矿车车轮轴承外圈拆卸机设计说明

1、 . . . 毕业设计（论文）-矿车车轮轴承外圈拆卸机设计 学院本科毕业设计矿车车轮轴承外圈拆卸机设计学生 袁国洪 学生学号 3 院 系 机电工程学院 年级专业03机械设计制造与其自动化指导教师 光春 高级工程师 助理指导教师 二七年六月摘 要矿车车轮轴承外圈拆卸机是针对拆卸矿车车轮锥轴承外圈的专用机械设备目前我国很多矿厂还采用原始的大锤敲击的方法来拆卸轴承外圈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我国矿厂实际生产的需要各矿厂经常因损坏的矿车不能与时被修好而影响生产因此设计矿车车轮轴承外圈拆卸机具有重要的意义设计中着重进行了液压系统的设计拉 推 爪的结构设计拆卸机机架的设计同时

2、对液压系统拉推爪机架进行了必要的校核进而实现了拆卸轴承外圈的功能关键词 拆卸机结构设计液压系统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 prim

3、itive 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 cann

4、ot promptly fix affects the productionTherefore 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 machiner

5、ack design simultaneously to the hydraulic system pulled thefingernail the rack has carried on the essential examination thenhas realized the disassemblage bearing addendum circle functionKeywords disassemblage machine structure design hydraulic system目 录摘 要ABSTRACT1 绪论111 现状调查 112 拆卸机设计的意义12 方案设计32

6、1 装配图的分析322 方案设计33 拆卸力的计算531 计算最大过盈量532 计算拆卸力5com件不产生塑性变形所允许的最大压强5com件不产生塑性变形所允许的最大过盈5com大拆卸力64 液压系统的设计741 技术要求与工况分析742 拟定液压系统原理图7com压回路7com压系统843 液压系统的计算和选择液压元件9com主要尺寸的确定9com压元件11com压油液1144 液压系统的验算12com失的验算12com升的验算145 液压缸的设计1651 主液压缸的总体设计16com缸的结构设计16com缸的参数计算1652 主液压缸活塞的设计20com程的确定20com结构形式20com

7、活塞与活塞杆的连接21com料22com寸与加工公差2253 主液压缸活塞杆的设计22com结构22com的材料和技术要求22com的强度计算23com稳定性验算23com的导向套密封和防尘2354 液压缸缓冲装置的设计24com置作用24com置结构2555 液压缸排气阀的设计25com作用25com结构2656 拉推爪缸的设计26com推爪的结构设计26com推爪缸的主要参数计算30com推爪缸弹簧的设计32com推爪缸总长度的计算35 拉 推 爪强度校验356 液压辅助元件的设计3861 管道的设计38com型的选择38com外径的确定38com的确定3962 蓄能器的设计39com的类

8、型选择39 蓄能器型号选择4063 密封件的设计41 密封件要求41com类型选择427 液压站的设计4771 液压站方案的确定4772 液压控制装置方案的确定4773 液压集成块的设计48com成块单元回路图48com的设计4974 液压动力源装置的设计5075 液压油箱的设计52com箱的用途52com箱设计要点52 液压油箱的结构53com压油箱容积5376 电路自动控制的设计54com动作顺序设计54 控制电路的设计5477 液压站总图的设计和绘制558 拆卸机机架的设计5681 结构设计5682焊缝强度的验算579 结论59参考文献60致611 绪论11现状调查 通过对我国矿车运行情

9、况的调查我们发现因矿车是矿井上下设备物料运输的主要工具故其载重大使用频繁高再加上矿车运行环境差从而使矿车使用过程中故障频繁尤其是其行走车轮部分占矿车故障总数的80以上直接影响到我国矿厂的日常生产因此更换与维修矿车行走轮部分已成为我国矿车维修工作中的一项重要工作容要更换矿车轮必须先拆掉矿车轮对再拆掉矿车轮轴承外圈在该设计中就是要设计一套拆卸轴承外圈专用的机械设备由于矿车轮轴承外圈与轮毂之间是过渡配合同时轴承外圈和车轮之间还有锈迹所以拆除并不是一件很容易的事多年来我国很多矿厂一直采用原始的大锤敲击的方法故一直存在着如下缺点劳动强度大拆卸非常吃力工作效率低废品率高因大锤敲打很难掌握力度与平衡故损坏备

10、件较多12拆卸机设计的意义在竞争激烈的当今社会这种原始的拆卸方法已不能满足我国矿厂实际生产的需要特别是在我国矿业现代化发展在背景下为增加效益各矿厂已加大了对产品规模的扩大在这种情况下维修矿车行走轮部分越来越显得力不从心甚至经常因为损坏的矿车不能与时被修好而影响生产因此设计并加工一套矿车车轮轴承外实拆卸机具有重要的意义经济效益根据对矿厂的调查一个中等规模的矿厂一年中因行走车轮部分报废的车辆就达500余辆之多而此时报废的车轮轮对就达1000余对如购置新轮对一个轮对800元就需要费用80万余元而如果采用机械设备维修加更换零部件和劳动力成本一个轮对约需要100元需要费用仅8万元这样就可以节约成本72万

11、元因此采用机械设备维修能给矿厂带来巨大的经济效益提高生产率目前随着各矿厂规模的扩大因损坏的矿车不能与时被修好而影响生产的情况越来越多据生产现场调查一个工人用大锤敲击的方法拆卸一个车轮至少需要15分钟一个小时能拆卸4个车轮一天8小时全工作也只能拆卸32个车轮即拆卸16个轮对显然这种拆卸效率太低但如果采用专用机械设备拆卸一个工人拆卸一个矿车车轮的轴承外圈包括装卸时间将会不超过3分钟至少是大锤敲击效率的5倍这样不仅提高拆卸效率同时还节约了大量的劳动力成本减轻工人劳动强度拆卸一个车轮轴承外圈需要工人用力均匀敲打车轮好几十下不仅劳动强度之大而且工人敲打技术要求还很高而采用成套专用机械设备只需工人操作按钮

12、大大减轻劳动强度一般人均可操作 保证质量采用大锤敲打很多时候因工人掌握力度不均引起车轮受力不平衡而损坏此时损坏的车轮是彻底的报废只能更换新的车轮而采用专用机械设备维修将使报废率为零因为专用机械设备不可能因受力不均而损坏车轮 2 方案设计21装配图的分析矿车车轮装配图是由矿厂提供它主要由轮对轮轴锥轴承轮盖毡圈等一些密封辅助元件共同装配而成该设计是针对拆卸废旧车轮的轴承外圈故在此只分析轴承外圈和车轮的装配情况其尺寸结构如下图21所示图21 车轮与轴承外圈装配图由上图可知轴承外圈与轮壳的装配装配尺寸为100K7h7轴承外圈最小径为88mm最大径为116mm轴承档圈的厚度和径分别为20mm100mm车

13、轮总厚度为118mm最大外径为350mm22方案设计要拆卸掉如图21所示的轴承外圈有多种传动方案常用的有机械传动气压传动液压传动等方案机械传动是通过齿轮齿条蜗杆蜗轮带链条杆杠等机械零件进行传动它是发展最早而且应用最普遍的一种传动形式它具有传动准确可靠操作简单机构直观易掌握负荷变化对传动比影响小与受环境影响小的优点但对自动控制的情况单纯靠机械传动来完成就显得结构复杂而笨重而且远距离操作困难操作力大安装位置变化的自由度小等缺点因此在许多场合逐步被其它传动方式所取代气压传动以压缩空气为传动介质可通过调节气量很容易地实现无级变速同时有传递与变换信号方便反应快构造简单等优点而且空气取之于大气所以气源价格

14、低廉泄漏也可以直接放入大气不会引起污染空气粘度小故管道压力损失小流速大而且可获高速运动但气压传动的致命弱点是空气压缩大无法获得均匀的而稳定的速度此外为减少泄漏提高效率气动系统的压力不能太高一般只有0708MPa这使其不能应用于大功率场合液压传动是用液体作为介质来传递能量的液压传动与上述三种传动来比较有以下一些优点易于获得较大的力或力矩功率重量比大易于实现往复运动易于实现较大围的无级变速传递运动平稳可实现快速而且无冲击的变速和换向与机械传动相比易于布局的操纵易于防止过载事故自动润滑元件寿命较长易于实现标准化系列化缺点易出现泄漏油的粘度随温度变化引起工作机构运动不稳定空气渗入液压油后会引起爬行振动

15、噪声用矿物油作液压介质时有燃烧危险应注意防火矿物油与空气接触会发生氧化使油变质必须定期换油液压件的零件加工质量要求较高通过实际的现场考察综合以上各方案的优缺点现选用液压传动3 拆卸力的计算31计算最大过盈量根据轴承与车轮的装配图可知轴承外圈与轮壳的配合是所以最大过盈量32计算拆卸力com件不产生塑性变形所允许的最大压强由文献1表64-2得计算允许的最大压强的公式为包容件 式31 被包容件 式32式中d配合直径被包容件径为包容件外径由文献11可得铸钢ZG270500的屈服强度为为270Mpa由文献11可得轴承外圈轴承钢的屈服强度为为1670Mpa所以包容件 被包容件 com件不产生塑性变形所允许

16、的最大过盈由文献1表64-2按以下公式计算 式33式中 零件不产生塑性变形所允许的最大过盈零件不失效所允许的最大压强取上面二值中小者E材料的弹性模量由文献1表6 4-4取铸钢和轴承钢的弹性模量为C为简化计算而引用的系数由文献1表6 4-4取铸钢和轴承钢的泊松比为则 式34 式35所以com大拆卸力由文献1表64-2按以下公式计算 式36式中L为配合长度最大过盈的配合面压强为 式37 由文献1表64-3取钢与铸钢摩擦因数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 式381技术要求与工况分析根据前面的方案设计矿车车轮轴承外圈拆卸机拟采用尾部固定的液压缸驱动拉推爪同时拉推爪的收

17、缩伸展也采用液压缸来控制进而完成拆卸的运动拉推爪的运动由液压和电气配合实现自动循环其循环要求为快进拉爪伸展工进工退拉爪收缩根据实际生产要求分析取主液压缸快进速度为7mms工进和工退速度为1mms拉推爪缸的活塞移动速度为7mms主液压缸快进时所受外负载即为拉爪自身的惯性力在此相对较小可以忽略不计快进工退的外负载即为拆卸力在此根据前面计算结果为901254N拉推爪缸的外负载即为弹簧产生的弹簧力42拟定液压系统原理图 com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低流量较大且持续时间较短而系统在工进工退阶段负载压力较高流量较小持续时间长同时考虑到在拉推的过程中负载变化所引起的运

18、动波动较大为此采用回油节流调速并在油路中增设畜能器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拉推爪的定位精度同时考虑到系统压力流量不是很大拉推爪换向过渡位置不应出现液压冲击等因素选用三位四通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拉推爪缸控制回路与控制由于拉推爪是用液压力和弹簧力共同实现收缩和伸展运动故采用一个二

19、位二通的电磁换向阀即可实现进油回油由于实现运动的液压力较小所以在连接主油路时应该加减压阀以实现降压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 com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与压力表开关以便观测泵的压力经整理的液压系统如下图31所示图41 液压系统图43液压系统的计算和选择液压元件 com主要尺寸的确定初选工作压力P工作压力P可根据负载的大小与机器的类型

20、来初步确定现参阅文献2表234-2和表234-3初选液压缸工作压力为25Mpa 计算主液压缸径D和活塞杆的直径d由工况分析得液压缸最大负载为901254N由文献2表234-4取背压力 05Mpa按表234-6和244-5取按文献2公式234-18 得 式 41 由文献2表234-7将液压缸径圆整为标准系列直径D 80mm由文献2表234-8将液压缸活塞缸直径圆整为标准系列直径d 45mm计算拉推爪缸的径 因为矿车车轮轴承为圆锥滚子轴承轴承代号为7300其外圈直径约为88cm考虑到拆卸的刚度拉推爪缸壁的厚度拉推爪缸的装配等问题 现根据文献2表234-7液压缸径系列选取径D 50mm按最低工进速度

21、验算液压缸的最小稳定速度由文献5公式2-4可得 式 42 式中 是由产品样本查得GE系列节流阀的最小稳定速度为005Lmin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杆腔的实际面积即可见上述不等式能满足液压缸能达到所需的低速计算在各工作阶段液压缸所需要的流量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 式 43 式中液压泵最大工作压力 执行元件最大工作压力 进油管路中的压力损失初算简单系统可取02 05Mpa复杂系统取05 15Mpa本设计取05Mpa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

22、渡阶段出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统取大值在本设计中取2泵流量的确定液压泵的最大流量应为 式 44 式中 液压泵的最大流量 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流阀正进行工作尚需加溢流阀的最小流量23Lmin系统泄漏系数一般取 11 13现取 12所以 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型齿轮泵该泵的基本参数为每转排量泵的额定压力电动机转速驱动功率为021KW总效率为07重量为28Kg 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

23、格的依据因为快进时的外负载约为零拉爪缸的负载也远小于工进工退所以其功率也都小于工进工退时的功率因此现只需计算工进工退的功率即可工进工退时外负载都为901254N进油路的压力损失定为03Mpa由文献5公式1-4可得 式 45 式 46 由文献5公式1-6得 式 47 式中 为液压泵的效率为07查阅电动机产品样本现选用Y90S-4型电动机其额定功率为11KW额定转速为1400rmin com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下表41所列com压

24、油液 根据所选用的液压泵类型由文献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150cst 15油的密度为920表41 液压元件明细表序号元件名称型号规格额定流量Lmin额定压力Mpa1滤油器XU-A1680J1212液压泵633压力表开关K-3B634压力表Y-60测压围 010 5溢流阀Y-25B25636二位二通电磁阀22D-10BH63637单向阀I-25B63258三位四通电磁阀34D-25B63259节流阀L-D6B941010二位三通电磁阀23D-25B632512蓄能器1013减压阀J-D6B 10调压围 069 14二位二通电

25、磁阀22D-10BH636344液压系统的验算已知该液压系统中吸油管径为15mm其余管道为6mm各段长度分别为AB 03mAC 17mAD 17mDE 2m 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042mmin进给时的最大流量为则液压油在管的流速为 式 48 管道雷诺数为 式 49 由于 2300可见油液在管道流态为层流所以其沿程阻力系数 式 410 进油管道BC的沿程压力损失为 式 411 式中 液压油管的径根据说明书液压辅助元件的设计可知d为6mm 液压油的密度查产品样本可知换向阀34D-25B的压力损失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

26、失为 式 412 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 回油管道的沿程压力损失为 式 413 查产品样本知换向阀23D-25B的压力损失换向阀34D-25的压力损失节流阀L-D6B的压力损失为回油路的总压力损失为变量泵出口处的压力 式 414 式中液压缸的效率取095 为无杆腔的面积 为有杆腔的面积所以 294Mpa由于快进和拉爪伸缩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 系统温升的验算液压系统在整个循环中快进拉爪伸缩的过程时间很短工进工退的速度一样时间较长占整个循

27、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 6cmmin则此时泵的效率为01泵的出口压力为294Mpa则有 式 415 式 416 此时的功率损失为可见在工进时功率损失为0057Kw假定系统的散热状况一般取油箱的散热面积A为 式 417 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 40L系统温升为此温升满足了许用温升的要求5 液压缸的设计根据选定的工作压力和材料进行液压缸的结构设计参数计算如缸体壁厚缸盖结构密封形式排气与缓冲装置等51主液压缸的总体设计com缸的结构设计根据主缸的总体设计要求按文献2表236-39选择液压缸类型为双作用液压缸缓冲式根据机构的结构要求

28、按文献2表236-40选择液压缸的安装方式为尾部法兰型液压缸的主要性能参数和主要尺寸前面已确定com缸的参数计算缸筒壁厚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以下公式进行校核 式 51 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时 D液压缸径m 缸体的许用应力Mpa 式 52 式中缸体材料的抗拉强度Mpa 安全系数一般取n 5 由文献2表236-59工程机械液压缸外径系列根据径为80mm取外径为95mm则厚度 75mm同时按表备注选取液压缸体

29、为无缝钢管材料为20钢由文献10表1-4得20钢的抗拉强度为 420Mpa 所以 式 53 由于上不等式成立故所选壁厚满足要求2液压缸油口直径的计算 由文献2公式236-26 得 式 54 式中 液压缸油口直径m 液压缸径m 液压缸最大输出速度mmin 油口液流速度ms所以 以上结果现圆整取 11mm根据油缸的整体设计将液压缸进出油口分别设计在缸底和缸头上同时进出口连接形式采用螺孔联接由文献5表6-1选取油口安装尺寸为M18X15缸底缸盖厚度计算 一般液压缸为平底缸当缸底要设计油孔时由文献2公式236-28得 式 55 式中 h缸底厚度m D液压缸径m 试验压力当工作压力时缸底材料的许用应力M

30、pa 缸底孔直径m 根据文献2第二十三篇com选取缸底材料为铸钢ZG230-450由文献10表1-4得铸钢ZG230-450的抗拉强度为 450Mpa 再根据手册取安全系数n为5故其考虑到缸底还设有缓冲装置进油口排气阀连接螺栓孔所以设计缸头法兰厚度为70mm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缸头厚度计算对于缸头选用螺栓连接式法兰同时选用材料铸钢ZG230-450由文献2公式236-28 得

31、 式 56 式中 h法兰厚度m缸底材料的许用应力Mpa由文献10表1-4得铸钢ZG230-450的抗拉强度为 450Mpa再根据手册取安全系数n为5故其螺栓孔分布圆直径m根据液压缸外径为95mm和选用的M10螺栓的螺帽最大半径为9mm现取螺栓孔分布圆直径为 115mm密封环平均直径 F法兰受力总和N 式 57 d密封环径m由于只采用了一个O型密封圈密封故取密封环径为液压缸径d 80mm 密封环外径m取缸头外径为135mm P系统工作压力 q附加密封力pa由于采用的是金属材料密封故取q值为其材料屈服点为230M pa所以 综合考虑到缸头还设有排气阀缓冲装置和导向套根据后面的设计可得缓冲装置长度C

32、为20mm导向套长度为48mm所以设计缸头法兰厚度为70mm最小导向长度的计算 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 式 58 式中 L液压缸的最大行程 D液压缸的径所以 活塞的宽度B一般取根据实际需要现取圆整取B 65mm导向套支承面长度根据液压缸的径D和液压缸盖孔来共同确定当时取当时取根据实际需要现取另外考虑到该液压缸端盖处还采用了缓冲装置从而增加了导向长度根据缓冲装置的设计可知缓冲装置长度

33、C为10mm根据最小导向长度的定义得 式 59 所以完全能满足最小导向长度的要求缸体长度的确定液压缸缸体的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径的2030倍所以缸体部长度为 缸体外形长度为 式 510 液压缸长度远远小于缸体径的2030倍因此满足设计要求52主液压缸活塞的设计由于活塞在液体压力的作用下沿缸筒往复滑动因此它与缸筒的配合应适当既不能过紧也不能间隙过大配合过紧不仅使最低启动压力增大降低机械效率而且容易损坏缸筒和活塞的滑动配合表面间隙过大会引起液压缸部泄漏降低容积效率使液压缸达不到要求的设计性能com程的确定因为所拆卸的车轮

34、总厚度为118mm再考虑到拉推爪缸长度机械结构中容腔缝隙钢板厚度等因素现由文献2236-35液压缸活塞第一行程系列选取活塞行程为250mmcom结构形式根据密封装置的形式来选用活塞的结构形式密封装置则按工作条件选 定通常分为整体活塞和组合活塞两类整体活塞在活塞周围上下开沟槽安装密封圈结构简单但给活塞的加工带来难度密封圈安装时也容易拉伤和扭曲组合式活塞结构多样主要受密封型式决定组合式活塞大多数可以多次拆装密封件使用寿命长随着耐磨的导向套环的大量使用多数密封圈与导向套环联合使用大大降低了活塞的加工成本所以在该设计中选用组合式活塞com活塞与活塞杆的连接液压缸的活塞与活塞杆的连接方式有很多种型式所有

35、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采用螺母型螺纹连接方式同时采用销钉锁紧方式如下图51所示图51 活塞与活塞杆的连接图根据后面液压元件的设计中密封件的设计活塞与活塞杆的密封选用O型密封圈密封见图52 图52 O型密封圈由文献2表238-110至表238-113选根据表238-111查得沟槽宽度b 48mm槽底圆角半径R1 06mm沟槽深度h 285mmcom料无导向套环活塞用高强

36、度铸铁HT200300或墨铸铁有导向套环活塞用优质碳素钢20号35号与45号因在设计为有导向环活塞故选用45号钢com寸与加工公差 活塞宽度一般为活塞外径的0610倍根据设计要求取 64mm活塞外径的配合一般采用f9外径对孔的同轴度公差不大于002mm端面与轴线的垂直度公差不大于004mm100mm外表面的圆度和圆柱度一般不大于外径公差之差表面粗糙度结构型式不同而异圆整取 65f9mm 53主液压缸活塞杆的设计com结构活塞杆要通过螺纹连接拉 推 爪缸且其传递的拉 推 力也较大所以选用实心活塞杆活塞杆的外端头部与拉 推 爪缸螺纹连接同时活塞杆的外端头部还要设计拉 推 爪缸进出油口和行程开关用螺

37、钉为了适应液压缸的安装要求提高作用效率根据载荷的具体情况设计活塞杆结构草图如下图53 图53 活塞杆结构图活塞杆两头螺纹根据设计要求和由文献12附表25分别选用M25和M32com的材料和技术要求 由文献223-181叙述选用45号钢需要淬火淬火深度为051mm活塞杆要在导向套中滑动一般采用H8h7太紧了摩擦力大太松了容易引起卡滞现象和单边磨损其圆度和圆柱度公差不大于直径公差之半安装活塞的轴颈与外圆的同轴度公差不大于001mm取001mm活塞杆的外圆粗糙度Ra取16活塞杆端的卡环槽螺纹和缓冲柱塞也要保证与轴线同心com的强度计算由文献2com塞杆直径 式 511 式中 d活塞杆直径F液压缸负载

38、空心活塞杆孔径实心杆取 0活塞杆材料的许用应力由文献10表1-445钢为610Mpa 取n 5 Mpa所以 157mm 前面计算得活塞杆直径d 45 157mm满足设计要求com稳定性验算当液压缸支承长度即活塞杆杆直径d与活塞杆长度L之比大于10Ld 10时需要验算活塞杆弯曲稳定性活塞杆长度大约为行程约为液压缸外形长度即取L 435mm则所以活塞杆稳定性不需要验算com的导向套密封和防尘结构活塞导向套装在液压缸的有杆侧缸头用以对活塞进行导向同时导向套旁还应装有密封装置以保证缸筒有杆腔的密封应装密封圈以防泄漏外侧应装防尘圈以防止活塞杆在后退时把杂质灰尘与水分带到密封装置处损坏密封装置当导向套采用

39、非耐磨材料时其圈还可以装设导向环用作活塞的导向导向套的典型结构型式有轴套式和端盖式选用轴套式导向套如下图54导向套的材料根据文献2采用金属导向套选用摩擦系数小耐磨性好的青铜材料制作导向套的长度的确定图54 活塞杆的导向密封防尘结构图1导向套的尺寸配置导向套的主要尺寸是支承长度按活塞杆直径导向套的型式导向套材料的承压能力可能遇到的最大侧向负载等因素来考虑导向套的长度已由前面算出为L1 48mm2加工要求导向套外圆与端盖径的配合取H8f7孔与活塞杆外圆的配合取H9f9外圆与孔的同轴度公差不大于003mm取002mm圆度和圆柱度公不大于直径公差之半孔中的环形油槽和直油槽要浅而宽以保证良好的润滑54液

40、压缸缓冲装置的设计com置作用当液压缸驱动工作机构的质量较大并作快速往复运动时所具有的动量很大由于惯性往往会使活塞到达终点时与端盖发生机械碰撞产生很大的冲击和噪音严重影响机械精度甚至引起破坏性事故为此在高速高精度与大型的液压设备中常常需要采取缓冲措施缓冲装置一般是利用对油液的节流原理来实现的利用活塞将要达到行程终点时使回油腔的回油阻力增大活塞在回油腔受到较大的反压力从而减缓了活塞运动时的速度达到避免撞击缸盖的目的com置结构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当活塞运动到靠近缸盖时凸合逐渐进

41、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 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55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55 阀式缓冲缓冲装置结构原理图在该设计中活塞的运动速度不大动力部件的质量较小惯性就小

42、且液压系统还设计了蓄能器吸收冲击鉴于间隙缓冲经济实用且液压缸的加工工艺简单所以通过比较选用间隙缓冲装置由文献5表3-56取间隙为07mm55液压缸排气阀的设计com作用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的空气可在缸的两端各装一只排气塞图56图57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com结构排气阀分为组合式排气阀图56和整体式排气阀图57组合式排气阀阀体与阀针为

43、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 整体式排气阀阀体与阀针合为一体用螺纹与缸筒或缸盖连接靠头部锥面起密封作用排气时拧松螺母缸空气从锥面间隙中挤出并经斜孔派出缸外阀的材料用35或45号碳素钢锥部热处理硬度3844HRC整体排气阀的实结构尺寸如下图57图56 组合式排气阀图57 整体式排气阀因整体式排气阀简单方便所以选用整体式排气阀56拉推爪缸的设计com推爪的结构设计拉爪可以有多种设计常采用的是弹簧拉钩的形式其制作只需用弹簧钢做成大小合适的拉钩形状然后将拉钩连接到主液压缸活塞杆头即可实现拆卸轴承外圈的功能此种设计结构简单但考虑到车轮孔上有两个轴承外圈方向相反若采用此

44、结构则需要拉两次同时还要翻转车轮这样不仅效率低而且又增加了工人的劳动强度在此设计一种利用液压缸来实现拆卸功能的复合拉推爪同时具有拉推拆卸的功能这样不仅可以一个回程就拆卸掉两个轴承外圈效率高还可以减轻工人因翻转车轮的劳动强度其原理是将液压缸活塞的轴向运动转化为拉爪的伸缩的运动然后再增强拉爪的强度即可实现既拉又推的功能为简化液压缸的结构设计活塞在液压力的作用下前进在弹簧的作用下后退并将缸的液压油压回油箱同时活塞的轴向运动转化为拉爪的伸缩的运动可以采用锥面燕尾槽锥面T型槽等结构由于锥面燕尾槽加工较锥面T型槽简单且可以减小整体尺寸因此采用锥面燕尾槽结构综上所述设计拉推爪的结构如下图58所示图58 拉爪

45、结构图根据钢与钢的摩擦系数现选用锥面与水平夹角为15由文献1表11-19得钢与钢的摩擦系数为 015则摩擦角为该机构存在两个移动副一个为小缸活塞与拉爪构成此移动副在活塞前进后退方向可能存在自锁另一个为拉爪和缸筒壁构成此移动副在拉爪移动方向上也可能存在自锁下面就这两个方向对移动副是否存在自锁进行验算在活塞运动方向上对活塞进行受力分析com图59 前进时活塞的受力分析图510 后退时活塞的受力分析因主动力F不处于摩擦角围所以活塞在前进后退时不会自锁在拉爪运动方向上对拉爪进行受力分析com图511 活塞前进时拉爪的受力分析图512 活塞后退时拉爪的受力分析因拉爪在力FR的推动或拉动下将发生倾斜而与缸

46、筒壁在AB两点处接触在该两点处将产生正压力FN1FN2和摩擦力Ff1Ff2根据所有力在水平方向上的投影和应为零的条件有根据所有的力对A点取矩之和应为零的条件有 式 512 式中 LFR对A点的力臂 当活塞前进时L 75-8sin15 543mm 当活塞后退时L 758sin15 957mm所以后退时自锁的可能性更大故取L 957mm 缸筒壁厚根据前面设计可知为16mm 拉爪厚度为15mm因为所以有要使拉爪不发生自锁必须满足下式所以 因为上式条件满足所以活塞在伸缩运动时不会自锁com推爪缸的主要参数计算前面已设计出液压缸径D为50mm将拉推爪缸的斜面机构设计为与竖直方向成再根据轴承外圈径约为88

47、mm和车轮径为100mm将拆卸机拉推爪缸的伸缩行程设计为8mm则要求竖直方向活塞的行程S为 考虑到拉推爪的整体设计取活塞行程为35mm液压缸厚度的设计根据轴承外圈径约为88mm同时考虑到拉推爪缸插入车轮孔应该留一定的间隙故将其外径设计为82mm则厚度为 式 513 选取后还应按以下进行校核 式 514 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时 D液压缸径m 缸体的许用应力Mpa 式中缸体材料的抗拉强度Mpa 安全系数一般取n 5 由文献2选取拉推爪缸缸体也为无缝钢管材料20钢由文献10表1-4得20钢的抗拉强度为 420Mpa 所以由于上不等式成立故所选壁厚远远满足要求液压

48、缸油口直径的计算由文献2按公式236-26得 式 515 式中 液压缸油口直径m 液压缸径m 液压缸最大输出速度mmin 油口液流速度ms所以考虑到采用的油管径为6mm所以取 6mm同时进出口连接形式采用螺孔联接由文献5表6-1选取油口安装尺寸为M10X1拉推爪缸缸底缸盖厚度的计算一般液压缸为平底缸当缸底要设计油孔时由文献2按公式236-28 得 式 516 式中 h缸底厚度m D液压缸径m 试验压力当工作压力时 缸底材料的许用应力Mpa 缸底孔直径m 由文献2第二十三篇com选取缸底材料为铸钢ZG230-450由文献10表1-4得铸钢ZG25的抗拉强度为 450Mpa 故其考虑到要在缸底的螺

49、纹连接强度安装进出油口与密封圈取与缸筒连接的长度为25mm由于拉爪缸缸盖没有活塞孔与缸底结构类似为简化设计采用和缸底一样的计算方法同时考虑到要在缸盖上钻一15mm深的孔来安装弹簧所以取缸盖厚度为25mmcom推爪缸弹簧的设计弹簧负载的计算考虑到弹簧将约有01Mpa背压的液压油压回油箱此时所需的弹力大小为 式 517 同时弹簧还要克服液压缸活塞摩擦阻力做功查阅相关手册取液压缸的摩擦力f为420N则弹簧做功所需的弹力F为根据以上负载选用阀门用油淬火回火烙硅合金弹簧钢丝的冷卷压缩工作弹簧属类载荷工作弹簧初步假设钢丝直径的d 4mm由文献1表71-6查得其抗拉强度再由文献1表71-8查得其许用切向应力为由文献1表71-4查得其切变模量弹簧钢丝直径根据液压缸径的大小和活塞下端部的大小设计弹簧中径D为20mm由钢丝直径d和弹簧中径D计算其旋绕比C为 式 518 由文献1图71-4查得其曲度系数K 13代入文献1公式71-8得 式 519 由