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攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 摘 要 I 摘 要 礦車是煤礦運輸中的主要運輸機械,而礦車輪又是礦車的易損部件。目前很 多礦廠對礦車輪的維修還靠人工來進行，不僅工作效率低，勞動強度大，而且廢 品率高。隨著在我國礦業(yè)現(xiàn)代化的發(fā)展，這種原始的拆卸方法已不能滿足實際生 產(chǎn)的需要，各礦廠經(jīng)常因損壞的礦車不能及時被修好而影響生產(chǎn)。因此，設(shè)計礦 車輪對拆卸機具有重要的意義。設(shè)計中著重進行了螺母拆卸機構(gòu)的設(shè)計、移動夾 持機構(gòu)的設(shè)計、液壓系統(tǒng)的設(shè)計，同時對卸輪鉤、傳動齒輪、液壓系統(tǒng)等進行了 必要的校核，進而實現(xiàn)了拆卸輪對的功能。 關(guān)鍵詞 礦車輪對 拆卸機 機械 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 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 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 目錄 1 目 錄 摘 要 .I ABSTRACTII 1 緒論 .1 2 部件分析 2 3 方案分析 3 3.1 方案分析 3 3.2 結(jié)構(gòu)總體設(shè)計 .3 4 結(jié)構(gòu)設(shè)計 4 4.1 螺母拆卸機構(gòu) 4 4.1.1 減速機的選擇 .4 4.1.2 導(dǎo)筒的設(shè)計 .5 4.2 卸車輪機構(gòu) 7 4.2.1 拆卸力的計算 .7 4.2.2 卸輪鉤的設(shè)計 .8 4.2.3 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 .11 4.3 輪對固定裝置 11 4.3.1 V 形塊的選擇 11 4.3.2 旋轉(zhuǎn)機構(gòu)設(shè)計 .12 4.3.3 移動機構(gòu)的設(shè)計 .13 4.3.4 卸輪后傾覆力的計算 .23 5 液壓系統(tǒng)的設(shè)計 24 5.1 技術(shù)要求及工況分析 24 5.2 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 24 5.2.1 選擇液壓回路 .24 5.2.2 組成液壓系統(tǒng) .24 5.3 液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件 25 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 目錄 2 5.3.1 液壓缸主要尺寸的確定 .25 5.3.2 確定管道尺寸 .27 5.3.3 確定液壓油箱容積 .28 5.3.4 確定液壓油液 .28 5.4 液壓系統(tǒng)的驗算 28 5.4.1 壓力損失的驗算 .29 5.4.2 系統(tǒng)溫升的驗算 .30 6 液壓缸的設(shè)計 .32 6.1 液壓缸主要尺寸的確定 32 6.1.1 液壓缸工作壓力的確定 .32 6.1.2 液壓缸內(nèi)徑Ｄ和活塞桿直徑 d 的確定 .32 6.1.3 液壓缸壁厚和外徑的計算 .32 6.1.4 液壓缸工作行程的確定 .32 6.1.5 缸底、缸蓋厚度的確定 .33 6.1.6 最小導(dǎo)向長度的確定 .33 6.1.7 缸體長度的確定 .34 6.1.8 活塞桿穩(wěn)定性的驗算 .34 6.2 液壓缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 35 6.2.1 缸體與缸蓋的連接形式 .35 6.2.2 活塞桿與活塞的連接結(jié)構(gòu) .36 6.2.3 活塞桿導(dǎo)向部分的結(jié)構(gòu) .37 6.2.4 活塞及活塞桿外密封圈的選用 .37 6.2.5 液壓缸的緩沖裝置 .41 6.2.6 液壓缸的排氣裝置 .42 7 液壓站的設(shè)計 .45 7.1 液壓油箱的設(shè)計 45 7.1.1 液壓油箱的用途與設(shè)計要點 45 7.1.2 液壓油箱的結(jié)構(gòu) .46 7.1.3 確定液壓油箱容積 .46 7.2 集成塊單元回路圖設(shè)計 47 ８ 結(jié)論 .49 參 考 文 獻 50 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 目錄 3 致 謝 .51 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 目錄 4
攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計
礦車輪對拆卸機設(shè)計
學(xué)生姓名： 張紅陽
學(xué)生學(xué)號： 200310621018
院 （系）： 機電工程學(xué)院
年級專業(yè)：03機械設(shè)計制造及其自動化
指導(dǎo)教師： 楊光春 高級工程師
助理指導(dǎo)教師：
二〇〇七年六月
攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 摘 要 I 摘 要 礦車是煤礦運輸中的主要運輸機械,而礦車輪又是礦車的易損部件。目前很 多礦廠對礦車輪的維修還靠人工來進行，不僅工作效率低，勞動強度大，而且廢 品率高。隨著在我國礦業(yè)現(xiàn)代化的發(fā)展，這種原始的拆卸方法已不能滿足實際生 產(chǎn)的需要，各礦廠經(jīng)常因損壞的礦車不能及時被修好而影響生產(chǎn)。因此，設(shè)計礦 車輪對拆卸機具有重要的意義。設(shè)計中著重進行了螺母拆卸機構(gòu)的設(shè)計、移動夾 持機構(gòu)的設(shè)計、液壓系統(tǒng)的設(shè)計，同時對卸輪鉤、傳動齒輪、液壓系統(tǒng)等進行了 必要的校核，進而實現(xiàn)了拆卸輪對的功能。 關(guān)鍵詞 礦車輪對 拆卸機 機械 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 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 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 目錄 1 目 錄 摘 要 .I ABSTRACTII 1 緒論 .1 2 部件分析 2 3 方案分析 3 3.1 方案分析 3 3.2 結(jié)構(gòu)總體設(shè)計 .3 4 結(jié)構(gòu)設(shè)計 4 4.1 螺母拆卸機構(gòu) 4 4.1.1 減速機的選擇 .4 4.1.2 導(dǎo)筒的設(shè)計 .5 4.2 卸車輪機構(gòu) 7 4.2.1 拆卸力的計算 .7 4.2.2 卸輪鉤的設(shè)計 .8 4.2.3 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 .11 4.3 輪對固定裝置 11 4.3.1 V 形塊的選擇 11 4.3.2 旋轉(zhuǎn)機構(gòu)設(shè)計 .12 4.3.3 移動機構(gòu)的設(shè)計 .13 4.3.4 卸輪后傾覆力的計算 .23 5 液壓系統(tǒng)的設(shè)計 24 5.1 技術(shù)要求及工況分析 24 5.2 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 24 5.2.1 選擇液壓回路 .24 5.2.2 組成液壓系統(tǒng) .24 5.3 液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件 25 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 目錄 2 5.3.1 液壓缸主要尺寸的確定 .25 5.3.2 確定管道尺寸 .27 5.3.3 確定液壓油箱容積 .28 5.3.4 確定液壓油液 .28 5.4 液壓系統(tǒng)的驗算 28 5.4.1 壓力損失的驗算 .29 5.4.2 系統(tǒng)溫升的驗算 .30 6 液壓缸的設(shè)計 .32 6.1 液壓缸主要尺寸的確定 32 6.1.1 液壓缸工作壓力的確定 .32 6.1.2 液壓缸內(nèi)徑Ｄ和活塞桿直徑 d 的確定 .32 6.1.3 液壓缸壁厚和外徑的計算 .32 6.1.4 液壓缸工作行程的確定 .32 6.1.5 缸底、缸蓋厚度的確定 .33 6.1.6 最小導(dǎo)向長度的確定 .33 6.1.7 缸體長度的確定 .34 6.1.8 活塞桿穩(wěn)定性的驗算 .34 6.2 液壓缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 35 6.2.1 缸體與缸蓋的連接形式 .35 6.2.2 活塞桿與活塞的連接結(jié)構(gòu) .36 6.2.3 活塞桿導(dǎo)向部分的結(jié)構(gòu) .37 6.2.4 活塞及活塞桿外密封圈的選用 .37 6.2.5 液壓缸的緩沖裝置 .41 6.2.6 液壓缸的排氣裝置 .42 7 液壓站的設(shè)計 .45 7.1 液壓油箱的設(shè)計 45 7.1.1 液壓油箱的用途與設(shè)計要點 45 7.1.2 液壓油箱的結(jié)構(gòu) .46 7.1.3 確定液壓油箱容積 .46 7.2 集成塊單元回路圖設(shè)計 47 ８ 結(jié)論 .49 參 考 文 獻 50 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 目錄 3 致 謝 .51 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 1 緒論 1 1 緒論 礦車輪對拆卸機是礦車檢修成套設(shè)備之一，是一種針對礦車輪對維修的機械 設(shè)備。就現(xiàn)階段，礦車輪對的維修主要靠工人來進行，不僅工效低，而且勞動強 度大，維修效果差。設(shè)計一臺專用拆卸機，不僅可以提高工作效率，降低企業(yè)的 成本，而且可以大大地減輕工人的勞動強度。 目前，對礦車輪對拆卸機的研究幾乎是空白的，在網(wǎng)上也很難見到有關(guān)這方 面研究的消息，只有中國礦業(yè)大學(xué)對其有所研究。礦車輪是煤礦運輸機械中的易 損部件，礦車輪對在使用一段時間之后必須進行拆卸維修，以提高它的使用壽命。 隨著煤礦產(chǎn)業(yè)的不斷壯大，傳統(tǒng)的手工拆卸已不能滿足生產(chǎn)的要求，對礦車輪對 拆卸機的設(shè)計改進是勢在必行的。 隨著科學(xué)技術(shù)的不斷發(fā)展，礦車輪對拆卸機的發(fā)展也會越來越快，必然會朝 著高性能、高精度、高速度、高柔性化和模塊化方向發(fā)展。但最主要的發(fā)展趨勢 就是采用“PC＋運動控制器”的開放式數(shù)控系統(tǒng)，它不僅具有信息處理能力強、 開放程度高、運動軌跡控制精確、通用性好等特點，而且還從很大程度上提高了 現(xiàn)有加工制造的精度、柔性和應(yīng)付市場需求的能力。 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 2 零件分析 2 2 部件分析 由輪軸部件的裝配圖可以看出，輪蓋與車輪之間是通過螺栓將輪蓋緊固在礦 車輪上，軸的兩端裝有螺栓，并且使用開口銷鎖緊。軸與軸承之間的配合關(guān)系為 。7516Hk? 圖 2-1 輪軸部件圖 根據(jù)礦車輪對的工作實際情況和它的裝配關(guān)系可以看出，其可以損壞的部件 為輪蓋、車輪、軸承和軸。 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 3 方案分析 3 ３ 方案分析 根據(jù)畢業(yè)設(shè)計任務(wù)書的要求，本設(shè)計是要實現(xiàn)礦車輪對的拆卸。要完成輪對 的拆卸則首先要拆卸輪蓋和螺栓，再拆卸車輪。 3.1 方案分析 通過查閱相關(guān)資料和細致的思考，初步確定了以下三個礦車輪對的拆卸方案： 方案一：輪蓋和螺栓的拆卸由人工利用搬手等工具進行拆卸，輪子的拆卸通 過在軸下塹一支承，靠近輪對處設(shè)一擋塊，通過人力敲擊來完成拆卸。 方案二：輪蓋和螺栓的拆卸同方案一，輪對的拆卸通過在工作臺上安裝一機 械手夾緊軸，在左端設(shè)計一卸輪鉤將輪子鉤?。ㄐ遁嗐^的開合都由液壓驅(qū)動） ， 利用液壓缸頂出來實現(xiàn)。工作臺的移動通過電機提供動力經(jīng)過齒輪減速，驅(qū)動滾 珠絲杠動力來完成。 方案三：輪蓋的拆卸同方案一，螺栓的拆卸通過減速電機帶動導(dǎo)筒的轉(zhuǎn)動來 完成。輪對的拆卸通過在工作臺上安裝Ｖ形塊來支承和夾緊（手動）輪對，并在 左端設(shè)計一卸輪鉤將輪子鉤住，利用液壓缸將軸頂出完成拆卸。工作臺的移動通 過電機提供動力經(jīng)過齒輪減速，驅(qū)動絲桿螺母運動來實現(xiàn)。 根據(jù)題目要求綜合比較以上三個方案，方案三為最優(yōu)方案。 3.2 結(jié)構(gòu)總體設(shè)計 由于輪蓋的拆卸通過人工方式，所以在此機構(gòu)設(shè)計中只考慮螺母和輪對的拆 卸。為了使結(jié)構(gòu)更加清晰，將其分為螺母拆卸機構(gòu)、卸車輪機構(gòu)、輪對固定裝置 和液壓系統(tǒng)四個部份。 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 4 ４ 結(jié)構(gòu)設(shè)計 4.1 螺母拆卸機構(gòu) 4.1.1 減速機的選擇 通常規(guī)定，擰緊后螺紋聯(lián)接件的預(yù)緊力不得超過其材料的屈服極限 的s? 80%。螺栓的制造材料為 45 鋼，故 01(.67)sFA??: 式中： ——螺栓材料的屈服極限，s?280aMP ——螺栓危險截面的面積， 1A1/4d?? 取 01.s ?3263.(0).2804??? 5539N 由機械原理可知，擰緊力矩 T 等于螺旋副間的摩擦阻力矩 和螺母環(huán)形端面1T 與被聯(lián)接件支承面間的摩擦阻力矩 之和，即2 式（4-1）1?? 螺旋副間的摩擦力矩為 式（4-2） ??210tanvdTF?? 螺母與支承面間的摩擦力矩為 式（4- 3022cDdf?? 3） 將式（4-2） 、 （4-3）代入式（4-1） ，得 式（4-?? 300221tanvcDdTFdf??????????? 4） 對于 M10～M64 粗牙普通螺紋的鋼制螺栓，螺紋升角 ；螺紋中0''1432??: 徑 ；螺旋副的當量摩擦角 （f 為摩擦系數(shù)，無潤滑時20.9d?arctn1.5v? ） ；螺栓孔直徑 ；螺母環(huán)形支承面的外徑 ；螺母與1f:01.d0.5Dd? 支承面間的摩擦系數(shù) 。將上述各參數(shù)代入式（4-4）整理后可得.5cf? 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 5 0.2TFd? ＝ 35941?? ＝46.53N.m 根據(jù)以上計算，減速電機選用上海良精傳動機械有限公司生產(chǎn)的微型擺線針 輪減速機，型號為：WD-WD100。 4.1.2 導(dǎo)筒的設(shè)計 螺母的形狀和尺寸如圖 4-1 所示： 圖 4-1 螺母外形 因為拆卸此螺母不需要特別大的力，所以直接選用導(dǎo)筒的材料為 45 鋼，形 狀和尺寸如圖 4-2 所示： 圖 4-2(a) 導(dǎo)筒的形狀和尺寸 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 6 圖 4-2(b) 導(dǎo)筒的形狀和尺寸 4.1.3 拆卸螺母夾持力計算 根據(jù) 4.1.1 中的計算結(jié)果，拆卸螺母所需的扭矩為 46.53N.m。要想在拆卸 過程中，輪對不隨著螺母轉(zhuǎn)動，夾持力所產(chǎn)生的阻力應(yīng)大于拆卸螺母的力矩。 此夾持機構(gòu)是采用兩 V 形塊組合，利用螺栓固定。初選螺紋聯(lián)接為 M12，代 入式(4-1)得 01.7sFA?? 3263.4(10)280??? 5108N 車輪和軸總重為 59.3kg,V 形塊開槽夾角為 ,軸的直徑為 d 為 60mm。05 所以下 V 形塊開槽每面受力為: 21(5089.3)F??? =4022.83N 上 V 形塊開槽每面受力為: 225108F? =3611 夾持力矩為: 122TdF???夾 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 7 33240.86102610?????? 5? 所以此夾持力能夠滿足要求。 4.2 卸車輪機構(gòu) 這部分主要包括拆卸力的計算、卸輪鉤的設(shè)計以及箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計。 4.2.1 拆卸力的計算 ① 計算最大過盈量 根據(jù)軸承與軸的裝配圖可知，軸承與軸的配合是 7516Hk? ； 0.3517H???0.2156k??? 所以最大過盈量 maxYu ② 計算拆卸力 1) 計算零件不產(chǎn)生塑性變形所允許的最大壓強 根據(jù)參考文獻[2]表 6.4-2 公式得 包容件： 22max224425119081.3633sdP Mpa?????????????????????? 被包容件： 21max1 05167835sdPpa???????????????????? 式中：查參考文獻[3]45 鋼 ZG270—500 的屈服強度 為 280Mpa2s? 查參考文獻[3]軸承外圈軸承鋼的屈服強度 為 1670Mpa1 2）計算零件不產(chǎn)生塑性變形所允許的最大過盈 max? 查參考文獻[5]表 6.4-2， ，按公式 計算312max0CPdE?????????? 式中： 取上面二值中小者maxPa1 查參考文獻[5]表 6 .4-4 取 45 鋼和軸承鋼的彈性模量為 512.0EMp?? 查參考文獻[5]表 6 .4-4 取 45 鋼和軸承鋼的泊松比為 120.3?? 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 8 ??2211105.307dC????????????????2222590.31611d?????????????? 所以 312max 550.71.608520CPdE?????????????????? 46.1um? 3）計算最大拆卸力 查參考文獻[5]表 6.4-2，按以下公式計算 式(4-6) 'max3.1520.37.8506.72yFdluPN???? 式中：最大過盈 的配合面壓強 為aY'maxP 式(4-7)' maxax11.46.8MPa??? 查參考文獻[5]表 6.4-3 鋼與鑄鋼摩擦因數(shù) u 為 0.11 考慮到車輪運行工作環(huán)境惡劣，同時生銹使拆卸力大大增加，故取 321506.731.4yFN???拆 4.2.2 卸輪鉤的設(shè)計 ① 內(nèi)力分析 初選鉤的材料為 45 鋼,截面高度和寬度都為 30mm,查參考文獻[3]得其許用應(yīng) 力 。??280aMP?? 卸輪鉤的受力簡圖 4-3 所示: 在載荷 F 作用下,梁在 平面內(nèi)發(fā)生對稱彎曲,彎矩矢量平行于 y 軸,將其xz? 用 表示,彎矩 如圖 4-4 所示:yy 在畫彎矩圖時,將與彎矩相對應(yīng)的點,畫在該彎矩所在橫截面彎曲時受壓的一 側(cè). 由以上分析可知,卸輪鉤的彎曲拐角處的截面 A 為危險截面,該截面的彎矩為 式(4-8)2yAaMF? 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 9 圖 4-3 卸輪鉤受力簡圖 ② 應(yīng)力分析 如圖 4-5 所示: 在彎矩 作用下，最大彎曲拉應(yīng)力與最大彎曲壓應(yīng)力,則分別發(fā)生在截面的zAM de 與 fa 邊緣各點外。maxzW?? 2 6aFbh? ?? 215307Nm? 82aP? 10M? ③ 強度校核 在上述各點處,彎曲切應(yīng)力均為零,該處材料處于單向應(yīng)力狀態(tài),所以,強度條 件為 式(4-9)??max?? 由上述計算可知,卸輪鉤的彎曲強度符合要求。 根據(jù)礦車輪對的具體形狀和生產(chǎn)現(xiàn)場的具體情況,將卸輪鉤與輪對相配合的 部份設(shè)計成向內(nèi)彎曲 30 度,以便卸輪鉤和礦車輪對之間更好的配合和自鎖。 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 10 圖 4-4 在載荷 F 作用下的彎矩圖 ④ 固定銷的選擇 1) 圓柱銷 圓柱銷主要用于定位，也可用于聯(lián)接，但只能傳遞不大的載荷。銷孔應(yīng)配鉸 制，不宜多次拆裝。 內(nèi)縲紋圓柱銷(B 型)有通氣平面，適用于盲孔。 縲紋圓柱銷常用于精度要求不高的場合。 彈性圓柱銷具有彈性，裝配后不易松脫。對銷孔的精度要求較低，可不鉸制， 互換性好，可多次拆卸。因剛性較差，不適于高精度定位。 2) 圓錐銷 圓錐銷有 1:50 的錐度，便于安裝。其定位精度比圓柱銷高，主要用于定位， 也可以用來固定零件，傳遞動力，多用于經(jīng)常拆卸的場合。 內(nèi)縲紋圓錐銷用于盲孔；縲尾圓錐銷用于拆卸困難處；開尾圓錐銷在打入銷 孔后，末端可稍張開，以防松脫，可用于有沖擊、振動的場合。 3) 銷軸、帶孔銷 用于鉸接處并用開口銷鎖定，拆卸方便。 根據(jù)比較和設(shè)計的要求，選用圓柱銷。 初選銷的材料為 45 鋼，許用切應(yīng)力 。??80aMP?? 式(4-10)24FdZ???? 橫向力:F=30614N 銷的許用剪應(yīng)力: .??80aP 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 11 銷的個數(shù):Z=2 所以: 2430618.d?? 解得: 5.? 查參考文獻[3]表 3-3-40 取 d=16mm. 圖 4-6 彎矩分析 4.2.3 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 礦車輪對拆卸機的箱體,其功能主要是包容和支承傳動機構(gòu), 為設(shè)計加工方 便通常把箱體設(shè)計成矩形截面六面體，采用焊接結(jié)構(gòu)，材料為 Q235-A。 為滿足強度要求根據(jù)參考文獻[5]表 9.2-38 取箱體的壁厚為 10mm。其結(jié)構(gòu)簡 圖如圖 4-6 所示。 4.3 輪對固定裝置 此裝置包括裝夾部分、旋轉(zhuǎn)部分和移動部分。裝夾部分由Ｖ形塊來定位和 夾緊，旋轉(zhuǎn)部分由軸和軸承的配合來實現(xiàn)。移動部分由電動機提供動力，經(jīng)過齒 輪減速，帶動絲桿螺母的運動來實現(xiàn)。 4.3.1 V 形塊的選擇 礦車輪對軸的直徑為 60mm,查 《機床夾具設(shè)計手冊》第三版表 2-1-26 得 V 形塊的主要尺寸，見表 4-1。 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 12 圖 4-6 箱體外形圖 4.3.2 旋轉(zhuǎn)機構(gòu)設(shè)計 設(shè)計此旋轉(zhuǎn)機構(gòu)的目的是為了拆卸完一邊的車輪后，讓其旋轉(zhuǎn) ，以便拆018 卸另一個車輪。此機構(gòu)受力主要為礦車輪對及其自身的重力，為減少阻力，將其 設(shè)計成一圓盤形狀，將一軸和圓盤鑄為一體，在軸的下方裝上軸承。 因為此軸承主要承受軸向力，經(jīng)過查閱相關(guān)資料，最終決定選用一對圓錐滾 子軸承配合使用，其軸承代號為 30206。 表 4-1 Ｖ形塊的主要尺寸 dN K L B H A 12b l 基 本 尺 寸 極限 偏差 1d2h 1r 55 560?:100 40 35 76 16 19 20 12 8 +0.015 11 18 10 22 2 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 13 4.3.3 移動機構(gòu)的設(shè)計 ① 工作臺的設(shè)計 1) 主要設(shè)計參數(shù)及依據(jù) 本設(shè)計工作臺的參數(shù)定為： （1） 工作臺行程： 300mm （2） 工作臺最大尺寸（長×寬×高）：500×320×100mm （3） 工作臺最大承載重量：120Kg （4） 脈沖當量：0.001mm/pluse （5） 進給速度：60 毫米/min （6） 表面粗糙度：0.8～1.6 （7） 設(shè)計壽命：15 年 2）工作臺部件進給系統(tǒng)受力分析 因礦車輪對拆卸機在拆卸過各中只受橫向的拆卸力,因此可以認為在加工過 程中沒有外力負載作用。 工作臺部件由工作臺、中間滑臺、底座等零部件組成,各自之間均以滾動直 線導(dǎo)軌副相聯(lián),以保證相對運動精度。 設(shè)下底座的傳動系統(tǒng)為橫向傳動系統(tǒng)，即 X 向，上導(dǎo)軌為縱向傳動系統(tǒng)，即 Y 向。 一般來說,礦車輪對拆卸機的滾動直線導(dǎo)軌的摩擦力可忽略不計,但絲杠螺母 副,以及齒輪之間的滑動摩擦不能忽略,這些摩擦力矩會影響電機的步距精度。另 外由于采取了一系列的消隙、預(yù)緊措施,其產(chǎn)生的負載波動應(yīng)控制在很小的范圍。 3) 初步確定工作臺尺寸及估算重量 初定工作臺尺寸(長×寬×高度)為:600×400×55mm，材料為 HT200，估重 為 625N (W1)。 設(shè)中托座尺寸(長×寬×高度)為:440×520×90mm，材料為 HT200，估重為 250N（W2） 。 另外估計其他零件的重量約為 250N (W3)。 加上工件最大重量約為 120Kg（1176N）(G)。 則下托座導(dǎo)軌副所承受的最大負載 W 為: W=W1+W2+W3+G＝665+250+250+1176＝2301N ② 絲桿螺母副的設(shè)計 因為在本設(shè)計中對縲旋傳動的精度和效率要求不高，故采用選用結(jié)構(gòu)簡單， 便于制造，易于自鎖，摩擦阻力相對較大，傳動效率和傳動精度較低的的滑動螺 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 14 旋。 1) 耐磨性計算 滑動螺旋的磨損與螺紋工作面上的壓力、滑動速度、螺紋表面粗糙度以及潤 滑狀態(tài)等因素有關(guān)。其中最主要的是螺紋工作面上的壓力，壓力越大，螺旋副間 越容易形成過度磨損。因此，滑動螺旋的耐磨性計算，主要是限制螺紋工作面上 的壓力 p,使其小于材料的許用壓力[p]。 估算作用于螺桿上的軸向力為 F=3000N，根據(jù)參考文獻[3]P93 式(5-46)有 ?? 20.8Fdp?? 式中[p]為材料的許用壓力,單位為 ,見參考文獻[3]表 5-12； 值一般取aMP? 1.2～3.5。對于整體螺母，由于磨損后不能調(diào)整間隙，為使受力分布比較均勻， 螺紋工作圈數(shù)不宜過多，故取 對于剖分螺母和兼作支承的螺母，可取1.25??: ；只有傳動精度較高，載荷較大，要求壓壽命較長時，才允許取2.53??: 。這里取 。42.5?? 所以 2630.8571d?? ＝0.01m ＝10mm 考慮到整個系統(tǒng)的剛度和穩(wěn)定性，取 ＝36mm。2d 2) 螺桿的穩(wěn)定性計算 對于長徑比大的受壓螺桿，當軸向壓力 F 大于某一臨界值時，螺桿就會突然 發(fā)生側(cè)向彎曲而喪失其穩(wěn)定性。因此，在正常情況下，螺桿承受的軸向力 F(單位 為 N)必須小于臨界載荷 （單位為 N） 。則螺桿的穩(wěn)定性條件為crF 式(4-11)crssS?? 式中： ——螺桿穩(wěn)定性的計算安全系數(shù)。scS ——螺桿穩(wěn)定性安全系數(shù)，對于傳力螺旋（如起重螺桿等） ， ＝3.5～5.0；對于傳導(dǎo)螺旋， ＝2.5～4.0；對于精密螺桿或水平螺桿，s sS 4。此機構(gòu)中取 ＝3.5。s ——螺桿的臨界載荷，單位為 N；根據(jù)螺桿的柔度 值的大小選用不同crF s? 的公式計算， 。sli??? 此處， 為螺桿的長度系數(shù)，見參考文獻[3]表 5-14，這里取 ＝0.50； 為?l 螺桿的工作長度，單位為 mm；螺桿兩端支承時取兩支點間的距離為工作長度 ,螺 桿一端以螺母支承時以螺母中部到另一端支點的距離作為工作長度 ； 為螺桿危li 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 15 險截面的慣性半徑，單位為 mm；若螺桿危險截面面積 ，則 。214Ad??1dIiA? 臨界載荷 可按歐拉公式計算，即crF 式(4-10)?? 2crEIFl??? 式中：E——螺桿材料的拉壓彈性模量，單位為 ，E=2.06 ；aMP?510aP I——螺桿危險截面的慣性矩，I= ，單位為 。 416d?4m 則： ?? 2crEIFl?? = ????4325623.1403.14.0.7??? ＝20606131 crsFS? = 20613 =6868 s? 所以此螺桿強度符合要求。 ③ 直線滾動導(dǎo)軌的選型 導(dǎo)軌主要分為滾動導(dǎo)軌和滑動導(dǎo)軌兩種， 直線滾動導(dǎo)軌有著廣泛的應(yīng)用。 相對普通拆卸機所用的滑動導(dǎo)軌而言，它有以下幾方面的優(yōu)點： 1) 定位精度高 直線滾動導(dǎo)軌可使摩擦系數(shù)減小到滑動導(dǎo)軌的 1/50。由于動摩擦與靜摩擦系 數(shù)相差很小，運動靈活，可使驅(qū)動扭矩減少 90%，因此，可將拆卸機定位精度設(shè) 定到超微米級。 2) 降低拆卸機造價并大幅度節(jié)約電力 采用直線滾動導(dǎo)軌的拆卸機由于摩擦阻力小，特別適用于反復(fù)進行起動、停 止的往復(fù)運動，可使所需的動力源及動力傳遞機構(gòu)小型化，減輕了重量，使拆卸 機所需電力降低 90%，具有大幅度節(jié)能的效果。 3) 可提高拆卸機的運動速度 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 16 直線滾動導(dǎo)軌由于摩擦阻力小，因此發(fā)熱少，可實現(xiàn)拆卸機的高速運動，提 高拆卸機的工作效率 20～30%。 4) 可長期維持拆卸機的高精度 對于滑動導(dǎo)軌面的流體潤滑，由于油膜的浮動，產(chǎn)生的運動精度的誤差是無 法避免的。在絕大多數(shù)情況下，流體潤滑只限于邊界區(qū)域，由金屬接觸而產(chǎn)生的 直接摩擦是無法避免的，在這種摩擦中，大量的能量以摩擦損耗被浪費掉了。 與之相反，滾動接觸由于摩擦耗能?。疂L動面的摩擦損耗也相應(yīng)減少，故能使直 線滾動導(dǎo)軌系統(tǒng)長期處于高精度狀態(tài)。同時，由于使用潤滑油也很少，大多數(shù)情 況下只需脂潤滑就足夠了，這使得在拆卸機的潤滑系統(tǒng)設(shè)計及使用維護方面都變 的非常容易了。 所以在結(jié)構(gòu)上選用： 開式直線滾動導(dǎo)軌。 參照南京工藝裝備廠的產(chǎn)品系列， 型號: 選用 GGB 型四方向等載荷型滾動直線導(dǎo)軌副。 具體型號選用 GGB20BA2P，2 320-4 圖 4-7 導(dǎo)軌 ④電機及其傳動機構(gòu)的確定 1)電機的選用 (1) 脈沖當量和步距角 已知脈沖當量為 1μm/STEP，而步距角越小，則加工精度越高。初選為 0.36o/STEP（二倍細分） 。 (2) 電機上起動力矩的近似計算: M=M1+ M 2 式中: M 為絲杠所受總扭矩 Ml 為外部負載產(chǎn)生的摩擦扭矩，有: M1=Fa×d/2×tg（ψ+ρ＇）=92×0.025/2×tg（2.91+0.14）=0.062N·m M2 為內(nèi)部預(yù)緊所產(chǎn)生的摩擦扭矩，有： M2=K×Fao×Ph/2π 式中: K—預(yù)緊時的摩擦系數(shù)，0.1—0.3 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 17 Ph—導(dǎo)程，4cm Fao——預(yù)緊力，有： Fao=Fao1+Fao2 取 Fao1=0.04×Ca=0.04 ×1600=640N Fao2 為軸承的預(yù)緊力，軸承型號為 6004 輕系列，預(yù)緊力為 Fao2＝130N。 故 M2=0.2×(640+130) ×0.004/2π=0.098 N·m 齒輪傳動比公式為：i=φ× Ph /(360×δp)，故電機輸出軸上起動矩近似 地可估算為： Tq=M/iη=360×M×δp /φ×η×Ph 式中: δp =lμm/STEP=0.0001cm/STEP； M= M1+ M 2= 0.16N φ=0.36o/STEP q=0.85 Ph＝0.4cm η＝0.953 則 Tq=360×0.16×0.0001/(3.6×0.85×0.4)=0.4 N·m 因 Tq/TJM=0.866(因為電機為五相運行)。則電機最大靜轉(zhuǎn)矩 TJM=Tq/0.866=0.46 N·m ④ 確定電機最高工作頻率 參考有關(guān)礦車輪對拆卸機的資料,可以知道電機最高工作頻率不超過 1000Hz。 根據(jù)以上討論并參照樣本,確定選取 M56853S 型電機 該電機的最大靜止轉(zhuǎn)矩為 0.8 N·m，轉(zhuǎn)動慣量為 235g/cm2 ⑤ 齒輪傳動機構(gòu)的確定 1) 傳動比的確定 要實現(xiàn)脈沖當量 lμm/STEP 的設(shè)計要求，必須通過齒輪機構(gòu)進行分度，其傳 動比為： i=φ× P h /(360×δ p) 式中 Ph為絲杠導(dǎo)程，φ 為步距角，δ p為脈沖當量; 根據(jù)前面選定的幾個參數(shù)，傳動比為： i=φ× P h /(360×δ p)=0.36×4/360×0.001=4:1=Z2/Z1 根據(jù)結(jié)構(gòu)要求,選用 Z1為 30，Z 2為 120 。 2) 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 令輸入功率為 10kW,齒輪轉(zhuǎn)速 ,齒數(shù)比 u=4,工作壽命為 15 年。1960/minnr? 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 18 按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。礦車輪對拆卸機是一般工作機器，速 度不高，故選用 7 級精度（GB10095-88） 。查[3]中 189 頁表 10-1。小齒輪材料為 45Cr（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 280HBS,大齒輪的材料選用 45 鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為 240HBS， 其材料硬度相差 40HBS。取齒輪齒數(shù) =24，齒條齒數(shù) =96。1z2z 3) 按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計公式進行計算，即 式(4-12)?? 2312.t EtdHKTZu??????????? (1) 確定公式內(nèi)的各計算參數(shù) a 試選用載荷系數(shù) =1.3。t b 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 55411 109.09.9.86PT Nmn????? c 由[3]中 201 頁表 10-7 選取齒寬系數(shù) =1。d? d 由[3]中 198 頁表 10-6 查得材料的彈性系數(shù) 。19.8EaZMP? e 由[3]中 207 頁圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ，齒條的接觸疲勞強度極限 。lim160HaMP??lim250Ha? f 由根據(jù)應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 9191(28301)4.7hNnjL????924.7.? g 由[3]中 203 頁圖 10-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù)： ， 。10.9HNK?20.5HN h 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為 1％，安全系數(shù) S=1，得lim1[].96540HNMPaS????2li02.Ka (2) 計算 a 試計算齒輪的分度圓 ，代入[ ]中較小的值1tdH???3 212.t EtdKTZud?????????? 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 19 3 241.8205189.2. 6?????????65.9m b 計算圓周速度 v 15.390.29/606tdnms????? c 計算齒寬 6dtb?? d 計算齒寬和齒高之比 b/h 模數(shù)： 1/65.39/02.75ttmzm?? 齒高： 2. 613h? /40/.8.b e 計算載荷系數(shù) 根據(jù) v=3.29m/s，7 級精度，由[3]中 192 頁圖 10-8 查得動 載系數(shù) Kv=1.12； 直齒輪，假設(shè) 。由[3]表 10—3 查得/10/AtKFbNm? 1.2HaFK? 由[3]190 頁表 10-2 查得兩段的齒輪的使用系數(shù) ，1A 由[3]194 頁表 10-4 查得 7 級精度、齒輪相對支承對稱布置時， ??23.28.60.Hdb??????? 將數(shù)據(jù)代入后得 231.01165.91.42K??? 由 b/h=10.67, =1.423，查[3]195 頁圖 10-13 得 =1.35，故載荷系數(shù)H? FK? 42.AVHK????? f 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式可得 3311.965.7.38td m? g 計算模數(shù) 74.8.02dmz?1 4)按齒根彎曲強度設(shè)計 設(shè)計計算公式 式(4-11)?? 32FaSdYKTz?????????? (1) 確定計算公式內(nèi)的各計算參數(shù) a 由[3]204 頁圖 10-20c 查得齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；齒條150FEMPa?? 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 20 的彎曲疲勞強度極限 ；2380FEMPa?? b 由[3]202 頁圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ， ；1.5NK2.8FN? c 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，由下式得??10.830.74FNEPaS????22861.KM? d 計算載荷系數(shù) K 354AVHF????? e 查取齒形系數(shù) 由[3]197 頁表 10-5 查得 ， ；12.65FaY2.6Fa f 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由[3]197 頁表 10-5 可查得 ， ；1.8Sa?21.74SaY g 計算大小齒輪的 并加以比較??FSa????12.65180.3793FaS???? 對 24.16FaSY? 由上式可得齒條的數(shù)值較大。 (2) 設(shè)計計算 ??132FaSdYKTmz??????????432.89.0.16???2.176 此計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度計 算的模數(shù)，由于齒輪的模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而 齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強度算得 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 21 的模數(shù) 1.64 并就近圓整為標準值 m=2;按接觸強度算得的分度圓直徑 ,算出小齒輪齒數(shù)：143.09dm?174.38025dzm?? 大齒輪齒數(shù)： 取214302zu?? 這樣的齒輪傳動，既滿足齒面接觸疲勞強度，又滿足齒根彎曲疲勞強度，而 且做到了結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 5) 幾何尺寸計算 (1) 計算分度圓直徑 3026dzm????112 (2) 計算中心距 ????2902adm?1 (3) 計算齒輪寬度 16db????? 取 。20,5Bm 6）驗算 419.83166tTFNd?? ，合適。 35.27/0/0AtKmb?? ⑥ 電機慣性負載的計算 由資料知，礦車輪對拆卸機的負載可以認為是慣性負載。機械機構(gòu)的慣量對 運動特性有直接的影響。不但對加速能力、加速時驅(qū)動力矩及動態(tài)的快速反應(yīng)有 關(guān)，在開環(huán)系統(tǒng)中對運動的平穩(wěn)性也有很大的影響，因此要計算慣性負載。 限于篇幅，在此僅對進給系統(tǒng)的負載進行計算。 慣性負載可由以下公式進行計算： JD=J0+J1+(Zl/Z2)（J 2＋J 3）+ J 4 (Vm/ω D)2×mn 式中： J D為整個傳動系統(tǒng)折算到電機軸上的慣性負載。 J0為電機轉(zhuǎn)子軸的轉(zhuǎn)動慣量 e J1為齒輪 Zl 的轉(zhuǎn)動慣量 J2為齒輪 Z2 的轉(zhuǎn)動慣量 J3為齒輪 Z3 的轉(zhuǎn)動慣量 mn為系統(tǒng)工作臺質(zhì)量 Vm為工作臺的最大移動速率 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 22 ω D為折算成單軸系統(tǒng)電動機軸角速度 各項計算如下： 已知 J0＝0 忽略不計， m n=112.5Kg 齒輪慣性轉(zhuǎn)矩計算公式： J=ρ2m=ρ2G/g 其中 ρ 為回轉(zhuǎn)半徑 G 為轉(zhuǎn)件的重量 滾珠絲杠的慣性矩計算公式： J=πRLD/32 最后計算可得： J1＝0.1×10-3Kg. m2 J2＝1.32×10-3Kg. m2 J3＝2.98×10-4Kg. m2 J4＝1.14×10-5Kg. m2 Vm=12 m/s ω D=2π rad/s JD=J0+J1+(Zl/Z2)（J 2＋J 3）+ J 4 (Vm/ω D)2×mn=17.3 Kg. cm2 此值為近似值 此值小于所選電機的轉(zhuǎn)動慣量。 ⑦ 傳動系統(tǒng)剛度的討論 礦車輪對拆卸機工作臺其實為一進給傳動系統(tǒng)，其傳動系統(tǒng)的剛度可根據(jù)不 出現(xiàn)摩擦自振或保證微量進給靈敏度的條件來確定。 1) 根據(jù)工作臺不出現(xiàn)爬行的條件來確定傳動系統(tǒng)的剛度 傳動系統(tǒng)中的當量剛度 K 或當扭轉(zhuǎn)剛度 C 主要由最后傳動件的剛度 K0 或 C0 決定的，在估算時，取 K=K0，C=C0 對絲杠傳動,其變形主要包括： (1)絲杠拉壓變形 (2)扭轉(zhuǎn)變形 (3)絲杠和螺母的螺紋接觸變形及螺母座的變形。 (4)軸承和軸承座的變形。 在工程設(shè)計和近似計算時，一般將絲杠的拉壓變形剛度的三分之一作為絲杠 螺母副的傳動剛度 K0，根據(jù)支承形式(一端固定，一端絞支)可得 K0=EF/3L*10 -3(Kgf/mm) 式中： E＝2.06×10 -4(Kgf/ mm 2) 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 23 F＝754.8mm 2 L＝Ls＝250 mm 則 K0＝2.06×10 754.8/(3×250)×10=20.73Kgf/mm=203.2N/mm 傳動系統(tǒng)剛度較大，可以滿足要求。 2) 根據(jù)微量進給的靈敏度來確定傳動系統(tǒng)剛度 此時傳動系統(tǒng)的剛度應(yīng)滿足： K△ ≥F 0/△ 式中 K△——傳動系統(tǒng)當量剛度 F0 —— 部件運動時的靜摩擦力 N —— 正壓力,N=W/g=230kgf F —— 靜摩擦系數(shù)，取 0.003-0.004 則 F0=230×0.004=0.92KGF △ ——部件調(diào)整時，所需的最小進給量， A=0.5δp=0.5μm/STEP 即滿足微量進給要求的傳動系統(tǒng)剛度為: K△≥F0/△＝0.92/0.5＝1.84Kgf/mm 結(jié)合上述傳動系統(tǒng)剛度的討論可知滿足微量進給靈敏度所需要的剛度較小， 可以達到精度要求。 4.3.4 卸輪后傾覆力的計算 三 V 形塊之間的距離為 50mm，V 形塊的寬度為 55mm，輪對總長為 700mm，每 個輪子的重量為 22.4kg，軸的重量為 14.5kg。 輪子被拆卸后，輪對會向未拆卸的輪子一邊傾覆，必須有足夠的力來防止這 個傾覆力?，F(xiàn)以靠近未拆卸輪子一邊的 V 形塊為支承點進行分析。 傾覆力矩： 245123TF???傾 輪 傾 軸 .989.8? =61030 反傾覆力矩： 07反 螺 紋 反 傾 軸 51.2??? ＝430205 T?傾 所以拆卸后輪對不會傾覆。 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 5 液壓系統(tǒng)的設(shè)計 24 5 液壓系統(tǒng)的設(shè)計 5.1 技術(shù)要求及工況分析 根據(jù)現(xiàn)場考察和理論分析，礦車輪對拆卸機擬采用缸筒固定的液壓缸收縮、 伸展來完成拆卸的運動。其循環(huán)要求為：快進、工進、快退。 根據(jù)實際生產(chǎn)效率需求分析取液壓缸快進速度為 7mm/s，工進速度為 1mm/s，快退速度為 7mm/s。液壓缸快進時所受外負載即為其自身的慣性力，在此 相對較小可以忽略不計；工進的外負載即為拆卸力，在此根據(jù)前面計算結(jié)果為 30614N，液壓缸的外負載即為彈簧產(chǎn)生的彈簧力。 5.2 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 5.2.1 選擇液壓回路 ① 主回路和動力源 由工況分析可知，液壓系統(tǒng)在快進階段，負載壓力較低，流量較大，且持續(xù) 時間較短；而系統(tǒng)在工進階段，負載壓力較高，流量較小，持續(xù)時間長。同時考 慮到在拆卸中負載變化所引起的運動波動較大，為此，采用回油節(jié)流調(diào)速閥節(jié)流 調(diào)速回路。這樣，可保證拆卸運動的平穩(wěn)性。為方便實現(xiàn)快進、工進，在此采用 液壓缸差動連接回路。這樣，所需的流量較小，從簡單經(jīng)濟觀點，此處選用單定 量泵供油。 ② 由于上已選節(jié)流調(diào)速回路，系統(tǒng)必然為開式循環(huán)方式。 ③ 主液壓缸換向與速度換接回路 為盡量提高拆卸過程中的自動化程度，同時考慮到系統(tǒng)壓力流量不是很大， 選用三位四通“Y”型中位機能的電磁滑閥作為系統(tǒng)的主換向閥。選用二位三通 的電磁換向閥實現(xiàn)差動連接。通過電氣行程開關(guān)控制換向閥電磁鐵的的通斷電即 可實現(xiàn)自動換向和速度換接。 ④ 壓力控制回路 在泵的出口并聯(lián)一先導(dǎo)式溢流閥，實現(xiàn)系統(tǒng)定壓溢流，同時在該溢流閥的遠 程控制口連接一個二位二通的電磁換向閥，以便一個工作循環(huán)結(jié)束后，等待裝卸 工件時，液壓泵卸載，并便于液壓泵空載下迅速啟動。 5.2.2 組成液壓系統(tǒng) 在回路初步選定的基礎(chǔ)上，只要再添加一些必要的輔助回路便可組成完整的 液壓系統(tǒng)了。例如：在液壓泵進油口（吸油口）設(shè)置一過濾器；出口設(shè)一壓力表 及壓力表開關(guān)，以便觀測泵的壓力。經(jīng)整理的液壓系統(tǒng)如圖 5-1 所示： 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 5 液壓系統(tǒng)的設(shè)計 25 圖 5-1 液壓系統(tǒng)圖 5.3 液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件 5.3.1 液壓缸主要尺寸的確定 1）初選工作壓力 P 工作壓力 P 可根據(jù)負載的大小及機器的類型來初步確定，現(xiàn)參閱《手冊》表 23.4-2 和表 23.4-3，初選液壓缸工作壓力 為 4Mpa 。1P 2）計算主液壓缸內(nèi)徑 D 和活塞桿的直徑 d 由工況分析得液壓缸最大負載為 30614N，按參考文獻[1]表 23.4-4 取背壓力 =0.5Mpa，按表 23.4-6 和 24.4-5 取 ，按參考文獻[1]23.4-18 公式0.5?? 得 式(5-1)????2 214436103FD mP???? ??????????? 查參考文獻[1]表 23.4-7，將液壓缸內(nèi)徑圓整為標準系列直徑 D=100mm。 0.5.105dm?? 查參考文獻[1]表 23.4-8，將液壓缸活塞缸直徑圓整為標準系列直徑 d=55mm。 3）按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度 由參考文獻[2]公式 2-4 可得 式(5-2) 32min0.518.6qAcmV??? 式中 是由產(chǎn)品樣本查得 GE 系列節(jié)流閥的最小穩(wěn)定速度為 0.05L/minin 本設(shè)計中節(jié)流閥安裝在回油路上，故液壓缸節(jié)流腔有效工作面積應(yīng)選液壓有 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 5 液壓系統(tǒng)的設(shè)計 26 桿腔的實際面積，即 ????2223.1405.4.74ADdcm????? 可見上述不等式能滿足，液壓缸能達到所需的低速。 4）計算在各工作階段液壓缸所需要的流量 ??223.15.0.44qdV????快 進 快 進 3/in 439.7/mi.97L?2216D?工 進 工 進 3/i 43.0/in0.41n???????222 50.44qdV????????????快 退 快 退 3/min 43.9/mi.9L? 5）確定液壓泵的流量、壓力和選擇泵的規(guī)格 (1) 泵的工作壓力的確定 考慮到正常工作中進油管路有一定的壓力損失，所以泵的工作壓力為 1pP???? 式中： —液壓泵最大工作壓力pP —執(zhí)行元件最大工作壓力1 進油管路中的壓力損失，初算簡單系統(tǒng)可取 0.2 0.5Mpa，復(fù)雜系??~ 統(tǒng)取 0.5 1.5Mpa，本設(shè)計取 0.5Mpa~140.5pPMpa??? 上述計算所得的 是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，考慮到系統(tǒng)在各種工況的過渡階段出pP 現(xiàn)的動態(tài)壓力往往超過靜態(tài)壓力。另外考慮到一定的壓力貯備量，并確保泵的壽 命，因此選泵的額定壓力 應(yīng)滿足 。中低系統(tǒng)取小值，高壓系n??1.25~6npP? 統(tǒng)取大值。在本設(shè)計中取 .4.pMa??? (2) 泵流量的確定 液壓泵的最大流量應(yīng)為 ??maxpLqK? 式中： —液壓泵的最大流量；pq —同時動作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值。如果這時溢??max 流閥正進行工作，尚需加溢流閥的最小流量 2 3L/min~ —系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取 =1.1 1.3，現(xiàn)取 =1.2LKLKLK 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 5 液壓系統(tǒng)的設(shè)計 27 所以 ????max1.24.36.72/minpLqKL?????? (3) 選擇液壓泵的的規(guī)格 根據(jù)以上算得的 和 ，再查閱有關(guān)手冊，現(xiàn)選用 限壓式定量葉片泵，pP1YB? 該泵的基本參數(shù)為：每轉(zhuǎn)排量 ，泵的額定壓力 ，電動機轉(zhuǎn)6/VqlL6.3nPMpa 速 ，驅(qū)動功率為 1.5KW，總效率為 0.7，重量為 5.3Kg1450/inHnr? (4) 選擇與液壓相匹配的電動機 首先分別算出快進工進等各階段的的功率，取最大者作為選擇電動機規(guī)格的 依據(jù)。因為快進時的外負載約為零，液壓缸的負載也遠小于工進，所以其功率也 都小于工進時的功率。因此，現(xiàn)只需計算工進的功率即可。 工進時外負載都為 30614N，進油路的壓力損失定為 0.3Mpa，由參考文獻[2] 1-4 公式可得 622430140.3419.PFppMpaD???????工 進 損 由參考文獻[2]1-6 公式得 .97.820pqkw??工 進 工 進工 進 式中： 為液壓泵的效率為 0.7? 查閱電動機產(chǎn)品樣本，現(xiàn)選用 Y100L2-4 型電動機，其額定功率為 3.0KW，額 定轉(zhuǎn)速為 1430r/min 。 6）選擇液壓元件 根據(jù)系統(tǒng)的工作壓力和實際通過該閥的最大流量，選擇有定型產(chǎn)品的閥件。 溢流閥按液壓泵的最大流量選取。對于節(jié)流閥，要考慮最小穩(wěn)定流量應(yīng)滿足執(zhí)行 機構(gòu)最低穩(wěn)定速度的要求?，F(xiàn)查產(chǎn)品樣本所選擇的元件型號規(guī)格如表 5-1 所示： 5.3.2 確定管道尺寸 油管內(nèi)徑尺寸一般可參照選用的液壓元件接口尺寸而定，也可按管路允許流 速進行計算。查參考文獻[1]表 23.4-10b 取油管允許流速取 V=1m/s，同時由前面 計算可知差動時流量為 2.299L/min，則內(nèi)徑 d 為2.94.6.6.71qdmV??? 參照參考文獻[1]表 23.9-2，同時考慮到制作方便，除吸油管外，其余管都 取 18 2(外徑 18mm，壁厚 2mm)的 10 號冷拔無縫鋼管（YB231-70）;? 參照 限壓式定量葉片泵吸油口連接尺寸，取吸油管內(nèi)徑 d 為 15mm。16YB? 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 5 液壓系統(tǒng)的設(shè)計 28 表 5-1 液壓元件明細表 序號 元件名稱 型號規(guī)格 額定流量 L/min 額定壓力 Mpa 1 濾油器 XU-A16×80J 12 1 2 液壓泵 14YB?4/mlL6.3 3 壓力表開關(guān) K-3B — 6.3 4 壓力表 Y-60 — 測壓范圍 0~10 5 溢流閥 Y-25B 25 6.3 6 二位二通電磁閥 22D-10BH 6.3 6.3 7 單向閥 I-25B 6.3 25 8 三位四通電磁閥 34D-25B 6.3 25 9 單向調(diào)速閥 QI-25B 6.3 25 10 二位三通電磁閥 23D-25B 6.3 25 12 蓄能器 4/LNXQHF???— 10 5.3.3 確定液壓油箱容積 初設(shè)計液壓油箱容量時，可按參考文獻[1]經(jīng)驗公式 23.4-31 來確定，待系 統(tǒng)穩(wěn)定后，再按散熱的要求進行校核。 油箱容量為： 68.51.4VqL???? 式中 —液壓油箱的容積（L） —液壓泵的總額定流量（L/min）V —與液壓系統(tǒng)壓力有關(guān)的經(jīng)驗系數(shù)，查參考文獻[1]表 23.4-11 取 ，因設(shè)計中需將在籍助油箱頂蓋安放液壓泵及電動機和液壓閥集成裝置，5~7?? 現(xiàn)取 =6 所以選用容量為 58L 的油箱。 5.3.4 確定液壓油液 根據(jù)所選用的液壓泵類型，參照參考文獻[4]表 1-17，選用牌號為 L-HL32 的 油液，考慮到油的最低溫度為 15 ，查得 15 時該液壓油的運動粘度為C?? 150cst=1.5 ，油的密度 為 920 。2/cms?3/Kgm 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 5 液壓系統(tǒng)的設(shè)計 29 5.4 液壓系統(tǒng)的驗算 已知該液壓系統(tǒng)中吸油管內(nèi)徑為 15mm，其余管道為 6mm，各段長度分別為： AB=0.3m，AC=1.7m，AD=1.7m，DE=2m。 5.4.1 壓力損失的驗算 ① 工進時進油路壓力損失 運動部件工作進給時最大速度為 0.42m/min，進給時的最大流量為 ，則液壓油在管內(nèi)的流速為：0.97/minL312240.971564/min94/qvccsd????? 管道雷諾數(shù) 為：1Re1.vd?? 由于 2300，可見油液在管道內(nèi)流態(tài)為層流。 所以其沿程阻力系數(shù) 1750.8e94?? 進油管道 BC 的沿程壓力損失 為1p????2 261 2.73.080.186lvp Pad????????? 式中 —液壓油管的內(nèi)徑，根據(jù)說明書液壓油管的設(shè)計可得 d 為 6mm —液壓油的密度 查得換向閥 34D-25B 的壓力損失 6120.5pa???? 忽略油液通過管接頭、油路拐彎等處的局部壓力損失，則進油口的總壓力損 失 為1p?666120.183pP?????? ② 工進時回油路的壓力損失 由于選用的是單活塞桿液壓缸，且液壓缸有桿腔的工作面積約為無桿腔的工 作面積的二分之一，則回油管道的流量為進油管道的二分之一，則 12947/vcms?0.6Re18.5d???24.? 回油管道的沿程壓力損失 為：1p?? 攀枝花學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計 5 液壓系統(tǒng)的設(shè)計 30 ??2 2621 21.7039.4740.316lvp Pad??? ????