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向架運行情況，車軸是轉向架的重要零件，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

2、，制動減速度減小，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構進行設計。 關鍵詞：滾動軸承，壓裝，機械，轉向架  Train wheelset bearing pressing machine Design Abstract Bogie taper rolling bearing pressing machine is the appropriation equi

3、pment for railcar rolling 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 t

4、o design a push mounting machine 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 trans

5、port. If mistakes be made 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

6、push mounting force. For the 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-mo

7、unting machine. Keywords: Rolling bearings，pressing，mechanical，bogie  目 錄 摘 要 I Abstract II 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 設計內容及任務要求 - 4 - 2.1 設計內容及要求 - 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

8、.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

9、.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 液壓缸內徑D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

10、.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 - 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

11、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 軸承推板結構與受力情況 - 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 輪對舉升支架結構結構與受力情況 - 28 - 4.2.2 輪對舉升支架受力評估分析 - 29 - 第5章 液壓缸的結構設計 - 32 - 5.1 二級壓裝缸的結構設計 - 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構 - 32 - 5.1.3 活塞桿導向

12、部分的結構 - 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構設計 - 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傳感器和調理器的選擇 - 36 - 6.7 液壓站的結構 - 36 - 6.7.1 壓裝機液壓站元件的組成 - 36 -

13、6.7.2 液壓油的選擇 - 36 - 第7章 壓裝機的裝配與調整 - 38 - 7.1壓裝機裝配與調整的原則 - 38 - 7.2裝配場地與環(huán)境 - 39 - 7.3裝配過程 - 39 - 第8章 結 論 - 41 - 8.1論文總結 - 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

14、軸承壓裝時產(chǎn)生的位移－－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構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

15、錯，這些缺點很突出。八十年代出現(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，軸承質量由于受到密封裝置、軸承潤滑脂、保持架質量的影響，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

16、動軸承熱軸、切軸事故。輪對運行中會產(chǎn)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 目前的轉向

17、架滾動軸承壓裝機與老式的壓裝機相比，輸出壓裝力更大，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：軸承的結構形式、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

18、安全，提高運行速度，減少列車起動阻力85%，運行阻力10%左右，加快車輛周轉，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19772

19、6 型滾動軸承大修工作會議紀要〉和〈鐵路貨車197726 型滾動軸承大修管理辦法〉的通知》(輛貨[1992]133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量和內部微觀幾何尺寸，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

20、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，我國最常見的的轉向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

21、圖表時將給予打出，壓裝結束后，打印機將自動打印出具有位移－壓力曲線以及壓裝力、貼靠力和結果判斷等有關數(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量，也減少了工作量。 - 4 - 第2章 設計內容及任務要求 2.1 設計內容及要求 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，

22、適用于RD2型車軸，采用密封罩與油封一體化結構，潤滑脂在Ⅱ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2.1 圓錐滾子軸承結構 1- 軸承密封組成； 2 - 圓錐滾子； 3- 軸承內圈組成； 4 - 中隔圈； 5- 軸承外圈 該軸承內徑為130mm，選配要求：軸承內徑誤差不得大于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

23、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、夾緊裝置和機座構成。壓裝部分是壓裝機主體，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，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 輪對起落裝置是轉向架圓錐滾動軸承壓裝機的重要組成部分，其

24、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1～2mm），之后壓裝部分一級缸工作，是頂尖進入軸端錐孔，

25、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

26、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)。 壓裝機壓裝部分結構如圖： 圖2.3 壓裝機壓裝部分結構圖 （1）在軸承擺放，輪對定位完成后，控制系統(tǒng)發(fā)出指令，通

27、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計同時進行。著手設計時，從實際情況出發(fā)，有機的結合各種傳動形式，力求設計出結構簡單，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分兩步動作，輸出的的壓力值差距較大，采用二級液壓缸結構，這樣不僅滿足壓

28、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 40237451315.5mm； （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； （

29、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5mm/

30、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)壓裝時的夾緊結構設計，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

31、 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——二級缸缸體內徑，單位mm； ——二級缸活塞桿外徑，單位mm； ——一級缸內徑，單位mm； ——一級缸活塞桿外徑，單位mm。 由公式： π4d2P1ηcm=F+Ff （3-1） 式中：D－－液壓缸內徑(mm)； －－液壓缸工作壓力,初算時可取系統(tǒng)

32、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=Fηcm （3-2） －－液壓缸的機械效率，一般=0.9-0.97。 由此可得D： D=4FπP1ηCM=44570003.149.50.9=260.9mm 查[7]表2-4（GB2348-80）取D=250mm，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: 10π(2502)2ηcm=489.6KN>475KN 滿足壓裝要

33、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構中最薄處的厚度。從材料力學可知，承受內壓力的圓筒，其內應力分布規(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δ與液壓缸內徑D的比值小于0.08時，壁厚按下式計算： δ≥PyD2σ （3-3） 當壁厚δ與液壓缸內徑D的比值在0.08-0.3之間時，壁厚按下式計算：

34、 δ≥PyD2.3σ-3Py （3-4） 當壁厚δ與液壓缸內徑D的比值大于0.3時，按下式計算： δ≥D2[σ+0.4Pσ-1.3p-1] （3-5） 式中：——液壓缸壁厚（mm）； ——液壓缸內徑 (mm)； ——試驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.25-1.5）/倍（MPa）； [σ]——缸筒材料的許用應力，其值為: 鍛鋼： [σ]=110～120MPa； 鑄鋼： [σ]=100～110MPa；無縫鋼管：[σ]=100～110MPa。 一級缸的壁厚按壁厚δ與液壓缸內徑D的比值小于0.08來計算：

35、 ，D=d2=125mm， δ2≥py2d22σ=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,壁厚10mm的無縫鋼管。 二級缸的壁厚按壁厚δ與液壓缸內徑D的比值小于0.08來計算： ，， δ≥Py1D2σ=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

36、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 t≥0.433D2Pyσ （3-6） 有孔時 t≥0.433D2PyD2σD2-d0 （3-7） 式中：——缸蓋有效厚度（mm）； ——缸蓋止口內徑（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

37、缸蓋厚度計算： 前缸蓋 t1≥0.433D2Pyσ =0.4332503.75100=20.9mm 取厚度為30mm。 后缸蓋 t2≥0.433D2PyD2σD2-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 H≥L20+D2 （3-8） 式中：——液壓缸的最大行程（mm）； ——液壓缸內徑(mm)。 活塞的厚度B 一般取

38、；缸蓋滑動支承面的長度，根據(jù)液壓缸內徑而定。 當時，?。? 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=300mm>2H=290mm,故無需設置隔套。 3.2.7 缸體長度的確定 液壓缸缸體內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徑的20-30倍。 一級缸缸體內部長度 L1≥L+B（一級缸活塞寬度）=4

39、00+96=496mm 考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。 二級缸缸體內部長度 L2≥L+B（二級缸活塞寬度）=400+150=550mm 考慮油口和間隙設置，取缸體內部長度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=845mm 3.2.8 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：

40、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，這里只對二級活塞桿進行強度校核。按下式： Fπ4（d12-d22)≤[σ] （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）=34.7MPa<100MPa 所以符合活塞桿的強度要求。 3.3 舉升定位缸的設計計算 3.3.1 液壓缸工作壓力的確定 液壓缸工作壓力主要根據(jù)液壓設

41、備的類型來確定，對不同用途的液壓設備，由于工作條件的不同，通常采用的壓力范圍也不同。設計時用類比法來確定。由于軸承壓裝機屬于工程機械，參見文獻[7]（《液壓系統(tǒng)設計簡明手冊）》，定位缸的壓力取2.0MPa。 3.3.2 液壓缸內徑D和活塞桿直徑d的確定 初步確定定位缸的結構形式為柱塞缸，如下圖所示，靠輪對和舉臂的自重使其復位，而柱塞液壓缸在回油路上無背壓。 圖3.6 柱塞缸結構簡圖 由公式： π4d2P1ηcm=F+Ff F+Ffc=Fηcm 式中：d－－液壓缸柱塞直徑(mm)； －－液壓缸工作壓力,初算時可取系統(tǒng)工作壓力(MPa)； F－－工

42、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，常用液壓缸的機械效率進行估算； －－液壓缸的機械效率，一般=0.9-0.97。 而由所知道的數(shù)據(jù)來看，工作外負載F=9800N，機械效率這里選取的是0.9，則: d=4FπP1ηCM=498003.1420.9=83.3mm 由計算得到的數(shù)據(jù)，根據(jù)液壓缸活塞桿直徑系列（GB2348-80）再結合實際，圓整為90mm。 因為選取的是柱塞型液壓缸，根據(jù)文獻[9]《袖珍液壓氣動設計手冊》柱塞缸的柱塞與缸壁之間的距離一般為3到10mm，這里考慮到柱塞的直徑很大，工作的時候需要

43、的力比較大，所以選取液壓缸的缸內徑為100 mm，即柱塞與缸壁之間距離為5 mm。 3.3.3 液壓缸壁厚和外徑的計算和選取 液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。這里初步按夾緊缸壁厚δ與缸徑D的比值在0.08-0.3之間來計算，所以應該按材料力學中的厚壁圓筒公式進行壁厚的計算： δ≥PyD2.3σ-3Py 式中：δ---液壓缸的壁厚（m）； D---液壓缸的內徑（m）； ---試驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.25～1.5）倍（MPa）； [σ]---缸筒材料的許用壓力，其值為：鍛鋼：[σ]=110～120MPa； 鑄鋼：

44、 [σ]=100～110MPa；無縫鋼管： [σ]=100～110MPa。 δ≥3.01002.3100-33.0=1.36mm 但是在中低壓液壓系統(tǒng)中，按上式子計算出來的液壓缸的壁厚往往比較小，使缸體的剛度往往很不夠，因此按經(jīng)驗選取，在這里選取15mm。 液壓缸壁厚算出后，即可以求得缸體的外徑D1為： D1≥D+2δ （3-10） 式中值應該按無縫鋼管標準，選取130 mm。 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，在這里，柱塞缸的工作行程為160mm。屬于活塞行程參數(shù)系列（GB234

45、9-80）的第1優(yōu)先組。 3.3.5 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： t≥0.433D2Pyσ 有孔時： t2≥0.433D2PyD2σD2-d0 式中：t---缸蓋的有效厚度（mm）； D1---缸蓋上口內徑（mm）； ---缸蓋孔的直徑（mm）。 底板厚度： t3≥0.433D2Pyσ=0.4331003.0100=7.5mm 這里按經(jīng)驗選取缸蓋和底板厚度都為15mm。 3.3.6 最小導向長度的確定 當活塞桿全部外伸時，從活塞的支承面中點到缸蓋滑動支承面中點的

46、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增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性。 最小導向長度H滿足： H≥L20+D2 其中:L為液壓缸行程(mm) D為液壓缸內徑 H≥16020+1002=58mm 液壓缸工進極限位置柱塞底面距支撐面底面距離B為60，由： B2+l2≥H （3-11） 其中l(wèi)為支撐面導向長度。 得l≧56，這里選取導向長度為60mm。 3.3.7 缸體長度的確定 液壓缸缸體內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徑的20～30倍

47、。這里，缸體長度為310mm，沒有超出規(guī)定的要求。 3.3.8 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d d≥4F1π[σ] （3-12） 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： 498003.14100=11.2mm 而柱塞的直徑為90mm，所以符合活塞桿的強度要求。 3.4夾緊缸及其主要尺寸的確定 3.4.1 液壓缸工作壓力的確定 夾緊缸主要起到的是軸向的推力，使輪對夾緊，這里夾緊缸的工作壓力最大不超過2.5MPa。選取

48、2.0MPa計算。 3.4.2 液壓缸內徑D和活塞桿直徑d的確定 夾緊缸選取的結構形式為單活塞桿式液壓缸。 夾緊缸在回油路上沒有背壓，可不考慮背壓的影響。 由公式： π4d2P1ηcm=F+Ff 式中：D－－液壓缸內徑； －－液壓缸工作壓力,初算時可取系統(tǒng)工作壓力； F－－工作循環(huán)中的最大的外負載； －－液壓缸密封處的摩擦力，它的精確值不容易求得，常用液壓缸的機械效率進行估算。 F+Ffc=Fηcm －－液壓缸的機械效率，一般=0.9-0.97。 而由此可得D： D=4FπP1ηCM=460003.1420.

49、9=65.2mm 根據(jù)液壓缸內徑尺寸系列（GB2348-80）將所得數(shù)值圓整為80mm。 由計算所得的D根據(jù)工作壓力和參考《液壓氣動系統(tǒng)設計手冊》，結合活塞桿直徑系列（GB2348-80），活塞桿直徑可選?。篸=45/mm。 3.4.3 液壓缸壁厚和外徑的計算和選取 液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。這里初步按夾緊缸壁厚δ與缸徑D的比值在0.08-0.3之間來計算，所以應該按材料力學中的厚壁圓筒公式進行壁厚的計算： δ≥PyD2.3σ-3Py 式中：δ---液壓缸的壁厚（m）； D---液壓缸的內徑（m）； ---試驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.

50、25～1.5）倍（MPa）； [σ]---缸筒材料的許用壓力，其值為：鍛鋼： [σ]=110～120MPa； 鑄鋼： [σ]=100～110MPa；無縫鋼管： [σ]=100～110MPa。 δ≥3.0802.3100-33.0=1.01mm 但是在中低壓液壓系統(tǒng)中，按上式子計算出來的液壓缸的壁厚往往比較小，使缸體的剛度往往很不夠，因此按經(jīng)驗選取，在這里選取10mm。 液壓缸壁厚算出后，即可以求得缸體的外徑D1為： D1≥D+2δ 式中D1值按經(jīng)驗選取100 mm。 3.4.4 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

51、程來確定，在這里，夾緊缸的工作行程為25 mm。屬于活塞行程參數(shù)系列（GB2349-80）的第1優(yōu)先組。 3.4.5 缸蓋厚度的確定 一般液壓缸多為平底缸蓋，無孔時，其有效厚度t按強度要求可用下式計算： t≥0.433D2Pyσ 式中：t---缸蓋的有效厚度（mm）； D2---缸蓋上口內徑（mm）； t≥0.433D2Pyσ=0.433803.0100=6.0mm 這里按經(jīng)驗選取缸蓋厚度為22mm。 3.4.6 最小導向長度的確定 當活塞桿全部外伸時，從活塞的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。如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度增大，影響

52、液壓缸的穩(wěn)定性。 活塞的寬度B一般取B=（0.6-1.0）D；這里選取活塞的寬度為48mm。缸蓋滑動支撐面的長度，根據(jù)液壓缸內徑D而定，； 當D≦80/mm時,取=(0.6-1.0)D； 當D>80/mm時,取=（0.6-1.0）d。 這里選取=50mm。 這樣有：H=/2+B/2=49mm>L/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徑的20～30倍。這里，缸體長度取190mm，沒有超出規(guī)定的要求，

53、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d d≥4F1π[σ] 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：? 3.5.1 二級壓裝缸后蓋板與缸體連接處螺釘?shù)牡男：? 如圖3.7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，缸體內徑為250mm，選用M22的螺釘進行連接?，F(xiàn)對其

54、進行強度校核。 由公式： F∑=PA （3-13） 式中：F∑---螺釘所受總載荷（N）； P---系統(tǒng)工作壓力（Mpa）； A---液壓缸缸體內部橫截面積(mm2)。 得： F∑=PA=9.5π25022=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=F∑Z=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） =2.7

55、F=2.738.9=105.0KN 得： d≥41.3Qπσ （3-15） 式中：d---螺釘小徑（mm）； [σ]---螺釘需用應力，查閱文獻[12]，取[σ]=448MPa。 帶入數(shù)值，得： d≥41.3Qπσ=41.31050003.14448=19.7mm 所選螺釘為M22，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：? 如圖3.8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，推板為對稱結構，單邊所受彎矩

56、 M=F219021000=465.5N?m 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]，取剩余預緊力QP=0

57、.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： d≥41.3Qπσ=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 軸承推板結構與受力情況 軸承推板的結構與受力情況如圖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。

58、 圖4.1 軸承推板結構圖及主要尺寸 圖4.2 軸承推板受力情況 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+011 N/m^2 恒定 泊松比 0.28 NA 恒定 抗剪模量 7.9e+010 N/m^2 恒定 質量密度 7700 kg/m^3 恒定 張力強度 9.3e+008 N/m^2 恒定 屈服強度 7.85e+008 N/m^2 恒定 熱擴張系數(shù) 1.3e+005 /Kelvin 恒定 熱導率 50 W/(m.

59、K) 恒定 比熱 460 J/(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 結論：由受力分析結果可知，軸承推板所受最大應力為338.2Mpa，而材料屈服極限為785Mpa，故軸承推板所設計的結構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 結論：由分析得，零件最大變形位移為0.027mm，由系

60、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 輪對舉升支架結構結構與受力情況 輪對舉升支架的結構與受力情況如圖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。 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+010 N/m^2 恒定 泊松比 0.27 NA 恒定 抗剪模量 5e+010 N/m^2 恒定 質量密度 7

61、200 kg/m^3 恒定 張力強度 1.5166e+008 N/m^2 恒定 壓縮強度 5.7217e+008 N/m^2 恒定 圖4.5 輪對支架結構圖及主要尺寸 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構設計及材料選用符合使用要求。

62、 (2) 輪對舉升支架受力變形后各部分位移情況分析 結論：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 液壓缸的結構設計 5.1 二級壓裝缸的結構設計 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）端部結構復雜，工藝要求較高

63、 （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構 一級缸活塞桿與活塞的連接結構為整體式結構： 二級缸活塞桿與活塞的連接結構為螺紋連接。 5.1.3 活塞桿導向部分的結構 一級缸活塞桿導向結構為缸體、端蓋導向：` 二級缸活塞桿導向結構為導向套導向。 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 G

64、B 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

65、 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構設計 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，一體式活塞的結構形式。 密封圈的選用如下： 舉升定位缸密封的選?。? 軸用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

66、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，運動部件質量很小，速度也不大，故不必考慮設置緩沖結構，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構。 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