火車軸承拆裝機設計
火車軸承拆裝機設計,火車軸承拆裝機設計,火車,軸承,拆裝機,設計
沈陽理工大學應用技術學院畢業(yè)設計說明書
29
摘 要
鐵路貨車滾動軸承一方面要承受整個車廂的重量，另一方面軸承的內(nèi)圈又隨車軸一起作高速旋轉(zhuǎn)，是非常容易磨損的部件，也是關系到鐵路運輸安全的關鍵部件。機車運行時，一旦滾動軸承發(fā)生故障，將導致整列車不能運行，嚴重堵塞運輸路線，同時對機車的搶修也是十分困難的。因此預防滾動軸承故障的發(fā)生，對于機車的安全運輸就顯得十分重要。鐵路部門嚴格規(guī)定，各車輛段必須對滾動軸承進行定期檢測，對于需要分解的滾動軸承，把它從車軸上拆下來，此時需要用到本設計中所研究的STL-2A鐵路貨車滾動軸承固定式半自動拆卸機。
STL-2A滾動軸承拆卸機是用于拆卸鐵路車輛滾動軸承的專用設備，能拆卸目前所用的多種型號滾動軸承，如RB2，RD2，RE2型輪對的無軸箱滾動軸承。因此廣泛應用于各車輛段，車輛檢修廠及鐵路運輸單位。該機主要由床身、左右拆卸裝置、支承缸、推進缸、軸承滾道、液壓系統(tǒng)、電氣控制系統(tǒng)等組成。
此次設計是根據(jù)已有的《科技文件材料》、《機械設計手冊》、《液壓系統(tǒng)設計簡明手冊》等資料以及到現(xiàn)場參觀實習，設計出定位準確，結構簡單，占地面積小，成本低，自動化程度和效率高，操作和維修方便的拆卸機。本次設計主要是對該機的液壓系統(tǒng)和機械結構部分進行設計。
關鍵詞：滾動軸承；拆卸；液壓缸；機械結構
Abstract
On one hand railway freight train rolling bearings support the weight of a whole carriage, on the other hand bearing inner race in high speed rotation along with the axle. It is the non-wearable parts in application, but it is also the key components in Railway Transportation Safety .once the rolling bearings are broken, the whole train cannot move in time. Transportation route is severe ball-up. In the mean time, it is very difficult to repair the train again. as a result, it is very important to prevent the fault of rolling bearings. The regulation on railway department said that rolling-stock Section must overhaul the rolling bearings regularly, aim at some rolling bearings need to be disassembled, The STL-2A type fixed semi-automatic dismantling machine for rolling bearings is considered.
The STL-2A-type dismantling machine for rolling bearings is a specialized machine which is use for dismantling the rolling bearings of freight trains, It can dismantle all kinds of rolling bearings at the time being. Such as the rolling bearings of non-cased axles of the wheels of RB2, RD2, RE2. As a result, It is widely used in train manufacturers, train divisions, train overhaul factories and so on. The machine is made up of a bed, a left and right dismantling device, a supporting jar, a advancing jar, a bearing roll dish, a hydraulic pressure system and a electric control system, etc.
This paper is to design a dismantling machine which meets the requirement of accurate in localization, simple in structure, small in volume, low in price, high in automatic level and efficiency, easy in operation and maintenance base on the materials and investigation. This paper mainly designs the hydraulic system and mechanical structure of the machine.
Key words: rolling bearing；dismantle；hydraulic pressure jar；mechanical structure
目 錄
摘 要 I
Abstract II
1 緒論 1
1.1 設計課題的來源 1
1.2 拆卸機的用途 1
1.3 拆卸機的結構組成 1
1.4 拆卸機的工作形式 1
1.5 拆卸機的工作過程 2
1.6 拆卸機的特點 2
2 設計要求及內(nèi)容 3
2.1 設計要求 3
2.2 設計內(nèi)容 3
3 液壓系統(tǒng)的計算及液壓元件的選擇 4
３.１ 工況分析 4
3.2 擬訂液壓系統(tǒng)原理圖 4
3.2.1 確定供油方式 4
3.2.2 調(diào)速方式的選擇 4
3.2.3 速度換接方式的選擇 4
3.2.4 支承定位回路的選擇 5
3.3 液壓缸的主要尺寸計算 6
3.3.1 拆卸缸主要尺寸的計算： 6
3.3.1.1 工作壓力的確定 6
3.3.1.2 液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d的確定 6
3.3.1.3 液壓缸壁厚和外徑的計算 6
3.3.1.4 液壓缸工作行程的確定 7
3.3.1.5 缸蓋厚度的確定 7
3.3.1.6最小導向長度的確定 8
3.3.1.7 活塞桿穩(wěn)定性的驗算 8
3.3.1.8 缸體長度的確定 8
3.3.2 推進缸主要尺寸的計算 9
3.3.2.1 確定推進缸所受的最大負載力 9
3.3.2.2 確定推進缸的工作壓力 9
3.3.2.3 液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d的確定 9
3.3.2.4 液壓缸壁厚和外徑的計算 10
3.3.2.5 液壓缸工作行程的確定 10
3.3.2.6 缸蓋厚度的確定 10
3.3.2.7 最小導向長度的確定 11
3.3.2.8 活塞桿穩(wěn)定性的驗算 11
3.3.2.9 缸體長度的確定 11
3.3.3 支承缸主要尺寸的計算 12
3.3.3.1 工作壓力的確定 12
3.3.3.2 液壓內(nèi)徑D和活塞桿直徑d的確定 12
3.3.3.3 液壓缸壁厚和外徑的計算 12
3.3.3.4 液壓缸工作行程的確定 12
3.3.3.5 缸蓋厚度的確定 12
3.3.3.6 最小導向長度的確定 13
3.3.3.7 活塞桿穩(wěn)定性的驗算 14
3.3.3.8 缸體長度的確定 14
3.4 液壓缸的結構設計 14
3.4.1 拆卸缸的結構設計 14
3.4.1.1 缸體與缸蓋的連接形式 14
3.4.1.2 活塞桿與活塞的連接結構 15
3.4.1.3 活塞桿導向部分的結構 15
3.4.1.4 密封圈的選用 15
3.4.1.5 液壓缸的緩沖裝置 15
3.4.1.6 液壓缸的排氣裝置 15
3.4.2 推進缸的結構設計 15
3.4.2.1 缸體與缸蓋的連接形式 15
3.4.2.2 活塞桿與活塞的連接結構 16
3.4.2.3 活塞桿導向部分的結構 16
3.4.2.4 密封圈的選用 16
3.4.2.5 液壓缸的緩沖裝置 16
3.4.3 支撐缸的結構設計 17
3.4.3.1 缸體與缸蓋的連接形式 17
3.4.3.2 活塞桿與活塞的連接結構 17
3.4.3.3 活塞桿導向部分的結構 17
3.4.3.4 密封圈的選用 17
3.4.3.5 液壓缸的緩沖裝置 18
3.4.3.6 液壓缸的排氣裝置 18
3.5 液壓泵和電動機的選擇 18
3.5.1 確定泵的壓力和流量 18
3.5.1.1 泵的工作壓力的確定 18
3.5.1.2 計算在各工作階段液壓缸所需的最大流量 19
3.5.1.3 泵的流量確定 20
3.5.2 選擇液壓泵的規(guī)格 20
3.5.3 與液壓泵匹配的電動機的選定 21
3.6 確定液壓管道尺寸 22
3.7 液壓介質(zhì)的選取 24
3.8 畢業(yè)設計心得體會 24
4 結 論 26
致 謝 27
參考文獻 28
1 緒論
1.1 設計課題的來源
鐵路貨車滾動軸承是關系到鐵路運輸安全的關鍵部件,特別是牽引電機、軸箱軸承，其功能對安全運輸起著舉足輕重的作用。
機車在線上運行時，一旦軸承發(fā)生故障，將導致整列列車不能運行，堵塞運輸正線，特別是客運列車發(fā)生故障，造成的負面影響就更大，同時一旦機車軸承發(fā)生故障，對機車的搶修也是十分困難的，預防和減少機車軸承故障的發(fā)生，對于機車的安全運輸就顯得十分重要。因此鐵路部門對軸承的檢修非常重視,要求各車輛段必須對貨車滾動軸承進行定期維修．
貨車無軸箱滾動軸承檢修工作規(guī)定，貨車滾動軸承檢修分為一般檢修和大修兩級修程。貨車進入車輛段進行一般檢修時，先作分解診斷，診斷結果為分解和不分解，對于需分解的軸承，把軸承和車軸分離，此時需要用到本設計課題的鐵路貨車滾動軸承固定式半自動拆卸機。
1.2 拆卸機的用途
STL-2A型鐵路貨車滾動軸承固定式半自動拆卸機（后稱拆卸機）是為鐵路貨車滾動軸承拆卸工作單位專門設計，主要用于拆卸RB2，RD2，RE2型車輛輪對的無軸箱滾動軸承。
1.3 拆卸機的結構組成
拆卸機主要由床身、左右拆卸裝置、支承缸、推進油缸、軸承滾道、液壓系統(tǒng)、電氣控制臺等組成。底座和床身分別采用鑄鐵件和焊接件。床身導軌上安裝有左右拆卸缸；支承缸、推進缸、軸承滾道均安裝在適當位置。液壓站和電氣柜均為獨立部件，可根據(jù)場地條件，便于觀察和維修為原則進行布置。
1.4 拆卸機的工作形式
由于貨車進入車輛段進行一般檢修時，先作分解診斷，診斷結果為分解和不分解，并不是所有檢修的軸承都要拆卸下來，因此工作形式可分為：
1 兩邊同時拆卸軸承。
2 任一單邊單獨拆卸軸承。
3 自動完成軸承拆卸。
4 人工分工步操作完成拆卸。
1.5 拆卸機的工作過程
首先需要拆卸軸承輪對上的兩端軸承前蓋，將輪對推入軌道上的凹槽上，支承缸托著輪對進行粗定位，推進缸帶動拆卸裝置沿導軌向輪對方向移動到位（死擋塊），拆卸缸活塞桿伸出，桿中頂尖輪對插入輪對車軸中心孔內(nèi)（精定位），拆卸爪自動抱合，拉爪鉤住被拆卸軸承后擋的后端面，拆卸缸活塞桿端面頂住車軸的端面，當拆卸缸后腔通入高壓油，因缸的活塞受阻，油缸體帶著拉爪，拉著軸承沿床身導軌向后移動，使軸承與車軸分離，拆下的軸承和后擋在活塞桿縮回，爪桿自動張開后，軸承和后擋滾落到滾道上，支承缸下降，輪對降落到軌道上，完成軸承拆卸工作。
1.6 拆卸機的特點
1 貫通式工藝布局：提高工作效率，便于流水作業(yè)。
2合理力學結構：采用推拔拆卸結構設計，軸承的拆卸力由拆卸缸總成承受，不傳遞到床身。
3強大的拆卸力：單邊500KN，保證正常軸承均能拆下。
4拆卸范圍較寬：能拆缸目前所用的各種型號軸承，并且考慮了今后輪對發(fā)展趨
5 新穎的結構布置：拆卸部分合理布置，爪腳受力均勻，造型別具一格，軸承落后無震動、噪音小。
2 設計要求及內(nèi)容
2.1 設計要求
本設計主要是針對拆卸機的液壓和機械部分進行設計，對電氣控制部分和液壓站不作要求，主要設計要求如下：
1 首先要求到鐵路車輛段現(xiàn)場實習，深入研究滾動軸承的作用和使用情況和壽命。研究火車滾動軸承拆卸的全過程，了解現(xiàn)用設備的使用情況。
2 對拆卸機的工作情況進行詳細的分析，確定哪些運動需要液壓傳動來完成。
3 確定液壓系統(tǒng)的主要工作性能。例如：執(zhí)行元件的運動速度，最大行程，以及所承受的負載。
4 從實際出發(fā)，查找有關資料及參考文獻，設計出結構簡單，安全可靠，成本低，效率高，操作簡單，維修容易的液壓傳動系統(tǒng)。
2.2 設計內(nèi)容
1 擬定液壓系統(tǒng)的原理圖
2計算液壓缸的主要尺寸以及所需要的壓力和流量
3 計算液壓泵的工作壓力，流量
4 選擇液壓泵和電動機的類型和規(guī)格
5 選擇輔助元件的規(guī)格
6 繪制主要液壓零件圖以及總裝配圖
3 液壓系統(tǒng)的計算及液壓元件的選擇
３.１ 工況分析
液壓系統(tǒng)各液壓缸的工作情況如下：
支承缸：快進————工進————快退
推進缸：快進————卸荷狀態(tài)————快退
爪盤缸：快進————工退
拆卸缸：快進————工退————快退
推輪缸：工進————快退
3.2 擬訂液壓系統(tǒng)原理圖
3.2.1 確定供油方式
考慮到該拆卸機在工作進給時負載較大，速度較低。而在快進，快退時負載較小，速度較高。從節(jié)省能量、減少發(fā)熱考慮，泵源系統(tǒng)宜選用雙泵供油或變量泵供油。現(xiàn)采用雙聯(lián)葉片泵供油。
3.2.2 調(diào)速方式的選擇
在中小型專用機床的液壓系統(tǒng)中，進給速度的控制一般采用節(jié)流閥或調(diào)速閥，該液壓系統(tǒng)中，采用調(diào)速閥安裝在進油路上，以獲得更低的穩(wěn)定速度。
3.2.3 速度換接方式的選擇
本系統(tǒng)采用電磁閥的快慢速換接回路，它的特點是結構簡單、調(diào)節(jié)行程比較方便，閥的安裝也較容易，但速度換接的平穩(wěn)性較差。若要提高系統(tǒng)的換接平衡性，則可改用行程閥切換的速度換接回路。
3.2.4 支承定位回路的選擇
用三位四通電磁閥支撐定位和下降復位動作,為了避免工作時突然斷電而松開,應該采用失電夾緊裝置,考慮到支撐時,當進油路壓力瞬時下降時,仍能保持支撐力,所以接入單向閥保壓。
最后把所有選擇的液壓回路和元件組合起來即可得圖１所示的液壓系統(tǒng)原理圖。
圖3.1 液壓系統(tǒng)原理圖
圖3.2 工藝循環(huán)順序動作圖表：
3.3 液壓缸的主要尺寸計算
3.3.1 拆卸缸主要尺寸的計算：
3.3.1.1 工作壓力的確定
由于單邊拆缸力為500KN，液壓系統(tǒng)的調(diào)定高壓為10，調(diào)定低壓為
2，工作壓力初選為8。
3.3.1.2 液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d的確定
因為工作時，拆卸缸的活塞桿要伸入軸承孔內(nèi)，滾動軸承內(nèi)孔大小為130mm，故活塞桿直徑由尺寸系數(shù)GB 2348-80 選取125mm。采用單活塞桿液壓缸，由單邊拆卸力大小為500KN，回程時，有桿腔受力。
由公式 ＞500000
----為液壓缸的機械效率，取0.95
D-----為液壓缸內(nèi)徑
d-----為活塞桿直徑
代入數(shù)據(jù)求出D＞315，查GB 2348-80選取液壓缸內(nèi)徑D=320mm
3.3.1.3 液壓缸壁厚和外徑的計算
在中低壓液壓系統(tǒng)中，計算所得的液壓缸的壁厚往往很小，使缸體的剛度往放很不夠，因此一般不作計算，按經(jīng)驗選取，壁厚=20mm,缸體的外徑mm。
3.3.1.4 液壓缸工作行程的確定
液壓缸工作行程的長度，可根據(jù)執(zhí)行機構實際工作的最大行程來確定，由現(xiàn)場測量可得拆卸缸的最大行程為300mm，并參照有關標準選取L=320mm。
3.3.1.5 缸蓋厚度的確定
一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效度t按強度要求可用下面兩式進行近似計算。
無孔時
有孔時
式中 t——缸蓋有效厚度(m)；
——缸蓋止口內(nèi)徑(m)；
——缸蓋孔的直徑(m)。
——缸筒材料的許用應力。其值為：鑄鋼：=100~110。選取100
——試驗壓力，一般取最大工作壓力的(1.25~1.5)倍。
計算得：
無孔時
=41mm
按實際情況，選取t=46mm。
有孔時
=58.7mm
由于拆卸缸前缸蓋上面要安裝連接座及鉆進油口，所以尺寸需要大一點，根據(jù)實際情況選取t=130mm。
3.3.1.6最小導向長度的確定
活塞的寬度B一般取B=（0.6～1.0）D，為了方便計算和畫圖，取B=0.625D=200mm
缸蓋支承面的長度根據(jù)液壓缸內(nèi)徑而定，當D>80mm時，取=（0.6～1.0）d,這里取=120mm.
當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到缸蓋滑動支承面中點的距離H稱為最小導向長度。對于一般的液壓缸，最小導向長度H就滿足以下要求
式中 L——液壓缸的最大行程
D——液壓缸的內(nèi)徑。
=176mm
而實際最小長度為 1/2（120+200）+39=199mm,故最小導向長度滿足要求
3.3.1.7 活塞桿穩(wěn)定性的驗算
當液壓缸支承長度≥(10～15)d時，必須對所選取設計的活塞桿進行彎曲穩(wěn)定性的驗算。而此次進行的設計中：=435mm≤(10～15)d=1250～1875mm
所以活塞桿的彎曲穩(wěn)定性達到設計要求，不需要再進行驗算。
3.3.1.8 缸體長度的確定
液壓缸缸體內(nèi)部長度應等于活塞的行程式和活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端缸蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應大于內(nèi)徑的20～30倍。
液壓缸的總體長度值為320+200+39+30=589mmmm，滿足要求。
3.3.2 推進缸主要尺寸的計算
3.3.2.1 確定推進缸所受的最大負載力
導軌所受的力由拆卸缸和其他附件的質(zhì)量來確定，拆卸缸質(zhì)量為
=404kg
加上其他附件，取M=550kg
由于推進缸只是推動拆卸缸和其上面的附件在導軌上面運動，當拆卸缸工進時推進缸處于卸荷狀態(tài)，所以推進缸所克服的最大負載力為：
N
=1100N
為拆卸缸與導軌之間的摩擦系數(shù)，這里取=0.2
3.3.2.2 確定推進缸的工作壓力
由于推進缸工作時克服的力比較小，而液壓系統(tǒng)的調(diào)定低壓為2Mpa,故選取工作壓力為3Mpa。
3.3.2.3 液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d的確定
由公式 ＞1100
----為液壓缸的機械效率，取0.95
D-----為液壓缸內(nèi)徑
d-----為活塞桿直徑，這里取d=0.5D
代入數(shù)據(jù)求得D＞25.6mm
根據(jù)實際情況查表GB2348-80,取D=63mm,d=32mm.
3.3.2.4 液壓缸壁厚和外徑的計算
在中低壓液壓系統(tǒng)中，計算所得的液壓缸的壁厚往往很小，使缸體的剛度往往很不夠，因此一般不作計算，按經(jīng)驗選取，壁厚=9mm,則缸體的外徑mm。
3.3.2.5 液壓缸工作行程的確定
液壓缸工作行程長度，可根據(jù)執(zhí)行機構實際工作的最大行程來確定，由現(xiàn)場測量可得最大行程為220mm,查表GB2349-80，選取L=250mm.
3.3.2.6 缸蓋厚度的確定
一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效度t按強度要求可用下面兩式進行近似計算。
無孔時
有孔時
式中 t——缸蓋有效厚度(m)；
——缸蓋止口內(nèi)徑(m)；
——缸蓋孔的直徑(m)。
——缸筒材料的許用應力。其值為：鑄鋼：=100~110。選取100
——試驗壓力，一般取最大工作壓力的(1.25~1.5)倍。
計算得：
無孔時
=7.7mm
按實際情況，選取t=38mm。
有孔時
=15mm
按實際情況，選取t=53mm。
3.3.2.7 最小導向長度的確定
活塞的寬度B一般取B=（0.6～1.0）D，取B=0.68D=43mm
缸蓋支承面的長度根據(jù)液壓缸內(nèi)徑而定，當D＜80mm時，取=（0.6～1.0）D,這里取=0.8D=0.8X63=50mm.
當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到缸蓋滑動支承面中點的距離H稱為最小導向長度。對于一般的液壓缸，最小導向長度H就滿足以下要求
式中 L——液壓缸的最大行程
D——液壓缸的內(nèi)徑。
=44mm
而實際最小長度為（43+50）=46.5mm,故最小導向長度滿足要求
3.3.2.8 活塞桿穩(wěn)定性的驗算
當液壓缸支承長度≥(10～15)d時，必須對所選取設計的活塞桿進行彎曲穩(wěn)定性的驗算。而此次進行的設計中：=300mm≤(10～15)d=320～480mm
所以活塞桿的彎曲穩(wěn)定性達到設計要求，不需要再進行驗算。
3.3.2.9 缸體長度的確定
液壓缸缸體內(nèi)部長度應等于活塞的行程式和活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端缸蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應大于內(nèi)徑的20～30倍。
液壓缸的總體長度值為mm，滿足要求。
3.3.3 支承缸主要尺寸的計算:
3.3.3.1 工作壓力的確定
支承缸的工作壓力主要根據(jù)輪對重量來確定，輪對的重量大約1t，即10000N，兩個支承缸分配，則每個支承缸支承5000N的力，由于負載較小，初選工作壓力為3Mpa。
3.3.3.2 液壓內(nèi)徑D和活塞桿直徑d的確定
由于當支承缸受到最大負載力時支承缸活塞無桿腔受力
由公式 ＞5000
----為液壓缸的機械效率，取0.95
D-----為液壓缸內(nèi)徑
代入數(shù)據(jù)求得D＞47.3mm
根據(jù)實際情況查表GB2348-80,取D=80mm,d=40mm.
3.3.3.3 液壓缸壁厚和外徑的計算
在中低壓液壓系統(tǒng)中，計算所得的液壓缸的壁厚往往很小，使缸體的剛度往往很不夠，因此一般不作計算，按經(jīng)驗選取，壁厚=10mm,則缸體的外徑mm。
3.3.3.4 液壓缸工作行程的確定
液壓缸工作行程長度，可根據(jù)執(zhí)行機構實際工作的最大行程來確定，由現(xiàn)場測量可得最大行程為100mm,查表GB2349-80，選取L=100mm.
3.3.3.5 缸蓋厚度的確定
一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效度t按強度要求可用下面兩式進行近似計算。
無孔時
有孔時
式中 t——缸蓋有效厚度(m)；
——缸蓋止口內(nèi)徑(m)；
——缸蓋孔的直徑(m)。
——缸筒材料的許用應力。其值為：鑄鋼：=100~110。選取100
——試驗壓力，一般取最大工作壓力的(1.25~1.5)倍。
計算得：
無孔時
=13.4mm
按實際情況，選取t=30mm。
有孔時
=18.9mm
按實際情況，選取t=48mm。
3.3.3.6 最小導向長度的確定
活塞的寬度B一般取B=（0.6～1.0）D，為了方便計算，這里取B=0.625D=50mm
缸蓋支承面的長度根據(jù)液壓缸內(nèi)徑而定，當D≤80mm時，取=（0.6～1.0）D,這里取=0.6D=0.6X80=48mm.
當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到缸蓋滑動支承面中點的距離H稱為最小導向長度。對于一般的液壓缸，最小導向長度H就滿足以下要求
式中 L——液壓缸的最大行程
D——液壓缸的內(nèi)徑。
=46mm
而實際最小導向長度為（48+50）=49mm,故最小導向長度滿足要求
3.3.3.7 活塞桿穩(wěn)定性的驗算
當液壓缸支承長度≥(10～15)d時，必須對所選取設計的活塞桿進行彎曲穩(wěn)定性的驗算。而此次進行的設計中：=168mm≤(10～15)d=400～600mm
所以活塞桿的彎曲穩(wěn)定性達到設計要求，不需要再進行驗算。
3.3.3.8 缸體長度的確定
液壓缸缸體內(nèi)部長度應等于活塞的行程式和活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端缸蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應大于內(nèi)徑的20～30倍。
液壓缸的總體長度值為mm，滿足要求。
3.4 液壓缸的結構設計
3.4.1 拆卸缸的結構設計
3.4.1.1 缸體與缸蓋的連接形式
拆卸缸的缸體與缸蓋的連接形式都為法蘭連接。
這種連接方式具有以下優(yōu)點：（1）結構簡單，成本低
（2）容易加工便于拆卸
（3）強度較大，能承受高壓
同樣其也具有以下缺點： (1) 徑向尺寸較大
（2）重量比螺紋連接的大
（3）用鋼管焊上法蘭，工藝過程較復雜
3.4.1.2 活塞桿與活塞的連接結構
采用螺紋連接，其特點是：結構簡單，在震動的工作條件下容易松動，必須用鎖緊裝置，應用較多，如組合機床與工程機械上的液壓缸。
3.4.1.3 活塞桿導向部分的結構
活塞桿與缸蓋，活塞和液壓缸的導向結構都采用導向套導向。此結構的特點是減少活塞和活塞桿以及液壓缸的磨損，磨損后更換容易。
3.4.1.4 密封圈的選用
活塞和液壓缸之間，活塞桿和缸蓋之間，缸蓋和缸體之間的密封都采用O形密封圈。
活塞桿和缸蓋之間密封圈的型號為：125x7G GB3452.1-92
活塞和液壓缸之間，缸蓋和缸體之間的密封圈的型號為：308x7G GB3452.1-92
材料都為聚氨脂橡膠
3.4.1.5 液壓缸的緩沖裝置
液壓缸帶動工作部件運動時，因運動件的質(zhì)量較大，運動速度較高，則在到達行程終點時，會產(chǎn)生液壓沖擊，甚至使活塞與缸筒端蓋之間產(chǎn)生機械碰撞。為防止這種現(xiàn)象的發(fā)生，在行程末端設置緩沖裝置。
但是在這里，所需設計的拆卸缸運動速度很慢，所以不需要采用緩沖結構。
3.4.1.6 液壓缸的排氣裝置
對于運動速度穩(wěn)定性要求較高的機床液壓缸和大型液壓缸，則需要設置排氣裝置，壓裝缸將油口設置在上方，有利于壓力油中的氣體排出。
3.4.2 推進缸的結構設計
3.4.2.1 缸體與缸蓋的連接形式
推進缸的缸體與前缸蓋的連接形式為螺紋連接。
這種連接方式具有以下優(yōu)點：（1）外形尺寸小
（2）重量較輕
同樣其也具有以下缺點： (1) 端部結構較復雜，工藝要求較高
（2）拆卸時需要專用工具
（3）擰缸蓋時易損壞密封圈
推進缸的缸體與后缸蓋的連接形式為焊接，此結構的特點為，簡單輕便，外形尺寸小，但是損壞后不易更換。
3.4.2.2 活塞桿與活塞的連接結構
采用螺紋連接，其特點是：結構簡單，在震動的工作條件下容易松動，必須用鎖緊裝置，應用較多，如組合機床與工程機械上的液壓缸。
3.4.2.3 活塞桿導向部分的結構
活塞桿與缸蓋，活塞和液壓缸的導向結構都采用導向套導向。此結構的特點是減少活塞和活塞桿以及液壓缸的磨損，更換容易。
3.4.2.4 密封圈的選用
活塞和液壓缸之間，活塞桿和缸蓋之間，缸蓋和缸體之間的密封都采用O形密封圈。
活塞桿和缸蓋之間密封圈的型號為：32x3.55G GB3452.1-92
活塞和液壓缸之間，缸蓋和缸體之間的密封圈的型號為：54.5x3.55G GB3452.1-92
材料都為聚氨脂橡膠
3.4.2.5 液壓缸的緩沖裝置
液壓缸帶動工作部件運動時，因運動件的質(zhì)量較大，運動速度較高，則在到達行程終點時，會產(chǎn)生液壓沖擊，甚至使活塞與缸筒端蓋之間產(chǎn)生機械碰撞。為防止這種現(xiàn)象的發(fā)生，在行程末端設置緩沖裝置。
但是在這里，所需設計的推進缸運動速度很慢，而且壓力小所以不需要采用緩沖結構。
3.4.3 支撐缸的結構設計
3.4.3.1 缸體與缸蓋的連接形式
支撐缸的缸體與前缸蓋的連接形式為法蘭連接。
這種連接方式具有以下優(yōu)點：（1）結構簡單，成本低
（2）容易加工便于拆卸
（3）強度較大，能承受高壓
同樣其也具有以下缺點： (1) 徑向尺寸較大
（2）重量比螺紋連接的大
（3）用鋼管焊上法蘭，工藝過程較復雜
缸體和后缸蓋的連接采用外半環(huán)連接。
這種連接方式具有以下優(yōu)點：（1）結構較簡單
（2）加工和裝配方便
缺點：（1）外形尺寸大
（2）缸筒開槽，削弱了強度，需增加缸筒壁厚
3.4.3.2 活塞桿與活塞的連接結構
采用螺紋連接，其特點是：結構簡單，在震動的工作條件下容易松動，必須用鎖緊裝置，應用較多，如組合機床與工程機械上的液壓缸。
3.4.3.3 活塞桿導向部分的結構
活塞桿與缸蓋采用端蓋直接導向。此結構的特點是缸蓋和活塞桿直接接觸導向，結構簡單，但磨損后只能更換整個端蓋。
3.4.3.4 密封圈的選用
活塞和液壓缸之間，活塞桿和缸蓋之間，缸蓋和缸體之間的密封都采用O形密封圈。
活塞桿和缸蓋之間密封圈的型號為：40x5.3G GB3452.1-92
活塞和液壓缸之間，前缸蓋和缸體之間的密封圈的型號為：69x5.3G GB3452.1-92
后缸蓋和缸體之間的密封圈的型號為：100x5.3G GB3452.1-92
材料都為聚氨脂橡膠
3.4.3.5 液壓缸的緩沖裝置
液壓缸帶動工作部件運動時，因運動件的質(zhì)量較大，運動速度較高，則在到達行程終點時，會產(chǎn)生液壓沖擊，甚至使活塞與缸筒端蓋之間產(chǎn)生機械碰撞。為防止這種現(xiàn)象的發(fā)生，在行程末端設置緩沖裝置。
但是在這里，所需設計的支撐缸運動速度很慢，而且輪對著地后活塞還要繼續(xù)向下運動，故不用設置緩沖結構
3.4.3.6 液壓缸的排氣裝置
對于運動速度穩(wěn)定性要求較高的機床液壓缸和大型液壓缸，則需要設置排氣裝置，壓裝缸將油口設置在上方，有利于壓力油中的氣體排出。由于結構較簡單，此處不采用排氣裝置。
3.5 液壓泵和電動機的選擇
3.5.1 確定泵的壓力和流量
3.5.1.1 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：
式中 —— 液壓泵最大工作壓力；
—— 執(zhí)行元件最大工作壓力；
—— 進油管中的壓力損失，初算時簡單系統(tǒng)可取0.2~0.5，復雜系統(tǒng)取0.5~1.5，故選取為0.5。
=8.5
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滿足。中低壓系統(tǒng)取小值，高壓系統(tǒng)取大值。選取
=1.25=11
即選用泵的最高工作壓力為11
3.5.1.2 計算在各工作階段液壓缸所需的最大流量
A 拆卸缸工作時的最大流量
由于拆缸在工作時受力很大，所以工作速度較低，約為0.01m/s，拆卸缸快速進
給時，速度約為0.02m/s。所需流量
B 推進缸工作時的最大流量
推進缸快進時的流量最大，速度約為0.03m/s，所需流量為：
=5.6L/min
C 支撐缸工作時的最大流量
支撐缸快進時的流量最大，速度約為0.03m/s,所需流量為：
=9L/min
3.5.1.3 泵的流量確定
液壓泵的最大流量應為：
式中 ——泵的最大流量
——同時動作的各執(zhí)行元件所需流量之和的表大值。如果這時溢流閥 正進行工作，尚須加溢流閥的最小溢流量2-3L/min；=,
——系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般選取，現(xiàn)取=1.2。
大泵
=1.2X96.5X2
=231.6 L/min
小泵
=1.29X2
=21.6 L/min
3.5.2 選擇液壓泵的規(guī)格
根據(jù)以上算得的和再查閱機械設計手冊，現(xiàn)選用型雙聯(lián)葉片泵
-----系列序號
17---------后泵公稱排量:17 mL/r
184--------前泵公稱排量:184 mL/r
F----------安裝方式: 法蘭安裝
R-----------旋轉(zhuǎn)方向:順時針旋轉(zhuǎn)
第一個A-----后泵排出口方向:上
第二個A-----前泵排出口方向:上
第三個A-----吸入口方向:上
該泵的其他基本參數(shù)：普通液壓油的最高使用壓力14，允許最高轉(zhuǎn)速1800r/min，最低轉(zhuǎn)速750r/min，重量75Kg。
3.5.3 與液壓泵匹配的電動機的選定
首先分別算出快進與工進兩種不同工況時的功率，取兩者較大值作為選擇電動機規(guī)格的依據(jù)。由于在慢進時泵輸出的流量減小，泵的效率急劇降低，一般當流量在0.2~1L/min范圍內(nèi)時，可取。
首先計算快進時的功率，快進時的外負載為25000KN，進油路的壓力損失定為0.3，由下式可得
=0.61
快進時，所需電機功率
工進時所需電機功率
查閱電動機產(chǎn)品樣本，Y系列三相異步電動 0機是按照國際電工委員會（IEC）標準設計，具有國際互換性特點。其中Y系列電動機為一般用途全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，具有防止灰塵，鐵屑或其它雜物侵入電機內(nèi)部之特點，B級絕緣，工作環(huán)境溫度不超過,相到濕度不超過%95，海拔高度不超過1000m，額定電壓380V，頻率50Hz。適用于無特殊要求的機械上。故選用Y160L-4型電機，其額定功率15KW，額定轉(zhuǎn)速1470r/min。
型號
功率(KW)
電流(A)
電壓(V)
轉(zhuǎn)速(r/min)
速度(%)
功率因素
堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩
堵轉(zhuǎn)電流額定電流
最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩
Y160L-4
15
30
380
1470
91.5
0.86
2.0
7.0
2.2
3.6 確定液壓管道尺寸
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。本系統(tǒng)根據(jù)泵的接口設定：
大泵排出口直徑
小泵排出口直徑
拆卸缸快進時的最大流量為96.5L/min
根據(jù)軟管內(nèi)徑與流量、流速的關系按下式計算：
A=
式中
A——軟管的通流截面積，；
Q——管內(nèi)流量，L/min；
v——管內(nèi)流速,m/s；通常軟管的允許流速v；
取v=5m/s
Q=96.5L/min
A=
=3.22
故在制定缸的輸油口時，按此計算接口選用軟管接頭及橡膠軟管總成
首先選定軟管直徑
公稱內(nèi)徑選用
結構選用2型
外徑選用43.3mm
由軟管徑選接口
與缸相接端為C型, 。
推進缸的軟管選用及接口：
推進缸快速成進給時，q=18.7L/min
A=
同理，參考拆卸缸設計
內(nèi)徑選用10mm
型 外徑16.1mm
由此選定接口
內(nèi)徑10mm，接口選用 A型
3.7 液壓介質(zhì)的選取
正確而合理的使用液壓油對液壓系統(tǒng)適應各種環(huán)境條件和工作狀態(tài)的能力、延長系統(tǒng)和元件的壽命，提高設備運轉(zhuǎn)的可靠性，防止事故發(fā)生等方面都有重要影響。
液壓介質(zhì)應該具有適宜的粘度和良好的粘-溫特性；油膜強度要高；具有良好的潤滑性能；能抗氧化穩(wěn)定性好；腐蝕作用??；對涂料、密封材料等有良好的適用性；同時液壓介質(zhì)還應具有一定的消泡能力。
選擇液壓介質(zhì)時，除去專用液壓油以外，首先是介質(zhì)種類的選擇。根據(jù)液壓系統(tǒng)對介質(zhì)是否有抗燃性的要求，決定選用礦油型液壓油還是抗燃型液壓油。其次應該根據(jù)液壓系統(tǒng)中所用液壓泵的類型選用具有合適粘度的介質(zhì)。
對于本設計的液壓系統(tǒng)，液壓油的選擇可參見手冊3（《袖珍液壓氣動手冊》）表13-8的選擇原則和表13-9的液壓油液的使用范圍，選擇潔凈的20#液壓油。
在首次使用或換油時，工作油液的一次加入量為364-384升，即油箱內(nèi)工作油液的正常液面應該在油箱油標的最低與最高刻線之間。首次啟動后，油液進入了管道及油缸，此時油面會下降，因此必須再次補充油，在使用的過程中還可能發(fā)生少量的泄露，因此應該經(jīng)常檢查游標，當油液面低于油箱游標的最低刻線時，應該及時加油。
工作油液應該定期進行檢查和更換，換油液的周期，因使用條件而異，一般來說，兩年更換一次。在連續(xù)運轉(zhuǎn)、高溫、高濕、灰塵多的地方需要縮短更換的周期。
3.8 畢業(yè)設計心得體會
畢業(yè)設計是對大學四年所學知識一次比較全面的總結和綜合的運用。我在這次畢業(yè)設計所花的時間和精力也是以往任何一次設計都無法相比的，畢業(yè)設計既是對自己所學知識的一次鞏固，也為今后的設計和工作打下一個良好的基礎，所以我一開始就非常重視這次設計。早在選定設計題目之后我就經(jīng)常去圖書館和上網(wǎng)查找與設計題目相關的資料，還專門復習了以前所學的液壓知識。
通過這次設計，我首先體會到搞設計不能脫離實際，單靠想象力是很難設計出實用和經(jīng)濟的產(chǎn)品。設計剛開始時我不知道如何入手，但是隨著幾次去湛江火車站車輛進行實習后，我對滾動軸承的作用及其拆卸的全過程有了深入的了解，明確了拆卸機的工作情況和一些性能參數(shù)要求，同時虛心向工作在一線的工人及技術人員了解情況和請教問題，真正從實際出發(fā)來考慮自己的設計，解決了很多以前的疑問，接下來的設計做起來就順暢多了。其次，這次畢業(yè)設計很大的提高了我的動手能力和分析解決問題的能力，以前在課堂上學習的都是一些書本知識，沒有經(jīng)過實踐的知識掌握不牢固而且也不會靈活運用，這次設計使我認識到在今后的工作中更要注重知識的應用而不是死讀書。以此同時，我也發(fā)現(xiàn)自己知識的不足，明白到要搞好設計必須要有扎實的專業(yè)知識和廣泛的見識，更要有孜孜不倦的精神。
4 結 論
機械制造畢業(yè)設計是我們學完了大學的全部基礎顆，技術基礎課以及所有的專業(yè)課之后進行的。這是我們在畢業(yè)之前對我們所學各課程的一次深入的綜合性的總測驗，也是一次理論聯(lián)系實際的訓練，它在我們將來的工作和生活中占有舉足輕重的地位。在本次設計中，對零件的工藝分析是整個設計的前提，一個好的工藝規(guī)程還應考慮加工工藝裝備等，如工序的合理性、工人的勞動強度等。設計夾具時綜合分析夾具發(fā)展現(xiàn)狀，即高精、高效、經(jīng)濟。
就我個人而言，我希望能通過這次畢業(yè)設計對自己未來將從事的工作進行一次適應性訓練，從中鍛煉自己分析問題，解決問題的能力。因此在設計過程中，需仔細分析、計算各種參數(shù)，確保機械設計的合理性、經(jīng)濟性、可加工性等?？梢栽诮窈蟮墓ぷ髦性谥R,能力和素質(zhì)方面得到進一步提高。為今后參加祖國的四個現(xiàn)代化建設打下一個良好的基礎,為祖國的發(fā)展出一份力量。
設計尚有許多不足的地方，懇請各位老師給予指導和幫助。
致 謝
本次畢業(yè)設計得以順利的完成，我首先要感謝的是我的指導老師張福教授，是他在百忙中抽出時間來一直對我悉心指導，嚴格要求，解答我在設計中遇到的疑問，指出我設計中的錯誤和不夠合理的地方，使我能夠及時發(fā)現(xiàn)并改正錯誤，從中學到了很多知識。其次要感謝的是湛江火車站車輛段的工作人員，是他們熱情的接待我們，并解答了我們很多疑問，有個別技術人員還對我的設計提出了寶貴的改進意見。最后還要感謝所有在設計中關心和幫助過我的同學。
參考文獻
1、《機械設計手冊-液壓傳動》，成大先主編，化學工業(yè)出版社 2001.11；
2、《機械設計手冊-機械振動機架設計》，成大先主編，化學工業(yè)出版社 2004.1；
3、《機械設計手冊》第三版第1卷，成大先主編，化學工業(yè)出版社 1992.2；
4、《機械設計手冊》第三版第2卷，成大先主編，化學工業(yè)出版社 1992.2；
5、《機械設計手冊-聯(lián)接與緊固》，成大先主編，化學工業(yè)出版社 2001.11；
6、《機械設計圖冊》第2卷，成大先主編，化學工業(yè)出版社 1999.9；
7、《液壓系統(tǒng)設計簡明手冊》，楊培元 朱福元主編，機械工業(yè)出版社 1993.7；
8、《液壓氣動系統(tǒng)設計手冊》，張利平主編，機械工業(yè)出版社 1996.3；
9、《新編液壓工程手冊》下冊，雷天覺主編，北京理工大學出版社 1998.12；
10、《液壓傳動與氣壓傳動》（第二版），何存興 張鐵華主編，華中科技大學出版社 2000.6；
11、《互換性與技術測量》（第四版），廖念釗 古瑩奄 李碩根 楊興駿 編，中國計量出版社1998.12；
12、《工程制圖》（第二版），高俊亭 畢萬全主偏，高等教育出版社 2003.5；
13、《機構構型與應用》， 孟憲源 姜琪 編著，機械工業(yè)出版社2005.8
14、《液壓氣動技術手冊》，路甬祥 主編，機械工業(yè)出版社2005.8
15 Kalpakjian Scrope.Manufacturing Engineering and Technology.Addison-Wesley Publishing Company,Inc,1989。
16 Valliere D.Computer Aided Designing Manufacturing.Prentic Hall,1990
收藏