毕业论文终稿-矿车轮对拆卸机设计（送全套CAD图纸 答辩通过）

下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605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ABSTRACTIIABSTRACTTUBCOALTRUCKISTHEMAJORTRANSPORTMACHINERY,MINETRUCKISVULNERABLEINTHEMOSTCOMPONENTSOFMINETRUCKATPRESENT,MINETRUCKWHEELSWEREMENDEDBYWORKERS,WHICHRESULTEDINNOTONLYLOWEFFICIENCY,LABORINTENSITY,BUTALSOTHEHIGHREJECTIONRATEASTHEDEVELOPMENTOFOURNATIONALMODERNMININGINDUSTRY,THEPRIMITIVEMETHODOFDEMOLITIONHASBEENUNABLETOMEETTHEDEMANDOFPRODUCTIONDUETOTHEFREQUENTDAMAGETOTHECUB,ITHASGREATLYINFLUENTONTHEPRODUCTIONSO,THEDESIGNOFTHEWHEELAREDEMOLITIONMACHINEISOFGREATSIGNIFICATIONDESIGNPAYMOREATTENTIONONTHENUTSDEMOLITION,THEDESIGNOFMOBILECAPTURE,HYDRAULICSYSTEMDESIGNSIMULTANEOUSLY,THEDEMOLITIONROUNDHOOK,TRANSMISSIONGEAR,HYDRAULICSYSTEMWERECHEEKEDSO,THEFUNCTIONOFDEMOLITIONWASREALIZEDKEYWORDSMINERIGHTWHEELS，DEMOLITIONMACHINE，MACHINERY攀枝花学院本科毕业设计目录1目录摘要IABSTRACTII1绪论12部件分析23方案分析331方案分析332结构总体设计34结构设计441螺母拆卸机构4411减速机的选择4412导筒的设计542卸车轮机构7421拆卸力的计算7422卸轮钩的设计8423箱体结构设计1143轮对固定装置11431V形块的选择11432旋转机构设计12433移动机构的设计13434卸轮后倾覆力的计算235液压系统的设计2451技术要求及工况分析2452拟定液压系统原理图24521选择液压回路24522组成液压系统2453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2531液压缸主要尺寸的确定25532确定管道尺寸27533确定液压油箱容积28534确定液压油液2854液压系统的验算28541压力损失的验算29542系统温升的验算306液压缸的设计3261液压缸主要尺寸的确定32611液压缸工作压力的确定32612液压缸内径和活塞杆直径D的确定32613液压缸壁厚和外径的计算32614液压缸工作行程的确定32615缸底、缸盖厚度的确定33616最小导向长度的确定33617缸体长度的确定34618活塞杆稳定性的验算3462液压缸的结构设计35621缸体与缸盖的连接形式35622活塞杆与活塞的连接结构36623活塞杆导向部分的结构37624活塞及活塞杆外密封圈的选用37625液压缸的缓冲装置41626液压缸的排气装置427液压站的设计4571液压油箱的设计45711液压油箱的用途与设计要点45712液压油箱的结构46713确定液压油箱容积4672集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41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“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21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。31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。32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41螺母拆卸机构411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0167SFA式中螺栓材料的屈服极限，S280AMP螺栓危险截面的面积，1A1/4D取01S3263028045539N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2式（41）1螺旋副间的摩擦力矩为式（42）210TANVDTF螺母与支承面间的摩擦力矩为式（43022CDDF3）将式（42）、（43）代入式（41），得式（4300221TANVCDDTFDF4）对于M10M64粗牙普通螺纹的钢制螺栓，螺纹升角；螺纹中01432径；螺旋副的当量摩擦角（F为摩擦系数，无润滑时209DARCTN15V）；螺栓孔直径；螺母环形支承面的外径；螺母与1F01D05DD支承面间的摩擦系数。将上述各参数代入式（44）整理后可得5CF攀枝花学院本科毕业设计4结构分析502TFD359414653NM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WDWD100。412导筒的设计螺母的形状和尺寸如图41所示图41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42所示图42A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42B导筒的形状和尺寸413拆卸螺母夹持力计算根据411中的计算结果，拆卸螺母所需的扭矩为4653NM。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41得017SFA32634102805108N车轮和轴总重为593KG,V形块开槽夹角为,轴的直径为D为60MM。05所以下V形块开槽每面受力为2150893F402283N上V形块开槽每面受力为225108F3611夹持力矩为122TDF夹攀枝花学院本科毕业设计4结构分析733240861026105所以此夹持力能够满足要求。42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。421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；03517H02156K所以最大过盈量MAXYU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642公式得包容件22MAX2244251190813633SDPMPA被包容件21MAX105167835SDPPA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1670MPA12）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642，按公式计算312MAX0CPDE式中取上面二值中小者MAXPA1查参考文献5表644取45钢和轴承钢的弹性模量为5120EMP查参考文献5表644取45钢和轴承钢的泊松比为1203攀枝花学院本科毕业设计4结构分析82211105307DC222259031611D所以312MAX55071608520CPDE461UM3）计算最大拆卸力查参考文献5表642，按以下公式计算式46MAX3152037850672YFDLUPN式中最大过盈的配合面压强为AYMAXP式47MAXAX11468MPA查参考文献5表643钢与铸钢摩擦因数U为011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3215067314YFN拆422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43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44所示YY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482YAAMF攀枝花学院本科毕业设计4结构分析9图43卸轮钩受力简图应力分析如图45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。MAXZW26AFBH215307NM82AP10M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49MAX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44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150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41024FDZ横向力F30614N销的许用剪应力80AP攀枝花学院本科毕业设计4结构分析11销的个数Z2所以2430618D解得5查参考文献3表3340取D16MM图46弯矩分析423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Q235A。为满足强度要求根据参考文献5表9238取箱体的壁厚为10MM。其结构简图如图46所示。43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。431V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2126得V形块的主要尺寸，见表41。攀枝花学院本科毕业设计4结构分析12图46箱体外形图432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018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41形块的主要尺寸DNKLBHA12BL基本尺寸极限偏差1D2H1R555601004035761619201280015111810222攀枝花学院本科毕业设计4结构分析13433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0001MM/PLUSE（5）进给速度60毫米/MIN（6）表面粗糙度0816（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625NW1。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250NW3。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WW1W2W3G66525025011762301N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F3000N，根据参考文献3P93式546有208FDP式中P为材料的许用压力,单位为,见参考文献3表512；值一般取AMP1235。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125；只有传动精度较高，载荷较大，要求压寿命较长时，才允许取253。这里取。425所以26308571D001M10MM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411CRSSS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），3550；对于传导螺旋，2540；对于精密螺杆或水平螺杆，SSS4。此机构中取35。S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514，这里取050；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。214AD1DIIA临界载荷可按欧拉公式计算，即CRF式4102CREIFL式中E螺杆材料的拉压弹性模量，单位为，E206；AMP510API螺杆危险截面的惯性矩，I，单位为。416D4M则2CREIFL43256231403140720606131CRSFS206136868S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，23204图47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036O/STEP（二倍细分）。2电机上起动力矩的近似计算MM1M2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M1FAD/2TG（）920025/2TG（291014）0062NMM2为内部预紧所产生的摩擦扭矩，有M2KFAOPH/2式中K预紧时的摩擦系数，0103攀枝花学院本科毕业设计4结构分析17PH导程，4CMFAO预紧力，有FAOFAO1FAO2取FAO1004CA0041600640NFAO2为轴承的预紧力，轴承型号为6004轻系列，预紧力为FAO2130N。故M2026401300004/20098NM齿轮传动比公式为IPH/360P，故电机输出轴上起动矩近似地可估算为TQM/I360MP/PH式中PLM/STEP00001CM/STEP；MM1M2016N036O/STEPQ085PH04CM0953则TQ36001600001/360850404NM因TQ/TJM0866因为电机为五相运行。则电机最大静转矩TJMTQ/0866046NM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08NM，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IPH/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IPH/360P0364/360000141Z2/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U4,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（GB1009588）。查3中189页表101。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4122312TETDHKTZU1确定公式内的各计算参数A试选用载荷系数13。TB计算小齿轮传递的转矩5541110909986PTNMNC由3中201页表107选取齿宽系数1。DD由3中198页表106查得材料的弹性系数。198EAZMPE由3中207页图1021D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。LIM160HAMPLIM250HAF由根据应力循环次数91912830147HNNJL9247G由3中203页图1019查得接触疲劳寿命系数，。109HNK205HNH计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，得LIM196540HNMPAS2LI02KA2计算A试计算齿轮的分度圆，代入中较小的值1TDH3212TETDKTZUD攀枝花学院本科毕业设计4结构分析193241820518926659MB计算圆周速度V1539029/606TDNMSC计算齿宽6DTBD计算齿宽和齿高之比B/H模数1/6539/0275TTMZM齿高2613H/40/8BE计算载荷系数根据V329M/S，7级精度，由3中192页图108查得动载系数KV112；直齿轮，假设。由3表103查得/10/ATKFBNM12HAFK由3190页表102查得两段的齿轮的使用系数，1A由3194页表104查得7级精度、齿轮相对支承对称布置时，232860HDB将数据代入后得231011659142K由B/H1067,1423，查3195页图1013得135，故载荷系数HFK42AVHKF按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得3311965738TDMG计算模数74802DMZ14按齿根弯曲强度设计设计计算公式式41132FASDYKTZ1确定计算公式内的各计算参数A由3204页图1020C查得齿轮的弯曲疲劳强度极限；齿条150FEMPA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1018查得弯曲疲劳寿命系数，；15NK28FNC计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14，由下式得1083074FNEPAS22861KMD计算载荷系数K354AVHFE查取齿形系数由3197页表105查得，；1265FAY26FAF查取应力校正系数由3197页表105可查得，；18SA2174SAYG计算大小齿轮的并加以比较FSA12651803793FAS对2416FASY由上式可得齿条的数值较大。2设计计算132FASDYKTMZ432890162176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164并就近圆整为标准值M2按接触强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数14309DM17438025DZM大齿轮齿数取214302ZU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3026DZM1122计算中心距2902ADM13计算齿轮宽度16DB取。20,5BM6）验算41983166TTFND，合适。3527/0/0ATKMB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JDJ0J1ZL/Z2（J2J3）J4VM/D2MN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，MN1125KG齿轮惯性转矩计算公式J2M2G/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JRLD/32最后计算可得J101103KGM2J2132103KGM2J3298104KGM2J4114105KGM2VM12M/SD2RAD/SJDJ0J1ZL/Z2（J2J3）J4VM/D2MN173KGCM2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KK0，CC0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K0EF/3L103KGF/MM式中E206104KGF/MM2攀枝花学院本科毕业设计4结构分析23F7548MM2LLS250MM则K0206107548/3250102073KGF/MM2032N/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,NW/G230KGFF静摩擦系数，取00030004则F02300004092KGF部件调整时，所需的最小进给量，A05P05M/STEP即满足微量进给要求的传动系统刚度为KF0/092/05184KGF/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。434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224KG，轴的重量为145KG。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245123TF倾轮倾轴989861030反倾覆力矩07反螺纹反倾轴512430205T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51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。52拟定液压系统原理图521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。522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51所示攀枝花学院本科毕业设计5液压系统的设计25图51液压系统图53液压系统的计算和选择液压元件531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2342和表2343，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2344取背压力05MPA，按表2346和2445取，按参考文献123418公式05得式512214436103FDMP查参考文献1表2347，将液压缸内径圆整为标准系列直径D100MM。05105DM查参考文献1表2348，将液压缸活塞缸直径圆整为标准系列直径D55MM。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24可得式5232MIN05186QACMV式中是由产品样本查得GE系列节流阀的最小稳定速度为005L/MININ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22231405474ADDCM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22315044QDV快进快进3/IN4397/MI97L2216D工进工进3/I430/IN041N2225044QDV快退快退3/MIN439/MI9L5）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1PP式中液压泵最大工作压力PP执行元件最大工作压力1进油管路中的压力损失，初算简单系统可取0205MPA，复杂系统取0515MPA，本设计取05MPA1405PPMPA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N1256NPP统取大值。在本设计中取4PMA2泵流量的确定液压泵的最大流量应为MAXPLQK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MAX流阀正进行工作，尚需加溢流阀的最小流量23L/MIN系统泄漏系数，一般取1113，现取12LKLKLK攀枝花学院本科毕业设计5液压系统的设计27所以MAX1243672/MINPLQKL3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，PP1YB该泵的基本参数为每转排量，泵的额定压力，电动机转6/VQLL63NPMPA速，驱动功率为15KW，总效率为07，重量为53KG1450/INHNR4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03MPA，由参考文献214公式可得6224301403419PFPPMPAD工进损由参考文献216公式得97820PQKW工进工进工进式中为液压泵的效率为07查阅电动机产品样本，现选用Y100L24型电动机，其额定功率为30KW，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51所示532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23410B取油管允许流速取V1M/S，同时由前面计算可知差动时流量为2299L/MIN，则内径D为2946671QDMV参照参考文献1表2392，同时考虑到制作方便，除吸油管外，其余管都取182外径18MM，壁厚2MM的10号冷拔无缝钢管（YB23170）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51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XUA1680J1212液压泵14YB4/MLL633压力表开关K3B634压力表Y60测压范围0105溢流阀Y25B25636二位二通电磁阀22D10BH63637单向阀I25B63258三位四通电磁阀34D25B63259单向调速阀QI25B632510二位三通电磁阀23D25B632512蓄能器4/LNXQHF10533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23431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68514VQL式中液压油箱的容积（L）液压泵的总额定流量（L/MIN）V与液压系统压力有关的经验系数，查参考文献1表23411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，57现取6所以选用容量为58L的油箱。534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117，选用牌号为LHL32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C150CST15，油的密度为920。2/CMS3/KGM攀枝花学院本科毕业设计5液压系统的设计2954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AB03M，AC17M，AD17M，DE2M。541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042M/MIN，进给时的最大流量为，则液压油在管内的流速为097/MINL312240971564/MIN94/QVCCSD管道雷诺数为1RE1VD由于2300，可见油液在管道内流态为层流。所以其沿程阻力系数17508E94进油管道BC的沿程压力损失为1P2261273080186LVPPAD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6MM液压油的密度查得换向阀34D25B的压力损失61205PA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1P666120183PP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12947/VCMS06RE185D24回油管道的沿程压力损失为1P攀枝花学院本科毕业设计5液压系统的设计30226212170394740316LVPPAD查产品样本知换向阀23D25B的压力损失，换向阀34D25P25的压力损失，节流阀LD6B的压力损失为62305PA。6241P回油路的总压力损失为66212324032501085PPPA变量泵出口处的压力式43211CMPFA式中液压缸的效率，取095C为无杆腔的面积1223234017850DAM为有杆腔的面积22223231454810D所以362611905107CMPFAP21MPA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。542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，V6CM/MIN则223314064710/MIN047/INQDVL此时泵的效率为01，泵的出口压力为21MPA，则有75601PPKW输入攀枝花学院本科毕业设计5液压系统的设计312369012540109PFVKW输出此时的功率损失为75输入输出可见在工进时，功率损失为0075KW。假定系统的散热状况一般，取，油箱的散热面积A3210/KKWCMC为322306504AV式中V液压油箱的容量，根据说明书液压油箱的设计可得V34L系统温升为3758101PTA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61液压缸主要尺寸的确定611液压缸工作压力的确定见液压系统的设计。612液压缸内径和活塞杆直径D的确定见液压系统的设计。613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YP16PMA15YP时，16MPA125YD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N535N查参考文献1表23659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16PMA管材料20钢。查参考文献8上册表14得20钢的抗拉强度为420MPAB所以42085BMPAN式613631510YPDM由于上不等式成立，故所选壁厚满足要求。614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L300MM。攀枝花学院本科毕业设计6液压缸的设计33615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23628公式式620043YPDHD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，YP16PMA53945YP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232叙述，选取缸底材料为铸钢ZG25，查参考文献8上册表14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4509BMPAN04501043319YPDHD2M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H20MM。616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6320LDH式中L液压缸的最大行程D液压缸的内径所以3165202M活塞的宽度B一般取，根据实际需要，现取0D88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；0DM6当时，取10LD根据实际需要，现取854M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