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矿车轮对拆卸机构的设计

精品资料
矿车轮对拆卸机构的设计
1 绪论
矿车轮对拆卸机是矿车检修成套设备之一，是一种针对矿车轮对维修的机械设备。就现阶段，矿车轮对的维修主要靠工人来进行，不仅工效低，而且劳动强度大，维修效果差。设计一台专用拆卸机，不仅可以提高工作效率，降低企业的成本，而且可以大大地减轻工人的劳动强度。
目前，对矿车轮对拆卸机的研究几乎是空白的，在网上也很难见到有关这方面研究的消息，只有中国矿业大学对其有所研究。矿车轮是煤矿运输机械中的易损部件，矿车轮对在使用一段时间之后必须进行拆卸维修，以提高它的使用寿命。随着煤矿产业的不断壮大，传统的手工拆卸已不能满足生产的要求，对矿车轮对拆卸机的设计改进是势在必行的。
随着科学技术的不断发展，矿车轮对拆卸机的发展也会越来越快，必然会朝著高性能、高精度、高速度、高柔性化和模块化方向发展。但最主要的发展趋势就是采用“PC＋运动控制器”的开放式数控系统，它不仅具有信息处理能力强、开放程度高、运动轨迹控制精确、通用性好等特点，而且还从很大程度上提高了现有加工制造的精度、柔性和应付市场需求的能力。
2 设计任务书
这次设计主要对矿车轮对拆卸机构进行设计。
通过查阅相关资料和细致的思考，初步确定了以下三个矿车轮对的拆卸方案：
方案一：轮盖和螺栓的拆卸由人工利用搬手等工具进行拆卸，轮子的拆卸通过在轴下堑一支承，靠近轮对处设一挡块，通过人力敲击来完成拆卸。
方案二：轮盖和螺栓的拆卸同方案一，轮对的拆卸通过在工作台上安装一机械手夹紧轴，在左端设计一卸轮钩将轮子钩住（卸轮钩的开合都由液压驱动），利用液压缸顶出来实现。工作台的移动通过电机提供动力经过齿轮减速，驱动滚珠丝杠动力来完成。
方案三：轮盖的拆卸同方案一，螺栓的拆卸通过减速电机带动导筒的转动来完成。轮对的拆卸通过在工作台上安装Ｖ形块来支承和夹紧（手动）轮对，并在左端设计一卸轮钩将轮子钩住，利用液压缸将轴顶出完成拆卸。工作台的移动通过电机提供动力经过齿轮减速，驱动丝杆螺母运动来实现。
根据题目要求综合比较以上三个方案，方案三为最优方案。
由于轮盖的拆卸通过人工方式，所以在此机构设计中只考虑螺母和轮对的拆卸。为了使结构更加清晰，将其分为螺母拆卸机构、卸车轮机构、轮对固定装置和液压系统四个部份。
3 设计计算说明书
3.1 螺母拆卸机构
3.1.1 减速机的选择
通常规定，拧紧后螺纹联接件的预紧力不得超过其材料的屈服极限的80%。螺栓的制造材料为45钢，故

式中：——螺栓材料的屈服极限，
　　　——螺栓危险截面的面积，
取

5539N
由机械原理可知，拧紧力矩T等于螺旋副间的摩擦阻力矩和螺母环形端面与被联接件支承面间的摩擦阻力矩之和，即
（1）
螺旋副间的摩擦力矩为
（2）
螺母与支承面间的摩擦力矩为
（3）
将式（2）、（3）代入式（1），得
（4）
对于M10～M64粗牙普通螺纹的钢制螺栓，螺纹升角；螺纹中径；螺旋副的当量摩擦角（f为摩擦系数，无润滑时）；螺栓孔直径；螺母环形支承面的外径；螺母与支承面间的摩擦系数。将上述各参数代入式（4）整理后可得

＝
＝46.53N.m
根据以上计算，减速电机选用上海良精传动机械有限公司生产的微型摆线针轮减速机，型号为：WD-WD100。
3.1.2 导筒的设计
螺母的形状和尺寸如图3-1所示：

图3-1　螺母外形
因为拆卸此螺母不需要特别大的力，所以直接选用导筒的材料为45钢，形状和尺寸如图3-2所示：

图3-2(a) 导筒的形状和尺寸

图3-2(b) 导筒的形状和尺寸

3.1.3 拆卸螺母夹持力计算
根据3.1.1中的计算结果，拆卸螺母所需的扭矩为46.53N.m。要想在拆卸过程中，轮对不随着螺母转动，夹持力所产生的阻力应大于拆卸螺母的力矩。
此夹持机构是采用两V形块组合，利用螺栓固定。初选螺纹联接为M12，代入式(1)得　　　　　　

　　　5108N
车轮和轴总重为59.3kg,V形块开槽夹角为,轴的直径为d为60mm。
所以下V形块开槽每面受力为:

=4022.83N
上V形块开槽每面受力为:

=3611
夹持力矩为:　

所以此夹持力能够满足要求。
3.2 卸车轮机构
这部分主要包括拆卸力的计算、卸轮钩的设计以及箱体的结构设计。
3.2.1 拆卸力的计算
① 计算最大过盈量
根据轴承与轴的装配图可知，轴承与轴的配合是
；
所以最大过盈量
② 计算拆卸力
1) 计算零件不产生塑性变形所允许的最大压强
根据参考文献[2]表6.4-2公式得
包容件：
被包容件：
式中：查参考文献[3]45钢ZG270—500的屈服强度为280Mpa
查参考文献[3]轴承外圈轴承钢的屈服强度为1670Mpa
2）计算零件不产生塑性变形所允许的最大过盈
查参考文献[5]表6.4-2，按公式计算
式中：取上面二值中小者
查参考文献[5]表6 .4-4取45钢和轴承钢的弹性模量为

查参考文献[5]表6 .4-4取45钢和轴承钢的泊松比为

所以

3）计算最大拆卸力
查参考文献[5]表6.4-2，按以下公式计算
(5)
式中：最大过盈的配合面压强为
(6)
查参考文献[5]表6.4-3钢与铸钢摩擦因数u为0.11
考虑到车轮运行工作环境恶劣，同时生锈使拆卸力大大增加，故取

3.2.2 卸轮钩的设计
① 内力分析
初选钩的材料为45钢,截面高度和宽度都为30mm,查参考文献[3]得其许用应力。
卸轮钩的受力简图3所示:
在载荷F作用下,梁在平面内发生对称弯曲,弯矩矢量平行于y轴,将其用表示,弯矩如图4所示:
在画弯矩图时,将与弯矩相对应的点,画在该弯矩所在横截面弯曲时受压的一侧.
由以上分析可知,卸轮钩的弯曲拐角处的截面A为危险截面,该截面的弯矩为
(7)

图3-3 卸轮钩受力简图

② 应力分析
如图3-5所示:
在弯矩作用下，最大弯曲拉应力与最大弯曲压应力,则分别发生在截面的de与fa边缘各点外。

③　强度校核
在上述各点处,弯曲切应力均为零,该处材料处于单向应力状态,所以,强度条件为
(8)
由上述计算可知,卸轮钩的弯曲强度符合要求。
根据矿车轮对的具体形状和生产现场的具体情况,将卸轮钩与轮对相配合的部份设计成向内弯曲30度,以便卸轮钩和矿车轮对之间更好的配合和自锁。

图3-4 在载荷F作用下的弯矩图

④ 固定销的选择
1) 圆柱销
圆柱销主要用于定位，也可用于联接，但只能传递不大的载荷。销孔应配铰制，不宜多次拆装。
内缧纹圆柱销(B型)有通气平面，适用于盲孔。
缧纹圆柱销常用于精度要求不高的场合。
弹性圆柱销具有弹性，装配后不易松脱。对销孔的精度要求较低，可不铰制，互换性好，可多次拆卸。因刚性较差，不适于高精度定位。
2) 圆锥销
圆锥销有1:50的锥度，便于安装。其定位精度比圆柱销高，主要用于定位，也可以用来固定零件，传递动力，多用于经常拆卸的场合。
内缧纹圆锥销用于盲孔；缧尾圆锥销用于拆卸困难处；开尾圆锥销在打入销孔后，末端可稍张开，以防松脱，可用于有冲击、振动的场合。
3) 销轴、带孔销
用于铰接处并用开口销锁定，拆卸方便。
根据比较和设计的要求，选用圆柱销。
初选销的材料为45钢，许用切应力。
(9)
横向力:F=30614N
销的许用剪应力:.
销的个数:Z=2
所以:

解得:

查参考文献[3]表3-3-40取d=16mm.

图3-5 弯矩分析
3.2.3 箱体结构设计
矿车轮对拆卸机的箱体,其功能主要是包容和支承传动机构, 为设计加工方便通常把箱体设计成矩形截面六面体，采用焊接结构，材料为Q235-A。
为满足强度要求根据参考文献[5]表9.2-38取箱体的壁厚为10mm。其结构简图如图3-6所示。
3.3 轮对固定装置
此装置包括装夹部分、旋转部分和移动部分。装夹部分由Ｖ形块来定位和夹紧，旋转部分由轴和轴承的配合来实现。移动部分由电动机提供动力，经过齿轮减速，带动丝杆螺母的运动来实现。
3.3.1 V形块的选择
矿车轮对轴的直径为60mm,查《机床夹具设计手册》第三版表2-1-26得V形块的主要尺寸，见表3-1。

图3-6 箱体外形图
3.3.2 旋转机构设计
设计此旋转机构的目的是为了拆卸完一边的车轮后，让其旋转，以便拆卸另一个车轮。此机构受力主要为矿车轮对及其自身的重力，为减少阻力，将其设计成一圆盘形状，将一轴和圆盘铸为一体，在轴的下方装上轴承。
因为此轴承主要承受轴向力，经过查阅相关资料，最终决定选用一对圆锥滚子轴承配合使用，其轴承代号为30206。
表3-1 V形块的主要尺寸
N
K
L
B
H
A

b
l
d

h

r
基本尺寸
极限偏差
55

100
40
35
76
16
19
20
12
8
+0.015
11
18
10
22
2
3.3.3 移动机构的设计
① 工作台的设计
1) 主要设计参数及依据
本设计工作台的参数定为：
（1） 工作台行程： 300mm
（2） 工作台最大尺寸（长×宽×高）：500×320×100mm
（3） 工作台最大承载重量：120Kg
（4） 脉冲当量：0.001mm/pluse
（5） 进给速度：60毫米/min
（6） 表面粗糙度：0.8～1.6
（7） 设计寿命：15年
2）工作台部件进给系统受力分析
因矿车轮对拆卸机在拆卸过各中只受横向的拆卸力,因此可以认为在加工过程中没有外力负载作用。
工作台部件由工作台、中间滑台、底座等零部件组成,各自之间均以滚动直线导轨副相联,以保证相对运动精度。
设下底座的传动系统为横向传动系统，即X向，上导轨为纵向传动系统，即Y向。
一般来说,矿车轮对拆卸机的滚动直线导轨的摩擦力可忽略不计,但丝杠螺母副,以及齿轮之间的滑动摩擦不能忽略,这些摩擦力矩会影响电机的步距精度。另外由于采取了一系列的消隙、预紧措施,其产生的负载波动应控制在很小的范围。
3) 初步确定工作台尺寸及估算重量
初定工作台尺寸(长×宽×高度)为:600×400×55mm，材料为HT200，估重为625N (W1)。
设中托座尺寸(长×宽×高度)为:440×520×90mm，材料为HT200，估重为250N（W2）。
另外估计其他零件的重量约为250N (W3)。
加上工件最大重量约为120Kg（1176N）(G)。
则下托座导轨副所承受的最大负载W为:
W=W1+W2+W3+G＝665+250+250+1176＝2301N
② 丝杆螺母副的设计
因为在本设计中对缧旋传动的精度和效率要求不高，故采用选用结构简单，便于制造，易于自锁，摩擦阻力相对较大，传动效率和传动精度较低的的滑动螺旋。
1) 耐磨性计算
滑动螺旋的磨损与螺纹工作面上的压力、滑动速度、螺纹表面粗糙度以及润滑状态等因素有关。其中最主要的是螺纹工作面上的压力，压力越大，螺旋副间越容易形成过度磨损。因此，滑动螺旋的耐磨性计算，主要是限制螺纹工作面上的压力p,使其小于材料的许用压力[p]。
估算作用于螺杆上的轴向力为F=3000N，根据参考文献[3]P93式(5-46)有

式中[p]为材料的许用压力,单位为,见参考文献[3]表5-12；值一般取1.2～3.5。对于整体螺母，由于磨损后不能调整间隙，为使受力分布比较均匀，螺纹工作圈数不宜过多，故取对于剖分螺母和兼作支承的螺母，可取；只有传动精度较高，载荷较大，要求压寿命较长时，才允许取。这里取。
所以　　　　　　　　　　　
　　　　　　　　　　　　　　＝0.01m
　　　　　　　　　　　　　　＝10mm
考虑到整个系统的刚度和稳定性，取＝36mm。
2) 螺杆的稳定性计算
对于长径比大的受压螺杆，当轴向压力F大于某一临界值时，螺杆就会突然发生侧向弯曲而丧失其稳定性。因此，在正常情况下，螺杆承受的轴向力F(单位为N)必须小于临界载荷（单位为N）。则螺杆的稳定性条件为
(10)
式中：——螺杆稳定性的计算安全系数。
　　　——螺杆稳定性安全系数，对于传力螺旋（如起重螺杆等），＝3.5～5.0；对于传导螺旋，＝2.5～4.0；对于精密螺杆或水平螺杆，>4。此机构中取＝3.5。
——螺杆的临界载荷，单位为N；根据螺杆的柔度值的大小选用不同的公式计算，。
此处，为螺杆的长度系数，见参考文献[3]表5-14，这里取＝0.50；为螺杆的工作长度，单位为mm；螺杆两端支承时取两支点间的距离为工作长度,螺杆一端以螺母支承时以螺母中部到另一端支点的距离作为工作长度；为螺杆危险截面的惯性半径，单位为mm；若螺杆危险截面面积，则。
临界载荷可按欧拉公式计算，即
(11)
式中：E——螺杆材料的拉压弹性模量，单位为，E=2.06；
I——螺杆危险截面的惯性矩，I=，单位为。
则：
=
＝20606131

=
=6868
所以此螺杆强度符合要求。
③ 直线滚动导轨的选型
导轨主要分为滚动导轨和滑动导轨两种， 直线滚动导轨有着广泛的应用。相对普通拆卸机所用的滑动导轨而言，它有以下几方面的优点：
1) 定位精度高
直线滚动导轨可使摩擦系数减小到滑动导轨的1/50。由于动摩擦与静摩擦系数相差很小，运动灵活，可使驱动扭矩减少90%，因此，可将拆卸机定位精度设定到超微米级。
2) 降低拆卸机造价并大幅度节约电力
采用直线滚动导轨的拆卸机由于摩擦阻力小，特别适用于反复进行起动、停止的往复运动，可使所需的动力源及动力传递机构小型化，减轻了重量，使拆卸机所需电力降低90%，具有大幅度节能的效果。
3) 可提高拆卸机的运动速度
直线滚动导轨由于摩擦阻力小，因此发热少，可实现拆卸机的高速运动，提高拆卸机的工作效率20～30%。
4) 可长期维持拆卸机的高精度
对于滑动导轨面的流体润滑，由于油膜的浮动，产生的运动精度的误差是无法避免的。在绝大多数情况下，流体润滑只限于边界区域，由金属接触而产生的直接摩擦是无法避免的，在这种摩擦中，大量的能量以摩擦损耗被浪费掉了。
与之相反，滚动接触由于摩擦耗能小．滚动面的摩擦损耗也相应减少，故能使直线滚动导轨系统长期处于高精度状态。同时，由于使用润滑油也很少，大多数情况下只需脂润滑就足够了，这使得在拆卸机的润滑系统设计及使用维护方面都变的非常容易了。
所以在结构上选用： 开式直线滚动导轨。
参照南京工艺装备厂的产品系列，
型号: 选用GGB型四方向等载荷型滚动直线导轨副。
具体型号选用GGB20BA2P，2320-4

图3-7　导轨
④电机及其传动机构的确定
1)电机的选用
(1) 脉冲当量和步距角
已知脉冲当量为1μm/STEP，而步距角越小，则加工精度越高。初选为0.36o/STEP（二倍细分）。
(2) 电机上起动力矩的近似计算:
M=M1+ M 2
式中: M为丝杠所受总扭矩
Ml为外部负载产生的摩擦扭矩，有:
M1=Fa×d/2×tg（ψ+ρ＇）=92×0.025/2×tg（2.91+0.14）=0.062N·m
M2为内部预紧所产生的摩擦扭矩，有：
M2=K×Fao×Ph/2π
式中: K—预紧时的摩擦系数，0.1—0.3
Ph—导程，4cm
Fao——预紧力，有：
Fao=Fao1+Fao2
取Fao1=0.04×Ca=0.04 ×1600=640N
Fao2为轴承的预紧力，轴承型号为6004轻系列，预紧力为Fao2＝130N。
故 M2=0.2×(640+130) ×0.004/2π=0.098 N·m
齿轮传动比公式为：i=φ× Ph /(360×δp)，故电机输出轴上起动矩近似地可估算为：
Tq=M/iη=360×M×δp /φ×η×Ph
式中: δp =lμm/STEP=0.0001cm/STEP；
M= M1+ M 2= 0.16N
φ=0.36o/STEP
q=0.85
Ph＝0.4cm
η＝0.953
则 Tq=360×0.16×0.0001/(3.6×0.85×0.4)=0.4 N·m
因Tq/TJM=0.866(因为电机为五相运行)。则电机最大静转矩
TJM=Tq/0.866=0.46 N·m
④ 确定电机最高工作频率
参考有关矿车轮对拆卸机的资料,可以知道电机最高工作频率不超过1000Hz。
根据以上讨论并参照样本,确定选取M56853S型电机
该电机的最大静止转矩为0.8 N·m，转动惯量为235g/cm2
⑤ 齿轮传动机构的确定
1) 传动比的确定
要实现脉冲当量lμm/STEP的设计要求，必须通过齿轮机构进行分度，其传动比为：
i=φ× Ph /(360×δp)
式中Ph为丝杠导程，φ为步距角，δp为脉冲当量;
根据前面选定的几个参数，传动比为：
i=φ× Ph /(360×δp)=0.36×4/360×0.001=4:1=Z2/Z1
根据结构要求,选用Z1为30，Z2为120 。
2) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
令输入功率为10kW,齿轮转速,齿数比u=4,工作寿命为15年。
按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。矿车轮对拆卸机是一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。查[3]中189页表10-1。小齿轮材料为45Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮的材料选用45钢（调质）硬度为240HBS，其材料硬度相差40HBS。取齿轮齿数 =24，齿条齿数=96。
3) 按齿面接触强度设计
由设计公式进行计算，即
(12)
(1) 确定公式内的各计算参数
a 试选用载荷系数=1.3。
b 计算小齿轮传递的转矩

c 由[3]中201页表10-7选取齿宽系数=1。
d 由[3]中198页表10-6查得材料的弹性系数。
e 由[3]中207页图10-21d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。
f 由根据应力循环次数

g 由[3]中203页图10-19查得接触疲劳寿命系数：
，。
h 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S=1，得

(2) 计算
a 试计算齿轮的分度圆，代入[]中较小的值

b 计算圆周速度v

c 计算齿宽

d 计算齿宽和齿高之比b/h
模数：
齿高：

e 计算载荷系数
根据v=3.29m/s，7级精度，由[3]中192页图10-8查得动
载系数Kv=1.12；
直齿轮，假设。由[3]表10—3查得
由[3]190页表10-2查得两段的齿轮的使用系数，
由[3]194页表10-4查得7级精度、齿轮相对支承对称布置时，

将数据代入后得

由b/h=10.67,=1.423，查[3]195页图10-13得=1.35，故载荷系数

f 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得

g 计算模数

4)按齿根弯曲强度设计
设计计算公式
(13)
(1) 确定计算公式内的各计算参数
a 由[3]204页图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限；齿条的弯曲疲劳强度极限；
b 由[3]202页图10-18查得弯曲疲劳寿命系数
，；
c 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由下式得

d 计算载荷系数K

e 查取齿形系数
由[3]197页表10-5查得
，；
f 查取应力校正系数
由[3]197页表10-5可查得
，；
g 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。
(2) 设计计算

此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮的模数m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1.64并就近圆整为标准值m=2;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。
5) 几何尺寸计算
(1) 计算分度圆直径

(2) 计算中心距

(3) 计算齿轮宽度

取 。
6）验算

，合适。
⑥ 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：
JD=J0+J1+(Zl/Z2)（J2＋J3）+ J4 (Vm/ωD)2×mn
式中： JD为整个传动系统折算到电机轴上的惯性负载。
J0为电机转子轴的转动惯量e
J1为齿轮Zl的转动惯量
J2为齿轮Z2的转动惯量
J3为齿轮Z3的转动惯量
mn为系统工作台质量
Vm为工作台的最大移动速率
ωD为折算成单轴系统电动机轴角速度
各项计算如下：
已知J0＝0忽略不计， mn=112.5Kg
齿轮惯性转矩计算公式：
J=ρ2m=ρ2G/g
其中ρ为回转半径
G为转件的重量
滚珠丝杠的惯性矩计算公式：
J=πRLD/32
最后计算可得：
J1＝0.1×10-3Kg. m2
J2＝1.32×10-3Kg. m2
J3＝2.98×10-4Kg. m2
J4＝1.14×10-5Kg. m2
Vm=12 m/s
ωD=2π rad/s
JD=J0+J1+(Zl/Z2)（J2＋J3）+ J4 (Vm/ωD)2×mn=17.3 Kg. cm2
此值为近似值
此值小于所选电机的转动惯量。
⑦ 传动系统刚度的讨论
矿车轮对拆卸机工作台其实为一进给传动系统，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。
1) 根据工作台不出现爬行的条件来确定传动系统的刚度
传动系统中的当量刚度K或当扭转刚度C主要由最后传动件的刚度K0或C0决定的，在估算时，取K=K0，C=C0
对丝杠传动,其变形主要包括：
(1) 丝杠拉压变形
(2) 扭转变形
(3) 丝杠和螺母的螺纹接触变形及螺母座的变形。
(4) 轴承和轴承座的变形。
在工程设计和近似计算时，一般将丝杠的拉压变形刚度的三分之一作为丝杠螺母副的传动刚度K0，根据支承形式(一端固定，一端绞支)可得
K0=EF/3L*10 -3(Kgf/mm)
式中： E＝2.06×10 -4(Kgf/ mm 2)
F＝754.8mm 2
L＝Ls＝250 mm
则 K0＝2.06×10 754.8/(3×250)×10=20.73Kgf/mm=203.2N/mm
传动系统刚度较大，可以满足要求。
2) 根据微量进给的灵敏度来确定传动系统刚度
此时传动系统的刚度应满足：
K△≥F0/△
式中 K△——传动系统当量刚度
F0 —— 部件运动时的静摩擦力
N —— 正压力,N=W/g=230kgf
F —— 静摩擦系数，取0.003-0.004
则F0=230×0.004=0.92KGF
△ ——部件调整时，所需的最小进给量，
A=0.5δp=0.5μm/STEP
即满足微量进给要求的传动系统刚度为:
K△≥F0/△＝0.92/0.5＝1.84Kgf/mm
结合上述传动系统刚度的讨论可知满足微量进给灵敏度所需要的刚度较小，可以达到精度要求。
3.3.4 卸轮后倾覆力的计算
三V形块之间的距离为50mm，V形块的宽度为55mm，轮对总长为700mm，每个轮子的重量为22.4kg，轴的重量为14.5kg。
轮子被拆卸后，轮对会向未拆卸的轮子一边倾覆，必须有足够的力来防止这个倾覆力。现以靠近未拆卸轮子一边的V形块为支承点进行分析。
倾覆力矩：

=61030
反倾覆力矩：

　　　　　　　＝430205
所以拆卸后轮对不会倾覆。
4 液压系统的设计
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7mm/s，工进速度为1mm/s，快退速度为7mm/s。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30614N，液压缸的外负载即为弹簧产生的弹簧力。
4.2 拟定液压系统原理图
4.2.1 选择液压回路
① 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。
② 由于上已选节流调速回路，系统必然为开式循环方式。
③ 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“Y”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。
④ 压力控制回路
在泵的出口并联一先导式溢流阀，实现系统定压溢流，同时在该溢流阀的远程控制口连接一个二位二通的电磁换向阀，以便一个工作循环结束后，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。
4.2.2 组成液压系统
在回路初步选定的基础上，只要再添加一些必要的辅助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）设置一过滤器；出口设一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4-1所示：

图4-1液压系统图

4.3 液压系统的计算和选择液压元件
4.3.1 液压缸主要尺寸的确定
1）初选工作压力P
工作压力P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23.4-2和表23.4-3，初选液压缸工作压力为4Mpa 。
2）计算主液压缸内径D和活塞杆的直径d
由工况分析得液压缸最大负载为30614N，按参考文献[1]表23.4-4取背压力=0.5Mpa，按表23.4-6和24.4-5取，按参考文献[1]23.4-18公式
得 (14)
查参考文献[1]表23.4-7，将液压缸内径圆整为标准系列直径D=100mm。

查参考文献[1]表23.4-8，将液压缸活塞缸直径圆整为标准系列直径d=55mm。
3）按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度
由参考文献[2]公式2-4可得
(15)
式中是由产品样本查得GE系列节流阀的最小稳定速度为0.05L/min
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。
4）计算在各工作阶段液压缸所需要的流量

5）确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格
(1) 泵的工作压力的确定
考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失，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0.2 0.5Mpa，复杂系统取0.5 1.5Mpa，本设计取0.5Mpa

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。另外考虑到一定的压力贮备量，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
(2) 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23L/min
—系统泄漏系数，一般取=1.11.3，现取=1.2
所以
(3) 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，该泵的基本参数为：每转排量，泵的额定压力，电动机转速，驱动功率为1.5KW，总效率为0.7，重量为5.3Kg
(4) 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30614N，进油路的压力损失定为0.3Mpa，由参考文献[2]1-4公式可得

由参考文献[2]1-6公式得

式中：为液压泵的效率为0.7
查阅电动机产品样本，现选用Y100L2-4型电动机，其额定功率为3.0KW，额定转速为1430r/min 。
6）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4-1所示：
4.3.2 确定管道尺寸
油管内径尺寸一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[1]表23.4-10b取油管允许流速取V=1m/s，同时由前面计算可知差动时流量为2.299L/min，则内径d为

参照参考文献[1]表23.9-2，同时考虑到制作方便，除吸油管外，其余管都取182(外径18mm，壁厚2mm)的10号冷拔无缝钢管（YB231-70）;
参照限压式定量叶片泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d为15mm。
表4-1 液压元件明细表
序号
元件名称
型号规格
额定流量L/min
额定压力Mpa
1
滤油器
XU-A16×80J
12
1
2
液压泵

6.3
3
压力表开关
K-3B
—
6.3
4
压力表
Y-60
—
测压范围
0~10
5
溢流阀
Y-25B
25
6.3
6
二位二通电磁阀
22D-10BH
6.3
6.3
7
单向阀
I-25B
6.3
25
8
三位四通电磁阀
34D-25B
6.3
25
9
单向调速阀
QI-25B
6.3
25
10
二位三通电磁阀
23D-25B
6.3
25
12
蓄能器

—
10
4.3.3 确定液压油箱容积
初设计液压油箱容量时，可按参考文献[1]经验公式23.4-31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（L）
—液压泵的总额定流量（L/min）
—与液压系统压力有关的经验系数，查参考文献[1]表23.4-11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=6
所以选用容量为58L的油箱。
4.3.4 确定液压油液
根据所选用的液压泵类型，参照参考文献[4]表1-17，选用牌号为L-HL32的油液，考虑到油的最低温度为15，查得15时该液压油的运动粘度为150cst=1.5，油的密度为920。
4.4 液压系统的验算
已知该液压系统中吸油管内径为15mm，其余管道为6mm，各段长度分别为：AB=0.3m，AC=1.7m，AD=1.7m，DE=2m。
4.4.1 压力损失的验算
① 工进时进油路压力损失
运动部件工作进给时最大速度为0.42m/min，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<2300，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BC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d为6mm
—液压油的密度
查得换向阀34D-25B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

② 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一，则回油管道的流量为进油管道的二分之一，则

回油管道的沿程压力损失为：

查产品样本知换向阀23D-25B的压力损失，换向阀34D-25的压力损失，节流阀L-D6B的压力损失为
。
回