705 大中型滾動軸承壓裝機設計（有cad圖）,705,大中型滾動軸承壓裝機設計（有cad圖）,大中型,滾動軸承,裝機,設計,cad 大中型滾動軸承壓裝機設計 中文摘要 大中型貨車輪對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，適用于鐵路貨車車輛新造及檢修時壓裝197726、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)衡陽火車站機修廠的資料和其工作現(xiàn)場情況，設計出達到壓裝要求的軸承壓裝機。本文主要是針對WY型貨車輪對軸承壓裝機的機械液壓部分進行設計。 關鍵詞：滾動軸承；壓裝；機械；液壓 Abstract： WY-type freight car wheel rolling bearing push mounting machine is the appropriation equipment for railcar rolling bearing mounted . It is used for mounting the 197726 and 352226 moulds bearings in making and overhauling freight railcar ,and widely used in vehicle factories, vehicle sections, vehicle overhauling factories and mine railcar companies etc. in this design, it is aimed to design an push mounting machine fulfilling the push mounting requirement ,according on datas and fieldwork . This text is mainly about the mechanical hydraulicpart design of WY-type freight car wheel rolling bearing push mounting machine. Keywords: the rolling bearing; push mounting; machinery; hydraulic 目 錄 第1章 緒論 1 1.1 概述 1 1.2大中型滾動軸承壓裝機簡介 2 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 液壓系統(tǒng)的設計流程 5 第3章 液壓系統(tǒng)的設計計算 6 3.1 軸承壓裝機液壓缸的設計及計算 6 3.1.1 分析工況及設計要求，繪制液壓系統(tǒng)草圖 6 3.1.2 計算液壓缸的外負載 8 3.1.2.1 壓裝缸 8 3.1.2.2 夾緊缸 8 3.1.2.3 頂起定位缸 8 3.1.2.4 確定系統(tǒng)的工作壓力 8 3.2 確定液壓缸的幾何參數(shù) 9 3.2.1 壓裝缸尺寸計算 9 3.2.1.1 液壓缸工作壓力的確定 9 3.2.1.2 液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d的確定 9 3.2.1.3 液壓缸壁厚和外徑的計算 9 3.2.1.4 液壓缸工作行程的確定 10 3.2.1.5 缸蓋厚度的確定 10 3.2.1.6 最小導向長度的確定 11 3.2.1.7 缸體長度的確定 12 3.2.1.8 活塞桿穩(wěn)定性的驗算 12 3.2.2 定位缸及其主要尺寸的確定 13 3.2.2.1 液壓缸工作壓力的確定 13 3.2.2.2 液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d的確定 13 3.2.2.3 液壓缸壁厚和外徑的計算和選取 14 3.2.2.4 液壓缸工作行程的確定 15 3.2.2.5 缸蓋厚度的確定 15 3.2.2.6 最小導向長度的確定 16 3.2.2.7 缸體長度的確定 16 3.2.2.8 計算液壓缸主要零件的強度和剛度 16 3.2.3 夾緊缸及其主要尺寸的確定 17 3.2.3.1 液壓缸工作壓力的確定 17 3.2.3.2 液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d的確定 17 3.2.3.3 液壓缸壁厚和外徑的計算和選取 17 3.2.3.4 液壓缸工作行程的確定 18 3.2.3.5 缸蓋厚度的確定 18 3.2.3.6 最小導向長度的確定 18 3.2.3.7 缸體長度的確定 19 3.2.3.8 計算液壓缸主要零件的強度和剛度 19 3.3 液壓缸的結構設計 21 3.3.1 壓裝液壓缸的結構設計 21 3.3.1.1 缸體與缸蓋的連接形式 21 3.3.1.2 活塞桿與活塞的連接結構 21 3.3.1.3 活塞桿導向部分的結構 21 3.3.1.4 活塞及活塞桿處密封圈的選用 21 3.3.1.5 液壓缸的緩沖裝置 22 3.3.1.6 液壓缸的排氣裝置 22 3.3.2 夾緊液壓缸和定位液壓缸的結構設計 22 3.4 液壓系統(tǒng)元件的分析和選擇 22 3.4.1 確定供油方式 22 3.4.2 調(diào)速方式的選擇 22 3.4.3 速度換接方式的選擇 22 3.4.4 夾緊回路的選擇 23 3.4.5 定位回路的選擇 23 3.4.6 傳感器和調(diào)理器的選擇 23 3.5 液壓站的結構 24 3.5.1 壓裝機液壓站元件的組成 24 3.5.2 液壓油的選擇 25 3.6 液壓缸的調(diào)整 25 3.6.1 壓裝液壓缸的調(diào)整 25 3.6.2 頂起定位液壓缸的調(diào)整 25 3.7 壓裝機及其環(huán)境的布置 26 設計總結 27 鳴謝 28 參考文獻 29 附錄 30 大中型滾動軸承壓裝機設計 第1章．緒論 1．1 概述 大中型滾動軸承壓裝機是一臺具有自動記錄鐵路車輛滾動軸承壓裝時產(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。 我國鐵路車輛自七十年代采用滾動軸承以來，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。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。為了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。大中型滾動軸承壓裝機正式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。 1．2 大中型滾動軸承壓裝機簡介 大中型型滾動軸承壓裝機(以下簡稱壓裝機)是用于鐵路車輛滾動軸承壓裝的專用設備。 壓裝機由機體、液壓站和控制臺三部分組成。三部分相對獨立，必要時可單獨使用在不同場合。 機體由床身、支座、主油缸、輔助油缸及輪對夾緊機構組成。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。液壓站的結構和液控原理經(jīng)過多年的考驗，密封性能好，可靠。集成塊主體采用鍛剛制造，六面磨削加工。控制臺為流行的計算機操作臺結構，強弱電分柜安裝，抗干擾能力強。 壓裝機既能兩頭同時壓裝軸承，也可以單頭壓裝軸承，通過更換壓裝缸前端的引導套和壓裝蓋，并對控制系統(tǒng)的有關參數(shù)進行修改后，可以壓裝197726和352226兩種軸承。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)，這些資料在打印機打印曲線圖表時將給予打出，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。采用工業(yè)計算機控制系統(tǒng)，通用打印機做為輸出終端，14寸彩色顯示器對話框提示，鼠標、鍵盤操作。由于計算機存儲量極大，可以存儲幾百萬根軸的壓裝數(shù)據(jù)，完全可以取代單位的書面資料保存，任何時間都可以調(diào)出所有需要的資料，并通過打印機打印出任一軸承壓裝曲線圖表。附位移變化與壓裝力曲線打印圖一張: 圖1 第2章．設計內(nèi)容及任務要求 2．1 設計內(nèi)容及要求 本次設計主要是針對大中型軸承壓裝機的機械部分進行設計，而控制部分和液壓站部分不需要進行設計，根據(jù)已有的資料和到現(xiàn)場進行觀察，從而設計出達到要求和需要的軸承壓裝機。 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，必須從實際情況出發(fā)，有機的結合各種傳動形式，充分發(fā)揮液壓傳動的優(yōu)點，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)。 軸承壓裝機的主要性能和參數(shù) （1）最大壓裝力 457 KN （2）壓裝缸行程 400 mm （3）外形尺寸 5000*800*1040 mm （4）許用壓力 高壓 9.5 Mpa 低壓 2.5 Mpa （5）總功率 11.3 Mpa （6）輪對最大直徑 915 mm 輪對最小直徑 760 mm （7）重量 8000 kg （8）壓裝端數(shù) 單、雙端 （9）壓裝方式 自動、手動 （10）可輸入并自動記錄壓裝單位、時間軸型、軸號、軸承號等 （11）自動打印出軸承壓裝參數(shù)以及位移變化的壓裝力曲線，貼靠后保壓5秒，自動作出壓裝質(zhì)量合格與否的判斷，可重復打印 （12）系統(tǒng)資料存儲：3000000 根軸資料 （13）時間自動生成 2．2 液壓系統(tǒng)的設計流程 a．明確液壓系統(tǒng)設計要求 b．工況分析(動力分析、運動分析) c．確定主要參數(shù) d．編制液壓元件工況圖 e．擬訂液壓系統(tǒng)圖 f．選擇和設計液壓元件 g．液壓缸結構設計、運算 h．繪制正式工作圖、編制設計說明書 第3章 液壓系統(tǒng)的設計計算 3.1 軸承壓裝機液壓缸的設計及計算 3.1.1 分析工況及設計要求，繪制液壓系統(tǒng)草圖 壓裝機工況分析： 壓裝缸： （圖2） 夾緊缸： 頂起定位缸： (圖3) (圖4) 液壓原理圖以及動作順序表請參見付圖3，圖4： （圖5） 以下是液壓系統(tǒng)原理圖: （圖6） 3.1.2 計算液壓缸的外負載 3.1.2.1 壓裝缸 已知壓裝力為196 KN，最大壓裝力為475 KN并保壓5 s 3.1.2.2 夾緊缸 根據(jù)壓裝時的夾緊結構設計，初步確定夾緊力為6000 N 3.1.2.3 頂起定位缸 因為是兩個缸對稱分布，而輪對重1000 kg，所以每個缸的負載為500*9.8=4900 N 3.1.2.4 確定系統(tǒng)的工作壓力 系統(tǒng)分別有高壓和低壓，高壓處最高為9.5 Mpa，低壓處最高為2.5 Mpa，不得超過此數(shù)值，具體請參考液壓原理圖 3.2 確定液壓缸的幾何參數(shù) 3.2．1 壓裝缸尺寸計算： 3.2.1.1 液壓缸工作壓力的確定 工進時為9.5 Mpa，快進時為2.5 Mpa 3.2.1.2 液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d的確定 由下圖可知： 圖8 其中R為最大壓裝力475 KN; 為機械效率0.95;為最大輸出9.5 ; 為系統(tǒng)背壓，在這取0計算，即無背壓。則： 查[1]表2-4（GB2348-80）取. 查[1]表2-3 、2-5 取。 3.2.1.3 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(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和厚壁圓筒。 液壓缸的內(nèi)徑與其壁厚的比值的圓筒稱為薄壁圓筒。查《理論力學》得其計算公式為： 式中——液壓缸壁厚（m）; ——液壓缸內(nèi)徑（m）; ——試驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.251.5） 倍（）; ——缸筒材料的許用應力。其值為:無縫鋼管：. 一級缸的內(nèi)徑計算 ，， 查[2] 表4-11及C 表2-115 采用外徑為160mm,壁厚為18mm的無縫鋼管。 同理取活塞桿材料為外徑90mm,壁厚5mm的無縫鋼管。 二級缸的內(nèi)徑計算 ，， 查[2] 表4-11及C 表2-115 采用外徑為325mm,壁厚為38mm的無縫鋼管。 3.2.1.4 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[1] 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200mm； 二級缸工作行程長度為400mm. 3.2.1.5 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 有孔時 式中 ——缸蓋有效厚度（mm）; ——缸蓋止口內(nèi)徑（mm）; ——缸蓋孔的直徑（m）. 一級缸缸蓋厚度計算 后缸蓋 前缸蓋 取=15mm. 二級缸缸蓋厚度計算 后缸蓋 取=45mm: 前缸蓋 取=45/mm. 3.2.1.6 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 式中——液壓缸的最大行程; ——液壓缸內(nèi)徑。 活塞的厚度B 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，??； 當時，取。 對一級缸最小導向長度 ， 活塞寬度及滑動支承面的長度 因，故無需設計隔套。 對二級缸最小導向長度 活塞寬度及滑動支承面的長度 為保證最小導向長度H，在缸蓋與活塞之間增加一隔套K來增加H的值。 隔套的長度選為45mm 3.2.1.7 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)徑的倍。 一級缸缸體內(nèi)部長度 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 缸體外形尺寸為 3.2.1.8 活塞桿穩(wěn)定性的驗算 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。 3.2.2 定位缸及其主要尺寸的確定 3.2.2.1 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，參見手冊1（《液壓系統(tǒng)設計簡明手冊）》，定位缸的壓力取2．0/Mpa。 3.2.2.2 液壓缸內(nèi)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，成對布置，靠輪對的自重使其復位，而柱塞液壓缸在回油路上無背壓。 （圖7） 由公式： 可得: 其中: D－－液壓缸柱塞直徑 －－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。 －－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=4900 KN，參見手冊2（《液壓氣動系統(tǒng)設計手冊》）可得，柱塞密封選取的是U型密封圈，在前缸蓋處安裝了FA型防塵圈，所以密封處的摩擦力約為工作負載的0.3倍。而機械效率這里選取的是0.9，則： D===67.14/mm 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70mm。 因為選取的是柱塞型液壓缸，根據(jù)參考書3（《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，工作的時候需要的力比較大，所以選取液壓缸的缸內(nèi)徑為80 mm，即柱塞與缸壁之間距離為5 mm。 3.2.2.3 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。 液壓缸的壁厚一般是指缸筒結構中最薄處，從材料力學可知，承受內(nèi)壓力的圓桶，其內(nèi)應力分布規(guī)律因壁厚的不同而各異。一般可以分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。 液壓缸的內(nèi)徑D與其壁厚δ的比值D/δ10的圓筒稱為薄壁圓筒，起重運輸機械和工程機械的液壓缸，一般用無縫鋼管材料，大多屬于薄壁圓筒結構，其壁厚按下面的公式計算： 式中：δ---液壓缸的壁厚（m）； D---液壓缸的內(nèi)徑（m）； ---試驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.25～1.5）倍（Mpa）； ---缸筒材料的許用壓力，其值為：鍛鋼：=110～120 Mpa； 鑄鋼：=100～110 Mpa；無縫鋼管：=100～110 Mpa； 高強度鑄鐵：=60 Mpa；灰鑄鐵：=25 Mpa。 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15/mm。 液壓缸壁厚算出后，即可以求得缸體的外徑為： D+2δ 式中值應該按無縫鋼管標準，選取110 mm。 3.2.2.4 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，在這里，柱塞缸的工作行程為140 mm。屬于活塞行程參數(shù)系列（GB2349-80）的第2優(yōu)先組。 3.2.2.5 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： 有孔時： 式中：t---缸蓋的有效厚度（m）； ---缸蓋上口內(nèi)徑（m）； ---缸蓋孔的直徑（m）。 這里按經(jīng)驗選取缸蓋厚度為25 mm。 3.2.2.6 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，影響液壓缸的穩(wěn)定性。 由于選取的是柱塞缸，導向長度相對來說要加長點，這里選取導向長度為70/mm。 3.2.2.7 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20～30 倍。這里，缸體長度取250 mm，沒有超出規(guī)定的要求。 3.2.2.8 計算液壓缸主要零件的強度和剛度 由于柱塞直徑D與其壁厚δ的比值小于10，所以這里用厚壁筒強度計算公式估計： 代入數(shù)值，計算： =1.77 mm 所以壁厚完全符合要求。 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 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： =59.4 mm 而柱塞的直徑為70/mm，所以符合活塞桿的強度要求。 3.2.3 夾緊缸及其主要尺寸的確定 3.2.3.1 液壓缸工作壓力的確定 夾緊缸主要起到的是徑向的推力，從而推動頂桿，使之夾緊輪對，這里夾緊缸的工作壓力最大不超過2.5 Mpa。選取2.0 Mpa計算。 3.2.3.2 液壓缸內(nèi)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，采取頭部法蘭連接。 夾緊缸在回油路上沒有背壓，可不考慮背壓的影響。 由公式： 式中：D－－液壓缸柱塞直徑 －－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。 －－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，夾緊液壓缸的密封是采取使用U型密封圈結合O型密封圈的形式，考慮到工作過程中的摩擦力影響，其大小應該是夾緊力的0.03 倍，而由此可得D： 根據(jù)液壓缸內(nèi)徑尺寸系列（GB2348-80）將所得數(shù)值圓整為80 mm。 根據(jù)活塞桿直徑可由d/D值計算所得，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。 3.2.3.3 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。由于選取的夾緊缸內(nèi)徑D和壁厚δ的比值小于10，所以應該按材料力學中的厚壁圓筒公式進行壁厚的計算： 式中：δ---液壓缸的壁厚（m）； D---液壓缸的內(nèi)徑（m）； ---試驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.25～1.5）倍（Mpa）； ---缸筒材料的許用壓力，其值為：鍛鋼：=110～120 Mpa； 鑄鋼：=100～110 Mpa；無縫鋼管：=100～110/ Mpa； 高強度鑄鐵：=60 Mpa；灰鑄鐵：=25 Mpa。 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10 mm。 液壓缸壁厚算出后，即可以求得缸體的外徑為： D+2δ 式中值按經(jīng)驗選取100 mm。 3.2.3.4 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，夾緊缸的工作行程為112 mm。屬于活塞行程參數(shù)系列（GB2349-80）的第2優(yōu)先組。 3.2.3.5 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： 式中：t---缸蓋的有效厚度（m）； ---缸蓋上口內(nèi)徑（m）； ---缸蓋孔的直徑（m）。 這里按經(jīng)驗選取缸蓋厚度為22mm。 3.2.3.6 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。 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35/mm。缸蓋滑動支撐面的長度，根據(jù)液壓缸內(nèi)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。 為保證最小導向長度H，若過分增大和B都是不適合的，必要時可以在缸蓋與活塞之間增加一隔套K來增加H的值，隔套的長度C由需要的最小導向長度H來確定，即： 液壓缸內(nèi)徑為80/mm，所以=（0.6-1.0）D，計算所得=48～80/mm，參考液壓缸結構設計工具書，將夾緊缸的最小導向長度定為40 mm。 3.2.3.7 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20～30 倍。這里，缸體長度取212 mm，沒有超出規(guī)定的要求，符合條件。 3.2.3.8 計算液壓缸主要零件的強度和剛度 由于柱塞直徑D與其壁厚δ的比值小于10，所以這里用厚壁筒強度計算公式估計： 代入數(shù)值，取無縫鋼管的計算，即105Mpa，而壓力p是工作壓力的1.5/倍，則： =2.02 mm 由上計算多得的壁厚比實際小的多，因此按經(jīng)驗選取的壁厚10 mm完全符合要求。 活塞桿校核： 當活塞桿長度時，按彎曲穩(wěn)定性校核活塞桿直徑d 按材料力學理論，一根受壓直桿，在其軸向負荷超過穩(wěn)定臨界力時，即失去原有直線狀態(tài)的平衡，稱為失穩(wěn)。對液壓缸，其穩(wěn)定條件為： 式中：F---液壓缸的最大推力（F），F(xiàn)=； ---液壓缸的穩(wěn)定臨界力（N）； ---穩(wěn)定安全系數(shù)，一般取=1～3。 液壓缸的穩(wěn)定臨界力（N）與活塞桿和缸體的材料、長度、剛度和兩端支撐狀況等因素有關。 當細長比時， 當細長比時， 式中：---活塞桿的計算長度（m），其取法見參考書2（《液壓氣動系統(tǒng)設計手冊》）78頁表3-6； K---活塞桿橫截面的回轉半徑（m），（m）（對實心活塞桿） j---活塞桿橫截面轉動慣量（），； A---活塞桿橫截面積（）； m---柔性系數(shù)，對鋼取m=85； n---端點安裝形式系數(shù)，參見書目2（《液壓氣動系統(tǒng)設計手冊》）78頁表3-6，這里使用的是一端固定，一端鉸接，所以n取2； E---材料彈性摸量（ Pa），對鋼E=2.6 GPa； f---材料強度實驗值（Pa），對鋼f=490 Mpa。 計算細長比：= mm，而=340，所以選后面的公式計算，則： N 穩(wěn)定安全系數(shù)取1.1，則，因為F=6000/N。所以符合穩(wěn)定性要求，設計合適。 3.3 液壓缸的結構設計 3.3.1 壓裝液壓缸的結構設計 3.3.1.1 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 （2）拆裝時需用專用工具 （3）擰端蓋時易損壞密封圈 3.3.1.2 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。 3.3.1.3 活塞桿導向部分的結構 一級缸活塞桿導向結構為導向套導向：` 二級缸活塞桿導向結構為端蓋直接導向。 3.3.1.4 活塞及活塞桿處密封圈的選用 一級缸密封圈的選用: 選用高低唇Y型密封圈，型號:Y 110×90×16 GB10708.1-89以及Y 185×160×20 GB10708.1-89，材料都是耐油橡膠。 二級缸活塞與缸體的密封圈的選用： 選用V型密封圈，型號：V 250×220×49.5 GB10708-89 3.3.1.5 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)象的發(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。 3.3.1.6 液壓缸的排氣裝置 對于運動速度穩(wěn)定性要求較高的機床液壓缸和大型液壓缸，則需要設置排氣裝置，壓裝缸將油口設置在上方，有利于壓力油中的氣體排出。 3.3.2 夾緊液壓缸和定位液壓缸的結構設計 定位與夾緊液壓缸均采用單出桿、缸體固定形式；為減少缸體與活塞體積，簡化結構，采用U型密封圈結合O型密封圈的結構，夾緊液壓缸的U型密封圈的型號為：45×65 HG-336-66，材料是橡膠；O型密封圈的型號為：71×5.3G GB3452.1-92；11.8×3.55G GB3452.1-82，材料是NBR。定位液壓缸的U型密封圈型號為：45×65 HG4-336-66，材料是：橡膠；防塵圈型號為：FA100×115×9.5 D GB10708.3-89，材料為丁睛橡膠。 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構，排氣螺塞也可以由油管接頭來代替。 3.4 液壓系統(tǒng)元件的分析和選擇 3.4.1 確定供油方式 考慮到該機床在工作進給時負載較大，速度較低，而在快進、快退時負載較小，從節(jié)省能量、減少發(fā)熱考慮，泵源系統(tǒng)應該選用雙泵，本設計中，采用的是YB-E32/63雙聯(lián)葉片泵。 3.4.2 調(diào)速方式的選擇 在中小型專用機床的液壓系統(tǒng)中，進給速度的控制一般采用節(jié)流閥或者是調(diào)速閥。根據(jù)壓裝機對低速性能和速度負載特性都有一定要求的特點，決定采用雙聯(lián)葉片泵加調(diào)速閥的結構，而且在高壓的供油線路上，接入一個分流閥，分流閥的兩個出口分別通向兩只壓裝油缸。分流閥的主要作用就是使兩個缸同步，如果左端油缸因負載減少速度加快，分流閥將減小左邊的出油口，同時加大右邊的出油口，盡力保持兩邊速度相同。減少油口在液壓原理上實質(zhì)是利用壓力變化的作用，也就是說，WY型滾動軸承壓裝機在壓裝過程中，會出現(xiàn)兩個油缸不同的情況時（可通過觀察兩個壓裝油缸上的壓力表），而兩缸仍能繼續(xù)同時進行壓裝。分流閥調(diào)節(jié)示意圖如圖8： （圖9） 3.4.3 速度換接方式的選擇 本系統(tǒng)采用電磁閥的快慢速換接回路，它的特點是結構簡單，調(diào)節(jié)行程比較方便，閥的安裝也比較容易，但是速度換接的平穩(wěn)性較差。若要提高系統(tǒng)的換接平穩(wěn)性，則可改用行程閥切換的速度換接回路。 3.4.4 夾緊回路的選擇 用三位四通電磁閥來控制夾緊、松開換向動作，為了避免工作時突然失電而松開，應該采用失電夾緊方式，考慮到夾緊時，當進油路壓力瞬時下降時，仍能保持夾緊力，所以接入單向閥保壓。 3.4.5 定位回路的選擇 用三位四通電磁閥來控制頂起定位和降下復位動作，同夾緊回路一樣，為了避免工作時突然失電而松開，應該采用失電夾緊方式，考慮到夾緊時，當進油路壓力瞬時下降時，仍能保持夾緊力，所以接入單向閥保壓。在該回路中還裝有調(diào)速閥，在降下的過程中可以保持輪對的緩慢降下。從而使輪對不至于撞壞。 3.4.6 傳感器和調(diào)理器的選擇 本機選用壓阻式壓力傳感器，型號為CYG-30。量程為16/Mpa，該傳感器內(nèi)部線路相當于一個電橋，只是有一個橋壁是可變，當壓力發(fā)生變化時，可變橋壁的阻值發(fā)生變化，從而取得壓力變化信號，為了傳感器正常工作，必須提供其工作電流，該電流由信號調(diào)理器提供。 調(diào)理器是一臺高精度，低漂移的直流放大器，本機配用TKF-1型信號調(diào)理器，為雙通道，正面布置兩個通道的各3只調(diào)整旋鈕；背面布置電源開關，兩個輸入，一個輸出五芯插座。 3.5 液壓站的結構 3.5.1 壓裝機液壓站元件的組成 系統(tǒng)工作壓力：高壓管路為9.5/Mpa，而低壓管路為2.5/Mpa，所以選擇的液壓閥的工作壓力要根據(jù)系統(tǒng)管路的壓力正確的進行選擇。 壓裝機液壓站有6個集成塊，液壓元件的選擇如下： （1） 油泵電機：Y160-6-B5電機； （2） 雙聯(lián)葉片泵：YB-E32/63； （3） 高壓壓力表一塊：Y-60； （4） 網(wǎng)式濾油器：WU-250X180F-J； （5） 集成塊底版； （6） 集成塊1：22E-10BH 電磁閥二個，Y-63B 中壓溢流閥一個，Y2-HB10 高壓溢流閥一個； （7） 集成塊2：FL-B10-S 分流閥一個，22E0-H10B 電磁閥一個，Q-10H高速閥一個， AJ-Ha10B單向閥一個； （8） 集成塊3：FL-B15-S 分流閥一個，34E-63B電磁閥一個； （9） 集成塊4：22E2-063B 電磁閥兩個，23E-63B電磁閥一個； （10） 集成塊5：23E-63B 電磁閥兩個，34E-63B電磁閥一個； （11） 集成塊6：23E-63B 電磁閥一個，34E-63B電磁閥一個，X-63B順序閥一個； （12） 集成塊頂塊：34E-63B 電磁閥一個，I-63B單向閥一個， L-63B節(jié)流閥一個， Y-60低壓壓力表兩塊。 3.5.2 液壓油的選擇 正確而合理的使用液壓油對液壓系統(tǒng)適應各種環(huán)境條件和工作狀態(tài)的能力、延長系統(tǒng)和元件的壽命，提高設備運轉的可靠性，防止事故發(fā)生等方面都有重要影響。 對于本設計的液壓系統(tǒng)，液壓油的選擇可參見手冊3（《袖珍液壓氣動手冊》）表13-8的選擇原則和表13-9的液壓油液的使用范圍，覺得選擇潔凈的20#液壓油。 在首次使用或換油時，工作油液的一次加入量為364-384升，即油箱內(nèi)工作油液的正常液面應該在油箱油標的最低與最高刻線之間。首次啟動后，油液進入了管道及油缸，此時油面會下降，因此必須再次補充油，在使用的過程中還可能發(fā)生少量的泄露，因此應該經(jīng)常檢查游標，當油液面低于油箱游標的最低刻線時，應該及時加油。 工作油液應該定期進行檢查和更換，換油液的周期，因使用條件而異，一般來說，兩年更換一次。在連續(xù)運轉、高溫、高濕、灰塵多的地方需要縮短更換的周期。 3.6 液壓缸的調(diào)整 3.6.1 壓裝液壓缸的調(diào)整 可以根據(jù)壓裝液壓缸的前端結構，更換引導套和壓裝蓋，并調(diào)整好軸承托架體相互之間的距離，可以使壓裝機適應197726和352226型軸承。 3.6.2 頂起定位液壓缸的調(diào)整 （圖10） 在整機調(diào)整時，應該注意：頂起定位液壓缸升起高度的調(diào)整，應該使兩缸升起的高度一致，并保證升起輪對后，輪對軸線較兩壓裝缸頂尖的同軸度誤差為1毫米左右，然后鎖緊各螺母和緊定螺釘。對不同型號的輪對，升起的高度是不用的，經(jīng)過仔細的調(diào)整，可以對兩種輪徑（840毫米和915毫米）的輪對滾動軸承進行壓裝。輪對如圖10所示。 3.7 壓裝機及其環(huán)境的布置 壓裝機由機體、液壓站和控制臺三部分組成，液壓站和控制臺相對主機應該就近布置，現(xiàn)場的鋼軌與機體上的導軌應該聯(lián)結平整。壓裝機工作時，床身承受很大的拉力和彎矩，因此基礎應該搗實摸平，按照基礎圖的要求完成。機體就位時下部應該墊平，特別是全部地腳螺栓處要墊實。地腳螺栓為受力件，一定要埋牢固，以防止在工作中松動從而引起床身變形，影響壓裝檢測精度。 畢業(yè)設計心得總結 這次畢業(yè)設計，是學習的檢測，也是大學生活的終結。 我的題目是：大中型滾動軸承壓裝機機械的設計。設計主要是針對大中型軸承壓裝機的機械部分進行設計，設計時，從實際情況出發(fā)，發(fā)揮液壓傳動的優(yōu)點，力求在達到設計要求的情況下設計出結構簡單、成本低、操作簡單、維修方便的液壓傳動系統(tǒng)。 這次設計讓我獲益良多，首先是四年學習的系統(tǒng)復習，并在其基礎上進一步理論聯(lián)系實際，通過實踐深化理論知識。其次就是學會查參考資料篩選有用信息和利用網(wǎng)絡獲得更多知識，培養(yǎng)自己的分析、解決實際問題的能力。最后是鍛煉了合作能力，學會了堅持與妥協(xié)，培養(yǎng)了團隊精神。 設計完成是一個終結也是一個新的開始，在今后的工作中，我將會面對更加困難、復雜的題目，這次設計就是其先例，我會以在這先例中學的知識和能力去面對它，并在它身上學得更多。 參考文獻 [1] 楊培元,朱福元.[液壓系統(tǒng)設計簡明手冊].北京：機械工業(yè)出版社，1999.12 [2]張利平.[液壓氣動系統(tǒng)設計手冊].北京：機械工業(yè)出版社，1997.6 [3]劉新德.[袖珍液壓氣動手冊].2版.北京:機械工業(yè)出版社,2004.1 [4]吳宗澤,羅圣國.[機械設計課程設計手冊].2版.北京:高等教育出版社,1999 [5]嚴金申,張培生.[液壓傳動].北京:國防工業(yè)出版社,1979.12 [6]中國石油物資公司.[軸承手冊].北京:石油出版社,1991 [7]張云電.[薄壁缸套生產(chǎn)技術].北京:國防工業(yè)出版社,2001.11 [8]王成燾,倪劍勇,倪學海.[滾動軸承的配合與裝拆工藝].北京:機械工業(yè)出版社,1993.3 [9]葉君.[實用緊固件手冊].北京:機械工業(yè)出版社,2002.9 [10]成大先.[機械設計手冊],液壓傳動篇.北京:化學工業(yè)出版社,2004.1 [11]成大先.[機械設計圖冊].北京:化學工業(yè)出版社,2004.1 [12]成大先.[機械設計手冊],聯(lián)結與緊固篇.北京:化學工業(yè)出版社,2004.1 [13]趙應樾.[常用液壓缸與其修理].上海:上海交通大學出版社,1996 [14]B.B.Muvdi，J.W.McNabb.[Engineering Mechanics of Materials].New York:Macmillan Publishing Co.，Inc.1973 [15]Cyrll Donaldson，George H.LeCaln.[Tool Design].New York:McGraw-Hill Book Company,1979 鳴謝 末了，我要感謝許多在做設計的過程中幫助過我的黃老師和同學，老師對我的設計的指導是這次設計順利完成的關鍵，老師認真仔細的審查了我的設計圖，指出設計圖中的錯誤和不足之處。另外，還要感謝衡陽火車站機修廠的同志，他們熱情的接待，及對壓裝機介紹，使我了解和明白壓裝機的工作原理和機械結構。最后感謝學校、學院各位老師給我的教育與指導、教育和培養(yǎng)，也感謝班了的各位同學與他們的交流讓我獲益良多。 附錄 附圖1 附圖2 附圖3 附圖4 附圖5 附圖6 附圖7