（图纸） 导筒.dwg

（其他） 封面.doc

（图纸） 机械装配图A0.dwg

（其他） 矿车轮对拆卸机设计正文.doc

（其他） 目录.doc

（图纸） 液压缸装配图A1.dwg

（图纸） 液压系统图.dwg

（图纸） 液压站总图A0.dwg

1、选用牌号为的油液，考虑到油的最低温度为，查得时该液压油的运动粘度为.，油的密度为。.液压系统的验算已知该液压系统中吸油管内径为，其余管道为，各段长度分别为.，.，.，。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.，进给时的最大流量为，则液压油在管内的流速为管道雷诺数为由于，可见油液在管道内流态为层流。所以其沿程阻力系数进油管道的沿程压力损失为式中液压油管的内径，根据说明书液压油管的设计可得为液压油的密度查得换向阀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失为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，则回油管道的流量为进油管道的二分之，则回油管道的沿程压力损失为查产品样本知换向阀的压力损失，换向阀的压力损失，节流阀的压力损失为。回油路的总压力损失为变量泵出口处的压力式式中液压缸的效率，取.为无杆腔的面积为有杆腔的面积所以.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。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，占整个循环时间的以上，所以系统温升可概略用工进时的数值来代表。工进时，则此时泵的效率为.，泵的出口压力为.，则有此时的功率损失为可见在工进时，功率损失为.。假定系统的散热状况般，取，油箱的散热面积为式中液压油箱的容量，根据说明书液压油箱的设计可得系统温升为验算表明系统的温升在许可范围内。液压缸的设计.液压缸主要尺寸的确定液压缸工作压力的确定见液压系统的设计。液压缸内径和活塞杆直径的确定见液压系统的设计。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。

2、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过滤器出口设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所示图液压系统图.液压系统的计算和选择液压元件液压缸主要尺寸的确定初选工作压力工作压力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.和表.，初选液压缸工作压力为。计算主液压缸内径和活塞杆的直径由工况分析得液压缸最大负载为，按参考文献表.取背压力.，按表.和.取，按参考文献.公式得式查参考文献表.，将液压缸内径圆整为标准系列直径。查参考文献表.，将液压缸活塞缸直径圆整为标准系列直径。按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度由参考文献公式可得式式中是由产品样本查得系列节流阀的最小稳定速度为.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泵的工作压力的确定考虑到正常工作中进油管路有定的压力损失，所以泵的工作压力为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，复杂系统取，本设计取.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现的动态压力往往超过静态压力。另外考虑到定的压力贮备量，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。在本设计中取泵流量的确定液压泵的最大流量应为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系统泄漏系数，般取，现取.所以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，该泵的基本参。

3、各计算参数由页图查得齿轮的弯曲疲劳强度极限齿条的弯曲疲劳强度极限由页图查得弯曲疲劳寿命系数，计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数.，由下式得计算载荷系数查取齿形系数由页表查得，查取应力校正系数由页表可查得，计算大小齿轮的并加以比较对由上式可得齿条的数值较大。设计计算此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮的模数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的模数.并就近圆整为标准值按接触强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数大齿轮齿数取这样的齿轮传动，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。几何尺寸计算计算分度圆直径计算中心距计算齿轮宽度取。验算，合适。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式中为整个传动系统折算到电机轴上的惯性负载。为电机转子轴的转动惯量为齿轮的转动惯量为齿轮的转动惯量为齿轮的转动惯量为系统工作台质量为工作台的最大移动速率为折算成单轴系统电动机轴角速度各项计算如下已知忽略不计，.齿轮惯性转矩计算公式其中为回转半径为转件的重量滚珠丝杠的惯性矩计算公式最后计算可得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。根据工作台不出。

4、为每转排量，泵的额定压力，电动机转速，驱动功率为.，总效率为.，重量为.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，进油路的压力损失定为.，由参考文献公式可得由参考文献公式得式中为液压泵的效率为.查阅电动机产品样本，现选用型电动机，其额定功率为.，额定转速为。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所示确定管道尺寸油管内径尺寸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。查参考文献表.取油管允许流速取，同时由前面计算可知差动时流量为.，则内径为参照参考文献表.，同时考虑到制作方便，除吸油管外，其余管都取外径，壁厚的号冷拔无缝钢管参照限压式定量叶片泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径为。表液压元件明细表序号元件名称型号规格额定流量额定压力滤油器液压泵.压力表开关.压力表测压范围溢流阀.二位二通电磁阀单向阀.三位四通电磁阀.单向调速阀.二位三通电磁阀.蓄能器确定液压油箱容积初设计液压油箱容量时，可按参考文献经验公式.来确定，待系统稳定后，再按散热的要求进行校核。油箱容量为式中液压油箱的容积液压泵的总额定流量与液压系统压力有关的经验系数，查参考文献表.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，现取所以选用容量为的油箱。确定液压油液根据所选用的液压泵类型，参照参考文献表，。

5、轮子被拆卸后，轮对会向未拆卸的轮子边倾覆，必须有足够的力来防止这个倾覆力。现以靠近未拆卸轮子边的形块为支承点进行分析。倾覆力矩反倾覆力矩所以拆卸后轮对不会倾覆。液压系统的设计.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，工进速度为，快退速度为。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，液压缸的外负载即为弹簧产生的弹簧力。.拟定液压系统原理图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个二位二通的电磁换向阀，以便个工作循环结束后，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。组成液压系统在回路初步选定的基础上，只要再添加些必要的辅助。

6、材料硬度相差。取齿轮齿数，齿条齿数。按齿面接触强度设计由设计公式进行计算，即式确定公式内的各计算参数试选用载荷系数.。计算小齿轮传递的转矩由中页表选取齿宽系数。由中页表查得材料的弹性系数。由中页图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。由根据应力循环次数由中页图查得接触疲劳寿命系数，。计算接触疲劳许用应力取失效概率为，安全系数，得计算试计算齿轮的分度圆，代入中较小的值计算圆周速度计算齿宽计算齿宽和齿高之比模数齿高计算载荷系数根据.，级精度，由中页图查得动载系数.直齿轮，假设。由表查得由页表查得两段的齿轮的使用系数，由页表查得级精度齿轮相对支承对称布置时，将数据代入后得由.,.，查页图得.，故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得计算模数按齿根弯曲强度设计设计计算公式式确定计算公式内的各计算参数由页图查得齿轮的弯曲疲劳强度极限齿条的弯曲疲劳强度极限由页图查得弯曲疲劳寿命系数，计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数.，由下式得计算载荷系数查取齿形系数由页表查得，查取应力校正系数由页表可查得，计算大小齿轮的并加以比较对由上式可得齿条的数值较大。设计计算此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮的模数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的模数.并就近圆整为标准值按接触强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数大齿轮齿数取这样的齿轮传动，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。几何尺寸计算计算分度圆直径计算中心距计算齿轮宽度取。验算，合适。电机惯性负载的计算由资料知，。

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