矿车轮对拆卸机构的设计

需要本设计的CAD图纸，请联系QQ1812865712。矿车轮对拆卸机构的设计 - 1 - 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。毕业设计说明书 - 2 - 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s的80%。螺栓的制造材料为45钢，故

01(0.60.7)sFA 式中：s——螺栓材料的屈服极限，280aMP 1A——螺栓危险截面的面积，211/4Ad

取 010.6sFA

3263.14(4210)0.6280104



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1T和螺母环形端面与被联接件支承面间的摩擦阻力矩2T之和，即 12TTT （1） 螺旋副间的摩擦力矩为

210tan2vdTF （2） 螺母与支承面间的摩擦力矩为

330020220013cDdTfFDd （3） 需要本设计的CAD图纸，请联系QQ1812865712。矿车轮对拆卸机构的设计 - 3 - 将式（2）、（3）代入式（1），得

330002220012tan23vcDdTFdfDd （4） 对于M10～M64粗牙普通螺纹的钢制螺栓，螺纹升角0'0'14232；螺纹中径20.9dd；螺旋副的当量摩擦角arctan1.155vf（f为摩擦系数，无润滑时0.10.2f）；螺栓孔直径01.1dd；螺母环形支承面的外径01.5Dd；螺母与支承面间的摩擦系数0.15cf。将上述各参数代入式（4）整理后可得

00.2TFd ＝30.255394210 ＝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： 毕业设计说明书 - 4 - 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 010.7sFA

3263.14(1210)0.7280104



5108N 车轮和轴总重为59.3kg,V形块开槽夹角为045,轴的直径为d为60mm。 所以下V形块开槽每面受力为: 需要本设计的CAD图纸，请联系QQ1812865712。矿车轮对拆卸机构的设计 - 5 - 21(510859.39.8)2F



=4022.83N 上V形块开槽每面受力为:

225108

2F

=3611 夹持力矩为:

1222TFdFd夹

3324022.836010236116010 48246.53 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7516Hk 0.030051751H；0.0210.00251651k

所以最大过盈量max21Yum 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： 222max22442511190280111.36513390sddPMpadd 毕业设计说明书

- 6 - 被包容件：221max1101151167083522sddPMpa 式中：查参考文献[3]45钢ZG270—500的屈服强度2s为280Mpa 查参考文献[3]轴承外圈轴承钢的屈服强度1s为1670Mpa 2）计算零件不产生塑性变形所允许的最大过盈max

查参考文献[5]表6.4-2，按公式312maxmax1210CCPdEE计算 式中：maxP取上面二值中小者max1P 查参考文献[5]表6 .4-4取45钢和轴承钢的弹性模量为 5122.110EEMpa

查参考文献[5]表6 .4-4取45钢和轴承钢的泊松比为120.3

221

1122

1

011510.30.701151ddCdd











22

22222

2

5111900.31.6511190ddCdd











所以312maxmax155120.71.610835512.1102.110CCPdEE 464.18um 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 'max3.1451230.1137.7815306.72yFdluPN (5) 式中：最大过盈maxY的配合面压强'maxP为

'maxmaxmax1max2183537.78464.18YPPMPa (6) 需要本设计的CAD图纸，请联系QQ1812865712。矿车轮对拆卸机构的设计 - 7 - 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 3215306.7230613.44yFFN拆

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280aMP。

卸轮钩的受力简图3所示: 在载荷F作用下,梁在xz平面内发生对称弯曲,弯矩矢量平行于y轴,将其用yM

表示,弯矩yM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 2yAaMF (7)

② 应力分析 如图3-5所示: 在弯矩zAM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。

maxzAz

M

W

图3-3 卸轮钩受力简图