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1 緒論
1.1往復(fù)式給煤機
一、用 途:
K型往復(fù)式給煤機用于煤或其它磨琢性小、粘性小的松散粒狀物料的給料,將儲倉或料坑里的物料連續(xù)均勻地卸落到運輸設(shè)備或其他篩選設(shè)備中。
二、工作原理與結(jié)構(gòu)說明:
K型給煤機由機架、底板(給煤槽)、傳動平臺、漏斗、閘門、托輥等組成。當(dāng)電機開動后經(jīng)彈性聯(lián)軸器、減速機、曲柄連桿機構(gòu)拖動傾料5°的底板在輥上作直線往復(fù)運動,煤均勻地卸到其他設(shè)備上。
本機可根據(jù)需要設(shè)有帶漏斗、不帶漏斗兩種形式。
給煤機設(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達到。
K 型給煤機外形尺寸圖:
圖1-1K型給煤機
1、減速機 2、電動機 3、傳動平臺 4、聯(lián)軸器 5、H形架 6、連桿 7、給煤槽 8、閘門 9、機架 10、漏斗 11、托輥
1.2往復(fù)式給煤機防竄倉裝置的設(shè)計研究
往復(fù)式給煤機安裝在煤倉下口處,在煤礦井下生產(chǎn)中,設(shè)置一定容量的煤倉對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)揮運輸系統(tǒng)的潛力,保證連續(xù)均衡生產(chǎn)。但是,煤倉竄倉事故在我國煤礦經(jīng)常發(fā)生。竄倉事故常造成設(shè)備嚴(yán)重損壞,井下停產(chǎn),當(dāng)竄倉煤量較大時,還會阻塞巷道,造成運輸巷通風(fēng)不暢,引起瓦斯爆炸等事故。
1.2.1 方案構(gòu)思
研制防竄倉裝置的最終目的是控制給煤機閘門,使其能在竄倉發(fā)生時非??斓仃P(guān)閉,減少水煤流量,以防止和降低竄倉所造成的對人身安全和運輸系統(tǒng)的危害。為此,防竄倉裝置應(yīng)能滿足兩個工作狀態(tài),一是給煤機正常工作時對閘門位置的控制,以達到對給煤機給煤量的控制和煤倉中有水時對竄倉事故的預(yù)防;二是在竄倉發(fā)生時能立即檢測到并控制防竄倉裝置快速關(guān)閉閘門,在竄倉得到有效控制后,可適當(dāng)調(diào)整閘門開度,使倉中的水煤按一定的控制流量排出。
(1)針對防竄倉裝置工作特點,對系統(tǒng)方案擬定如下:①防竄倉裝置的組成。防竄倉裝置由液壓傳動系統(tǒng),機械執(zhí)行機構(gòu)、電氣控制系統(tǒng)和傳感器組成。② 閘門快速關(guān)閉所需要的動力。 (2)設(shè)計時主要考慮以下幾點:①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,管路直徑和長度,可以使防竄倉裝置和閘門關(guān)閉時間控制在1 S以內(nèi)。②蓄能器的氣體常數(shù)和充液壓力對系統(tǒng)的影響較大,如此值偏大,則液壓缸活塞的運動速度增長過快,加速度大,對系統(tǒng)沖擊也大;如此值偏小,則液壓缸活塞的運動速度增大過緩,且速度衰減也較快。③管路直徑對系統(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,運動阻力急劇增加,造成液壓缸活塞的運動加速度衰減過快,活塞運動速度上不去,影響閘門關(guān)閉時間。④在閘門關(guān)閉時間控制在1 S以內(nèi)的技術(shù)指標(biāo)下,管路長度可以滿足液壓動力裝置實際工程應(yīng)用中靈活布置的要求。⑤ 閘門質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量的變化對系統(tǒng)的性能影響要很小。本液壓動力裝置能夠適應(yīng)不同的往復(fù)式給煤機其閘門質(zhì)量及轉(zhuǎn)動慣量變化的要求,具有一定的通用性。
1.2.2 工作原理
根據(jù)防竄倉裝置的工作特點和所擬定的方案,設(shè)計了防竄倉裝置,其工作原理如圖1所示,系統(tǒng)的工作原理簡述如下:
圖1-2 工作原理圖
1、過濾器;2、液壓泵;3、壓力表;4、直動型溢流閥;5、三位四通手動換向閥(M型滑閥機能);6、節(jié)流閥;7、單向閥;8、液壓缸;9、閘門。
1.3K4型給煤機的技術(shù)改造
隨著礦井的延伸,井下使用K4型給煤機的數(shù)量不斷增加。由于在使用中,發(fā)現(xiàn)該機在結(jié)構(gòu)上存在一些問題,為此我們對其進行了技術(shù)改造。
1.3.1 存在的問題
該機主要由電動機、減速器、曲拐、底托板、底托輪、后斜板、側(cè)板、弧形門、煤倉縮口聯(lián)接盤等組成。主要技術(shù)參數(shù)為:電動機功率:18.5kW;給煤量:132、268、395、530Ch。
該機使用中主要存在以下問題:
(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(10—12 mm),隨著過煤量的增加,磨損嚴(yán)重;放煤時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),無法控制煤倉跑水煤現(xiàn)象。原因是:在給煤機運行過程中,因經(jīng)常發(fā)生跑水煤現(xiàn)象,沖壞輸送機托輥、埋住機架、甚至發(fā)生傷人的安全事故。
1.3.2 改進措施
(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,以底托板中心線對稱布置,支撐輪頂在軌道上。運行時軌道與底托板一起運動 支撐輪做旋轉(zhuǎn)運動。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更換方便。這樣,底托板由4點支撐變?yōu)?點支撐,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,長度與給煤機后斜板寬度相同,這樣增強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)弧形門增加電動控制裝置裝置包括電動機、減速器、卷筒、鋼絲繩、導(dǎo)向滑輪、固定平臺。電動機和減速器采用SSJ一1000/110 X 2型可伸縮帶式輸送機的收帶裝置,卷筒和導(dǎo)向滑輪自制加工,鋼絲繩直徑 l5.5mm,固定平臺由6=12mm鋼板和礦用l2 工字鋼制作。改造后,給煤機在運行過程中可實現(xiàn)無級調(diào)節(jié),可隨時控制給煤量的大小,當(dāng)有水煤時,司機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)有過位保護裝置,使弧形門在最低位置時與底托間之間僅有20~50mm的間隙,這樣可防止弧形門擠壞底托板,經(jīng)現(xiàn)場使用,效果良好。
(5)實施要點
1)在新安裝每臺給煤機時應(yīng)事先在下井前完成上述改造項目。如果使用后再進行改造,由于底托板、后斜板與側(cè)板變形彎曲,實施難度加大。
2)所有襯板用沉頭螺栓與底托板、后斜板、側(cè)板連接后,再在各板四邊進行點焊,使襯板與原板牢靠地成為一體,可大大延長襯板的使用時間,同時便于更換襯板。
3)弧形門電動控制裝置平臺與給煤機放煤口要保持一定的安全距離(一般為12~15 m),當(dāng)煤倉內(nèi)有大量水煤時,司機可站在給煤機前方安全地點操作,可確保人身安全,此
點在斜巷運輸中更為重要。
1.3.3 經(jīng)濟效益
(1)K4型給煤機改造前,一般只能用2 a,改造后可使用5—6 a,每臺改造費用1萬元,計入6a內(nèi)更換襯板2次、費用2萬元,共計3萬元。而在改造前6a內(nèi)需更換2臺給
煤機,需花費30萬元。
(2)對于運煤系統(tǒng)而言,運煤系統(tǒng)沿途布置多臺給煤機,每臺給煤機檢修時,為了確保安全,需停止下面的帶式輸送機,這樣將嚴(yán)重制約運煤系統(tǒng)的運行時間;改造后,由于可避免運煤系統(tǒng)輸送機頻繁停機,從而可提高主運煤系統(tǒng)的有效運行時間。
2電動機和減速器的選用
已知:如下圖所示曲柄AB=150mm,連桿長BC=1.2m,曲柄轉(zhuǎn)速n=62r/min,滑塊行程250mm,
=220mm
圖2-1 曲柄滑塊機構(gòu)示意圖
在如圖所示的曲柄滑塊機構(gòu)中,已知桿長、、、,原動件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a
2.1位移分析
將ABCD看作一向量封閉多邊形,則該機構(gòu)的向量封閉方程式為
(1)
按歐拉公式展開得
方程的實部和虛部應(yīng)分別相等,即
?。ǎ玻?
消去后得
(3)
連桿傾角
?。ǎ矗?
2.2 速度分析
將式(1)對時間求導(dǎo)得
將上式乘以得
按歐拉公式展開,取實部后得
速度
角速度
2.3 加速度分析
將式(1)對時間求導(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 曲柄滑塊機構(gòu)
極限位置的角速度
速度
最大加速度
最大速度
取料倉的高為950mm,長為1250mm,寬為即為底板行程250mm
圖2-3料倉口尺寸
給煤機每小時的生產(chǎn)量
式中——料倉的體積;
——煤的密度,一般取
所以
給煤機槽體內(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:
推動力:
2.4往復(fù)式給煤機的工作簡述
往復(fù)式給煤機由槽形機體和帶有曲柄連桿裝置的活動底板組成。底板是工作機構(gòu)。由于曲柄連桿裝置的作用,底板作有規(guī)律的往復(fù)運動。當(dāng)?shù)装逭袝r,將煤倉和槽形機體內(nèi)的煤帶到機體前端;底板逆行時,槽形機體內(nèi)的煤被機體后部的斜板擋住,底板與煤之間產(chǎn)生相對滑動,機體前端的煤自行落下。由于底板往復(fù)運動的結(jié)果,機體內(nèi)的煤連續(xù)地卸落到運輸設(shè)備或篩選設(shè)備上。
能耗分析
2.4.1往復(fù)式給煤機的運行阻力:
往復(fù)式給煤機運行時,電動機功率主要消耗在克服下列阻力上。
正行時:底板在托滾輪上的運行阻力和煤與固定側(cè)板的摩擦阻力。
逆行時:底板在托滾輪上的運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動時的運行阻力上。
往復(fù)式給煤機正行時的功耗是有效功耗,逆行時的功耗是無效功耗。
2.4.2往復(fù)式給煤機的運行阻力由以下公式計算:
式中——重力加速度,
——底板在托滾輪上的運行阻力系數(shù),
式中——煤與鋼的摩擦系數(shù),取
——煤對側(cè)板的側(cè)壓系數(shù),
——底板上煤的厚度,
——煤的松散容重,
——給煤機底板水平投影長度,
所以
正行阻力:
逆行阻力:
2.4.3電動機功率的計算
給煤機所需的最大功率:
圖2-4 傳動圖
1——電動機;2——聯(lián)軸器;
3——二級齒輪箱,實現(xiàn)二級減速;4——曲柄滑塊機構(gòu)。
輸入曲柄滑塊機構(gòu)的功率:
式中——曲柄滑塊機構(gòu)的效率,
——給煤機工作時所需的最大功率
輸入減速器的功率:
式中——輸入曲柄滑塊機構(gòu)的功率
——減速器的效率
減速器的效率
式中——齒輪的傳動效率,取
——軸承的效率,
——聯(lián)軸器的效率,
所以減速器的效率
所以
電動機需輸出的功率:
式中——聯(lián)軸器的效率,
所以
電動機所需的功率:
式中——聯(lián)軸器的效率,
所以
2.5 電動機的選型
參考資料7的表16-1-89,YB系列隔爆型三相異步電動機
選180L-6型,技術(shù)參數(shù)如下:
功率
KW
轉(zhuǎn)速
r/min
效率
%
重量
kg
15
970
89.5
260
2.6 減速器的傳動比
式中——電動機的轉(zhuǎn)速,
——曲柄的轉(zhuǎn)速,
所以
2.7減速器的選用
減速器的承受能力受機械強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以下兩個步驟。
(1) 選用減速器的公稱輸入功率,應(yīng)滿足:
式中——計算功率,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));
——啟動系數(shù);
——可靠度系數(shù);
往復(fù)式給煤機載荷為強沖擊,查表15-2-8得,考慮到每天24小時工作,應(yīng)將再加大15%,所以;選取啟動系數(shù)和可靠度系數(shù),查表15-2-9和15-2-10得、;所以計算功率:
(2) 校核熱平衡許用功率,應(yīng)滿足:
或
式中——計算熱功率,KW;
、——減速器熱功率,無冷卻裝置為,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)矩和運動過程中一同回轉(zhuǎn)而不脫開的一種機械裝置。
彈性聯(lián)軸器,即利用彈性元件的彈性變形,以實現(xiàn)補嘗兩軸相對位移,緩和沖擊和吸收振動的擾性聯(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,以實現(xiàn)兩半聯(lián)軸器連接。該聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)簡單,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。適用于啟動頻繁,正反轉(zhuǎn)多變,帶載荷啟動的中速軸系傳動,不適用于工作要求高的部位,不宜用于重載、高速、有強烈沖擊和振動較大的軸系傳動,對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,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,選用時轉(zhuǎn)矩應(yīng)符合下列關(guān)系:
式中:——理論轉(zhuǎn)矩;
——計算轉(zhuǎn)矩;
——公稱轉(zhuǎn)矩;
——許用轉(zhuǎn)矩;
——許用最大轉(zhuǎn)矩;
——最大轉(zhuǎn)矩。
3.2聯(lián)軸器的理論轉(zhuǎn)矩計算
聯(lián)軸器的理論轉(zhuǎn)矩是由功率和工作轉(zhuǎn)速計算而得,即:
式中:——驅(qū)動功率;
——工作轉(zhuǎn)速;
所以
3.3聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩計算
聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩是由理論轉(zhuǎn)矩和動力機系數(shù)、工況系數(shù)及其他有關(guān)系數(shù)計算而得,即:
式中:——動力機系數(shù),;
——工況系數(shù),;
——起動系數(shù),;
——溫度系數(shù),。
所以:
3.4強度驗算
彈性柱銷聯(lián)軸器中的柱銷在工作時,處于剪切和擠壓狀態(tài)。
3.4.1抗剪強度驗算:
式中:——聯(lián)軸器的計算轉(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
3.4.2壓強驗算;
式中:——柱銷長度,();
——柱銷材料的許用壓強,可?。?
所以:
4 輥輪軸的設(shè)計
4.1輥輪軸的設(shè)計計算
1)根據(jù)機械傳動方案的整體布局,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行分析對比,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
抗拉強度 屈服點
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
①初步選擇滾動軸承
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。初選滾動軸承為30212型,其尺寸為,定位軸肩高度
②根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
Ⅰ軸段安裝固定板,為了把該軸固定在箱體上,取該軸段直徑,長度。Ⅱ軸段安裝螺母,為了固定旁邊的套筒,取該軸段直徑,長度。Ⅲ軸段裝有套筒,為了固定軸承內(nèi)圈,取該軸段直徑,長度。Ⅳ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,長度。Ⅴ軸段安裝唇形密封圈,取該軸段直徑,長度;ⅤⅠ軸段,長度;所以該軸總長度
5)軸的受力分析
① 作出軸的計算簡圖
圖4-2軸的受力分析
② 求支反力
在垂直面內(nèi)的支反力
由得
又,所以
式中:——煤倉的重力和煤倉內(nèi)煤的重力,;
煤倉內(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
③ 軸的強度計算
通常把軸當(dāng)作置于鉸鏈支座上的梁。軸上零件傳來的力,通常當(dāng)作集中力來考慮,其作用點取為零件輪緣寬度的中點,軸上轉(zhuǎn)矩則從輪轂寬度的中點算起。軸上支撐反力的作用點,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),則可分解到兩個相互垂直的平面,然后分別求這兩個平面內(nèi)的彎矩,再按矢量法求得合成彎矩。
ⅰ按彎矩強度條件計算
式中:——軸計算截面上的合成彎矩,;
——軸計算垂直截面上的合成彎矩,;
——軸計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)力按對稱循環(huán)變化時,;當(dāng)扭切應(yīng)力按脈動循環(huán)變化時,;當(dāng)扭切應(yīng)力不變化時;
——軸計算截面上的轉(zhuǎn)矩,
所以
彎曲應(yīng)力:
式中:——軸計算截面上的直徑,;
所以
安全
4.2輥輪軸強度的校核
1)按安全系數(shù)校核計算
按安全系數(shù)的校核計算有兩種,一種是根據(jù)材料疲勞極限計算軸危險截面處的疲勞強度安全系數(shù),載荷按軸上長期作用的最大變載荷進行計算;另一種是根據(jù)材料屈服強度計算軸危險截面處的靜強度安全系數(shù)。載荷是根據(jù)軸的短時最大載荷來計算的。
危險截面的位置應(yīng)是彎矩等較大及截面面積較小處,當(dāng)按疲勞強度計算時,還應(yīng)考慮應(yīng)力集中較嚴(yán)重處,也就是實際應(yīng)力較大的截面。當(dāng)在同一截面處有幾個應(yīng)力集中源時,取各源所引起的應(yīng)力集中的最大值。
按疲勞強度的安全系數(shù)計算: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,為危險截面,其應(yīng)力幅為
式中:W——抗彎截面系數(shù);
所以:
安全
2)驗算軸承壽命
一般工作條件下的滾動軸承往往因疲勞點蝕而失效,滾動軸承尺寸主要取決于疲勞壽命。
計算滾動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;
——基本額定動載荷,;
——當(dāng)量動載荷,;
——壽命指數(shù),對于滾子軸承。
若軸承工作轉(zhuǎn)速為n(r/min),以小時數(shù)為單位基本額定壽命公式為:
①計算軸承支反力
合成支反力
②軸承的派生軸向力
③軸承所受的軸向載荷
因
④軸承的當(dāng)量動載荷
,
所以:
,
所以:
⑤軸承壽命
因,故按計算 查得,
式中:——基本額定動載荷,。
5 液壓缸的設(shè)計
5.1 料倉口的尺寸設(shè)計
設(shè)料倉口的尺寸為,煤倉的高度為,如下圖所示:
圖5-1料倉口的尺寸
所以當(dāng)全部關(guān)上閘門后,閘門所承受的力為最大,此時,閘門上部煤倉內(nèi)煤的質(zhì)量為:
式中:——煤的密度,;
——全部關(guān)上閘門后,閘門上部煤倉內(nèi)煤的體積,;
所以
5.2液壓缸的受力分析
1)、關(guān)閘門時所受的最大摩擦力是在全部關(guān)上閘門后,此時為靜摩擦力,可按下式計算:
式中:——閘門與料倉口的摩擦力,取;
——閘門上部煤倉內(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移動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)進油腔和回油腔壓力分別為和輸入左右兩腔的流量均為時,液壓缸左、右兩個方向的推力和速度不相同。
非差動連接時,有桿腔進油,無桿腔回油時,如圖2所示,液壓缸輸出的的推力和速度分別為
圖5-2非差動連接
差動連接時,將單活塞桿液壓缸兩側(cè)同時與壓力油接通,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;
、——為缸的進出口壓力,N;
、——為缸的機械、容積效率;
機械效率 其損失由相對運動副的摩擦造成,采用不同密封時機械效率有區(qū)別,通常取機械效率。
容積效率 其損失由密封處泄露,通常取容積效率。裝彈性密封圈時取,裝活塞環(huán)時。
5.4液壓缸的主要尺寸計算
5.4.1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
5.4.2油液作用在單位面積上的壓強
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,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),是液壓缸能用以長期工作的壓力,應(yīng)符合或接近下表規(guī)定的數(shù)值。
級別
壓力范圍
低壓
0——0.5
中壓
>2.5——8
中高壓
>8——16
高壓
>16——32
超高壓
>32
所以該系統(tǒng)為中壓系統(tǒng)
最高允許壓力,也是動態(tài)試驗壓力,是液壓缸在瞬間所能承受的極限壓力。
耐壓試驗壓力,是檢查液壓缸質(zhì)量時需要承受的試驗壓力,即在此壓力下不出現(xiàn)變形、裂縫或爆裂。
5.4.3液壓缸的理論作用力按下式確定:
式中:——活塞桿上的實際作用力;
——負載率,一般取;
——液壓缸的總效率,;
所以
5.4.4確定液壓缸的壁厚:
液壓缸的要求有足夠的強度和沖擊韌性,對焊接的缸筒還要求有良好的焊接性能,在本設(shè)計中,采用的熱軋無縫鋼管,缸管材料為35 鋼,其缸壁厚度計算公式通過查參考文獻8得:
式中:——缸體壁厚,mm;
——實驗壓力(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)p<20Mpa時,用鋼材,;
所以
取壁厚
所以液壓缸的外徑
5.4.5缸筒壁厚驗算
1、驗算極限壓力
額定工作壓力應(yīng)低于一定極限值,以保證工作安全:
式中:——缸筒材料的屈服強度;
——液壓缸的內(nèi)徑(mm);
——液壓缸的外徑(mm);
所以
=
通過
2、驗算完全塑性變形壓力
同時額定工作壓力也應(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
3、驗算缸筒爆裂應(yīng)力
式中:——缸筒材料的抗拉強度;
——液壓缸的內(nèi)徑(mm);
——液壓缸的外徑(mm);
所以:
所以 通過
5.5活塞桿的設(shè)計
5.5.1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、彎曲力和振動沖擊等多種作用力,必須有足夠的強度和剛度。
對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)運動速比(即面積比)來確定
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
5.5.2活塞桿的直徑的強度校核
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單的拉、壓強度計算:
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,=100——120
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:
5.5.3活塞桿彎曲穩(wěn)定性驗算
當(dāng)液壓缸支承長度時,需驗算活塞桿彎曲穩(wěn)定性。
受力完全在軸線上,主要按下式驗算:
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),鋼材一般取;
——活塞桿截面不均勻系數(shù),一般取;
——活塞桿橫截面慣性矩,;
圓截面:;
所以
所以:
通過
5.5.4活塞桿的結(jié)構(gòu)
活塞桿有空心和實心兩種,實心桿制造工藝簡單,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;
4——O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機構(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)
5.5.5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,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,反而不利于潤滑。為了提高耐磨性和防銹性,活塞桿表面需進行鍍鉻處理,鍍層厚,并進行拋光或磨削加工。對于工作條件惡劣、碰撞機會較多的情況,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,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;但對只承受推力的單作用活塞桿,則不必進行調(diào)質(zhì)處理。對活塞桿通常要求淬火,淬火深度一般為0.5——1mm,或活塞桿直徑每毫米淬深0.03mm。
材料
熱處理
表面處理
35
520
310
15
調(diào)質(zhì)
鍍鉻
5.6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),用以對活塞桿進行導(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,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。
5.6.1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;
5——O形密封圈;6——液壓缸;7——油口;8——蕾形密封圈。
5.6.2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。
5.6.3導(dǎo)向套長度的確定
導(dǎo)向套的主要尺寸是支撐長度,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)向負載等因素來考慮。
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,因此,它與缸筒的配合應(yīng)適當(dāng),既不能過緊,也不能間隙過大。配合過緊,不僅使最低啟動壓力增大,降低機械效率,使液壓缸達不到要求的設(shè)計性能。
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)計時,主要任務(wù)就是確定活塞的結(jié)構(gòu)型式。
5.7.1活塞的結(jié)構(gòu)型式
根據(jù)密封裝置型式來選用活塞結(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)簡單,但給活塞的加工帶來困難,密封圈安裝時也容易拉傷和扭曲。
圖 5-7組合密封
1——活塞桿;2——活塞;3——組合密封。
5.7.2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,以防止工作時由于往復(fù)運動而松開。同時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。
5.7.3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選擇。
圖5-9活塞的密封
1——活塞桿;2——活塞;3——組合密封;
4——O形密封圈;5——液壓缸;6——螺栓。
5.7.4活塞的材料
有導(dǎo)向環(huán)活塞用優(yōu)質(zhì)碳素鋼20號、35號及45號,選用35號,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。
活塞的材料選用高強度灰鑄鐵HT200。
5.7.5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,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。
5.7.6活塞的最小導(dǎo)向長度H及液壓缸行程S的確定
液壓缸的行程,主要根據(jù)執(zhí)行機構(gòu)的工作行程而定,工況要求活塞桿的伸出長度為1100 ㎜。設(shè)活塞的寬度為B,B=(0.4~0.6)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,從活塞支承面中點到導(dǎo)向滑動面中點的距離稱為最小導(dǎo)向長度H,如果導(dǎo)向長度H 過小,將會使液壓缸的初始撓度增大,影響液壓缸的穩(wěn)定,對于一般的液壓缸,當(dāng)液壓缸的最大行程為s 缸筒直徑為D 時,最小導(dǎo)向長度為:
所以得:H≥105㎜
取 H=110 ㎜
活塞的相關(guān)尺寸如下:
活塞的直徑;
活塞的寬度;
5.8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、出油口可布置在端蓋或缸筒上。
油口孔大多屬于薄壁孔(指孔的長度與直徑之比的孔)通過薄壁孔的流量按下式計算:
式中:——流量系數(shù),接頭處大孔與小孔之比大于7時,小于7時,,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)閘門時液壓缸所需的流量最大,此時 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ηv 確定:
;
式中:——彈性密封時液壓缸容積效率為1;
——液壓缸無桿腔的面積,;
——除了活塞桿截面后液壓缸截面積,;
——關(guān)閘門的速度,??;
所以
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
5.9缸筒底部厚度計算
缸筒底部為平面,其厚度可以按照四周嵌位的圓盤強度公式近似的計算:
式中——計算厚度外直徑(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
5.9.1缸筒頭部法蘭厚度計算:
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
5.9.2缸筒法蘭連接螺栓
螺栓選用
螺栓材料的屈服極限
螺栓材料的抗拉強度
安全系數(shù)
5. 9.3缸筒與端部用法蘭連接時,螺栓的強度計算如下:
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?。?
——螺紋外徑;
——螺栓的個數(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
5.9.4缸筒與端部焊接
缸筒與端部用焊接連接時,其焊縫應(yīng)力計算如下:
式中:——焊接效率,??;
——焊條材料的抗拉強度,Mpa;
——安全系數(shù),取;
——缸內(nèi)最大推力,N;
所以
5.10液壓缸的流量的確定
關(guān)閘門時由液壓泵提供動力,此時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ηv 確定:
;
式中:——彈性密封時液壓缸容積效率為1;
——液壓缸無桿腔的面積,;
——除了活塞桿截面后液壓缸截面積,;
——關(guān)閘門的速度,??;
所以
開閘門時通過節(jié)流閥調(diào)節(jié)壓力,此時液壓缸的流量為:
式中:——液壓缸容積效率,彈性密封時為1;
——液壓缸的內(nèi)徑,m;
——活塞桿的直徑,m;
——開閘門的速度,??;
所以
得到液壓缸的功率為。
5.11液壓缸的密封
密封機理
防止工作介質(zhì)從機器和設(shè)備中泄漏或防止外界雜質(zhì)侵入機器和設(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。消除或減小任一個因素都可以減小或阻止泄露。
解決機械產(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滑膜;
3)消除引起泄露的流體流動的原因;
4)增加泄露部位流體流動的阻力;
5)將泄露的流體引向無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。
5.11.1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)侵入機器和設(shè)備內(nèi)部;蕾形密封圈,防止工作介質(zhì)從機器和設(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。
5.11.2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。
5.11.3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;3——O形密封圈。
活塞與活塞桿的密封采用O形密封圈,O形密封圈可廣泛用作靜密封,此時耐久性良好。
5.11.4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