【終稿全套】往復(fù)式給煤機(jī)設(shè)計(jì)【6張CAD圖紙+文檔】
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1 緒論1.1往復(fù)式給煤機(jī)一、用 途:K型往復(fù)式給煤機(jī)用于煤或其它磨琢性小、粘性小的松散粒狀物料的給料,將儲(chǔ)倉(cāng)或料坑里的物料連續(xù)均勻地卸落到運(yùn)輸設(shè)備或其他篩選設(shè)備中。二、工作原理與結(jié)構(gòu)說(shuō)明:K型給煤機(jī)由機(jī)架、底板(給煤槽)、傳動(dòng)平臺(tái)、漏斗、閘門、托輥等組成。當(dāng)電機(jī)開動(dòng)后經(jīng)彈性聯(lián)軸器、減速機(jī)、曲柄連桿機(jī)構(gòu)拖動(dòng)傾料5的底板在輥上作直線往復(fù)運(yùn)動(dòng),煤均勻地卸到其他設(shè)備上。本機(jī)可根據(jù)需要設(shè)有帶漏斗、不帶漏斗兩種形式。給煤機(jī)設(shè)有兩種結(jié)構(gòu)形式:1、帶調(diào)節(jié)閘門 2、不帶調(diào)節(jié)閘門,其給料能力由底板行程來(lái)達(dá)到。K 型給煤機(jī)外形尺寸圖:圖1-1K型給煤機(jī)1、減速機(jī) 2、電動(dòng)機(jī) 3、傳動(dòng)平臺(tái) 4、聯(lián)軸器 5、H形架 6、連桿 7、給煤槽 8、閘門 9、機(jī)架 10、漏斗 11、托輥1.2往復(fù)式給煤機(jī)防竄倉(cāng)裝置的設(shè)計(jì)研究往復(fù)式給煤機(jī)安裝在煤倉(cāng)下口處,在煤礦井下生產(chǎn)中,設(shè)置一定容量的煤倉(cāng)對(duì)于保證消峰平谷和高產(chǎn)、高效是十分必要的。它可以有效地提高工作面采掘設(shè)備的利用率,充分發(fā)揮運(yùn)輸系統(tǒng)的潛力,保證連續(xù)均衡生產(chǎn)。但是,煤倉(cāng)竄倉(cāng)事故在我國(guó)煤礦經(jīng)常發(fā)生。竄倉(cāng)事故常造成設(shè)備嚴(yán)重?fù)p壞,井下停產(chǎn),當(dāng)竄倉(cāng)煤量較大時(shí),還會(huì)阻塞巷道,造成運(yùn)輸巷通風(fēng)不暢,引起瓦斯爆炸等事故。1.2.1 方案構(gòu)思研制防竄倉(cāng)裝置的最終目的是控制給煤機(jī)閘門,使其能在竄倉(cāng)發(fā)生時(shí)非??斓仃P(guān)閉,減少水煤流量,以防止和降低竄倉(cāng)所造成的對(duì)人身安全和運(yùn)輸系統(tǒng)的危害。為此,防竄倉(cāng)裝置應(yīng)能滿足兩個(gè)工作狀態(tài),一是給煤機(jī)正常工作時(shí)對(duì)閘門位置的控制,以達(dá)到對(duì)給煤機(jī)給煤量的控制和煤倉(cāng)中有水時(shí)對(duì)竄倉(cāng)事故的預(yù)防;二是在竄倉(cāng)發(fā)生時(shí)能立即檢測(cè)到并控制防竄倉(cāng)裝置快速關(guān)閉閘門,在竄倉(cāng)得到有效控制后,可適當(dāng)調(diào)整閘門開度,使倉(cāng)中的水煤按一定的控制流量排出。(1)針對(duì)防竄倉(cāng)裝置工作特點(diǎn),對(duì)系統(tǒng)方案擬定如下:防竄倉(cāng)裝置的組成。防竄倉(cāng)裝置由液壓傳動(dòng)系統(tǒng),機(jī)械執(zhí)行機(jī)構(gòu)、電氣控制系統(tǒng)和傳感器組成。 閘門快速關(guān)閉所需要的動(dòng)力。 (2)設(shè)計(jì)時(shí)主要考慮以下幾點(diǎn):合理選擇液壓系統(tǒng)的參數(shù),包括蓄能器的氣體常數(shù),充液壓力,管路直徑和長(zhǎng)度,可以使防竄倉(cāng)裝置和閘門關(guān)閉時(shí)間控制在1 S以內(nèi)。蓄能器的氣體常數(shù)和充液壓力對(duì)系統(tǒng)的影響較大,如此值偏大,則液壓缸活塞的運(yùn)動(dòng)速度增長(zhǎng)過(guò)快,加速度大,對(duì)系統(tǒng)沖擊也大;如此值偏小,則液壓缸活塞的運(yùn)動(dòng)速度增大過(guò)緩,且速度衰減也較快。管路直徑對(duì)系統(tǒng)的性能影響最大,如管路直徑偏小,則管內(nèi)液體的流速就大,運(yùn)動(dòng)阻力急劇增加,造成液壓缸活塞的運(yùn)動(dòng)加速度衰減過(guò)快,活塞運(yùn)動(dòng)速度上不去,影響閘門關(guān)閉時(shí)間。在閘門關(guān)閉時(shí)間控制在1 S以內(nèi)的技術(shù)指標(biāo)下,管路長(zhǎng)度可以滿足液壓動(dòng)力裝置實(shí)際工程應(yīng)用中靈活布置的要求。 閘門質(zhì)量、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的變化對(duì)系統(tǒng)的性能影響要很小。本液壓動(dòng)力裝置能夠適應(yīng)不同的往復(fù)式給煤機(jī)其閘門質(zhì)量及轉(zhuǎn)動(dòng)慣量變化的要求,具有一定的通用性。1.2.2 工作原理根據(jù)防竄倉(cāng)裝置的工作特點(diǎn)和所擬定的方案,設(shè)計(jì)了防竄倉(cāng)裝置,其工作原理如圖1所示,系統(tǒng)的工作原理簡(jiǎn)述如下:圖1-2 工作原理圖1、過(guò)濾器;2、液壓泵;3、壓力表;4、直動(dòng)型溢流閥;5、三位四通手動(dòng)換向閥(M型滑閥機(jī)能);6、節(jié)流閥;7、單向閥;8、液壓缸;9、閘門。1.3K4型給煤機(jī)的技術(shù)改造隨著礦井的延伸,井下使用K4型給煤機(jī)的數(shù)量不斷增加。由于在使用中,發(fā)現(xiàn)該機(jī)在結(jié)構(gòu)上存在一些問(wèn)題,為此我們對(duì)其進(jìn)行了技術(shù)改造。1.3.1 存在的問(wèn)題該機(jī)主要由電動(dòng)機(jī)、減速器、曲拐、底托板、底托輪、后斜板、側(cè)板、弧形門、煤倉(cāng)縮口聯(lián)接盤等組成。主要技術(shù)參數(shù)為:電動(dòng)機(jī)功率:185kW;給煤量:132、268、395、530Ch。該機(jī)使用中主要存在以下問(wèn)題:(1)底托板易彎曲變形。原因是:支撐輪間跨度大,抗彎能力低;鋼板厚度較薄(1012 mm),隨著過(guò)煤量的增加,磨損嚴(yán)重;放煤時(shí)受煤塊頻繁沖擊砸壓,發(fā)生變形、彎曲。(2)后斜板和側(cè)板易變形。原因是:受煤倉(cāng)煤流頻繁沖擊,從而發(fā)生變形。(3)弧形門不能隨意調(diào)節(jié),無(wú)法控制煤倉(cāng)跑水煤現(xiàn)象。原因是:在給煤機(jī)運(yùn)行過(guò)程中,因經(jīng)常發(fā)生跑水煤現(xiàn)象,沖壞輸送機(jī)托輥、埋住機(jī)架、甚至發(fā)生傷人的安全事故。1.3.2 改進(jìn)措施(1)底托板,增設(shè)支撐輪裝置在底托板下面焊接2根軌距為600mm的礦用軌道,以底托板中心線對(duì)稱布置,支撐輪頂在軌道上。運(yùn)行時(shí)軌道與底托板一起運(yùn)動(dòng) 支撐輪做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。支撐輪采用普通礦車輪,礦車輪用支座安裝在承載梁上,承載梁用礦用l2 工字鋼,承載梁下為2根與底板固定的工字鋼立柱。支撐輪支座用8條MI6 X60螺栓與承載梁上焊接的鋼板連接,便于支撐輪因磨損或軸承故障時(shí)更換方便。這樣,底托板由4點(diǎn)支撐變?yōu)?點(diǎn)支撐,跨度縮小,抗彎曲能力大大提高。(2)后斜板加焊礦用l2 工字鋼在后斜板加焊與給煤機(jī)給煤方向垂直的水平工字鋼,工字鋼采用礦用3根l2 工字鋼,長(zhǎng)度與給煤機(jī)后斜板寬度相同,這樣增強(qiáng)了后斜板的抗彎曲能力。 (3)底托板、后斜板和側(cè)板均增加襯板襯板均采用6=12ram的普通錳鋼。底托板的1塊襯板,四周用20條MI6 X60的沉頭螺栓與原底托板連接。后斜板襯板1塊,四周用l6條M16 X60的沉頭螺栓與原后斜板連接。側(cè)板襯板左右各1塊,每塊用22條M16 X60的沉頭螺栓與側(cè)板連接。(4)弧形門增加電動(dòng)控制裝置裝置包括電動(dòng)機(jī)、減速器、卷筒、鋼絲繩、導(dǎo)向滑輪、固定平臺(tái)。電動(dòng)機(jī)和減速器采用SSJ一1000110 X 2型可伸縮帶式輸送機(jī)的收帶裝置,卷筒和導(dǎo)向滑輪自制加工,鋼絲繩直徑 l55mm,固定平臺(tái)由6=12mm鋼板和礦用l2 工字鋼制作。改造后,給煤機(jī)在運(yùn)行過(guò)程中可實(shí)現(xiàn)無(wú)級(jí)調(diào)節(jié),可隨時(shí)控制給煤量的大小,當(dāng)有水煤時(shí),司機(jī)可立即按下控制按鈕,將弧形門放下,減少給煤量。當(dāng)水煤放完后,可將弧形門重新開大,調(diào)大給煤量?;⌒伍T上設(shè)有過(guò)位保護(hù)裝置,使弧形門在最低位置時(shí)與底托間之間僅有2050mm的間隙,這樣可防止弧形門擠壞底托板,經(jīng)現(xiàn)場(chǎng)使用,效果良好。(5)實(shí)施要點(diǎn)1)在新安裝每臺(tái)給煤機(jī)時(shí)應(yīng)事先在下井前完成上述改造項(xiàng)目。如果使用后再進(jìn)行改造,由于底托板、后斜板與側(cè)板變形彎曲,實(shí)施難度加大。2)所有襯板用沉頭螺栓與底托板、后斜板、側(cè)板連接后,再在各板四邊進(jìn)行點(diǎn)焊,使襯板與原板牢靠地成為一體,可大大延長(zhǎng)襯板的使用時(shí)間,同時(shí)便于更換襯板。3)弧形門電動(dòng)控制裝置平臺(tái)與給煤機(jī)放煤口要保持一定的安全距離(一般為1215 m),當(dāng)煤倉(cāng)內(nèi)有大量水煤時(shí),司機(jī)可站在給煤機(jī)前方安全地點(diǎn)操作,可確保人身安全,此點(diǎn)在斜巷運(yùn)輸中更為重要。1.3.3 經(jīng)濟(jì)效益(1)K4型給煤機(jī)改造前,一般只能用2 a,改造后可使用56 a,每臺(tái)改造費(fèi)用1萬(wàn)元,計(jì)入6a內(nèi)更換襯板2次、費(fèi)用2萬(wàn)元,共計(jì)3萬(wàn)元。而在改造前6a內(nèi)需更換2臺(tái)給煤機(jī),需花費(fèi)30萬(wàn)元。(2)對(duì)于運(yùn)煤系統(tǒng)而言,運(yùn)煤系統(tǒng)沿途布置多臺(tái)給煤機(jī),每臺(tái)給煤機(jī)檢修時(shí),為了確保安全,需停止下面的帶式輸送機(jī),這樣將嚴(yán)重制約運(yùn)煤系統(tǒng)的運(yùn)行時(shí)間;改造后,由于可避免運(yùn)煤系統(tǒng)輸送機(jī)頻繁停機(jī),從而可提高主運(yùn)煤系統(tǒng)的有效運(yùn)行時(shí)間。2電動(dòng)機(jī)和減速器的選用已知:如下圖所示曲柄AB=150mm,連桿長(zhǎng)BC=1.2m,曲柄轉(zhuǎn)速n=62r/min,滑塊行程250mm, =220mm 圖2-1 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)示意圖在如圖所示的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)中,已知桿長(zhǎng)、,原動(dòng)件1的正向轉(zhuǎn)角及正向角速度分別為,要求滑塊的速度v,加速度a21位移分析將ABCD看作一向量封閉多邊形,則該機(jī)構(gòu)的向量封閉方程式為 () 按歐拉公式展開得 方程的實(shí)部和虛部應(yīng)分別相等,即 ()消去后得()連桿傾角()22速度分析將式()對(duì)時(shí)間求導(dǎo)得 將上式乘以得 按歐拉公式展開,取實(shí)部后得 速度 角速度23 加速度分析 將式()對(duì)時(shí)間求導(dǎo)兩次,經(jīng)整理后得 加速度 角加速度如下圖所示采用圖解法求出極限位置的角度圖2-2 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)極限位置的角速度速度 最大加速度 最大速度取料倉(cāng)的高為950mm,長(zhǎng)為1250mm,寬為即為底板行程250mm 圖2-3料倉(cāng)口尺寸給煤機(jī)每小時(shí)的生產(chǎn)量 式中料倉(cāng)的體積; 煤的密度,一般取所以給煤機(jī)槽體內(nèi)煤的質(zhì)量: 底板選用中碳鋼,其密度,底板厚度取15mm,則底板尺寸為底板質(zhì)量: 推動(dòng)力:24往復(fù)式給煤機(jī)的工作簡(jiǎn)述往復(fù)式給煤機(jī)由槽形機(jī)體和帶有曲柄連桿裝置的活動(dòng)底板組成。底板是工作機(jī)構(gòu)。由于曲柄連桿裝置的作用,底板作有規(guī)律的往復(fù)運(yùn)動(dòng)。當(dāng)?shù)装逭袝r(shí),將煤倉(cāng)和槽形機(jī)體內(nèi)的煤帶到機(jī)體前端;底板逆行時(shí),槽形機(jī)體內(nèi)的煤被機(jī)體后部的斜板擋住,底板與煤之間產(chǎn)生相對(duì)滑動(dòng),機(jī)體前端的煤自行落下。由于底板往復(fù)運(yùn)動(dòng)的結(jié)果,機(jī)體內(nèi)的煤連續(xù)地卸落到運(yùn)輸設(shè)備或篩選設(shè)備上。能耗分析241往復(fù)式給煤機(jī)的運(yùn)行阻力:往復(fù)式給煤機(jī)運(yùn)行時(shí),電動(dòng)機(jī)功率主要消耗在克服下列阻力上。正行時(shí):底板在托滾輪上的運(yùn)行阻力和煤與固定側(cè)板的摩擦阻力。逆行時(shí):底板在托滾輪上的運(yùn)行阻力和煤與底板的摩擦阻力。此外,還有一些能量消耗在克服底板加速運(yùn)動(dòng)時(shí)的運(yùn)行阻力上。往復(fù)式給煤機(jī)正行時(shí)的功耗是有效功耗,逆行時(shí)的功耗是無(wú)效功耗。242往復(fù)式給煤機(jī)的運(yùn)行阻力由以下公式計(jì)算: 式中重力加速度, 底板在托滾輪上的運(yùn)行阻力系數(shù), 式中煤與鋼的摩擦系數(shù),取 煤對(duì)側(cè)板的側(cè)壓系數(shù), 底板上煤的厚度,煤的松散容重,給煤機(jī)底板水平投影長(zhǎng)度,所以 正行阻力:逆行阻力:243電動(dòng)機(jī)功率的計(jì)算給煤機(jī)所需的最大功率:圖2-4 傳動(dòng)圖1電動(dòng)機(jī);2聯(lián)軸器;3二級(jí)齒輪箱,實(shí)現(xiàn)二級(jí)減速;4曲柄滑塊機(jī)構(gòu)。輸入曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的功率: 式中曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的效率, 給煤機(jī)工作時(shí)所需的最大功率 輸入減速器的功率: 式中輸入曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的功率 減速器的效率減速器的效率 式中齒輪的傳動(dòng)效率,取 軸承的效率, 聯(lián)軸器的效率,所以減速器的效率 所以 電動(dòng)機(jī)需輸出的功率: 式中聯(lián)軸器的效率, 所以電動(dòng)機(jī)所需的功率: 式中聯(lián)軸器的效率, 所以25 電動(dòng)機(jī)的選型 參考資料7的表16-1-89,YB系列隔爆型三相異步電動(dòng)機(jī) 選180L-6型,技術(shù)參數(shù)如下:功率KW轉(zhuǎn)速r/min效率%重量kg1597089.526026 減速器的傳動(dòng)比 式中電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速, 曲柄的轉(zhuǎn)速, 所以27減速器的選用 減速器的承受能力受機(jī)械強(qiáng)度和熱平衡許用功率兩方面的限制。因此減速器的選用必須通過(guò)以下兩個(gè)步驟。(1) 選用減速器的公稱輸入功率,應(yīng)滿足: 式中計(jì)算功率,KW; 載荷功率,KW; 減速器的公稱輸入功率,KW; 工況系數(shù)(即使用系數(shù)); 啟動(dòng)系數(shù); 可靠度系數(shù);往復(fù)式給煤機(jī)載荷為強(qiáng)沖擊,查表15-2-8得,考慮到每天24小時(shí)工作,應(yīng)將再加大15%,所以;選取啟動(dòng)系數(shù)和可靠度系數(shù),查表15-2-9和15-2-10得、;所以計(jì)算功率: (2) 校核熱平衡許用功率,應(yīng)滿足: 或 式中計(jì)算熱功率,KW; 、減速器熱功率,無(wú)冷卻裝置為,有冷卻裝置為; 、環(huán)境溫度系數(shù),載荷率系數(shù),公稱功率利用系數(shù);查表15-2-11、15-2-12、15-2-13得:,(每天24h連續(xù)工作),所以熱平衡許用功率: 查表15-2-7,對(duì)于ZLY224型,所以選用ZLY224型減速器圖2-5 ZLY224型減速器3 聯(lián)軸器的選型聯(lián)軸器,連接兩軸或軸和回轉(zhuǎn)件,在傳遞轉(zhuǎn)矩和運(yùn)動(dòng)過(guò)程中一同回轉(zhuǎn)而不脫開的一種機(jī)械裝置。彈性聯(lián)軸器,即利用彈性元件的彈性變形,以實(shí)現(xiàn)補(bǔ)嘗兩軸相對(duì)位移,緩和沖擊和吸收振動(dòng)的擾性聯(lián)軸器。選用彈性柱銷聯(lián)軸器HL3,如圖 3-1 所示,彈性柱銷聯(lián)軸器是利用若干非金屬材料制成的柱銷,置于兩半聯(lián)軸器凸緣的孔中,以實(shí)現(xiàn)兩半聯(lián)軸器連接。該聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,裝拆方便,彈性元件材料一般多用尼龍6,耐磨性好,有微量補(bǔ)償和和吸振能力,彈性元件受剪切,超載荷工作不可靠。適用于啟動(dòng)頻繁,正反轉(zhuǎn)多變,帶載荷啟動(dòng)的中速軸系傳動(dòng),不適用于工作要求高的部位,不宜用于重載、高速、有強(qiáng)烈沖擊和振動(dòng)較大的軸系傳動(dòng),對(duì)于徑向及角向位移大的工況以及安裝精度較低的軸系傳動(dòng),亦不宜選用。圖3-1彈性柱銷聯(lián)軸器3.1聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩 聯(lián)軸器的主要參數(shù)是公稱轉(zhuǎn)矩,選用時(shí)轉(zhuǎn)矩應(yīng)符合下列關(guān)系: 式中:理論轉(zhuǎn)矩; 計(jì)算轉(zhuǎn)矩; 公稱轉(zhuǎn)矩; 許用轉(zhuǎn)矩; 許用最大轉(zhuǎn)矩; 最大轉(zhuǎn)矩。32聯(lián)軸器的理論轉(zhuǎn)矩計(jì)算 聯(lián)軸器的理論轉(zhuǎn)矩是由功率和工作轉(zhuǎn)速計(jì)算而得,即: 式中:驅(qū)動(dòng)功率; 工作轉(zhuǎn)速; 所以 33聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩計(jì)算聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩是由理論轉(zhuǎn)矩和動(dòng)力機(jī)系數(shù)、工況系數(shù)及其他有關(guān)系數(shù)計(jì)算而得,即: 式中:動(dòng)力機(jī)系數(shù),; 工況系數(shù),; 起動(dòng)系數(shù),; 溫度系數(shù),。 所以: 34強(qiáng)度驗(yàn)算彈性柱銷聯(lián)軸器中的柱銷在工作時(shí),處于剪切和擠壓狀態(tài)。341抗剪強(qiáng)度驗(yàn)算: 式中:聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩,; 柱銷中心分布圓直徑,(); 柱銷數(shù); 柱銷直徑,(); 柱銷材料的許用切應(yīng)力,可??;所以: 通過(guò)342壓強(qiáng)驗(yàn)算; 式中:柱銷長(zhǎng)度,(); 柱銷材料的許用壓強(qiáng),可取; 所以: 4 輥輪軸的設(shè)計(jì)41輥輪軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1)根據(jù)機(jī)械傳動(dòng)方案的整體布局,擬定軸上零件的布局和裝配方案考慮整體布局,擬訂不同的裝配方案進(jìn)行分析對(duì)比,選用如圖4-1所示的裝配方案。 圖4-1輥輪軸的整體布局2)選擇軸的材料 該軸是心軸,轉(zhuǎn)速較低,選用45號(hào)鋼,調(diào)質(zhì)處理,其力學(xué)性能參考資料3由表21-1查得抗拉強(qiáng)度 屈服點(diǎn) 彎曲疲勞極限 剪切疲勞極限許用彎曲應(yīng)力 3)初步估算軸的的直徑 4)軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)初步選擇滾動(dòng)軸承根據(jù)軸的受力,選取30000型圓錐滾子軸承,為了便于軸承的裝配,取裝軸承處的直徑。初選滾動(dòng)軸承為30212型,其尺寸為,定位軸肩高度根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度軸段安裝固定板,為了把該軸固定在箱體上,取該軸段直徑,長(zhǎng)度。軸段安裝螺母,為了固定旁邊的套筒,取該軸段直徑,長(zhǎng)度。軸段裝有套筒,為了固定軸承內(nèi)圈,取該軸段直徑,長(zhǎng)度。軸段安裝軸承和套筒,裝在軸承中間的套筒為了固定軸承內(nèi)圈,取該軸段直徑,長(zhǎng)度。軸段安裝唇形密封圈,取該軸段直徑,長(zhǎng)度;軸段,長(zhǎng)度;所以該軸總長(zhǎng)度5)軸的受力分析 作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖 圖4-2軸的受力分析 求支反力在垂直面內(nèi)的支反力由得又,所以 式中:煤倉(cāng)的重力和煤倉(cāng)內(nèi)煤的重力,;煤倉(cāng)內(nèi)煤的質(zhì)量: 底板選用中碳鋼,其密度,底板厚度取15mm,則底板尺寸為底板的質(zhì)量: 側(cè)板選用中碳鋼,其密度,側(cè)板厚度取15mm,則底板尺寸如下圖: 圖4-3側(cè)板尺寸布置側(cè)板的質(zhì)量: 所以 所以 圖4-4彎矩圖 軸的強(qiáng)度計(jì)算通常把軸當(dāng)作置于鉸鏈支座上的梁。軸上零件傳來(lái)的力,通常當(dāng)作集中力來(lái)考慮,其作用點(diǎn)取為零件輪緣寬度的中點(diǎn),軸上轉(zhuǎn)矩則從輪轂寬度的中點(diǎn)算起。軸上支撐反力的作用點(diǎn),根據(jù)軸承的類型和組合確定。 如果作用在軸上的各載荷不在同一平面內(nèi),則可分解到兩個(gè)相互垂直的平面,然后分別求這兩個(gè)平面內(nèi)的彎矩,再按矢量法求得合成彎矩。按彎矩強(qiáng)度條件計(jì)算 式中:軸計(jì)算截面上的合成彎矩,; 軸計(jì)算垂直截面上的合成彎矩,; 軸計(jì)算水平截面上的合成彎矩,; 所以 C截面的當(dāng)量彎矩 式中:軸計(jì)算截面上的當(dāng)量彎矩,; 考慮轉(zhuǎn)矩和彎矩的作用性質(zhì)差異的系數(shù),當(dāng)扭切應(yīng)力按對(duì)稱循環(huán)變化時(shí),;當(dāng)扭切應(yīng)力按脈動(dòng)循環(huán)變化時(shí),;當(dāng)扭切應(yīng)力不變化時(shí); 軸計(jì)算截面上的轉(zhuǎn)矩,所以 彎曲應(yīng)力: 式中:軸計(jì)算截面上的直徑,; 所以 安全42輥輪軸強(qiáng)度的校核1)按安全系數(shù)校核計(jì)算 按安全系數(shù)的校核計(jì)算有兩種,一種是根據(jù)材料疲勞極限計(jì)算軸危險(xiǎn)截面處的疲勞強(qiáng)度安全系數(shù),載荷按軸上長(zhǎng)期作用的最大變載荷進(jìn)行計(jì)算;另一種是根據(jù)材料屈服強(qiáng)度計(jì)算軸危險(xiǎn)截面處的靜強(qiáng)度安全系數(shù)。載荷是根據(jù)軸的短時(shí)最大載荷來(lái)計(jì)算的。 危險(xiǎn)截面的位置應(yīng)是彎矩等較大及截面面積較小處,當(dāng)按疲勞強(qiáng)度計(jì)算時(shí),還應(yīng)考慮應(yīng)力集中較嚴(yán)重處,也就是實(shí)際應(yīng)力較大的截面。當(dāng)在同一截面處有幾個(gè)應(yīng)力集中源時(shí),取各源所引起的應(yīng)力集中的最大值。 按疲勞強(qiáng)度的安全系數(shù)計(jì)算:根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸及彎矩圖,轉(zhuǎn)矩圖、截面C處彎矩最大,為危險(xiǎn)截面,其應(yīng)力幅為 式中:W抗彎截面系數(shù); 所以: 安全2)驗(yàn)算軸承壽命一般工作條件下的滾動(dòng)軸承往往因疲勞點(diǎn)蝕而失效,滾動(dòng)軸承尺寸主要取決于疲勞壽命。計(jì)算滾動(dòng)軸承基本額定壽命的公式是; 式中:失效率10%的基本額定壽命;基本額定動(dòng)載荷,; 當(dāng)量動(dòng)載荷,; 壽命指數(shù),對(duì)于滾子軸承。若軸承工作轉(zhuǎn)速為n(r/min),以小時(shí)數(shù)為單位基本額定壽命公式為: 計(jì)算軸承支反力 合成支反力 軸承的派生軸向力 軸承所受的軸向載荷因 軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷 , 所以: , 所以: 軸承壽命 因,故按計(jì)算 查得, 式中:基本額定動(dòng)載荷,。 5 液壓缸的設(shè)計(jì)5.1 料倉(cāng)口的尺寸設(shè)計(jì)設(shè)料倉(cāng)口的尺寸為,煤倉(cāng)的高度為,如下圖所示: 圖5-1料倉(cāng)口的尺寸所以當(dāng)全部關(guān)上閘門后,閘門所承受的力為最大,此時(shí),閘門上部煤倉(cāng)內(nèi)煤的質(zhì)量為: 式中:煤的密度,;全部關(guān)上閘門后,閘門上部煤倉(cāng)內(nèi)煤的體積,; 所以 5.2液壓缸的受力分析1)、關(guān)閘門時(shí)所受的最大摩擦力是在全部關(guān)上閘門后,此時(shí)為靜摩擦力,可按下式計(jì)算: 式中:閘門與料倉(cāng)口的摩擦力,取; 閘門上部煤倉(cāng)內(nèi)煤的質(zhì)量,kg; 所以: 2)、密封裝置的密封阻力: 式中0.03為密封系數(shù) 所以 3)、液壓缸的最大牽引力即液壓缸要克服的最大阻力: 5.3液壓缸的推力和速度 單活塞桿缸只有一端有活塞桿,如下圖1,它主要由缸底、缸筒、缸頭、活塞、活塞桿、導(dǎo)向套、緩沖套、節(jié)流閥、帶放氣孔的單向閥及密封裝置等組成。缸筒與法蘭焊接成一體,通過(guò)螺釘與缸底、缸頭連接?;钊c缸筒、活塞桿與缸蓋之間在半剖視圖上部為橡塑組合密封,下部為唇形密封。 單活塞桿缸也有缸筒固定和活塞桿固定兩種安裝形式。兩種安裝方式的工作臺(tái)移動(dòng)范圍均為活塞有效行程的兩倍。單活塞桿缸因左、右兩腔有效面積和不等,因此當(dāng)進(jìn)油腔和回油腔壓力分別為和輸入左右兩腔的流量均為時(shí),液壓缸左、右兩個(gè)方向的推力和速度不相同。非差動(dòng)連接時(shí),有桿腔進(jìn)油,無(wú)桿腔回油時(shí),如圖2所示,液壓缸輸出的的推力和速度分別為 圖5-2非差動(dòng)連接 差動(dòng)連接時(shí),將單活塞桿液壓缸兩側(cè)同時(shí)與壓力油接通,如圖3所示,液壓缸輸出的推力和速度分別為 圖5-3差動(dòng)連接式中液壓缸內(nèi)截面積,; 除了活塞桿截面后剩余的液壓缸截面積,; 活塞直徑,m; 活塞桿直徑,m; 為輸入流量,ml/s; 、為缸的進(jìn)出口壓力,N; 、為缸的機(jī)械、容積效率;機(jī)械效率 其損失由相對(duì)運(yùn)動(dòng)副的摩擦造成,采用不同密封時(shí)機(jī)械效率有區(qū)別,通常取機(jī)械效率。容積效率 其損失由密封處泄露,通常取容積效率。裝彈性密封圈時(shí)取,裝活塞環(huán)時(shí)。5.4液壓缸的主要尺寸計(jì)算5.41液壓缸內(nèi)徑及活塞桿直徑的確定 液壓缸的工作壓力P為6.3,確定液壓缸的內(nèi)徑為 式中:液壓缸要克服的最大阻力,N; 液壓缸的工作壓力,; 所以 參考資料8的表20-6-2圓整取5.42油液作用在單位面積上的壓強(qiáng) 式中:作用在活塞上的載荷,N; 活塞的有效工作面積,;所以: 選液壓缸的額定工作壓力為合適 從上式可知,壓力值的建立是由載荷的存在而產(chǎn)生的。在同一個(gè)活塞的有效工作面積上,載荷越大,克服載荷所需要的壓力就越大。換句話說(shuō),如果活塞的有效工作面積一定,油液壓力越大,活塞產(chǎn)生的作用力就越大。 額定壓力(公稱壓力),是液壓缸能用以長(zhǎng)期工作的壓力,應(yīng)符合或接近下表規(guī)定的數(shù)值。級(jí)別壓力范圍低壓00.5中壓2.58中高壓816高壓1632超高壓32所以該系統(tǒng)為中壓系統(tǒng)最高允許壓力,也是動(dòng)態(tài)試驗(yàn)壓力,是液壓缸在瞬間所能承受的極限壓力。 耐壓試驗(yàn)壓力,是檢查液壓缸質(zhì)量時(shí)需要承受的試驗(yàn)壓力,即在此壓力下不出現(xiàn)變形、裂縫或爆裂。5.43液壓缸的理論作用力按下式確定: 式中:活塞桿上的實(shí)際作用力; 負(fù)載率,一般取; 液壓缸的總效率,; 所以5.44確定液壓缸的壁厚:液壓缸的要求有足夠的強(qiáng)度和沖擊韌性,對(duì)焊接的缸筒還要求有良好的焊接性能,在本設(shè)計(jì)中,采用的熱軋無(wú)縫鋼管,缸管材料為35 鋼,其缸壁厚度計(jì)算公式通過(guò)查參考文獻(xiàn)8得: 式中:缸體壁厚,mm; 實(shí)驗(yàn)壓力(Pa),一般?。ǎ﹑; P液壓缸的最高工作壓力,p=6.3Mpa; D液壓缸的內(nèi)徑(mm); 材料的許用應(yīng)力,當(dāng)p20Mpa時(shí),用鋼材,;所以 取壁厚 所以液壓缸的外徑5.45缸筒壁厚驗(yàn)算1、驗(yàn)算極限壓力 額定工作壓力應(yīng)低于一定極限值,以保證工作安全: 式中:缸筒材料的屈服強(qiáng)度; 液壓缸的內(nèi)徑(mm); 液壓缸的外徑(mm); 所以 = 通過(guò)2、驗(yàn)算完全塑性變形壓力 同時(shí)額定工作壓力也應(yīng)與完全塑性變形壓力有一定的比例范圍,以避免塑性變形的發(fā)生: 即 通過(guò)3、驗(yàn)算缸筒爆裂應(yīng)力 式中:缸筒材料的抗拉強(qiáng)度; 液壓缸的內(nèi)徑(mm); 液壓缸的外徑(mm); 所以: 所以 通過(guò)55活塞桿的設(shè)計(jì)551活塞桿的結(jié)構(gòu)、尺寸的確定 活塞桿是液壓缸傳遞力的重要零件,它承受拉力、壓力、彎曲力和振動(dòng)沖擊等多種作用力,必須有足夠的強(qiáng)度和剛度。 對(duì)于雙作用單邊活塞桿液壓缸,其活塞桿直徑d可根據(jù)往復(fù)運(yùn)動(dòng)速比(即面積比)來(lái)確定 所以參考資料8的表20-6-2活塞桿直徑系列圓整取取活塞桿的直徑為552活塞桿的直徑的強(qiáng)度校核在活塞桿僅承受軸向載荷的穩(wěn)定狀態(tài)下,活塞桿的直徑按照簡(jiǎn)單的拉、壓強(qiáng)度計(jì)算: 式中 活塞桿的許用應(yīng)力() 活塞桿一般采用35或45鋼等材料,=100120選取=120; 根據(jù)表20-6-3給出的活塞桿外徑尺寸系列圓整成標(biāo)準(zhǔn)為: 553活塞桿彎曲穩(wěn)定性驗(yàn)算 當(dāng)液壓缸支承長(zhǎng)度時(shí),需驗(yàn)算活塞桿彎曲穩(wěn)定性。受力完全在軸線上,主要按下式驗(yàn)算: 式中:活塞桿彎曲失穩(wěn)臨界壓縮力,N; 安全系數(shù),通常??; 實(shí)際彈性模數(shù);材料的彈性模數(shù),;鋼材; 材料組織缺陷系數(shù),鋼材一般??; 活塞桿截面不均勻系數(shù),一般??; 活塞桿橫截面慣性矩,; 圓截面:;所以 所以: 通過(guò) 554活塞桿的結(jié)構(gòu) 活塞桿有空心和實(shí)心兩種,實(shí)心桿制造工藝簡(jiǎn)單,應(yīng)用廣泛;空心活塞桿用于桿直徑與液壓缸的直徑比值較大,或桿內(nèi)必須裝傳感器或油管的情況。 該液壓缸桿體采用實(shí)心,桿內(nèi)端采用螺母緊固,如圖4所示 圖5-4螺母型1活塞桿;2活塞;3組合密封;4O形密封圈;5液壓缸;6螺栓。活塞桿的外端頭部與載荷的拖動(dòng)機(jī)構(gòu)相連接,為了避免活塞桿在工作中產(chǎn)生偏心承載力,適應(yīng)液壓缸的安裝要求,提高其作用效率,應(yīng)該根據(jù)載荷的具體狀況,選擇適當(dāng)?shù)臈U頭連接形式。 桿外端與閘門相接,故采用方形雙耳環(huán)式。如圖 所示 圖 5-5方形雙耳環(huán)555活塞桿的材料和技術(shù)要求 1)活塞桿的技術(shù)要求 活塞桿要在導(dǎo)向套中滑動(dòng),一般采用H8/h7或H8/f7配合。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,是為了保證活塞桿外圓與活塞外圓的同軸度,以避免活塞與缸筒、活塞桿與導(dǎo)向套的卡滯現(xiàn)象。安裝活塞的軸肩端面與活塞桿軸線的垂直度公差不大于0.04mm/100mm,以保證活塞安裝不產(chǎn)生歪斜。活塞桿的外圓粗糙度值一般為。太光滑了,表面形成不了油膜,反而不利于潤(rùn)滑。為了提高耐磨性和防銹性,活塞桿表面需進(jìn)行鍍鉻處理,鍍層厚,并進(jìn)行拋光或磨削加工。對(duì)于工作條件惡劣、碰撞機(jī)會(huì)較多的情況,工作表面需經(jīng)高頻淬火后再鍍鉻。用于低載荷和良好環(huán)境條件時(shí),可不做表面處理。 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的同心,特別是緩沖柱塞,最好與活塞桿作成一體。卡環(huán)槽取動(dòng)配合公差,螺紋則取較緊的配合。2)活塞桿材料的選擇 一般用中碳鋼,選用35鋼,調(diào)質(zhì)處理;但對(duì)只承受推力的單作用活塞桿,則不必進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理。對(duì)活塞桿通常要求淬火,淬火深度一般為0.51mm,或活塞桿直徑每毫米淬深0.03mm。材料熱處理表面處理3552031015調(diào)質(zhì)鍍鉻56活塞桿的導(dǎo)向套、密封和防塵 活塞桿的導(dǎo)向套裝在液壓缸的有桿側(cè)端蓋內(nèi),用以對(duì)活塞桿進(jìn)行導(dǎo)向,內(nèi)裝有密封裝置以保證缸筒有桿腔的密封。外側(cè)裝有防塵圈,以防止活塞桿在后退時(shí)把雜志、灰塵及水分帶到密封裝置處,損壞密封裝置。當(dāng)導(dǎo)向套采用非耐磨材料時(shí),其內(nèi)圈還可裝設(shè)導(dǎo)向環(huán),用作活塞桿的導(dǎo)向。導(dǎo)向套的典型結(jié)構(gòu)形式有軸套式和端蓋式,選用端蓋式,如下圖所示。561結(jié)構(gòu) 在液壓缸有桿側(cè)的端蓋內(nèi),裝有導(dǎo)向結(jié)構(gòu)和密封裝置。在密封裝置外側(cè),常裝有防塵圈以防止灰塵和雜質(zhì)進(jìn)入液壓缸。導(dǎo)向結(jié)構(gòu)分端蓋式和直插式,選用端蓋式,如圖6所示。圖5- 6端蓋式1活塞桿;2防塵圈;3前端蓋;4導(dǎo)向套;5O形密封圈;6液壓缸;7油口;8蕾形密封圈。562導(dǎo)向套的材料 金屬導(dǎo)向套一般采用摩擦系數(shù)小、耐磨性好的青銅材料制作,非金屬導(dǎo)向套可以用塑料、聚四氟乙烯或聚三氟氯乙烯材料制作。端蓋式直接導(dǎo)向型的導(dǎo)向套材料用灰鑄鐵、球墨鑄鐵、氧化鑄鐵等。563導(dǎo)向套長(zhǎng)度的確定 導(dǎo)向套的主要尺寸是支撐長(zhǎng)度,通常按活塞桿直徑、導(dǎo)向套的型式、導(dǎo)向套材料的承壓能力、可能遇到的最大側(cè)向負(fù)載等因素來(lái)考慮。 導(dǎo)向套的寬度 直徑5.7活塞 由于活塞在液體壓力的作用下沿缸筒往復(fù)滑動(dòng),因此,它與缸筒的配合應(yīng)適當(dāng),既不能過(guò)緊,也不能間隙過(guò)大。配合過(guò)緊,不僅使最低啟動(dòng)壓力增大,降低機(jī)械效率,使液壓缸達(dá)不到要求的設(shè)計(jì)性能。 液壓力的大小與活塞的有效工作面積有關(guān),活塞直徑應(yīng)與缸筒內(nèi)徑一致。所以,活塞設(shè)計(jì)時(shí),主要任務(wù)就是確定活塞的結(jié)構(gòu)型式。571活塞的結(jié)構(gòu)型式 根據(jù)密封裝置型式來(lái)選用活塞結(jié)構(gòu)型式(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。 活塞的結(jié)構(gòu)選用整體式如圖,整體活塞在活塞圓周上開溝槽,安置密封圈,結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,但給活塞的加工帶來(lái)困難,密封圈安裝時(shí)也容易拉傷和扭曲。 圖 5-7組合密封 1活塞桿;2活塞;3組合密封。572活塞與活塞桿的連接 活塞與活塞桿的連接有多種型式,該處選用螺母型,如圖所示,所有型式均需有緊鎖措施,以防止工作時(shí)由于往復(fù)運(yùn)動(dòng)而松開。同時(shí)在活塞與活塞桿之間需設(shè)置靜密封。 圖5-8螺母型1活塞桿;2活塞。573活塞的密封密封型式與活塞的結(jié)構(gòu)有關(guān),可根據(jù)液壓缸的不同作用和不同工作壓力來(lái)選擇。 圖5-9活塞的密封1活塞桿;2活塞;3組合密封;4O形密封圈;5液壓缸;6螺栓。574活塞的材料 有導(dǎo)向環(huán)活塞用優(yōu)質(zhì)碳素鋼20號(hào)、35號(hào)及45號(hào),選用35號(hào),有的在外徑套尼龍或聚四氟乙烯+玻璃纖維和聚三氟氯乙烯材料制成的支撐環(huán)。裝配式活塞外環(huán)可用錫青銅。還有用鋁合金作為活塞材料?;钊牟牧线x用高強(qiáng)度灰鑄鐵HT200。575活塞的尺寸及加工精度 活塞寬度一般為活塞外徑的倍,但也要根據(jù)密封件的型式、數(shù)量和安裝導(dǎo)向環(huán)的溝槽尺寸而定。有時(shí),可以結(jié)合中隔圈的布置確定活塞寬度。 活塞外徑的配合一般采用f9,外徑對(duì)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半,表面粗糙度視結(jié)構(gòu)型式不同而各異。576活塞的最小導(dǎo)向長(zhǎng)度H及液壓缸行程S的確定液壓缸的行程,主要根據(jù)執(zhí)行機(jī)構(gòu)的工作行程而定,工況要求活塞桿的伸出長(zhǎng)度為1100 。設(shè)活塞的寬度為B,B=(0.40.6)D,B=0.4D=36,取B=40mm,那么液壓缸的行程為:s=1100+B=1172 ,表20-6-2中給出的標(biāo)準(zhǔn)系列,取液壓缸的行程s=1200.當(dāng)活塞桿全部外伸時(shí),從活塞支承面中點(diǎn)到導(dǎo)向滑動(dòng)面中點(diǎn)的距離稱為最小導(dǎo)向長(zhǎng)度H,如果導(dǎo)向長(zhǎng)度H 過(guò)小,將會(huì)使液壓缸的初始撓度增大,影響液壓缸的穩(wěn)定,對(duì)于一般的液壓缸,當(dāng)液壓缸的最大行程為s 缸筒直徑為D 時(shí),最小導(dǎo)向長(zhǎng)度為: 所以得:H105取 H=110 活塞的相關(guān)尺寸如下: 活塞的直徑; 活塞的寬度; 58液壓缸油口直徑的確定 油口包括油口孔和油口連接螺紋。液壓缸的進(jìn)、出油口可布置在端蓋或缸筒上。油口孔大多屬于薄壁孔(指孔的長(zhǎng)度與直徑之比的孔)通過(guò)薄壁孔的流量按下式計(jì)算: 式中:流量系數(shù),接頭處大孔與小孔之比大于7時(shí),小于7時(shí),取 油孔的截面積,; 液壓油的密度,; 油孔前腔壓力,; 油孔后腔壓力,; 油孔前后腔壓力差,。關(guān)閘門時(shí)液壓缸所需的流量最大,此時(shí) 按照液壓缸的關(guān)閘門的工作速度 、有效工作面積 A 和液壓缸的容積效率v 確定: ; 式中:彈性密封時(shí)液壓缸容積效率為1; 液壓缸無(wú)桿腔的面積,; 除了活塞桿截面后液壓缸截面積,;關(guān)閘門的速度,取;所以 查表20-6-25知,選用螺紋油口尺寸,油口設(shè)在缸筒上,如圖: 圖5-10 油口示意圖59缸筒底部厚度計(jì)算缸筒底部為平面,其厚度可以按照四周嵌位的圓盤強(qiáng)度公式近似的計(jì)算: 式中計(jì)算厚度外直徑(如下圖); P液壓缸的最高工作壓力,p=6.3Mpa; 缸筒材料的許用應(yīng)力,; 液壓缸的安全系數(shù),; ; 所以: 圓整取 圖5-11 缸筒底部厚度91缸筒頭部法蘭厚度計(jì)算: 如下圖: 法蘭厚度 式中 F法蘭在缸筒最大內(nèi)壓下所承受的軸向壓力,N; ; 法蘭外圓半徑,m; 螺栓孔直徑, m;法蘭材料的許用應(yīng)力, ; 缸筒材料的許用應(yīng)力,; 液壓缸的安全系數(shù),; ; 圖5-12 缸筒頭部法蘭厚度 所以 圓整取 592缸筒法蘭連接螺栓 螺栓選用 螺栓材料的屈服極限 螺栓材料的抗拉強(qiáng)度 安全系數(shù) 5 93缸筒與端部用法蘭連接時(shí),螺栓的強(qiáng)度計(jì)算如下: 螺紋處的拉應(yīng)力: 式中:擰緊螺紋的系數(shù),變載荷?。?法蘭在缸筒最大內(nèi)壓下所承受的軸向壓力,N; 螺栓的個(gè)數(shù); 螺紋的底徑,mm; 所以; 螺紋處的剪應(yīng)力: 式中:螺紋連接的摩擦因數(shù),平均??; 擰緊螺紋的系數(shù),變載荷取; 螺紋外徑; 螺栓的個(gè)數(shù); 螺紋的底徑,mm; 所以 合成應(yīng)力: 式中:缸筒材料的許用應(yīng)力,; 液壓缸的安全系數(shù),; 所以 通過(guò) 594缸筒與端部焊接 缸筒與端部用焊接連接時(shí),其焊縫應(yīng)力計(jì)算如下: 式中:焊接效率,??; 焊條材料的抗拉強(qiáng)度,Mpa; 安全系數(shù),??; 缸內(nèi)最大推力,N; 所以 510液壓缸的流量的確定 關(guān)閘門時(shí)由液壓泵提供動(dòng)力,此時(shí)液壓缸所需的最大流量 按照液壓缸的關(guān)閘門的工作速度 、有效工作面積 A 和液壓缸的容積效率v 確定: ; 式中:彈性密封時(shí)液壓缸容積效率為1; 液壓缸無(wú)桿腔的面積,; 除了活塞桿截面后液壓缸截面積,;關(guān)閘門的速度,?。?所以 開閘門時(shí)通過(guò)節(jié)流閥調(diào)節(jié)壓力,此時(shí)液壓缸的流量為: 式中:液壓缸容積效率,彈性密封時(shí)為1; 液壓缸的內(nèi)徑,m; 活塞桿的直徑,m; 開閘門的速度,取;所以 得到液壓缸的功率為。511液壓缸的密封密封機(jī)理防止工作介質(zhì)從機(jī)器和設(shè)備中泄漏或防止外界雜質(zhì)侵入機(jī)器和設(shè)備內(nèi)部的一種裝置或措施稱為密封。被密封的工作介質(zhì)可以是氣體、液體或粉狀固體。造成泄露的原因主要有兩方面:一是密封面上有間隙;二是密封部位兩側(cè)有壓力差。消除或減小任一個(gè)因素都可以減小或阻止泄露。解決機(jī)械產(chǎn)品泄露的基本方法有以下幾種: 1)減小密封部位內(nèi)外的壓差; 2)在密封配合面保持一層潤(rùn)滑膜; 3)消除引起泄露的流體流動(dòng)的原因; 4)增加泄露部位流體流動(dòng)的阻力; 5)將泄露的流體引向無(wú)害的方向或使主流回主槽。此外,還常常采用將接合部位焊合、鉚合、壓合、折邊等永久性防止流體泄露的方法消除泄露。5111法蘭與活塞桿的密封如圖 5-13 所示法蘭與活塞桿的密封采用U形密封圈,防止外界雜質(zhì)侵入機(jī)器和設(shè)備內(nèi)部;蕾形密封圈,防止工作介質(zhì)從機(jī)器和設(shè)備中泄漏。 圖5-13法蘭與活塞桿的密封 1活塞桿;2防塵圈;3法蘭;4蕾形密封圈。 選擇密封必須考慮壓力、溫度、速度、腐蝕環(huán)境及材料等因素。5112前端蓋與液壓缸的密封前端蓋與液壓缸的密封采用O形密封圈,如圖5-14所示。 圖 5-14前端蓋與液壓缸的密封1前端蓋;2密封圈3液壓缸。5113活塞與活塞桿的密封 如圖 5-15 所示 圖5-15活塞與活塞桿的密封1活塞桿;2活塞;3O形密封圈?;钊c活塞桿的密封采用O形密封圈,O形密封圈可廣泛用作靜密封,此時(shí)耐久性良好。5114活塞與液壓缸的密封 如圖 5-16 所示 圖 5-16 活塞與液壓缸的密封
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