火車輪對軸承壓裝機的設計

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1、火車輪對軸承壓裝機的設計摘 要轉(zhuǎn)向架圓錐滾動軸承壓裝機是用于鐵路車輛滾動軸承壓裝的專用設備，適用于鐵路車輛新造及檢修時壓裝SKF197726、352226型軸承。廣泛應用于各車輛廠、車輛段、車輛大修廠及煤礦鐵路運輸單位。本次設計是根據(jù)25t軸重列車的資料和其工作現(xiàn)場情況，設計出達到壓裝要求的軸承壓裝機。壓裝機工作過程直接影響轉(zhuǎn)向架運行情況，車軸是轉(zhuǎn)向架的重要零件，為提高行車速度，進一步提高列車車輛的運營能力和效率，增強與航空、公路、水運的競爭力，必須要確保輪對軸承壓裝質(zhì)量，提高行車的安全性與平穩(wěn)性。如果壓裝過程不合理，產(chǎn)生錯誤，將會造成嚴重后果，車輛運行時噪聲過大，起動加速度，制動減速度減小，

2、甚至會發(fā)生軸溫過熱切軸等重大事故。為達到要求，必須使壓裝機輸出適當且足夠大的壓裝力，提高軸承與軸頸的配合精度。因為壓裝機工作過程輸出壓力大，速度慢，壓裝機采用液壓傳動系統(tǒng)。壓裝機是火車轉(zhuǎn)向架裝配設備的最重要組成部分，本文主要是針對圓錐滾動軸承壓裝機的機械結(jié)構(gòu)進行設計。關鍵詞：滾動軸承，壓裝，機械，轉(zhuǎn)向架Train wheelset bearing pressing machine DesignAbstractBogie taper rolling bearing pressing machine is the appropriation equipment for railcar rollin

3、g bearing mounting. It is widely used for mounting the SKF197726 and 352226 moulds bearings in making and overhauling railcar, and widely used in vehicle factories, vehicle sections, vehicle overhauling factories and mine railcar companies etc. In this thesis, it is aimed to design a push mounting m

4、achine fulfilling the push mounting requirement, based on data of 25t axle load railcar and fieldwork. The process of the rolling bearing push mounting is of great importance to the bogie. To get higher speed, and become more competitive with aqueduct, air and highway transport. If mistakes be made

5、in the push mounting process, it may result in big trouble, the railcar will make over volume noise in running period, the starting and breaking acceleration will reduce to a low and dangerous level. To up to the scratch, the machine has to output reasonable and big enough push mounting force. For t

6、he work process needs enough power but low speed, the machine take advantage of hydraulic power transmission system. Pressing machine is the most important part of train bogie assembly equipment, this paper is to design the mechanical structure of rolling bearing press-mounting machine.Keywords: Rol

7、ling bearings，pressing，mechanical，bogie目 錄摘 要IAbstractII第1章 緒論- 1 -1.1引言- 1 -1.2 選題的背景與意義- 1 -1.3 研究現(xiàn)狀- 2 -1.3.1 鐵路滾動軸承的發(fā)展及現(xiàn)狀- 2 -1.3.2 軸承壓裝機發(fā)展及現(xiàn)狀- 3 -第2章 設計內(nèi)容及任務要求- 4 -2.1 設計內(nèi)容及要求- 4 -2.2壓裝機的工作過程及原理- 4 -2.2.1壓裝機工作過程- 5 -2.2.2 壓裝部分工作原理- 6 -2.3 確定壓裝機主要參數(shù)- 7 -第3章 傳動系統(tǒng)的設計計算- 8 -3.1工況分析及設計要求- 8 -3.1.1二級

8、壓裝缸工況分析- 8 -3.1.2 舉升定位缸工況分析- 8 -3.1.3 夾緊缸工況分析- 8 -3.2 二級壓裝缸的設計計算- 9 -3.2.1 液壓缸工作壓力的確定- 9 -3.2.2 液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d的確定- 10 -3.2.3 液壓缸壁厚和外徑的計算- 11 -3.2.4 液壓缸工作行程的確定- 12 -3.2.5 缸蓋厚度的確定- 12 -3.2.6 最小導向長度的確定- 13 -3.2.7 缸體長度的確定- 14 -3.2.8 活塞桿穩(wěn)定性及強度的驗算- 14 -3.3 舉升定位缸的設計計算- 15 -3.3.1 液壓缸工作壓力的確定- 15 -3.3.2 液壓缸內(nèi)徑D

9、和活塞桿直徑d的確定- 15 -3.3.3 液壓缸壁厚和外徑的計算和選取- 17 -3.3.4 液壓缸工作行程的確定- 17 -3.3.5 缸蓋厚度的確定- 17 -3.3.6 最小導向長度的確定- 18 -3.3.7 缸體長度的確定- 19 -3.3.8 活塞桿穩(wěn)定性及強度驗算- 19 -3.4夾緊缸及其主要尺寸的確定- 19 -3.4.1 液壓缸工作壓力的確定- 19 -3.4.2 液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d的確定- 19 -3.4.3 液壓缸壁厚和外徑的計算和選取- 20 -3.4.4 液壓缸工作行程的確定- 21 -3.4.5 缸蓋厚度的確定- 21 -3.4.6 最小導向長度的確定-

10、 21 -3.4.7 缸體長度的確定- 22 -3.4.8 活塞桿穩(wěn)定性及強度驗算- 22 -3.5 關鍵重載部位螺釘?shù)男：? 22 -3.5.1 二級壓裝缸后蓋板與缸體連接處螺釘?shù)牡男：? 22 -3.5.2 輪對頂板與輪對支撐架連接處螺釘?shù)男：? 23 -第4章 關鍵零部件的受力分析- 25 -4.1 軸承推板受力分析- 25 -4.1.1 軸承推板結(jié)構(gòu)與受力情況- 25 -4.1.2 軸承推板受力評估分析- 26 -4.2 輪對舉升支架受力分析- 28 -4.2.1 輪對舉升支架結(jié)構(gòu)結(jié)構(gòu)與受力情況- 28 -4.2.2 輪對舉升支架受力評估分析- 29 -第5章 液壓缸的結(jié)構(gòu)設計- 32

11、 -5.1 二級壓裝缸的結(jié)構(gòu)設計- 32 -5.1.1 缸體與缸蓋的連接形式- 32 -5.1.2 活塞桿與活塞的連接結(jié)構(gòu)- 32 -5.1.3 活塞桿導向部分的結(jié)構(gòu)- 32 -5.1.4 密封圈的選用- 32 -5.2 夾緊液壓缸和定位液壓缸的結(jié)構(gòu)設計- 33 -5.3 液壓缸的緩沖裝置- 33 -5.4 液壓缸的排氣裝置- 33 -第6章 液壓系統(tǒng)元件的簡單分析和選擇- 35 -6.1 確定供油方式- 35 -6.2調(diào)速方式的選擇- 35 -6.3 速度換接方式的選擇- 35 -6.4 夾緊回路的選擇- 35 -6.5定位回路的選擇- 35 -6.6傳感器和調(diào)理器的選擇- 36 -6.7

12、液壓站的結(jié)構(gòu)- 36 -6.7.1 壓裝機液壓站元件的組成- 36 -6.7.2 液壓油的選擇- 36 -第7章 壓裝機的裝配與調(diào)整- 38 -7.1壓裝機裝配與調(diào)整的原則- 38 -7.2裝配場地與環(huán)境- 39 -7.3裝配過程- 39 -第8章 結(jié) 論- 41 -8.1論文總結(jié)- 41 -8.2感 想- 41 -參考文獻- 42 -致謝- 43 -V第1章 緒論1.1引言軸承壓裝機是鐵路車輛系統(tǒng)滾動軸承壓裝的專業(yè)設備, 其主要用途是采用冷壓方式將滾動軸承壓裝到輪對軸頸上。滾動軸承與輪對軸頸的配合為過盈配合, 所以壓裝過程中壓力較大。圓錐滾動軸承壓裝機是自動記錄鐵路車輛滾動軸承壓裝時產(chǎn)生的位

13、移壓力關系曲線及有關數(shù)據(jù)的新一代滾動軸承壓裝機。我國鐵路車輛自六十年代安裝無軸箱滾動軸承，在滾動軸承的壓裝工藝上，經(jīng)歷了七十年代的移動式油壓機，八十年代的具有記錄時間壓力曲線及有關數(shù)據(jù)的固定式滾動軸承壓裝機，1989年以后采用以單片機記錄壓裝力及保壓時間的固定式懸臂雙缸軸承壓裝機，九十年代微機控制與記錄一體化固定式整體承載全鋼結(jié)構(gòu)雙缸軸承壓裝機開始投入鐵路制造與檢修生產(chǎn)中。隨著時代的不斷進步，老產(chǎn)品的淘汰，新產(chǎn)品的涌現(xiàn)是歷史的必然。七十年代的移動式油壓機，解決了壓裝滾動軸承最基本的要求，但勞動強度大，工作效率底，壓力計量采用人工測量誤差大，有關數(shù)據(jù)靠手工填寫容易產(chǎn)生差錯，這些缺點很突出。八十年

14、代出現(xiàn)的固定式滾動軸承壓裝機，能夠自動測量和記錄每條輪對軸承壓裝技術參數(shù)，自動測量、打印軸承壓裝力、終止壓裝力并且自動給出壓裝力隨時間變化的關系曲線，它的問世很快淘汰了移動式油壓機。由于當時技術水平的限制以及研制者對軸承壓裝過程的認識不足，經(jīng)過十多年來的生產(chǎn)實踐，滾動軸承在壓裝過程中記錄的時間壓力關系曲線的不足之處日趨明顯。1.2 選題的背景與意義滾動軸承作為鐵路貨車走行部的關鍵部件，直接關系到車輛運行安全，始終是中國鐵路部門關注的重點。但過去多年來，軸承質(zhì)量由于受到密封裝置、軸承潤滑脂、保持架質(zhì)量的影響，不能滿足鐵路運輸發(fā)展對貨車的需求，每年均會發(fā)生幾起滾動軸承熱軸、切軸事故。輪對運行中會產(chǎn)

15、生熱軸，壓裝中偏載是軸端變形，熱軸產(chǎn)生有兩個原因：一是軸承的加工過程造成的缺陷，二是軸承壓裝過程不合理，如軸向游隙不符合標準，組裝不良，車輪偏重，長期慣性力的作用。熱軸危害大，輕則使車輛不能正常運行，造成數(shù)十萬的經(jīng)濟損失，重則發(fā)生車輛顛覆事故，危及乘客及乘務人員生命財產(chǎn)安全。壓裝過程對軸承的可靠性具有決定性的作用，壓裝缸的設計主要為了保證軸承正確安裝，車軸正常工作，車輛性能發(fā)揮到最大。壓裝機機體由床身、壓裝裝置、舉升裝置、夾緊裝置等組成。本機床身、支座在強度和剛度上較以前有很大的提高，主油缸設計獨特，具有良好的使用性能。1.3 研究現(xiàn)狀目前的轉(zhuǎn)向架滾動軸承壓裝機與老式的壓裝機相比，輸出壓裝力更

16、大，壓裝精度有很大提高，隨著自動化和信息技術的運用，壓裝過程可實現(xiàn)自動控制，不僅是確保壓裝質(zhì)量高，而且提高壓裝效率。1.3.1 鐵路滾動軸承的發(fā)展及現(xiàn)狀 在鐵道部有關部門的組織積極配合下，解決了一系列制約滾動軸承發(fā)展的瓶頸問題。中國的鐵路貨車滾動軸承事業(yè)正飛速發(fā)展，我國鐵路貨車軸承發(fā)展主要分為四個方面：軸承的結(jié)構(gòu)形式、保持架形式、潤滑脂、密封裝置的變化。1978年以前，中國鐵路開始著手使用滾動軸承替代滑動軸承，用滾動軸承代替滑動軸承是鐵道部制定的一項重大技術政策，它可以減少列車的啟動阻力和運行阻力,增加列車牽引噸位，減少燃軸事故，保證行車安全，提高運行速度，減少列車起動阻力85%，運行阻力10

17、%左右，加快車輛周轉(zhuǎn)，節(jié)省油脂、白合金等材料，降低運營成本，延長車輛檢修周期等，到1980年開始，滾動軸承開始大量裝車使用，當時滾動軸承的型號主要有97720、197720、197726、197726 和97730 等,其中197726型無軸箱雙列圓錐滾子軸承是我國引進日本技術、國內(nèi)生產(chǎn)的軸承。通過試驗，基本滿足我國使用的環(huán)境條件和線路狀況，1978年鐵道部決定在我國鐵路貨車上裝用197726型軸承；1980年開始在新造貨車上大量裝車使用。該型軸承成為我國貨車的主型產(chǎn)品。鐵道部1992 年10 月5 日印發(fā)了關于下發(fā)鐵路貨車197726 型滾動軸承大修工作會議紀要和鐵路貨車197726 型滾動

18、軸承大修管理辦法的通知(輛貨1992133號) ,規(guī)定國產(chǎn)圓柱滾子軸承大修時報廢,運用中的無軸箱短圓柱滾子軸承允許在檢修中就地報廢。1998年1月，鐵道部車輛局對中外合資后的北京南口斯凱孚鐵路軸承有限公司在197726型軸承基礎上第一步改進設計的軸承圖樣進行了批復，型號為SKF197726型。本次改進設計主要是軸承制造質(zhì)量和內(nèi)部微觀幾何尺寸，采用塑鋼保持架，滾子素線采用圓弧全凸度。1998年1月1日起開始生產(chǎn)SKF197726型軸承并裝車使用，同時該廠停止生產(chǎn)1977 26型軸承。1.3.2 軸承壓裝機發(fā)展及現(xiàn)狀壓裝機隨著鐵路車輛軸承的發(fā)展，也經(jīng)歷了更新?lián)Q代。在過去數(shù)十年中，我國最常見的的轉(zhuǎn)向

19、架軸承壓裝機是移動小車式的，移動小車式壓裝機優(yōu)點突出，移動方便，操作過程簡單，但是隨著車軸與軸承的發(fā)展，軸承與軸承配合精度要求越來越高，移動小車式壓裝機工作進度差，失敗率高，而且工人勞動強度大，逐漸被固定式壓裝機所取代。發(fā)展至今日，固定式壓裝機功能已經(jīng)十分強大，在壓裝開始時，操作人員可將軸號、軸型、軸承號及左右端分別輸入控制系統(tǒng)，依照修造工藝的標準，可采用軸承壓裝自動選配系統(tǒng)，利用主控機上的傳感器和測具，獲得軸承與軸頸的各項技術參數(shù)，然后經(jīng)A/D轉(zhuǎn)換后傳至單片機中經(jīng)計算，獲得壓裝機配備數(shù)據(jù)。這些資料在打印機打印曲線圖表時將給予打出，壓裝結(jié)束后，打印機將自動打印出具有位移壓力曲線以及壓裝力、貼靠

20、力和結(jié)果判斷等有關數(shù)據(jù)記錄。為達到軸承壓裝曲線具有真實反映壓裝質(zhì)量的目的，必須采用在滾動軸承在壓入軸頸過程中記錄它的移動量與之對應的壓力值組成的位移壓力曲線。圓錐滾動軸承壓裝機正是為了適應這種要求而研制生產(chǎn)的新一代滾動軸承壓裝機。不僅大大提高壓裝質(zhì)量，也減少了工作量。- 4 -第2章 設計內(nèi)容及任務要求2.1 設計內(nèi)容及要求壓裝對象：SKF197726型軸承是北京南口斯凱孚鐵路軸承有限公司1998年生產(chǎn)并裝車使用的雙列圓錐滾動軸承，適用于RD2型車軸，采用密封罩與油封一體化結(jié)構(gòu)，潤滑脂在型潤滑脂基礎上加以改進，采用新型潤滑脂，大修周期為8年，設計壽命15年。下圖為SKF197726型軸承：圖2

21、.1 圓錐滾子軸承結(jié)構(gòu)1- 軸承密封組成； 2 - 圓錐滾子； 3- 軸承內(nèi)圈組成；4 - 中隔圈； 5- 軸承外圈該軸承內(nèi)徑為130mm，選配要求：軸承內(nèi)徑誤差不得大于0.0003mm；軸頸測量誤差不得大于0.0005mm。本次設計主要是針對雙列圓錐軸承壓裝機的壓裝部分進行機械設計，控制部分和液壓站部分不需要進行設計，根據(jù)已有的資料，從而設計出達到要求和需要的軸承壓裝部分。2.2壓裝機的工作過程及原理RD2型輪對軸承及25t軸重以上輪對軸承的壓裝，壓裝工作節(jié)拍為3min，以適應生產(chǎn)發(fā)展和鐵路運輸高速重載發(fā)展的需要。壓裝機主要由壓裝部分（包括了軸承托架）、輪對起落裝置、夾緊裝置和機座構(gòu)成。壓裝

22、部分是壓裝機主體，通過定心頂針使壓裝部分相對于輪對占有一個正確位置，完成定位和導向任務，繼而通過二級缸活塞，套杯將軸承壓裝至軸頸上。軸承托架是壓裝機的附屬機構(gòu)，它起著支撐軸承的作用，并使軸承中心線與壓裝部分中心線，輪對中心線基本重合。圖2.2 火車輪對軸承壓裝機輪對起落裝置是轉(zhuǎn)向架圓錐滾動軸承壓裝機的重要組成部分，其作用是在軸承壓裝前，將輪對托到規(guī)定高度，使之相對于壓裝機部分占有一個準確位置，對輪對進行定位。軸承組裝完畢，起落裝置下降，將輪對放到軌道上。夾緊部分則是保障軸承壓裝順利穩(wěn)定完成的一個保障設施。如上所述貨車滾動軸承與輪對軸頸的配合為過盈配合，所以壓裝過程中壓力較大，在壓裝過程中為保障

23、輪對的穩(wěn)定，需要夾緊裝置對輪對進行夾緊。壓裝部分、輪對起落裝置以及夾緊裝置的動作都是由液壓控制元件控制。2.2.1壓裝機工作過程（1）通過專業(yè)機械將輪對推入壓裝機。（2）按鈕控制，由輪對起落裝置將輪對托起到規(guī)定的高度（約低于壓裝機壓裝部分中心線12mm），之后壓裝部分一級缸工作，是頂尖進入軸端錐孔，確認定位無誤，再通過夾緊缸使輪對穩(wěn)定。（3）將選配好的兩個SKF197726型軸承分別放在輪對兩側(cè)的軸承托架上。（4）把軸承后檔套裝在車軸兩端軸頸上。（5）通過按鈕控制，壓裝部分工進，打印出具有位移-壓力曲線以及壓裝力、貼靠力等有關數(shù)據(jù)記錄，壓裝時，壓力曲線應均勻平穩(wěn)上升，曲線中部不允許存在陡噸（壓

24、力曲線不平滑）、降噸（壓力曲線朝數(shù)值減小的方向變化）等缺陷。（6）保壓5s后，壓裝部分退回原位，確認壓裝過程合格后，夾緊裝置松開，起落裝置退回原位，推出輪對。注意事項：對不符合冷壓裝技術標準的輪軸過盈配合組件，應及時退承檢查配合面是否被擦傷，并進行修復。未能及時退承的輪軸過盈配合組件，其放置時間不允許超過12小時。對達到壓裝力要求的輪軸過盈配合組件，允許原承在原軸上重新壓裝一次；對壓裝力不足的輪軸過盈配合組件，不允許原承在原軸上重新壓裝，原因是：退承后，輪軸配合表面看起來粗糙度無變化，實際已經(jīng)朝粗糙度上升的方向變化了，在這種情況下，若進行重新壓裝，容易出現(xiàn)假噸（記錄儀上顯示的壓裝力數(shù)值，比實際

25、壓裝力數(shù)值大）。2.2.2 壓裝部分工作原理壓裝部分是壓裝機完成工作的最主要部分，由于壓裝過程要求壓裝力較大，速度要求不高，其傳動系統(tǒng)采用液壓系統(tǒng)。壓裝機壓裝部分結(jié)構(gòu)如圖：圖2.3 壓裝機壓裝部分結(jié)構(gòu)圖（1）在軸承擺放，輪對定位完成后，控制系統(tǒng)發(fā)出指令，通過油管供油，一級缸工作，由頂尖活塞推出，頂尖推出，行程為400mm，頂尖頂住車軸中心處。（2）一級缸行程達到200mm時，二級缸活塞有一級缸帶動，直至頂尖頂住車軸，此過程結(jié)束。之后二級缸工進，進行軸承壓裝。（3）壓裝完成后，二級缸活塞由油液推動退回，并帶動一級缸活塞退回。液壓傳動系統(tǒng)是液壓機械的一個組成部分。液壓傳動系統(tǒng)的設計要同主機的總體設

26、計同時進行。著手設計時，從實際情況出發(fā)，有機的結(jié)合各種傳動形式，力求設計出結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠、成本低、效率高、操作簡單、維修方便的液壓傳動系統(tǒng)。本設計中由于壓裝過程中壓裝機構(gòu)分兩步動作，輸出的的壓力值差距較大，采用二級液壓缸結(jié)構(gòu)，這樣不僅滿足壓裝過程力的要求，同時根據(jù)工況，速度有所提高，提高了壓裝效率。2.3 確定壓裝機主要參數(shù)軸承壓裝機的主要性能和參數(shù)：（1）最大壓裝力 參照中華人民共和國鐵道行業(yè)標準TB/T 1701- 2005表2：SKF197726軸承需要壓裝力不小于196KN，最大貼緊力，R為最大壓裝力，D為輪軸配合直徑，為130mm，最大貼緊力取475KN；（2）外形尺寸 4023

27、7451315.5mm；（3）許用壓力 高壓 10.5MPa； 低壓 2.5MPa；（4）輸出功率 壓裝缸最大輸出功率2.6kW；（5）輪對直徑 915mm（客車標準輪徑）；（6）重量 8000kg；（7）壓裝端數(shù) 單、雙端；（8）壓裝方式 自動、手動；（9）可輸入并自動記錄壓裝單位、時間軸型、軸號、軸承號等；（10）自動打印出軸承壓裝參數(shù)以及位移變化的壓裝力曲線。- 9 -第3章 傳動系統(tǒng)的設計計算3.1工況分析及設計要求3.1.1二級壓裝缸工況分析壓裝力為196KN，最大壓裝力為475KN，保壓時間5s，一級缸快進20mm/s，慢進5mm/s，快退20mm/s，二級缸快進20mm/s，工進

28、5mm/s，快退20mm/s。圖 3.1 二級壓裝缸工況圖3.1.2 舉升定位缸工況分析采用單缸支撐，輪對重1000kg，所以液壓缸的負載為10009.8=9800N，液壓缸快進20mm/s，工進10mm/s，快退20mm/s。圖3.2 舉升定位缸工況圖 3.1.3 夾緊缸工況分析根據(jù)壓裝時的夾緊結(jié)構(gòu)設計，初步確定夾緊力為6000N，夾緊缸快進10mm/s，慢進5mm/s，快退10mm/s。圖3.3 夾緊缸工況圖3.1.4 壓裝機運動循環(huán)圖圖3.4 壓裝機運動循環(huán)圖3.2 二級壓裝缸的設計計算3.2.1 液壓缸工作壓力的確定工進時為9.5MPa，快進、快退時為2.5MPa。3.2.2 液壓缸內(nèi)

29、徑D和活塞桿直徑d的確定由下圖可知：圖3.5 二級缸簡圖D二級缸缸體內(nèi)徑，單位mm；二級缸活塞桿外徑，單位mm；一級缸內(nèi)徑，單位mm；一級缸活塞桿外徑，單位mm。由公式：4d2P1cm=F+Ff （3-1）式中：D液壓缸內(nèi)徑(mm)； 液壓缸工作壓力,初算時可取系統(tǒng)工作壓力(MPa)； F工作循環(huán)中的最大的外負載(N)； 液壓缸密封處的摩擦力，它的精確值不容易求得，常用液缸的機械效率進行估算；F+Ffc=Fcm （3-2）液壓缸的機械效率，一般=0.9-0.97。由此可得D：D=4FP1CM=44570003.149.50.9=260.9mm查7表2-4（GB2348-80）取D=250mm，

30、由于缸徑取值偏小，故液壓油輸出最大壓力做適當提高，為10.5MPa，經(jīng)驗算:10(2502)2cm=489.6KN475KN滿足壓裝要求。查7表2-3 、2-5取d1=180mm， d2=125mm， d3=90mm。3.2.3 液壓缸壁厚和外徑的計算液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。液壓缸的壁厚一般是指缸筒結(jié)構(gòu)中最薄處的厚度。從材料力學可知，承受內(nèi)壓力的圓筒，其內(nèi)應力分布規(guī)律因壁厚的不同而各異。一般計算時可分為薄壁圓筒、中等壁厚圓通和厚壁圓筒。當壁厚與液壓缸內(nèi)徑D的比值小于0.08時，壁厚按下式計算： PyD2 （3-3）當壁厚與液壓缸內(nèi)徑D的比值在0.08-0.3之間時，壁厚按下式計算

31、：PyD2.3-3Py （3-4）當壁厚與液壓缸內(nèi)徑D的比值大于0.3時，按下式計算： D2+0.4P-1.3p-1 （3-5）式中：液壓缸壁厚（mm）； 液壓缸內(nèi)徑 (mm)；試驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.25-1.5）/倍（MPa）；缸筒材料的許用應力，其值為: 鍛鋼： =110120MPa；鑄鋼： =100110MPa；無縫鋼管：=100110MPa。一級缸的壁厚按壁厚與液壓缸內(nèi)徑D的比值小于0.08來計算：，D=d2=125mm，2py2d22=3.751252100=2.34mm查8 表4-11，采用外徑為180mm,壁厚為27.5mm的無縫鋼管。同理取活塞桿為外徑90mm,壁

32、厚10mm的無縫鋼管。二級缸的壁厚按壁厚與液壓缸內(nèi)徑D的比值小于0.08來計算：，Py1D2=18mm 查8 表4-11，采用外徑為325mm,壁厚為37.5mm的無縫鋼管。3.2.4 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(gòu)實際工作的最大行程來確定，并參照7 表2-6中的尺寸系列來選取標準值。一級缸工作行程長度為300mm；二級缸工作行程長度為300mm。3.2.5 缸蓋厚度的確定一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效厚度t按強度要求可用下面兩式進行近似計算。無孔時 t0.433D2Py （3-6）有孔時 t0.433D2PyD2D2-d0 （3-7）式中：缸蓋有效厚度（mm）； 缸蓋

33、止口內(nèi)徑（mm）； 油孔的直徑（mm）。由于此二級液壓缸的獨特設計，一級缸前腔無液壓油工作，缸蓋厚度無需計算，一級缸后缸蓋為二級缸活塞，故能滿足要求，也無需計算。二級缸缸蓋厚度計算：前缸蓋t10.433D2Py=0.4332503.75100=20.9mm取厚度為30mm。后缸蓋t20.433D2PyD2D2-d0=0.43325014.25250100250-33=43.8mm取厚度為45mm。3.2.6 最小導向長度的確定當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到導向支撐面中點的距離H 稱為最小導向長度。對一般的液壓缸，最小導向長度H 應滿足以下要求HL20+D2 （3-8）式中：液壓缸的最大

34、行程（mm）；液壓缸內(nèi)徑(mm)?；钊暮穸菳 一般??；缸蓋滑動支承面的長度，根據(jù)液壓缸內(nèi)徑而定。當時，取；當時，取。對一級缸最小導向長度：，滑動支承面的長度及活塞寬度B：因，故無需設計隔套。對二級缸最小導向長度： 滑動支承面的長度 及活塞寬度B:l1=0.6D=0.6250=150mm因l1+B=150+150=300mm2H=290mm,故無需設置隔套。3.2.7 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與活塞的寬度之和。缸體外形尺寸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。一級缸缸體內(nèi)部長度L1L+B（一級缸活塞寬度）=400+96=496mm考

35、慮活塞與缸壁的間隙設置，取缸體長度為530mm。因液壓缸為伸縮缸，故其外形尺寸長度由二級缸的活塞桿長度而定。二級缸缸體內(nèi)部長度L2L+B（二級缸活塞寬度）=400+150=550mm考慮油口和間隙設置，取缸體內(nèi)部長度600mm缸體外形尺寸為：L2+t1+k導向套長度+一級缸較二級缸多余尺寸=600+45+150+50=845mm3.2.8 活塞桿穩(wěn)定性及強度的驗算因兩級液壓缸支承長度，故無須考慮活塞桿彎曲穩(wěn)定性。液壓缸支承長度是指活塞桿全部外伸時，液壓缸支承點與活塞桿前端連接處之間的距離，d為活塞桿直徑。 活塞桿強度校核：當活塞桿長度時，按強度條件校核活塞桿直徑d。由于一級缸作用力量很小，這里

36、只對二級活塞桿進行強度校核。按下式：F4（d12-d22) （3-9）式中： F-活塞桿推力（N）； d1-二級活塞桿直徑(mm)； d2-一級缸內(nèi)徑(mm)； -活塞桿材料的許用應力（MPa）。代入數(shù)值，計算：44570003.14（1802-1252）=34.7MPa80/mm時,取=（0.6-1.0）d。這里選取=50mm。這樣有：H=/2+B/2=49mmL/20+D/2=41.25mm滿足最小導向長度的要求，不需加隔套。3.4.7 缸體長度的確定液壓缸缸體內(nèi)部長度應該等于活塞的行程與活塞的寬度之和，缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度。一般液壓缸的缸體長度不應當大于內(nèi)徑的2030倍。

37、這里，缸體長度取190mm，沒有超出規(guī)定的要求，符合條件。3.4.8 活塞桿穩(wěn)定性及強度驗算活塞桿強度校核：當活塞桿長度時，按強度條件校核活塞桿直徑dd4F1式中： -活塞桿推力（N）； -活塞桿材料的許用應力（MPa）。代入數(shù)值，計算：460003.14100=8.7mm而活塞桿的直徑為45mm，所以符合活塞桿的強度要求。3.5 關鍵重載部位螺釘?shù)男：?.5.1 二級壓裝缸后蓋板與缸體連接處螺釘?shù)牡男：巳鐖D3.7所示，二級壓裝缸后蓋板與缸體采用邊緣12個螺釘均勻布置的連接方式。已知二級缸工作壓力P為9.5Mpa，缸體內(nèi)徑為250mm，選用M22的螺釘進行連接?，F(xiàn)對其進行強度校核。由公式：F=

38、PA （3-13）式中：F-螺釘所受總載荷（N）； P-系統(tǒng)工作壓力（Mpa）； A-液壓缸缸體內(nèi)部橫截面積(mm2)。得：F=PA=9.525022=466.3KN 圖3.7 螺釘布置簡圖從而得單個螺釘所受載荷F為：F=FZ=466.312=38.9KN查閱文獻12，確定螺釘剩余預緊力QP=1.7F，從而單個螺釘所受總拉力：Q=QP+F （3-14）=2.7F=2.738.9=105.0KN得： d41.3Q （3-15）式中：d-螺釘小徑（mm）； -螺釘需用應力，查閱文獻12，取=448MPa。帶入數(shù)值，得：d41.3Q=41.31050003.14448=19.7mm所選螺釘為M22，

39、故滿足使用要求。3.5.2 輪對頂板與輪對支撐架連接處螺釘?shù)男：巳鐖D3.8所示，頂板與支撐架連接處用8個M8的螺釘，頂板所受推力F等效集中于一點，F(xiàn)=9800N 。頂板受F的作用，產(chǎn)生翻轉(zhuǎn)，推板為對稱結(jié)構(gòu)，單邊所受彎矩M=F219021000=465.5Nm如圖3.9所示。由公式：Fmax=MLmaxi=1zLi2 （3-16）式中：Fmax-單個螺釘所受的最大載荷（N） L-螺釘與彎矩中心的距離（mm） Z-螺釘個數(shù)圖3.9 輪對頂板受彎矩圖 圖3.8 螺釘布局簡圖帶入數(shù)據(jù)得：Fmax=MLmaxi=1zLi2=465.54610-32462+218210-6=4388N查閱文獻12，取剩余

40、預緊力QP=0.8Fmax，得單個螺釘所受最大拉力：Q=QP+Fmax=1.8Fmax=1.84388=7898N從而得螺釘直徑d：d41.3Q=41.378983.14448=5.4mm所選取螺釘為M8，故滿足使用要求。- 30 -第4章 關鍵零部件的受力分析4.1 軸承推板受力分析4.1.1 軸承推板結(jié)構(gòu)與受力情況軸承推板的結(jié)構(gòu)與受力情況如圖4-1及圖4-2所示。液壓缸的推力為475KN，推板受力面兩個，分別是與軸承接觸面（圖4-2左），與液壓缸活塞桿接觸面（圖4-2右）。軸承推板使用的材料為35SiMn，其各項參數(shù)如表4-1所示。圖4.1 軸承推板結(jié)構(gòu)圖及主要尺寸圖4.2 軸承推板受力情

41、況表4.1 35SiMn各項參數(shù)屬性名稱數(shù)值單位數(shù)值類型彈性模量2.1e+011N/m2恒定泊松比0.28NA恒定抗剪模量7.9e+010N/m2恒定質(zhì)量密度7700kg/m3恒定張力強度9.3e+008N/m2恒定屈服強度7.85e+008N/m2恒定熱擴張系數(shù)1.3e+005/Kelvin恒定熱導率50W/(m.K)恒定比熱460J/(kg.K)恒定4.1.2 軸承推板受力評估分析（1） 軸承推板受力變形后各部分應力情況分析圖4.3 軸承推板受力變形后各部分應力情況續(xù)圖4.3 軸承推板受力變形后各部分應力情況結(jié)論：由受力分析結(jié)果可知，軸承推板所受最大應力為338.2Mpa，而材料屈服極限為

42、785Mpa，故軸承推板所設計的結(jié)構(gòu)和選用的材料滿足使用要求。（2） 軸承推板受力變形后各部分位移情況分析圖4.4 軸承推板受力變形后各部分位移情況續(xù)圖4.4 軸承推板受力變形后各部分位移情況結(jié)論：由分析得，零件最大變形位移為0.027mm，由系統(tǒng)設計可知，零件允許變形量為0.2mm，故滿足要求。4.2 輪對舉升支架受力分析4.2.1 輪對舉升支架結(jié)構(gòu)結(jié)構(gòu)與受力情況輪對舉升支架的結(jié)構(gòu)與受力情況如圖4-5及圖4-6所示。支架所受壓力為9800N，支架受力面兩個，分別是與輪對軸接觸面（圖4-6上），與液壓缸活塞桿接觸面（圖4-6下）。支架使用的材料為灰鑄鐵（HT200），其各項參數(shù)如表4-4所示。

43、表4.2 灰鑄鐵各項參數(shù)屬性名稱數(shù)值單位數(shù)值類型彈性模量6.6178e+010N/m2恒定泊松比0.27NA恒定抗剪模量5e+010N/m2恒定質(zhì)量密度7200kg/m3恒定張力強度1.5166e+008N/m2恒定壓縮強度5.7217e+008N/m2恒定圖4.5 輪對支架結(jié)構(gòu)圖及主要尺寸圖4.6 輪對舉升支架受力情況4.2.2 輪對舉升支架受力評估分析(1) 輪對舉升支架受力變形后各部分應力情況分析圖4.7 輪對舉升支架受力變形后應力分布情況結(jié)論：由分析可知，輪對舉升支架所受最大應力為11.9Mpa，遠小于材料強度極限，故輪對舉升支架的結(jié)構(gòu)設計及材料選用符合使用要求。(2) 輪對舉升支架受

44、力變形后各部分位移情況分析結(jié)論：由分析得，輪對舉升支架最大變形位移為0.218mm，而由系統(tǒng)設計要求可知，零件最大允許變形位移為1.5mm，故滿足要求。圖4.8 輪對舉升支架受力變形后位移分布情況- 39 -第5章 液壓缸的結(jié)構(gòu)設計5.1 二級壓裝缸的結(jié)構(gòu)設計5.1.1 缸體與缸蓋的連接形式壓裝液壓缸的缸體與缸蓋的連接形式都為螺紋連接。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(jié)構(gòu)復雜，工藝要求較高 （2）拆裝時需用專用工具 （3）擰端蓋時易損壞密封圈 5.1.2 活塞桿與活塞的連接結(jié)構(gòu)一級缸活塞桿與活塞的連接結(jié)構(gòu)為整體式結(jié)構(gòu)：二級缸活塞桿與活

45、塞的連接結(jié)構(gòu)為螺紋連接。5.1.3 活塞桿導向部分的結(jié)構(gòu)一級缸活塞桿導向結(jié)構(gòu)為缸體、端蓋導向： 二級缸活塞桿導向結(jié)構(gòu)為導向套導向。 5.1.4 密封圈的選用一級缸密封圈的選用:孔用Yx型密封圈，型號:D125聚氨酯-4，JB/ZQ 4264-2006,數(shù)量1；通用徑向O形密封圈，型號：1405.3 G GB 3452.2005，數(shù)量1；軸用J形防塵圈，型號：J形防塵圈75，聚氨酯橡膠，數(shù)量1。二級缸活塞與缸體的密封圈的選用：孔用Yx型密封圈，型號:D250聚氨酯-4，JB/ZQ 4264-2006；數(shù)量2；軸用Yx型密封圈，型號:d180聚氨酯-3，JB/ZQ 4265-2006；數(shù)量1；軸用

46、Yx型密封圈，型號:d90聚氨酯-3，JB/ZQ 4265-2006；數(shù)量2；通用徑向O形密封圈，型號：2405.3 G GB 3452.2005數(shù)量2；通用徑向O形密封圈，型號：1805.3 G GB 3452.2005數(shù)量1；通用軸向O形密封圈，型號：955.3 G GB 3452.2005數(shù)量1；通用軸向O形密封圈，型號：1325.3 G GB 3452.2005數(shù)量1；軸用J形防塵圈，型號：J形防塵圈180，聚氨酯橡膠，數(shù)量1。5.2 夾緊液壓缸和定位液壓缸的結(jié)構(gòu)設計舉升定位缸與夾緊缸均采用單油口，導向套導向，單邊端蓋螺紋連接，一體式活塞的結(jié)構(gòu)形式。密封圈的選用如下：舉升定位缸密封的選

47、?。狠S用Yx型密封圈，型號:d90聚氨酯-3，JB/ZQ 4265-2006；數(shù)量1；通用軸向O形密封圈，型號：505.3 G GB 3452.2005，數(shù)量2；軸用J形防塵圈，型號：J形防塵圈90：聚氨酯橡膠，數(shù)量1；軸用J形防塵圈，型號：J形防塵圈34：聚氨酯橡膠，數(shù)量2。夾緊缸密封的選用：孔用Yx型密封圈，型號:D80聚氨酯-4，JB/ZQ 4264-2006,數(shù)量1；通用徑向O形密封圈，型號：805.3 G GB 3452.2005，數(shù)量1；軸用J形防塵圈，型號：J形防塵圈45：聚氨酯橡膠，數(shù)量1。由于行程比較短，運動部件質(zhì)量很小，速度也不大，故不必考慮設置緩沖結(jié)構(gòu)，排氣螺塞也可以由油管接頭來代替。5.3 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)象發(fā)生，在行程末端設置緩沖裝置。 但是在這里，所需設計的壓裝缸運動速度很慢，基本上不需要設計緩沖結(jié)構(gòu)。5.4 液壓缸的排氣裝置液壓缸第一次使用，或者長時間停止工作，液壓系統(tǒng)中的介質(zhì)會因為自身重力作用或其他原因流出，致使系統(tǒng)中進入空氣。如果壓裝缸或油液中混