵类型,参照参考文献4表 1-17,选用牌号为 L-HL32 的油液,考虑到油的最低温度为 15,查得 15时该液压油的运动粘度为CC150cst=1.5,油的密度为 920。2/cms3/Kg m攀枝花学院本科毕业设计 5 液压系统的设计295.4 液压系统的验算已知该液压系统中吸油管内径为 15mm,其余管道为 6mm,各段长度分别为:AB=0.3m,AC=1.7m,AD=1.7m,DE=2m。5.4.1 压力损失的验算 工进时进油路压力损失运动部件工作进给时最大速度为 0.42m/min,进给时的最大流量为,则液压油在管内的流速为:0.997 /minL31224 0.997 105645/min94/3.14 1.54qvcmcm sd管道雷诺数为:1Re1194 1.5Re941.5v d由于2300,可见油液在管道内流态为层流。1Re所以其沿程阻力系数1175750.8Re94进油管道 BC 的沿程压力损失为1 1p2261 121.70.3920 0.940.80.18 1020.6 102lvpPad式中 液压油管的内径,根据说明书液压油管的设计可得 d 为 6mmd 液压油的密度查得换向阀 34D-25B 的压力损失61 20.05 10pPa忽略油液通过管接头、油路拐弯等处的局部压力损失,则进油口的总压力损失为1p66611 11 20.18 100.05 100.23 10pppPa 工进时回油路的压力损失由于选用的是单活塞杆液压缸,且液压缸有杆腔的工作面积约为无杆腔的工作面积的二分之一,则回油管道的流量为进油管道的二分之一,则129447/22vvcm s2247 0.6Re18.81.5v d2275754Re18.8回油管道的沿程压力损失为:2 1p攀枝花学院本科毕业设计 5 液压系统的设计302262 121.70.3920 0.4740.23 1020.6 102lvpPad查产品样本知换向阀 23D-25B 的压力损失,换向阀 34D-62 20.025 10pPa25 的压力损失,节流阀 L-D6B 的压力损失为62 30.05 10pPa。62 40.5 10pPa回油路的总压力损失为:6622 12 22 32 40.230.0250.050.5100.805 10pppppPa 变量泵出口处的压力 式(4-3)2211cmpFApppA式中:液压缸的效率,取 0.95cm 为无杆腔的面积1A223213.14 0.17.85 1044DAm 为有杆腔的面积2A22223223.140.10.0555.48 1044DdAm所以 362261319012.545.48 100.805 100.950.23 107.85 10cmpFApppA =2.1Mpa由于快进和快退两个阶段的外负载较小,故其损失验算从略。上述验算表明,无需修改原设计。5.4.2 系统温升的验算液压系统在整个循环中,快进、快退的过程时间很短,工进时间较长,占整个循环时间的%90 以上,所以系统温升可概略用工进时的数值来代表。工进时,v=6cm/min 则22333.140.10.060.47 10/min0.47 /min44qD vmL此时泵的效率为 0.1,泵的出口压力为 2.1Mpa,则有 2.1 0.470.16560 0.1pqPKw输入攀枝花学院本科毕业设计 5 液压系统的设计312369012.5410100.0960PFvKw输出此时的功率损失为:0.1650.090.075PPPKw输入输出可见在工进时,功率损失为 0.075Kw。假定系统的散热状况一般,取,油箱的散热面积 A3210 10/()Kkw cmC为: 32230.0650.065340.222AVm式中 V液压油箱的容量,根据说明书液压油箱的设计可得 V=34L系统温升为:30.07535.810 100.21PtCKA 验算表明系统的温升在许可范围内。攀枝花学院本科毕业设计 6 液压缸的设计326 液压缸的设计6.1 液压缸主要尺寸的确定6.1.1 液压缸工作压力的确定见液压系统的设计。6.1.2 液压缸内径和活塞杆直径 d 的确定见液压系统的设计。6.1.3 液压缸壁厚和外径的计算由于该系统为中低压系统,按公式计算所得的液压缸厚度往往很小,使缸体的刚度往往很不够,如在切削过程中变形、安装变形等引起液压缸工作过程卡死或漏油。因此一般不作公式计算,按经验选取,然后按进行校核。 2ypD式中 液压缸缸筒的厚度 试验压力(Mpa) ,当工作压力时,;工作压力yp16pMpa1.5ypp时,16pMpa1.25ypp D液压缸内径(m) 缸体的许用应力(Mpa): 式中:缸体材料的抗拉强度(Mpa) bnb 安全系数,一般取 n=5 n3.5 5n 查参考文献1表 23.6-59 工程机械液压缸外径系列,根据内径为 100mm,取外径为 110mm,则厚度=10mm,同时按表备注选取液压缸体为无缝钢16pMpa管材料 20 钢。查参考文献8上册表 1-4 得 20 钢的抗拉强度为=420Mpa b所以 420845bMpan 式(6-1) 36.3 1.5 0.15 10522 84ypDmmm 由于上不等式成立,故所选壁厚满足要求。6.1.4 液压缸工作行程的确定液压缸工作行程长度,可根据执行机构实际工作的最大行程来确定,由矿车轮对的实际尺寸和经验取其工作行程L=300mm。攀枝花学院本科毕业设计 6 液压缸的设计336.1.5 缸底、缸盖厚度的确定一般液压缸为平底缸,当缸底要设计油孔时, 查参考文献1按 23.6-28 公式 式(6-2) 00.433yp DhDDd式中 h缸底厚度(m) D液压缸内径(m) 试验压力,当工作压力时,yp16pMpa 1.51.5 6.39.45yppMpa 缸底材料的许用应力(Mpa) 缸底孔直径(m)0d根据参考文献1第二十三篇第六章 2.3.2 叙述,选取缸底材料为铸钢ZG25,查参考文献8上册表 1-4 得铸钢 ZG25 的抗拉强度为=450Mpa ,再根据手b册取安全系数 n 为 5,故其 450905bMpan 09.45 0.10.4330.433 0.10.1 0.01190yp DhDDd 12.1mm考虑到缸底还设有缓冲装置、进油口、排气阀,所以设计缸头法兰厚度为30mm。由于在液压缸缸盖上有活塞杆导向孔,因此其厚度的计算方法与缸底略有所不同。但考虑到缸盖在缸头之后,只起到固定导向套、密封圈、防尘圈的作用,其所受的压力比缸底的小得多,在此为了简化计算,与缸底有计算方法一致,同时考虑到密封圈、防尘圈的尺寸,取缸头法兰的厚度 H=20mm。6.1.6 最小导向长度的确定当活塞杆全部外伸时,从活塞支承面中点到缸盖滑动支承面中点到的距离 H称为最小导向长度。如果导向长度过小,将使液压缸的初始挠度(间隙引起的挠度)增大,影响液压缸的的稳定性。因此 ,设计时必须保证有一定的最小导向长度。 对一般的液压缸,最小导向长度 H 应满足以下要求攀枝花学院本科毕业设计 6 液压缸的设计34 式(6-3)202LDH 式中 L液压缸的最大行程 D液压缸的内径所以 30010065202202LDHmm活塞的宽度 B 一般取,根据实际需要,现取(0.6 1.0)BD0.80.8 10080BDmm导向套支承面长度 ,根据液压缸的内径 D 和液压缸盖孔来共同确定。1l0d当时,取;80Dmm1(0.6 1.0)lD当时,取80Dmm10(0.6 1.0)ld根据实际需要,现取11.00.8 5544ldmm为保证最小导向长度 H,若过分增大 和 B 都是不适宜的,必要时可在缸盖1l与活塞之间增加一隔套 K 来增加 H 的值。隔套的长度 C 由需要的最小导向长度 H决定,即12CHlB1654480236.1.7 缸体长度的确定液压缸缸体的内部长度应等于活塞的行程和活塞宽度之和。缸体外形长度还要考虑到两端盖的厚度,同时液压缸缸体的长度不应大于内径的 2030 倍。所以缸体内部长度为: 180300380LBLmm缸体外形长度为:1LLLLL总缸底缸头缸盖 380306030480mm液压缸长度远远小于缸体内径的 2030 倍,因此满足设计要求。6.1.8 活塞杆稳定性的验算当液压缸支承长度时,须活塞杆弯曲稳定性并进行验算。液1015BLd:压缸的支承长度是指活塞杆全部外伸时,液压缸支承点与活塞杆前端连接处之BL间的距离;d 为活塞杆直径。根据前面数据估算液压缸的支承长度500mmBL则5009.091055Ldd所以活塞杆稳定性不需要验算。攀枝花学院本科毕业设计 6 液压缸的设计356.2 液压缸的结构设计6.2.1 缸体与缸盖的连接形式缸体与缸盖的连接形式常见的有法兰连接、螺纹连接、外半环连接、内半环连接几种形式。其中法兰连接结构比较简单,易于加工和装配,应用广泛,但外径尺寸大。螺纹连接结构的外径尺寸小,但端部结构复杂,而且内、外径有同轴度要求,装配困难,要使用专门工具;应注意拧端盖时有可能把密封圈拧扭。外半环连接结构液压缸的重量比拉杆连接的轻,连接方式和装配都很方便,但缸体开槽后,削弱了强度,需要加大缸体壁厚。当外径尺寸受到限制时,可采用内半环连接,其结构紧凑,重量轻,但安装密封圈时有可能被环槽边缘擦伤。 法兰连接 图 a 图 b 图 c 图 6-1法兰连接优点:结构简单;易加工,易装卸 缺点:重量比螺纹连接的大,但比拉杆的小;外径较大 图 a 缸体为钢管,断部焊法兰 图 b 缸体为锻件或铸件 图 c 缸体为钢管,端部镦粗 螺纹连接图 a 图 b 图 c 图 6-2螺纹连接 优点:重量较轻;外径较小 缺点:端部结构复杂;装卸时要用专用的工具 外半环连接攀枝花学院本科毕业设计 6 液压缸的设计36 图 6-3外半环连接优点:重量比拉杆轻缺点:缸体外径要加工;半环槽削弱了缸体相应地要加厚缸体厚度。 内半环连接 图 6-4 内半环连接优点:结构紧凑、重量轻缺点:安装时,端部进入缸体较深,密封圈有可能被进油孔边缘擦伤根据比较分析,确定选用法兰连接最符合设计要求。6.2.2 活塞杆与活塞的连接结构液压缸的活塞与活塞杆的连接方式有很多种型式,所有型式均需要锁紧措施,以防止工作时由于往复运动而松开,同时在活塞与活塞杆之间需要设置静密封。油缸在一般的工作条件下,活塞与活塞杆的连接采用螺纹连接,但当油缸工作压力较大、工作机械振动较大时,采用半环连接。根据具体情况,也有把活塞与活塞杆做成一个整体。所以根据系统工作条件选用螺纹连接。活塞压缸多采用此种结构,该结构不仅应用在机床上,工程机械也广泛采用。连接方式分为 卡环型如图 6-5 所示。两半环卡入环槽后回松脱,需要套上卡环帽,再装上弹性挡圈。装拆方便,低速时使用广泛。 轴套型 螺母型攀枝花学院本科毕业设计 6 液压缸的设计37如图 6-6 所示。 图 6-5卡环型 锁紧螺母型 图 6-6螺母型 焊接型 图 6-7 焊接型根据设计要求,选用螺母型连接方式,最适用本设计要求。6.2.3 活塞杆导向部分的结构活塞杆导向部分的结构,包括活塞与端盖、导向套的结构,以及密封、防尘和锁紧装置。导向套的结构可以做成端盖整体式直接导向,也可以做成与端盖分开的导向套结构。它们之间的结构和比较如下:与端盖分开的导向套结构导向套磨损后便于更换,所以应用较普遍。导向套的位置可安装在密封圈的内侧,也可以安装在外侧。机和床和工程机械中一般装在内侧的结构,有利于导向套的润滑;而油压机常采用装在外侧的结构,在高压下工作时,使密封圈有足够的油压将唇边张开,以提高密封性能。经过综合比较,选用导向套导向,导向套安装在密封圈外侧更符合要求。6.2.4活塞及活塞杆外密封圈的选用液压缸是依靠密封的工作容积变化来传递动力和运动的。因此要求两个有攀枝花学院本科毕业设计 6 液压缸的设计38相对运动的零件之间形成的空间应是密封的。不使油液从进油腔泄漏至回油腔,更不允许泄漏到缸体外面,若密封不良不仅使液压缸的性能和效率降低,甚致失去工作能力,因此,对液压缸的密封提出以下要求: 在额定工作压力下,保证良好的密封,使其减少泄漏。 相对运动的零部件间,密封装置引起的摩擦力要小,不允许有卡死或爬行现象。 密封元件的加工工艺和装配简单。即制造容易,成本低,适于组织集中生产和标准化生产。 耐磨性好,工作寿命长,磨损后在一定程度上能自动补偿。这些要求往往是有矛盾的,选择哪一种密封装置,要根据液压缸的工作压力、运动特点、使用条件而定,液压缸中的密封装置类型很多1)间隙密封间隙密封是依靠相对运动的零件的配合表面间的微小缝隙来防止泄漏,活塞上一般做出环槽,如图 6-8 所示。其目的是为了使径向压力平衡,并改善密封性,环形槽的形状主要有矩形,V 形和半圆形。 间隙密封应用较广,特别在各种阀类中得到广泛的应用,其密封性能与间隙大小、压力差、配合表面的长度和直径尺寸以及加工质量等有关,其中间隙大小及均匀与否影响最大。这种密封间隙密封装置结构简单,摩擦力小,但它不能随压力的增大而提高其密封性能。对于圆柱形表面,制造精度较易保证,但摩损后无法补偿。对平面配合,制造较困难,但摩损后可以采取自动压紧等措施进行补偿。对尺寸较大的液压缸,由于配合尺寸较大,要达到间隙密封所要求的加工精度比较困难,而且也不经济。因此,间隙密封仅用于尺寸较小,压力较低,运动速度较高的液压缸。当采用间隙密封时,应考虑零件材料的耐磨性,通常采用耐磨铸铁制造活塞。 图 6-8 间隙密封攀枝花学院本科毕业设计 6 液压缸的设计392)O 形密封圈密封 图 6-9 O 型密封圈图 6-9 所示是一种断面形状为圆形的 O 形密封圈。O 形密封圈通常安装在矩形的沟槽中,用于固定件或往复运动件间的密封为了使密封圈保持良好的密封性能而又不致产生过大的摩擦力,O 形密封圈安装在槽中应当有适当的预压量。预压量的大小,对密封性能影响很大。过小,密封性能不好,易泄漏;过大,则压缩形密封圈力增加,摩擦力增大,使密封圈容易在沟槽中产生扭曲,加快磨损,缩短寿命。 O 形密封圈的预压缩量大小及压力分布,如图 6-10 所示。O 形密封圈具有结构简单,密封性能良好,动摩擦阻力小,制造容易,成本低,安装方便等优点,所以在液压系统中应用十分广泛。可用于直线往复运动和回转运动的动密封,也可用于无相对运动的静密封,可用于外径密封,也可用于内径密封等。一般使用工作压力小于 30MPa图 6-10 O 型密封圈预压缩量及压力分布3)Y 形密封圈密封Y 形密封圈是一种断面形状为形的密封元件,如图 6-11 所示,图中尺寸 d和 D 是 Y 形密封圈的公称外径和内径。形密封圈分为等高唇和不等高唇两种。Y 形密封圈的应用如图 6-11 所示。是依靠密封圈的两唇边和轴或孔的表面相接触而起密封作用如图 6-12 所示,随着工作油压升高,两唇的张开力也增大,攀枝花学院本科毕业设计 6 液压缸的设计40使密封圈唇边和轴或孔的表面贴得更紧,密封效果好,并能补偿磨损的影响。 图 6-11 Y 型密封圈 6-12 Y 型密封圈的应用4)V 型密封圈V 形密封圈主要用于压力较高(如油压机)和更换密封圈较困难的场合。在相对运动速度不太高的活塞杆处常常使用这种密封圈。使用 V 形密封圈的优点是:(1) 适宜在工作压力小于 50MPa,温度在-4880条件下工作,安装时也应注意方向,即密封环的开口,应面向压力。(2) 密封性能好,寿命长。若有泄漏,只要重新压紧就可继续使用。(3) 可用于活塞密封,也可用于活塞杆密封。缺点是:(1) 摩擦阻力大(2) 调整困难。如调整不当,可能会引起爬行,因此,安装时应仔细调整,不可使摩擦力过大。(3) 安装尺寸大,并有安装方向要求。(4) 结构复杂,成本较高。攀枝花学院本科毕业设计 6 液压缸的设计41 V 型密封圈 V 型密封圈的结构 图 6-13V 型密封圈通过比较,活塞与活塞杆的密封选用 O 型密封圈密封。 图 6-14型密封圈根据资料3表 42.7-56 选,资料3表 42.7-58 查得,沟槽宽21.800.08dmm度 b=2.6mm,R1=0.3mm,h=1.28mm。6.2.5 液压缸的缓冲装置缓冲装置的形式很多,常用的有间隙缓冲和阀式缓冲两种。 间隙缓冲间隙缓冲装置是利用活塞顶端的凸台和缸盖上的凹槽够成的,其缝隙大小和缓冲力是不可调节的,如图 9-15 所示。当活塞运动到靠近缸盖时,凸合逐渐进入凹槽,将存于凹槽中的油液经凸台与凹槽间的间隙逐渐挤出,凹槽由于内部油液受到挤压,产生反压力,活塞受到这个压力的作用,使运动速度减慢下来。间隙缓冲装置的缓冲效果与间隙的大小有关,间隙过大起不到缓冲作用;间隙过小则缓冲时间太长,效果也不好。一般根据经验确定,通常取间隙攀枝花学院本科毕业设计 6 液压缸的设计42 图 6-15 间隙缓冲阀式缓冲这种缓冲装置的特点是在液压缸的两端装上单向阀和节流阀。如图 6-16 所示。当活塞运行到行程末端接近缸盖时,将缸盖的回油道堵死,这时活塞凸台与缸盖间的油液只有经缸盖上的节流阀流回油箱,由于节流阀的阻尼作用,使活塞缓慢地接近缸盖,避免了撞击。并且改变节流阀开口大小就可改变缓冲作用的大小。 图 6-16 阀式缓冲缓冲装置结构原理图通过比较选用间隙缓冲装置,从方便加工出发,尽量接近于凹槽抛物线,降低缓冲腔的峰值。6.2.6 液压缸的排气装置液压缸中(或液压系统)混入了空气,会产生气穴现象,引起活塞运动时的爬行和振动,产生噪声,甚至使整个系统不能正常工作。因此在设计液压系统时,必须考虑排气装置。为了排除积留在液压缸内的空气,可在缸的两端各装一只排气塞。图 2-3-8 为排气塞的结构,启动液压系统时拧开排气塞,返行程时再关闭排气塞,使活塞空载全行程往复数次,液压缸内空气通过排气塞锥部缝隙和小孔排出。空气排完后,需把排气塞紧紧关死。排气阀分为组合式排气阀(图 6-18)和整体式排气阀(图 6-19) 。 组合式排气阀:阀体与阀针为两个不同零件,拧松阀体螺母后,锥阀在压力的推动下脱离密封面而排出空气,阀体材料用 35 号或 45 号碳素钢,阀针用不锈钢 3Cr13。 整体式排气阀:阀体与阀
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