礦車車輪軸承外圈拆卸機設計本科畢業(yè)設計

鹽城紡織職業(yè)技術學院畢業(yè)設計礦車車輪軸承外圈拆卸機設計畢業(yè)設計（論文）原創(chuàng)性聲明和使用授權說明原創(chuàng)性聲明本人鄭重承諾：所呈交的畢業(yè)設計（論文），是我個人在指導教師的指導下進行的研究工作及取得的成果。盡我所知，除文中特別加以標注和致謝的地方外，不包含其他人或組織已經(jīng)發(fā)表或公布過的研究成果，也不包含我為獲得 及其它教育機構的學位或?qū)W歷而使用過的材料。對本研究提供過幫助和做出過貢獻的個人或集體，均已在文中作了明確的說明并表示了謝意。作 者 簽 名： 日 期： 指導教師簽名： 日期： 使用授權說明本人完全了解 大學關于收集、保存、使用畢業(yè)設計（論文）的規(guī)定，即：按照學校要求提交畢業(yè)設計（論文）的印刷本和電子版本；學校有權保存畢業(yè)設計（論文）的印刷本和電子版，并提供目錄檢索與閱覽服務；學校可以采用影印、縮印、數(shù)字化或其它復制手段保存論文；在不以贏利為目的前提下，學校可以公布論文的部分或全部內(nèi)容。作者簽名： 日 期： 學位論文原創(chuàng)性聲明本人鄭重聲明：所呈交的論文是本人在導師的指導下獨立進行研究所取得的研究成果。除了文中特別加以標注引用的內(nèi)容外，本論文不包含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫的成果作品。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標明。本人完全意識到本聲明的法律后果由本人承擔。作者簽名： 日期： 年 月 日學位論文版權使用授權書本學位論文作者完全了解學校有關保留、使用學位論文的規(guī)定，同意學校保留并向國家有關部門或機構送交論文的復印件和電子版，允許論文被查閱和借閱。本人授權 大學可以將本學位論文的全部或部分內(nèi)容編入有關數(shù)據(jù)庫進行檢索，可以采用影印、縮印或掃描等復制手段保存和匯編本學位論文。涉密論文按學校規(guī)定處理。作者簽名：日期： 年 月 日導師簽名： 日期： 年 月 日摘 要礦車車輪軸承外圈拆卸機是針對拆卸礦車車輪錐軸承外圈的專用機械設備。目前，我國很多礦廠還采用原始的大錘敲擊的方法來拆卸軸承外圈，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我國礦廠實際生產(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，設計礦車車輪軸承外圈拆卸機具有重要的意義。設計中著重進行了液壓系統(tǒng)的設計、拉(推)爪的結構設計、拆卸機機架的設計，同時對液壓系統(tǒng)、拉（推）爪、機架進行了必要的校核，進而實現(xiàn)了拆卸軸承外圈的功能。關鍵詞 拆卸機，結構，設計，液壓系統(tǒng)ABSTRACTThe mine car wheel bearing addendum circle disassemblage machine isaims at the disassemblage mine car wheel awl bearing addendum circlethe special-purpose mechanical device. At present, our country verymany mines also use the method which the primitive sledgehammer rapsto disassemble the bearing addendum circle, along with in our countrymining industry modernization development, this primitivedisassemblage method has not been able to satisfy the our countrymine actual production the need, various mines frequently becausedamage the mine car cannot promptly fix affects the production.Therefore, designs the mine car wheel bearing addendum circledisassemblage machines and tools to have the vital significance. Inthe design emphatically carried on the hydraulic system design, haspulled the fingernail the structural design, the disassemblage machinerack design, simultaneously to the hydraulic system, pulled thefingernail, the rack has carried on the essential examination, thenhas realized the disassemblage bearing addendum circle function.Keywords disassemblage machine, structure, design, hydraulic system目 錄摘 要ABSTRACT1 緒論11.1 現(xiàn)狀調(diào)查 11.2 拆卸機設計的意義12 方案設計32.1 裝配圖的分析32.2 方案設計33 拆卸力的計算53.1 計算最大過盈量53.2 計算拆卸力53.1.1計算零件不產(chǎn)生塑性變形所允許的最大壓強53.1.2計算零件不產(chǎn)生塑性變形所允許的最大過盈53.1.3計算最大拆卸力64 液壓系統(tǒng)的設計74.1 技術要求及工況分析74.2 擬定液壓系統(tǒng)原理圖74.2.1選擇液壓回路74.2.2組成液壓系統(tǒng)84.3 液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件94.3.1液壓缸主要尺寸的確定94.3.2選擇液壓元件114.3.3選擇液壓油液114.4 液壓系統(tǒng)的驗算124.4.1壓力損失的驗算124.4.2系統(tǒng)溫升的驗算145 液壓缸的設計165.1 主液壓缸的總體設計165.1.1主液壓缸的結構設計165.1.2主液壓缸的參數(shù)計算165.2 主液壓缸活塞的設計205.2.1活塞行程的確定205.2.2活塞的結構形式205.2.3.活塞與活塞桿的連接215.2.4活塞材料225.2.5活塞尺寸及加工公差225.3 主液壓缸活塞桿的設計225.3.1活塞桿結構225.3.2活塞桿的材料和技術要求225.3.3活塞桿的強度計算235.3.4活塞桿穩(wěn)定性驗算235.3.5活塞桿的導向套、密封和防塵235.4 液壓缸緩沖裝置的設計245.4.1緩沖裝置作用245.4.2緩沖裝置結構255.5 液壓缸排氣閥的設計255.5.1排氣閥作用255.5.2排氣閥結構265.6 拉（推）爪缸的設計265.6.1拉（推）爪的結構設計265.6.2拉（推）爪缸的主要參數(shù)計算305.6.3拉（推）爪缸彈簧的設計325.6.4拉（推）爪缸總長度的計算355.6.5 拉(推)爪強度校驗356 液壓輔助元件的設計386.1 管道的設計386.1.1油管類型的選擇386.1.2油管內(nèi)、外徑的確定386.1.3管接頭的確定396.2 蓄能器的設計396.2.1蓄能器的類型選擇396.2.2 蓄能器型號選擇406.3 密封件的設計416.3.1 密封件要求416.3.2密封件類型選擇427 液壓站的設計477.1 液壓站方案的確定477.2 液壓控制裝置方案的確定477.3 液壓集成塊的設計487.3.1繪制集成塊單元回路圖487.3.2集成塊的設計497.4 液壓動力源裝置的設計507.5 液壓油箱的設計527.5.1液壓油箱的用途527.5.2液壓油箱設計要點527.5.3 液壓油箱的結構537.5.4確定液壓油箱容積537.6 電路自動控制的設計547.6.1電磁鐵動作順序設計547.6.2 控制電路的設計547.7 液壓站總圖的設計和繪制558 拆卸機機架的設計568.1 結構設計568.2焊縫強度的驗算579 結論59參考文獻60致謝611 緒論1.1現(xiàn)狀調(diào)查 通過對我國礦車運行情況的調(diào)查，我們發(fā)現(xiàn)，因礦車是礦井上下設備、物料運輸?shù)闹饕ぞ撸势漭d重大，使用頻繁高，再加上礦車運行環(huán)境差，從而使礦車使用過程中故障頻繁，尤其是其行走車輪部分，占礦車故障總數(shù)的80以上，直接影響到我國礦廠的日常生產(chǎn)。因此，更換及維修礦車行走輪部分已成為我國礦車維修工作中的一項重要工作內(nèi)容。要更換礦車輪必須先拆掉礦車輪對，再拆掉礦車輪軸承外圈。在該設計中，就是要設計一套拆卸軸承外圈專用的機械設備。由于礦車輪軸承外圈與輪轂之間是過渡配合，同時軸承外圈和車輪之間還有銹跡，所以拆除并不是一件很容易的事。多年來，我國很多礦廠一直采用原始的大錘敲擊的方法，故一直存在著如下缺點：勞動強度大，拆卸非常吃力；工作效率低；廢品率高，因大錘敲打很難掌握力度及平衡，故損壞備件較多。1.2拆卸機設計的意義在競爭激烈的當今社會，這種原始的拆卸方法已不能滿足我國礦廠實際生產(chǎn)的需要，特別是在我國礦業(yè)現(xiàn)代化發(fā)展在背景下，為增加效益，各礦廠已加大了對產(chǎn)品規(guī)模的擴大。在這種情況下，維修礦車行走輪部分越來越顯得力不從心，甚至經(jīng)常因為損壞的礦車不能及時被修好而影響生產(chǎn)。因此，設計并加工一套礦車車輪軸承外實拆卸機具有重要的意義。經(jīng)濟效益根據(jù)對礦廠的調(diào)查，一個中等規(guī)模的礦廠，一年中，因行走車輪部分報廢的車輛，就達500余輛之多，而此時報廢的車輪輪對就達1000余對。如購置新輪對，一個輪對800元，就需要費用80萬余元。而如果采用機械設備維修，加更換零部件和勞動力成本，一個輪對約需要100元，需要費用僅8萬元，這樣就可以節(jié)約成本72萬元。因此，采用機械設備維修，能給礦廠帶來巨大的經(jīng)濟效益。提高生產(chǎn)率目前，隨著各礦廠規(guī)模的擴大，因損壞的礦車不能及時被修好而影響生產(chǎn)的情況越來越多。據(jù)生產(chǎn)現(xiàn)場調(diào)查，一個工人用大錘敲擊的方法拆卸一個車輪，至少需要15分鐘，一個小時能拆卸4個車輪，一天8小時全工作也只能拆卸32個車輪，即拆卸16個輪對，顯然這種拆卸效率太低。但如果采用專用機械設備拆卸，一個工人拆卸一個礦車車輪的軸承外圈，包括裝卸時間將會不超過3分鐘，至少是大錘敲擊效率的5倍。這樣不僅提高拆卸效率，同時還節(jié)約了大量的勞動力成本。減輕工人勞動強度。拆卸一個車輪軸承外圈，需要工人用力均勻敲打車輪好幾十下，不僅勞動強度之大，而且工人敲打技術要求還很高。而采用成套專用機械設備，只需工人操作按鈕，大大減輕勞動強度，一般人均可操作。 保證質(zhì)量采用大錘敲打，很多時候因工人掌握力度不均引起車輪受力不平衡而損壞，此時損壞的車輪，是徹底的報廢，只能更換新的車輪。而采用專用機械設備維修，將使報廢率為零，因為專用機械設備不可能因受力不均而損壞車輪。 2 方案設計2.1裝配圖的分析礦車車輪裝配圖是由礦廠提供，它主要由輪對、輪軸、錐軸承、輪蓋、氈圈等一些密封輔助元件共同裝配而成。該設計是針對拆卸廢舊車輪的軸承外圈，故在此只分析軸承外圈和車輪的裝配情況，其尺寸結構如下圖2.1所示。圖2.1 車輪與軸承外圈裝配圖由上圖可知，軸承外圈與輪殼的裝配裝配尺寸為100K7/h7；軸承外圈最小內(nèi)徑為88mm，最大內(nèi)徑為116mm；軸承檔圈的厚度和內(nèi)徑分別為20mm、100mm；車輪總厚度為118mm，最大外徑為350mm。2.2方案設計要拆卸掉如圖2.1所示的軸承外圈，有多種傳動方案，常用的有機械傳動、氣壓傳動、液壓傳動等方案。機械傳動是通過齒輪、齒條、蝸桿、蝸輪、帶、鏈條、桿杠等機械零件進行傳動。它是發(fā)展最早而且應用最普遍的一種傳動形式。它具有傳動準確可靠，操作簡單，機構直觀易掌握，負荷變化對傳動比影響小及受環(huán)境影響小的優(yōu)點。但對自動控制的情況，單純靠機械傳動來完成就顯得結構復雜而笨重，而且遠距離操作困難、操作力大、安裝位置變化的自由度小等缺點，因此在許多場合逐步被其它傳動方式所取代。氣壓傳動以壓縮空氣為傳動介質(zhì)，可通過調(diào)節(jié)氣量很容易地實現(xiàn)無級變速，同時有傳遞及變換信號方便、反應快、構造簡單等優(yōu)點。而且空氣取之于大氣，所以氣源價格低廉。泄漏也可以直接放入大氣，不會引起污染?？諝庹扯刃。使艿缐毫p失小，流速大，而且可獲高速運動。但氣壓傳動的致命弱點是空氣壓縮大，無法獲得均勻的而穩(wěn)定的速度。此外，為減少泄漏，提高效率，氣動系統(tǒng)的壓力不能太高，一般只有0.70.8MPa，這使其不能應用于大功率場合。液壓傳動是用液體作為介質(zhì)來傳遞能量的，液壓傳動與上述三種傳動來比較有以下一些優(yōu)點：易于獲得較大的力或力矩。功率重量比大。易于實現(xiàn)往復運動。易于實現(xiàn)較大范圍的無級變速。傳遞運動平穩(wěn)?？蓪崿F(xiàn)快速而且無沖擊的變速和換向。與機械傳動相比易于布局的操縱。易于防止過載事故。自動潤滑、元件壽命較長。易于實現(xiàn)標準化、系列化。缺點：易出現(xiàn)泄漏 油的粘度隨溫度變化，引起工作機構運動不穩(wěn)定。 空氣滲入液壓油后會引起爬行、振動、噪聲 用礦物油作液壓介質(zhì)時，有燃燒危險應注意防火。 礦物油與空氣接觸會發(fā)生氧化，使油變質(zhì)必須定期換油。 液壓件的零件加工質(zhì)量要求較高。通過實際的現(xiàn)場考察，綜合以上各方案的優(yōu)缺點，現(xiàn)選用液壓傳動。3 拆卸力的計算3.1計算最大過盈量根據(jù)軸承與車輪的裝配圖可知，軸承外圈與輪殼的配合是；所以最大過盈量3.2計算拆卸力3.1.1計算零件不產(chǎn)生塑性變形所允許的最大壓強由文獻1表6.4-2得計算允許的最大壓強的公式為包容件： 式（3.1） 被包容件： 式（3.2）式中：d配合直徑；被包容件內(nèi)徑；為包容件外徑由文獻11可得鑄鋼ZG270500的屈服強度為為270Mpa由文獻11可得軸承外圈軸承鋼的屈服強度為為1670Mpa所以包容件： 被包容件： 3.1.2計算零件不產(chǎn)生塑性變形所允許的最大過盈由文獻1表6.4-2，按以下公式計算 式（3.3）式中： 零件不產(chǎn)生塑性變形所允許的最大過盈；零件不失效所允許的最大壓強，取上面二值中小者；E材料的彈性模量；由文獻1表6 .4-4取鑄鋼和軸承鋼的彈性模量為；C為簡化計算而引用的系數(shù)，由文獻1表6 .4-4取鑄鋼和軸承鋼的泊松比為，則 式（3.4） 式（3.5）所以 3.1.3計算最大拆卸力由文獻1表6.4-2，按以下公式計算 式（3.6）式中：L為配合長度最大過盈的配合面壓強為 式（3.7） 由文獻1表6.4-3取鋼與鑄鋼摩擦因數(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 式（3.8）4 液壓系統(tǒng)的設計4.1技術要求及工況分析根據(jù)前面的方案設計，礦車車輪軸承外圈拆卸機擬采用尾部固定的液壓缸驅(qū)動拉（推）爪，同時拉（推）爪的收縮、伸展也采用液壓缸來控制，進而完成拆卸的運動。拉（推）爪的運動由液壓和電氣配合實現(xiàn)自動循環(huán)，其循環(huán)要求為：快進、拉爪伸展、工進、工退、拉爪收縮。根據(jù)實際生產(chǎn)要求分析取主液壓缸快進速度為7mm/s，工進和工退速度為1mm/s，拉（推）爪缸的活塞移動速度為7mm/s。主液壓缸快進時所受外負載即為拉爪自身的慣性力，在此相對較小可以忽略不計；快進、工退的外負載即為拆卸力，在此根據(jù)前面計算結果為9012.54N，拉（推）爪缸的外負載即為彈簧產(chǎn)生的彈簧力。4.2擬定液壓系統(tǒng)原理圖 4.2.1選擇液壓回路 主回路和動力源由工況分析可知，液壓系統(tǒng)在快進階段，負載壓力低，流量較大，且持續(xù)時間較短；而系統(tǒng)在工進、工退階段，負載壓力較高，流量較小，持續(xù)時間長。同時考慮到在拉推的過程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，并在油路中增設畜能器。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。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。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，拉（推）爪的定位精度，同時考慮到系統(tǒng)壓力流量不是很大，拉（推）爪換向過渡位置不應出現(xiàn)液壓沖擊等因素，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。拉（推）爪缸控制回路與控制由于拉（推）爪是用液壓力和彈簧力共同實現(xiàn)收縮和伸展運動，故采用一個二位二通的電磁換向閥即可實現(xiàn)進油回油。由于實現(xiàn)運動的液壓力較小，所以在連接主油路時應該加減壓閥以實現(xiàn)降壓。壓力控制回路在泵的出口并聯(lián)一先導式溢流閥，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。 4.2.2組成液壓系統(tǒng)在回路初步選定的基礎上，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）設置一過濾器；出口設一壓力表及壓力表開關，以便觀測泵的壓力。經(jīng)整理的液壓系統(tǒng)如下圖3.1所示：圖4.1 液壓系統(tǒng)圖4.3液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件 4.3.1液壓缸主要尺寸的確定初選工作壓力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)參閱文獻2表23.4-2和表23.4-3，初選液壓缸工作壓力為2.5Mpa 。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9012.54N，由文獻2表23.4-4取背壓力=0.5Mpa，按表23.4-6和24.4-5取，按文獻2公式23.4-18 得 式(4.1)由文獻2表23.4-7，將液壓缸內(nèi)徑圓整為標準系列直徑D=80mm。 由文獻2表23.4-8，將液壓缸活塞缸直徑圓整為標準系列直徑d=45mm。 計算拉（推）爪缸的內(nèi)徑 因為礦車車輪軸承為圓錐滾子軸承，軸承代號為7300，其外圈內(nèi)直徑約為88cm，考慮到拆卸的剛度、拉（推）爪缸壁的厚度、拉（推）爪缸的裝配等問題， 現(xiàn)根據(jù)文獻2表23.4-7液壓缸內(nèi)徑系列，選取內(nèi)徑D=50mm 按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度由文獻5公式2-4可得 式(4.2)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/min。本設計中節(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選液壓有桿腔的實際面積，即可見上述不等式能滿足，液壓缸能達到所需的低速。計算在各工作階段液壓缸所需要的流量 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 式(4.3)式中：液壓泵最大工作壓力 執(zhí)行元件最大工作壓力 進油管路中的壓力損失，初算簡單系統(tǒng)可取0.2 0.5Mpa，復雜系統(tǒng)取0.5 1.5Mpa，本設計取0.5Mpa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。中低系統(tǒng)取小值，高壓系統(tǒng)取大值。在本設計中取2）泵流量的確定液壓泵的最大流量應為 式(4.4)式中： 液壓泵的最大流量； 同時動作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值。如果這時溢流閥正進行工作，尚需加溢流閥的最小流量23L/min系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取=1.1 1.3，現(xiàn)取=1.2所以 3）選擇液壓泵的的規(guī)格 根據(jù)以上算得的和，再查閱有關手冊，現(xiàn)選用型齒輪泵，該泵的基本參數(shù)為：每轉排量，泵的額定壓力，電動機轉速，驅(qū)動功率為0.21KW，總效率為0.7，重量為2.8Kg 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，拉爪缸的負載也遠小于工進、工退，所以其功率也都小于工進、工退時的功率。因此，現(xiàn)只需計算工進、工退的功率即可。工進、工退時外負載都為9012.54N，進油路的壓力損失定為0.3Mpa，由文獻5公式1-4可得 式(4.5) 式(4.6)由文獻5公式1-6得 式(4.7) 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Y90S-4型電動機，其額定功率為1.1KW，額定轉速為1400r/min 。4.3.2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)定流量應滿足執(zhí)行機構最低穩(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)格如下表4.1所列：4.3.3確定液壓油液 根據(jù)所選用的液壓泵類型，由文獻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150cst=1.5，油的密度為920。表4.1 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Mpa1濾油器XU-A1680J1212液壓泵6.33壓力表開關K-3B6.34壓力表Y-60測壓范圍(010)5溢流閥Y-25B256.36二位二通電磁閥22D-10BH6.36.37單向閥I-25B6.3258三位四通電磁閥34D-25B6.3259節(jié)流閥L-D6B9.41010二位三通電磁閥23D-25B6.32512蓄能器1013減壓閥J-D6B 10調(diào)壓范圍(0.69)14二位二通電磁閥22D-10BH6.36.34.4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。4.4.1 壓力損失的驗算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： 式(4.8)管道雷諾數(shù)為： 式(4.9)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) 式(4.10)進油管道BC的沿程壓力損失為 式(4.11)式中 液壓油管的內(nèi)徑，根據(jù)說明書液壓輔助元件的設計可知d為6mm； 液壓油的密度。查產(chǎn)品樣本可知換向閥34D-25B的壓力損失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 式(4.12) 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 回油管道的沿程壓力損失為： 式(4.13)查產(chǎn)品樣本知換向閥23D-25B的壓力損失，換向閥34D-25的壓力損失，節(jié)流閥L-D6B的壓力損失為?；赜吐返目倝毫p失為： 變量泵出口處的壓力 式(4.14)式中：液壓缸的效率，取0.95； 為無桿腔的面積； 為有桿腔的面積。所以 =2.94Mpa由于快進和拉爪伸縮兩個階段的外負載較小，故其損失驗算從略。 上述驗算表明，無需修改原設計。4.4.2 系統(tǒng)溫升的驗算液壓系統(tǒng)在整個循環(huán)中，快進、拉爪伸縮的過程時間很短，工進、工退的速度一樣，時間較長，占整個循環(huán)時間的%90以上，所以系統(tǒng)溫升可概略用工進時的數(shù)值來代表。工進時，v=6cm/min則此時泵的效率為0.1，泵的出口壓力為2.94Mpa，則有 式(4.15) 式(4.16)此時的功率損失為：可見在工進時，功率損失為0.057Kw。假定系統(tǒng)的散熱狀況一般，取，油箱的散熱面積A為： 式(4.17)式中 V液壓油箱的容量，根據(jù)說明書液壓油箱的設計可得V=40L系統(tǒng)溫升為：此溫升滿足了許用溫升的要求。5 液壓缸的設計根據(jù)選定的工作壓力和材料進行液壓缸的結構設計、參數(shù)計算，如缸體壁厚，缸蓋結構，密封形式，排氣與緩沖裝置等。5.1主液壓缸的總體設計5.1.1主液壓缸的結構設計根據(jù)主缸的總體設計要求，按文獻2表23.6-39選擇液壓缸類型為：雙作用液壓缸緩沖式；根據(jù)機構的結構要求，按文獻2表23.6-40選擇液壓缸的安裝方式為：尾部法蘭型。液壓缸的主要性能參數(shù)和主要尺寸前面已確定。5.1.2主液壓缸的參數(shù)計算缸筒壁厚的計算由于該系統(tǒng)為中低壓系統(tǒng)，按公式計算所得的液壓缸厚度往往很小，使缸體的剛度往往很不夠，如在切削過程中變形、安裝變形等引起液壓缸工作過程卡死或漏油。因此一般不作公式計算，按經(jīng)驗選取，然后按以下公式進行校核。 式(5.1)式中 液壓缸缸筒的厚度； 試驗壓力（Mpa），當工作壓力時，；工作壓力時，； D液壓缸內(nèi)徑（m）； 缸體的許用應力（Mpa）； 式(5.2)式中：缸體材料的抗拉強度（Mpa） 安全系數(shù)，一般取n=5 由文獻2表23.6-59工程機械液壓缸外徑系列，根據(jù)內(nèi)徑為80mm，取外徑為95mm，則厚度=7.5mm，同時按表備注選取液壓缸體為無縫鋼管材料為20鋼。由文獻10表1-4得20鋼的抗拉強度為=420Mpa 所以 式(5.3)由于上不等式成立，故所選壁厚滿足要求。（2）、液壓缸油口直徑的計算 由文獻2公式23.6-26 得 式(5.4)式中 液壓缸油口直徑（m）； 液壓缸內(nèi)徑（m）； 液壓缸最大輸出速度（m/min）； 油口液流速度（m/s）。所以 以上結果，現(xiàn)圓整取=11mm根據(jù)油缸的整體設計，將液壓缸進、出油口分別設計在缸底和缸頭上，同時進、出口連接形式采用螺孔聯(lián)接，由文獻5表6-1，選取油口安裝尺寸為M18X1.5。缸底、缸蓋厚度計算 一般液壓缸為平底缸，當缸底要設計油孔時，由文獻2公式23.6-28得 式(5.5)式中 h缸底厚度（m）； D液壓缸內(nèi)徑（m）； 試驗壓力，當工作壓力時，；缸底材料的許用應力（Mpa）； 缸底孔直徑（m）。 根據(jù)文獻2第二十三篇第六章2.3.2敘述，選取缸底材料為鑄鋼ZG230-450。由文獻10表1-4得鑄鋼ZG230-450的抗拉強度為=450Mpa ，再根據(jù)手冊取安全系數(shù)n為5，故其 考慮到缸底還設有緩沖裝置、進油口、排氣閥、連接螺栓孔，所以設計缸頭法蘭厚度為70mm。由于在液壓缸缸蓋上有活塞桿導向孔，因此其厚度的計算方法與缸底略有所不同。但考慮到缸蓋在缸頭之后，只起到固定導向套、密封圈、防塵圈的作用，其所受的壓力比缸底的小得多，在此為了簡化計算，與缸底有計算方法一致，同時考慮到密封圈、防塵圈的尺寸，取缸頭法蘭的厚度H=20mm。 缸頭厚度計算對于缸頭，選用螺栓連接式法蘭，同時選用材料鑄鋼ZG230-450。由文獻2公式23.6-28 得 式(5.6) 式中 h法蘭厚度（m）；缸底材料的許用應力（Mpa），由文獻10表1-4得鑄鋼ZG230-450的抗拉強度為=450Mpa，再根據(jù)手冊取安全系數(shù)n為5，故其；螺栓孔分布圓直徑（m），根據(jù)液壓缸外徑為95mm和選用的M10螺栓的螺帽最大半徑為9mm，現(xiàn)取螺栓孔分布圓直徑為=115mm。密封環(huán)平均直徑， ； F法蘭受力總和（N）； 式(5.7) d密封環(huán)內(nèi)徑（m），由于只采用了一個O型密封圈密封，故取密封環(huán)內(nèi)徑為液壓缸內(nèi)徑d=80mm； 密封環(huán)外徑（m），取缸頭外徑為135mm； P系統(tǒng)工作壓力； q附加密封力（pa），由于采用的是金屬材料密封，故取q值為其材料屈服點，為230M pa。 所以 綜合考慮到缸頭還設有排氣閥、緩沖裝置和導向套，根據(jù)后面的設計可得緩沖裝置長度C為20mm，導向套長度為48mm，所以設計缸頭法蘭厚度為70mm。最小導向長度的計算 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到的距離H稱為最小導向長度。如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度（間隙引起的撓度）增大，影響液壓缸的的穩(wěn)定性。因此 ，設計時必須保證有一定的最小導向長度。 對一般的液壓缸，最小導向長度H應滿足以下要求 式(5.8)式中 L液壓缸的最大行程； D液壓缸的內(nèi)徑。所以 活塞的寬度B一般取，根據(jù)實際需要，現(xiàn)取圓整取B=65mm；導向套支承面長度，根據(jù)液壓缸的內(nèi)徑D和液壓缸蓋孔來共同確定。當時，取；當時，取根據(jù)實際需要，現(xiàn)取另外考慮到該液壓缸端蓋處還采用了緩沖裝置，從而增加了導向長度。根據(jù)緩沖裝置的設計可知緩沖裝置長度C為10mm。根據(jù)最小導向長度的定義得 式(5.9)所以完全能滿足最小導向長度的要求。缸體長度的確定液壓缸缸體的內(nèi)部長度應等于活塞的行程和活塞寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端蓋的厚度，同時液壓缸缸體的長度不應大于內(nèi)徑的2030倍。所以缸體內(nèi)部長度為： 缸體外形長度為： 式(5.10) 液壓缸長度遠遠小于缸體內(nèi)徑的2030倍，因此滿足設計要求。5.2主液壓缸活塞的設計由于活塞在液體壓力的作用下沿缸筒往復滑動，因此，它與缸筒的配合應適當，既不能過緊，也不能間隙過大。配合過緊，不僅使最低啟動壓力增大，降低機械效率，而且容易損壞缸筒和活塞的滑動配合表面；間隙過大，會引起液壓缸內(nèi)部泄漏，降低容積效率，使液壓缸達不到要求的設計性能。5.2.1活塞行程的確定因為所拆卸的車輪總厚度為118mm，再考慮到拉（推）爪缸長度、機械結構中容腔縫隙、鋼板厚度等因素，現(xiàn)由文獻2236-35液壓缸活塞第一行程系列選取活塞行程為250mm。5.2.2活塞的結構形式根據(jù)密封裝置的形式來選用活塞的結構形式（密封裝置則按工作條件選 定）。通常分為整體活塞和組合活塞兩類。整體活塞在活塞周圍上下開溝槽，安裝密封圈，結構簡單，但給活塞的加工帶來難度，密封圈安裝時也容易拉傷和扭曲。組合式活塞結構多樣，主要受密封型式?jīng)Q定。組合式活塞大多數(shù)可以多次拆裝，密封件使用壽命長。隨著耐磨的導向套環(huán)的大量使用，多數(shù)密封圈與導向套環(huán)聯(lián)合使用，大大降低了活塞的加工成本。所以在該設計中選用組合式活塞。5.2.3.活塞與活塞桿的連接液壓缸的活塞與活塞桿的連接方式有很多種型式，所有型式均需要鎖緊措施，以防止工作時由于往復運動而松開，同時在活塞與活塞桿之間需要設置靜密封。油缸在一般的工作條件下，活塞與活塞桿的連接采用螺紋連接，但當油缸工作壓力較大、工作機械振動較大時，采用半環(huán)連接。根據(jù)具體情況，也有把活塞與活塞桿做成一個整體。所以根據(jù)系統(tǒng)工作條件選用采用螺母型螺紋連接方式，同時采用銷釘鎖緊方式，如下圖5.1所示： 圖5.1 活塞與活塞桿的連接圖根據(jù)后面液壓元件的設計中密封件的設計，活塞與活塞桿的密封選用O型密封圈密封。見圖5.2 圖5.2 O型密封圈由文獻2表23.8-110至表23.8-113選，根據(jù)表23.8-111查得，溝槽寬度b=4.8mm，槽底圓角半徑R1=0.6mm，溝槽深度h=2.85mm。5.2.4活塞材料無導向套環(huán)活塞：用高強度鑄鐵HT200300或墨鑄鐵。有導向套環(huán)活塞：用優(yōu)質(zhì)碳素鋼20號、35號及45號。因在設計為有導向環(huán)活塞，故選用45號鋼。5.2.5活塞尺寸及加工公差 活塞寬度一般為活塞外徑的0.61.0倍，根據(jù)設計要求取=64mm活塞外徑的配合一般采用f9，外徑對內(nèi)孔的同軸度公差不大于0.02mm，端面與軸線的垂直度公差不大于0.04mm/100mm，外表面的圓度和圓柱度一般不大于外徑公差之差，表面粗糙度結構型式不同而異。圓整取=65f9mm 5.3主液壓缸活塞桿的設計5.3.1活塞桿結構活塞桿要通過螺紋連接拉(推)爪缸，且其傳遞的拉(推)力也較大，所以選用實心活塞桿?；钊麠U的外端頭部與拉(推)爪缸螺紋連接，同時活塞桿的外端頭部還要設計拉(推)爪缸進出油口和行程開關用螺釘，為了適應液壓缸的安裝要求，提高作用效率，根據(jù)載荷的具體情況，設計活塞桿結構草圖如下圖5.3 圖5.3 活塞桿結構圖活塞桿兩頭螺紋根據(jù)設計要求和由文獻12附表2.5分別選用M25和M32。5.3.2活塞桿的材料和技術要求 由文獻223-181敘述選用45號鋼，需要淬火，淬火深度為0.51mm。活塞桿要在導向套中滑動，一般采用H8/h7。太緊了，摩擦力大，太松了，容易引起卡滯現(xiàn)象和單邊磨損，其圓度和圓柱度公差不大于直徑公差之半。安裝活塞的軸頸與外圓的同軸度公差不大于0.01mm，取0.01mm?；钊麠U的外圓粗糙度Ra取1.6，活塞桿內(nèi)端的卡環(huán)槽、螺紋和緩沖柱塞也要保證與軸線同心。5.3.3活塞桿的強度計算由文獻22.4.6驗算活塞桿直徑： 式(5.11)式中 d活塞桿直徑；F液壓缸負載；空心活塞桿孔徑，實心桿取=0；活塞桿材料的許用應力，由文獻10表1-4，45鋼為610Mpa ,取n=5，=Mpa。所以 = =15.7mm 前面計算得活塞桿直徑d=45>15.7mm，滿足設計要求。5.3.4活塞桿穩(wěn)定性驗算當液壓缸支承長度，即活塞桿桿直徑d與活塞桿長度L之比大于10（L/d>10）時，需要驗算活塞桿彎曲穩(wěn)定性?；钊麠U長度大約為行程約為液壓缸外形長度，即取L=435mm則所以活塞桿穩(wěn)定性不需要驗算。5.3.5活塞桿的導向套、密封和防塵結構活塞導向套裝在液壓缸的有桿側缸頭內(nèi)，用以對活塞進行導向，同時導向套旁還應裝有密封裝置以保證缸筒有桿腔的密封。內(nèi)應裝密封圈，以防泄漏，外側應裝防塵圈，以防止活塞桿在后退時把雜質(zhì)、灰塵及水分帶到密封裝置處，損壞密封裝置。當導向套采用非耐磨材料時，其內(nèi)圈還可以裝設導向環(huán)，用作活塞的導向。導向套的典型結構型式有軸套式和端蓋式。選用軸套式導向套，如下圖5.4。導向套的材料根據(jù)文獻2采用金屬導向套，選用摩擦系數(shù)小、耐磨性好的青銅材料制作。導向套的長度的確定圖5.4 活塞桿的導向、密封、防塵結構圖1）導向套的尺寸配置導向套的主要尺寸是支承長度，按活塞桿直徑、導向套的型式、導向套材料的承壓能力、可能遇到的最大側向負載等因素來考慮。導向套的長度已由前面算出為L1=48mm.2）加工要求導向套外圓與端蓋內(nèi)徑的配合取H8/f7，內(nèi)孔與活塞桿外圓的配合取H9/f9。外圓與內(nèi)孔的同軸度公差不大于0.03mm，取0.02mm。圓度和圓柱度公不大于直徑公差之半，內(nèi)孔中的環(huán)形油槽和直油槽要淺而寬，以保證良好的潤滑。5.4液壓缸緩沖裝置的設計5.4.1緩沖裝置作用當液壓缸驅(qū)動工作機構的質(zhì)量較大，并作快速往復運動時，所具有的動量很大。由于慣性往往會使活塞到達終點時與端蓋發(fā)生機械碰撞，產(chǎn)生很大的沖擊和噪音，嚴重影響機械精度，甚至引起破壞性事故，為此在高速、高精度及大型的液壓設備中常常需要采取緩沖措施。緩沖裝置一般是利用對油液的節(jié)流原理來實現(xiàn)的。利用活塞將要達到行程終點時，使回油腔的回油阻力增大，活塞在回油腔受到較大的反壓力，從而減緩了活塞運動時的速度，達到避免撞擊缸蓋的目的。5.4.2緩沖裝置結構緩沖裝置的形式很多，常用的有間隙緩沖和閥式緩沖兩種。間隙緩沖 間隙緩沖裝置是利用活塞頂端的凸臺和缸蓋上的凹槽夠成的，其縫隙大小和緩沖力是不可調(diào)節(jié)的。當活塞運動到靠近缸蓋時，凸合逐漸進入凹槽，將存于凹槽中的油液經(jīng)凸臺與凹槽間的間隙逐漸擠出，凹槽由于內(nèi)部油液受到擠壓，產(chǎn)生反壓力，活塞受到這個壓力的作用，使運動速度減慢下來。間隙緩沖裝置的緩沖效果與間隙的大小有關，間隙過大起不到緩沖作用；間隙過小則緩沖時間太長，效果也不好。一般根據(jù)經(jīng)驗確定，通常取間隙 閥式緩沖這種緩沖裝置的特點是在液壓缸的兩端裝上單向閥和節(jié)流閥。如圖5.5所示。當活塞運行到行程末端接近缸蓋時，將缸蓋的回油道堵死，這時活塞凸臺與缸蓋間的油液只有經(jīng)缸蓋上的節(jié)流閥流回油箱，由于節(jié)流閥的阻尼作用，使活塞緩慢地接近缸蓋，避免了撞擊。并且改變節(jié)流閥開口大小就可改變緩沖作用的大小。 圖5.5 閥式緩沖緩沖裝置結構原理圖在該設計中，活塞的運動速度不大，動力部件的質(zhì)量較小，慣性就小，且液壓系統(tǒng)還設計了蓄能器吸