火车轮对轴承压装机的设计

火车轮对轴承压装机的设计摘 要转向架圆锥滚动轴承压装机是用于铁路车辆滚动轴承压装的专用设备，适用于铁路车辆新造及检修时压装SKF197726、352226型轴承。广泛应用于各车辆厂、车辆段、车辆大修厂及煤矿铁路运输单位。本次设计是根据25t轴重列车的资料和其工作现场情况，设计出达到压装要求的轴承压装机。压装机工作过程直接影响转向架运行情况，车轴是转向架的重要零件，为提高行车速度，进一步提高列车车辆的运营能力和效率，增强与航空、公路、水运的竞争力，必须要确保轮对轴承压装质量，提高行车的安全性与平稳性。如果压装过程不合理，产生错误，将会造成严重后果，车辆运行时噪声过大，起动加速度，制动减速度减小，甚至会发生轴温过热切轴等重大事故。为达到要求，必须使压装机输出适当且足够大的压装力，提高轴承与轴颈的配合精度。因为压装机工作过程输出压力大，速度慢，压装机采用液压传动系统。压装机是火车转向架装配设备的最重要组成部分，本文主要是针对圆锥滚动轴承压装机的机械结构进行设计。关键词：滚动轴承，压装，机械，转向架Train wheelset bearing pressing machine DesignAbstractBogie taper rolling bearing pressing machine is the appropriation equipment for railcar rolling bearing mounting. It is widely used for mounting the SKF197726 and 352226 moulds bearings in making and overhauling railcar, and widely used in vehicle factories, vehicle sections, vehicle overhauling factories and mine railcar companies etc. In this thesis, it is aimed to design a push mounting machine fulfilling the push mounting requirement, based on data of 25t axle load railcar and fieldwork. The process of the rolling bearing push mounting is of great importance to the bogie. To get higher speed, and become more competitive with aqueduct, air and highway transport. If mistakes be made in the push mounting process, it may result in big trouble, the railcar will make over volume noise in running period, the starting and breaking acceleration will reduce to a low and dangerous level. To up to the scratch, the machine has to output reasonable and big enough push mounting force. For the work process needs enough power but low speed, the machine take advantage of hydraulic power transmission system. Pressing machine is the most important part of train bogie assembly equipment, this paper is to design the mechanical structure of rolling bearing press-mounting machine.Keywords: Rolling bearings，pressing，mechanical，bogie目 录摘 要IAbstractII第1章 绪论- 1 -1.1引言- 1 -1.2 选题的背景与意义- 1 -1.3 研究现状- 2 -1.3.1 铁路滚动轴承的发展及现状- 2 -1.3.2 轴承压装机发展及现状- 3 -第2章 设计内容及任务要求- 4 -2.1 设计内容及要求- 4 -2.2压装机的工作过程及原理- 4 -2.2.1压装机工作过程- 5 -2.2.2 压装部分工作原理- 6 -2.3 确定压装机主要参数- 7 -第3章 传动系统的设计计算- 8 -3.1工况分析及设计要求- 8 -3.1.1二级压装缸工况分析- 8 -3.1.2 举升定位缸工况分析- 8 -3.1.3 夹紧缸工况分析- 8 -3.2 二级压装缸的设计计算- 9 -3.2.1 液压缸工作压力的确定- 9 -3.2.2 液压缸内径D和活塞杆直径d的确定- 10 -3.2.3 液压缸壁厚和外径的计算- 11 -3.2.4 液压缸工作行程的确定- 12 -3.2.5 缸盖厚度的确定- 12 -3.2.6 最小导向长度的确定- 13 -3.2.7 缸体长度的确定- 14 -3.2.8 活塞杆稳定性及强度的验算- 14 -3.3 举升定位缸的设计计算- 15 -3.3.1 液压缸工作压力的确定- 15 -3.3.2 液压缸内径D和活塞杆直径d的确定- 15 -3.3.3 液压缸壁厚和外径的计算和选取- 17 -3.3.4 液压缸工作行程的确定- 17 -3.3.5 缸盖厚度的确定- 17 -3.3.6 最小导向长度的确定- 18 -3.3.7 缸体长度的确定- 19 -3.3.8 活塞杆稳定性及强度验算- 19 -3.4夹紧缸及其主要尺寸的确定- 19 -3.4.1 液压缸工作压力的确定- 19 -3.4.2 液压缸内径D和活塞杆直径d的确定- 19 -3.4.3 液压缸壁厚和外径的计算和选取- 20 -3.4.4 液压缸工作行程的确定- 21 -3.4.5 缸盖厚度的确定- 21 -3.4.6 最小导向长度的确定- 21 -3.4.7 缸体长度的确定- 22 -3.4.8 活塞杆稳定性及强度验算- 22 -3.5 关键重载部位螺钉的校核- 22 -3.5.1 二级压装缸后盖板与缸体连接处螺钉的的校核- 22 -3.5.2 轮对顶板与轮对支撑架连接处螺钉的校核- 23 -第4章 关键零部件的受力分析- 25 -4.1 轴承推板受力分析- 25 -4.1.1 轴承推板结构与受力情况- 25 -4.1.2 轴承推板受力评估分析- 26 -4.2 轮对举升支架受力分析- 28 -4.2.1 轮对举升支架结构结构与受力情况- 28 -4.2.2 轮对举升支架受力评估分析- 29 -第5章 液压缸的结构设计- 32 -5.1 二级压装缸的结构设计- 32 -5.1.1 缸体与缸盖的连接形式- 32 -5.1.2 活塞杆与活塞的连接结构- 32 -5.1.3 活塞杆导向部分的结构- 32 -5.1.4 密封圈的选用- 32 -5.2 夹紧液压缸和定位液压缸的结构设计- 33 -5.3 液压缸的缓冲装置- 33 -5.4 液压缸的排气装置- 33 -第6章 液压系统元件的简单分析和选择- 35 -6.1 确定供油方式- 35 -6.2调速方式的选择- 35 -6.3 速度换接方式的选择- 35 -6.4 夹紧回路的选择- 35 -6.5定位回路的选择- 35 -6.6传感器和调理器的选择- 36 -6.7 液压站的结构- 36 -6.7.1 压装机液压站元件的组成- 36 -6.7.2 液压油的选择- 36 -第7章 压装机的装配与调整- 38 -7.1压装机装配与调整的原则- 38 -7.2装配场地与环境- 39 -7.3装配过程- 39 -第8章 结 论- 41 -8.1论文总结- 41 -8.2感 想- 41 -参考文献- 42 -致谢- 43 -V第1章 绪论1.1引言轴承压装机是铁路车辆系统滚动轴承压装的专业设备, 其主要用途是采用冷压方式将滚动轴承压装到轮对轴颈上。滚动轴承与轮对轴颈的配合为过盈配合, 所以压装过程中压力较大。圆锥滚动轴承压装机是自动记录铁路车辆滚动轴承压装时产生的位移压力关系曲线及有关数据的新一代滚动轴承压装机。我国铁路车辆自六十年代安装无轴箱滚动轴承，在滚动轴承的压装工艺上，经历了七十年代的移动式油压机，八十年代的具有记录时间压力曲线及有关数据的固定式滚动轴承压装机，1989年以后采用以单片机记录压装力及保压时间的固定式悬臂双缸轴承压装机，九十年代微机控制与记录一体化固定式整体承载全钢结构双缸轴承压装机开始投入铁路制造与检修生产中。随着时代的不断进步，老产品的淘汰，新产品的涌现是历史的必然。七十年代的移动式油压机，解决了压装滚动轴承最基本的要求，但劳动强度大，工作效率底，压力计量采用人工测量误差大，有关数据靠手工填写容易产生差错，这些缺点很突出。八十年代出现的固定式滚动轴承压装机，能够自动测量和记录每条轮对轴承压装技术参数，自动测量、打印轴承压装力、终止压装力并且自动给出压装力随时间变化的关系曲线，它的问世很快淘汰了移动式油压机。由于当时技术水平的限制以及研制者对轴承压装过程的认识不足，经过十多年来的生产实践，滚动轴承在压装过程中记录的时间压力关系曲线的不足之处日趋明显。1.2 选题的背景与意义滚动轴承作为铁路货车走行部的关键部件，直接关系到车辆运行安全，始终是中国铁路部门关注的重点。但过去多年来，轴承质量由于受到密封装置、轴承润滑脂、保持架质量的影响，不能满足铁路运输发展对货车的需求，每年均会发生几起滚动轴承热轴、切轴事故。轮对运行中会产生热轴，压装中偏载是轴端变形，热轴产生有两个原因：一是轴承的加工过程造成的缺陷，二是轴承压装过程不合理，如轴向游隙不符合标准，组装不良，车轮偏重，长期惯性力的作用。热轴危害大，轻则使车辆不能正常运行，造成数十万的经济损失，重则发生车辆颠覆事故，危及乘客及乘务人员生命财产安全。压装过程对轴承的可靠性具有决定性的作用，压装缸的设计主要为了保证轴承正确安装，车轴正常工作，车辆性能发挥到最大。压装机机体由床身、压装装置、举升装置、夹紧装置等组成。本机床身、支座在强度和刚度上较以前有很大的提高，主油缸设计独特，具有良好的使用性能。1.3 研究现状目前的转向架滚动轴承压装机与老式的压装机相比，输出压装力更大，压装精度有很大提高，随着自动化和信息技术的运用，压装过程可实现自动控制，不仅是确保压装质量高，而且提高压装效率。1.3.1 铁路滚动轴承的发展及现状 在铁道部有关部门的组织积极配合下，解决了一系列制约滚动轴承发展的瓶颈问题。中国的铁路货车滚动轴承事业正飞速发展，我国铁路货车轴承发展主要分为四个方面：轴承的结构形式、保持架形式、润滑脂、密封装置的变化。1978年以前，中国铁路开始着手使用滚动轴承替代滑动轴承，用滚动轴承代替滑动轴承是铁道部制定的一项重大技术政策，它可以减少列车的启动阻力和运行阻力,增加列车牵引吨位，减少燃轴事故，保证行车安全，提高运行速度，减少列车起动阻力85%，运行阻力10%左右，加快车辆周转，节省油脂、白合金等材料，降低运营成本，延长车辆检修周期等，到1980年开始，滚动轴承开始大量装车使用，当时滚动轴承的型号主要有97720、197720、197726、197726 和97730 等,其中197726型无轴箱双列圆锥滚子轴承是我国引进日本技术、国内生产的轴承。通过试验，基本满足我国使用的环境条件和线路状况，1978年铁道部决定在我国铁路货车上装用197726型轴承；1980年开始在新造货车上大量装车使用。该型轴承成为我国货车的主型产品。铁道部1992 年10 月5 日印发了关于下发铁路货车197726 型滚动轴承大修工作会议纪要和铁路货车197726 型滚动轴承大修管理办法的通知(辆货1992133号) ,规定国产圆柱滚子轴承大修时报废,运用中的无轴箱短圆柱滚子轴承允许在检修中就地报废。1998年1月，铁道部车辆局对中外合资后的北京南口斯凯孚铁路轴承有限公司在197726型轴承基础上第一步改进设计的轴承图样进行了批复，型号为SKF197726型。本次改进设计主要是轴承制造质量和内部微观几何尺寸，采用塑钢保持架，滚子素线采用圆弧全凸度。1998年1月1日起开始生产SKF197726型轴承并装车使用，同时该厂停止生产1977 26型轴承。1.3.2 轴承压装机发展及现状压装机随着铁路车辆轴承的发展，也经历了更新换代。在过去数十年中，我国最常见的的转向架轴承压装机是移动小车式的，移动小车式压装机优点突出，移动方便，操作过程简单，但是随着车轴与轴承的发展，轴承与轴承配合精度要求越来越高，移动小车式压装机工作进度差，失败率高，而且工人劳动强度大，逐渐被固定式压装机所取代。发展至今日，固定式压装机功能已经十分强大，在压装开始时，操作人员可将轴号、轴型、轴承号及左右端分别输入控制系统，依照修造工艺的标准，可采用轴承压装自动选配系统，利用主控机上的传感器和测具，获得轴承与轴颈的各项技术参数，然后经A/D转换后传至单片机中经计算，获得压装机配备数据。这些资料在打印机打印曲线图表时将给予打出，压装结束后，打印机将自动打印出具有位移压力曲线以及压装力、贴靠力和结果判断等有关数据记录。为达到轴承压装曲线具有真实反映压装质量的目的，必须采用在滚动轴承在压入轴颈过程中记录它的移动量与之对应的压力值组成的位移压力曲线。圆锥滚动轴承压装机正是为了适应这种要求而研制生产的新一代滚动轴承压装机。不仅大大提高压装质量，也减少了工作量。- 4 -第2章 设计内容及任务要求2.1 设计内容及要求压装对象：SKF197726型轴承是北京南口斯凯孚铁路轴承有限公司1998年生产并装车使用的双列圆锥滚动轴承，适用于RD2型车轴，采用密封罩与油封一体化结构，润滑脂在型润滑脂基础上加以改进，采用新型润滑脂，大修周期为8年，设计寿命15年。下图为SKF197726型轴承：图2.1 圆锥滚子轴承结构1- 轴承密封组成； 2 - 圆锥滚子； 3- 轴承内圈组成；4 - 中隔圈； 5- 轴承外圈该轴承内径为130mm，选配要求：轴承内径误差不得大于0.0003mm；轴颈测量误差不得大于0.0005mm。本次设计主要是针对双列圆锥轴承压装机的压装部分进行机械设计，控制部分和液压站部分不需要进行设计，根据已有的资料，从而设计出达到要求和需要的轴承压装部分。2.2压装机的工作过程及原理RD2型轮对轴承及25t轴重以上轮对轴承的压装，压装工作节拍为3min，以适应生产发展和铁路运输高速重载发展的需要。压装机主要由压装部分（包括了轴承托架）、轮对起落装置、夹紧装置和机座构成。压装部分是压装机主体，通过定心顶针使压装部分相对于轮对占有一个正确位置，完成定位和导向任务，继而通过二级缸活塞，套杯将轴承压装至轴颈上。轴承托架是压装机的附属机构，它起着支撑轴承的作用，并使轴承中心线与压装部分中心线，轮对中心线基本重合。图2.2 火车轮对轴承压装机轮对起落装置是转向架圆锥滚动轴承压装机的重要组成部分，其作用是在轴承压装前，将轮对托到规定高度，使之相对于压装机部分占有一个准确位置，对轮对进行定位。轴承组装完毕，起落装置下降，将轮对放到轨道上。夹紧部分则是保障轴承压装顺利稳定完成的一个保障设施。如上所述货车滚动轴承与轮对轴颈的配合为过盈配合，所以压装过程中压力较大，在压装过程中为保障轮对的稳定，需要夹紧装置对轮对进行夹紧。压装部分、轮对起落装置以及夹紧装置的动作都是由液压控制元件控制。2.2.1压装机工作过程（1）通过专业机械将轮对推入压装机。（2）按钮控制，由轮对起落装置将轮对托起到规定的高度（约低于压装机压装部分中心线12mm），之后压装部分一级缸工作，是顶尖进入轴端锥孔，确认定位无误，再通过夹紧缸使轮对稳定。（3）将选配好的两个SKF197726型轴承分别放在轮对两侧的轴承托架上。（4）把轴承后档套装在车轴两端轴颈上。（5）通过按钮控制，压装部分工进，打印出具有位移-压力曲线以及压装力、贴靠力等有关数据记录，压装时，压力曲线应均匀平稳上升，曲线中部不允许存在陡吨（压力曲线不平滑）、降吨（压力曲线朝数值减小的方向变化）等缺陷。（6）保压5s后，压装部分退回原位，确认压装过程合格后，夹紧装置松开，起落装置退回原位，推出轮对。注意事项：对不符合冷压装技术标准的轮轴过盈配合组件，应及时退承检查配合面是否被擦伤，并进行修复。未能及时退承的轮轴过盈配合组件，其放置时间不允许超过12小时。对达到压装力要求的轮轴过盈配合组件，允许原承在原轴上重新压装一次；对压装力不足的轮轴过盈配合组件，不允许原承在原轴上重新压装，原因是：退承后，轮轴配合表面看起来粗糙度无变化，实际已经朝粗糙度上升的方向变化了，在这种情况下，若进行重新压装，容易出现假吨（记录仪上显示的压装力数值，比实际压装力数值大）。2.2.2 压装部分工作原理压装部分是压装机完成工作的最主要部分，由于压装过程要求压装力较大，速度要求不高，其传动系统采用液压系统。压装机压装部分结构如图：图2.3 压装机压装部分结构图（1）在轴承摆放，轮对定位完成后，控制系统发出指令，通过油管供油，一级缸工作，由顶尖活塞推出，顶尖推出，行程为400mm，顶尖顶住车轴中心处。（2）一级缸行程达到200mm时，二级缸活塞有一级缸带动，直至顶尖顶住车轴，此过程结束。之后二级缸工进，进行轴承压装。（3）压装完成后，二级缸活塞由油液推动退回，并带动一级缸活塞退回。液压传动系统是液压机械的一个组成部分。液压传动系统的设计要同主机的总体设计同时进行。着手设计时，从实际情况出发，有机的结合各种传动形式，力求设计出结构简单，工作可靠、成本低、效率高、操作简单、维修方便的液压传动系统。本设计中由于压装过程中压装机构分两步动作，输出的的压力值差距较大，采用二级液压缸结构，这样不仅满足压装过程力的要求，同时根据工况，速度有所提高，提高了压装效率。2.3 确定压装机主要参数轴承压装机的主要性能和参数：（1）最大压装力 参照中华人民共和国铁道行业标准TB/T 1701- 2005表2：SKF197726轴承需要压装力不小于196KN，最大贴紧力，R为最大压装力，D为轮轴配合直径，为130mm，最大贴紧力取475KN；（2）外形尺寸 40237451315.5mm；（3）许用压力 高压 10.5MPa； 低压 2.5MPa；（4）输出功率 压装缸最大输出功率2.6kW；（5）轮对直径 915mm（客车标准轮径）；（6）重量 8000kg；（7）压装端数 单、双端；（8）压装方式 自动、手动；（9）可输入并自动记录压装单位、时间轴型、轴号、轴承号等；（10）自动打印出轴承压装参数以及位移变化的压装力曲线。- 9 -第3章 传动系统的设计计算3.1工况分析及设计要求3.1.1二级压装缸工况分析压装力为196KN，最大压装力为475KN，保压时间5s，一级缸快进20mm/s，慢进5mm/s，快退20mm/s，二级缸快进20mm/s，工进5mm/s，快退20mm/s。图 3.1 二级压装缸工况图3.1.2 举升定位缸工况分析采用单缸支撑，轮对重1000kg，所以液压缸的负载为10009.8=9800N，液压缸快进20mm/s，工进10mm/s，快退20mm/s。图3.2 举升定位缸工况图 3.1.3 夹紧缸工况分析根据压装时的夹紧结构设计，初步确定夹紧力为6000N，夹紧缸快进10mm/s，慢进5mm/s，快退10mm/s。图3.3 夹紧缸工况图3.1.4 压装机运动循环图图3.4 压装机运动循环图3.2 二级压装缸的设计计算3.2.1 液压缸工作压力的确定工进时为9.5MPa，快进、快退时为2.5MPa。3.2.2 液压缸内径D和活塞杆直径d的确定由下图可知：图3.5 二级缸简图D二级缸缸体内径，单位mm；二级缸活塞杆外径，单位mm；一级缸内径，单位mm；一级缸活塞杆外径，单位mm。由公式：4d2P1cm=F+Ff （3-1）式中：D液压缸内径(mm)； 液压缸工作压力,初算时可取系统工作压力(MPa)； F工作循环中的最大的外负载(N)； 液压缸密封处的摩擦力，它的精确值不容易求得，常用液缸的机械效率进行估算；F+Ffc=Fcm （3-2）液压缸的机械效率，一般=0.9-0.97。由此可得D：D=4FP1CM=44570003.149.50.9=260.9mm查7表2-4（GB2348-80）取D=250mm，由于缸径取值偏小，故液压油输出最大压力做适当提高，为10.5MPa，经验算:10(2502)2cm=489.6KN475KN满足压装要求。查7表2-3 、2-5取d1=180mm， d2=125mm， d3=90mm。3.2.3 液压缸壁厚和外径的计算液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。液压缸的壁厚一般是指缸筒结构中最薄处的厚度。从材料力学可知，承受内压力的圆筒，其内应力分布规律因壁厚的不同而各异。一般计算时可分为薄壁圆筒、中等壁厚圆通和厚壁圆筒。当壁厚与液压缸内径D的比值小于0.08时，壁厚按下式计算： PyD2 （3-3）当壁厚与液压缸内径D的比值在0.08-0.3之间时，壁厚按下式计算：PyD2.3-3Py （3-4）当壁厚与液压缸内径D的比值大于0.3时，按下式计算： D2+0.4P-1.3p-1 （3-5）式中：液压缸壁厚（mm）； 液压缸内径 (mm)；试验压力，一般取最大工作压力的（1.25-1.5）/倍（MPa）；缸筒材料的许用应力，其值为: 锻钢： =110120MPa；铸钢： =100110MPa；无缝钢管：=100110MPa。一级缸的壁厚按壁厚与液压缸内径D的比值小于0.08来计算：，D=d2=125mm，2py2d22=3.751252100=2.34mm查8 表4-11，采用外径为180mm,壁厚为27.5mm的无缝钢管。同理取活塞杆为外径90mm,壁厚10mm的无缝钢管。二级缸的壁厚按壁厚与液压缸内径D的比值小于0.08来计算：，Py1D2=18mm 查8 表4-11，采用外径为325mm,壁厚为37.5mm的无缝钢管。3.2.4 液压缸工作行程的确定液压缸工作行程长度，可根据执行机构实际工作的最大行程来确定，并参照7 表2-6中的尺寸系列来选取标准值。一级缸工作行程长度为300mm；二级缸工作行程长度为300mm。3.2.5 缸盖厚度的确定一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度t按强度要求可用下面两式进行近似计算。无孔时 t0.433D2Py （3-6）有孔时 t0.433D2PyD2D2-d0 （3-7）式中：缸盖有效厚度（mm）； 缸盖止口内径（mm）； 油孔的直径（mm）。由于此二级液压缸的独特设计，一级缸前腔无液压油工作，缸盖厚度无需计算，一级缸后缸盖为二级缸活塞，故能满足要求，也无需计算。二级缸缸盖厚度计算：前缸盖t10.433D2Py=0.4332503.75100=20.9mm取厚度为30mm。后缸盖t20.433D2PyD2D2-d0=0.43325014.25250100250-33=43.8mm取厚度为45mm。3.2.6 最小导向长度的确定当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到导向支撑面中点的距离H 称为最小导向长度。对一般的液压缸，最小导向长度H 应满足以下要求HL20+D2 （3-8）式中：液压缸的最大行程（mm）；液压缸内径(mm)。活塞的厚度B 一般取；缸盖滑动支承面的长度，根据液压缸内径而定。当时，取；当时，取。对一级缸最小导向长度：，滑动支承面的长度及活塞宽度B：因，故无需设计隔套。对二级缸最小导向长度： 滑动支承面的长度 及活塞宽度B:l1=0.6D=0.6250=150mm因l1+B=150+150=300mm2H=290mm,故无需设置隔套。3.2.7 缸体长度的确定液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体外形尺寸长度还要考虑到两端缸盖的厚度。一般液压缸缸体长度不应大于内径的20-30倍。一级缸缸体内部长度L1L+B（一级缸活塞宽度）=400+96=496mm考虑活塞与缸壁的间隙设置，取缸体长度为530mm。因液压缸为伸缩缸，故其外形尺寸长度由二级缸的活塞杆长度而定。二级缸缸体内部长度L2L+B（二级缸活塞宽度）=400+150=550mm考虑油口和间隙设置，取缸体内部长度600mm缸体外形尺寸为：L2+t1+k导向套长度+一级缸较二级缸多余尺寸=600+45+150+50=845mm3.2.8 活塞杆稳定性及强度的验算因两级液压缸支承长度，故无须考虑活塞杆弯曲稳定性。液压缸支承长度是指活塞杆全部外伸时，液压缸支承点与活塞杆前端连接处之间的距离，d为活塞杆直径。 活塞杆强度校核：当活塞杆长度时，按强度条件校核活塞杆直径d。由于一级缸作用力量很小，这里只对二级活塞杆进行强度校核。按下式：F4（d12-d22) （3-9）式中： F-活塞杆推力（N）； d1-二级活塞杆直径(mm)； d2-一级缸内径(mm)； -活塞杆材料的许用应力（MPa）。代入数值，计算：44570003.14（1802-1252）=34.7MPa80/mm时,取=（0.6-1.0）d。这里选取=50mm。这样有：H=/2+B/2=49mmL/20+D/2=41.25mm满足最小导向长度的要求，不需加隔套。3.4.7 缸体长度的确定液压缸缸体内部长度应该等于活塞的行程与活塞的宽度之和，缸体外形长度还要考虑到两端端盖的厚度。一般液压缸的缸体长度不应当大于内径的2030倍。这里，缸体长度取190mm，没有超出规定的要求，符合条件。3.4.8 活塞杆稳定性及强度验算活塞杆强度校核：当活塞杆长度时，按强度条件校核活塞杆直径dd4F1式中： -活塞杆推力（N）； -活塞杆材料的许用应力（MPa）。代入数值，计算：460003.14100=8.7mm而活塞杆的直径为45mm，所以符合活塞杆的强度要求。3.5 关键重载部位螺钉的校核3.5.1 二级压装缸后盖板与缸体连接处螺钉的的校核如图3.7所示，二级压装缸后盖板与缸体采用边缘12个螺钉均匀布置的连接方式。已知二级缸工作压力P为9.5Mpa，缸体内径为250mm，选用M22的螺钉进行连接。现对其进行强度校核。由公式：F=PA （3-13）式中：F-螺钉所受总载荷（N）； P-系统工作压力（Mpa）； A-液压缸缸体内部横截面积(mm2)。得：F=PA=9.525022=466.3KN 图3.7 螺钉布置简图从而得单个螺钉所受载荷F为：F=FZ=466.312=38.9KN查阅文献12，确定螺钉剩余预紧力QP=1.7F，从而单个螺钉所受总拉力：Q=QP+F （3-14）=2.7F=2.738.9=105.0KN得： d41.3Q （3-15）式中：d-螺钉小径（mm）； -螺钉需用应力，查阅文献12，取=448MPa。带入数值，得：d41.3Q=41.31050003.14448=19.7mm所选螺钉为M22，故满足使用要求。3.5.2 轮对顶板与轮对支撑架连接处螺钉的校核如图3.8所示，顶板与支撑架连接处用8个M8的螺钉，顶板所受推力F等效集中于一点，F=9800N 。顶板受F的作用，产生翻转，推板为对称结构，单边所受弯矩M=F219021000=465.5Nm如图3.9所示。由公式：Fmax=MLmaxi=1zLi2 （3-16）式中：Fmax-单个螺钉所受的最大载荷（N） L-螺钉与弯矩中心的距离（mm） Z-螺钉个数图3.9 轮对顶板受弯矩图 图3.8 螺钉布局简图带入数据得：Fmax=MLmaxi=1zLi2=465.54610-32462+218210-6=4388N查阅文献12，取剩余预紧力QP=0.8Fmax，得单个螺钉所受最大拉力：Q=QP+Fmax=1.8Fmax=1.84388=7898N从而得螺钉直径d：d41.3Q=41.378983.14448=5.4mm所选取螺钉为M8，故满足使用要求。- 30 -第4章 关键零部件的受力分析4.1 轴承推板受力分析4.1.1 轴承推板结构与受力情况轴承推板的结构与受力情况如图4-1及图4-2所示。液压缸的推力为475KN，推板受力面两个，分别是与轴承接触面（图4-2左），与液压缸活塞杆接触面（图4-2右）。轴承推板使用的材料为35SiMn，其各项参数如表4-1所示。图4.1 轴承推板结构图及主要尺寸图4.2 轴承推板受力情况表4.1 35SiMn各项参数属性名称数值单位数值类型弹性模量2.1e+011N/m2恒定泊松比0.28NA恒定抗剪模量7.9e+010N/m2恒定质量密度7700kg/m3恒定张力强度9.3e+008N/m2恒定屈服强度7.85e+008N/m2恒定热扩张系数1.3e+005/Kelvin恒定热导率50W/(m.K)恒定比热460J/(kg.K)恒定4.1.2 轴承推板受力评估分析（1） 轴承推板受力变形后各部分应力情况分析图4.3 轴承推板受力变形后各部分应力情况续图4.3 轴承推板受力变形后各部分应力情况结论：由受力分析结果可知，轴承推板所受最大应力为338.2Mpa，而材料屈服极限为785Mpa，故轴承推板所设计的结构和选用的材料满足使用要求。（2） 轴承推板受力变形后各部分位移情况分析图4.4 轴承推板受力变形后各部分位移情况续图4.4 轴承推板受力变形后各部分位移情况结论：由分析得，零件最大变形位移为0.027mm，由系统设计可知，零件允许变形量为0.2mm，故满足要求。4.2 轮对举升支架受力分析4.2.1 轮对举升支架结构结构与受力情况轮对举升支架的结构与受力情况如图4-5及图4-6所示。支架所受压力为9800N，支架受力面两个，分别是与轮对轴接触面（图4-6上），与液压缸活塞杆接触面（图4-6下）。支架使用的材料为灰铸铁（HT200），其各项参数如表4-4所示。表4.2 灰铸铁各项参数属性名称数值单位数值类型弹性模量6.6178e+010N/m2恒定泊松比0.27NA恒定抗剪模量5e+010N/m2恒定质量密度7200kg/m3恒定张力强度1.5166e+008N/m2恒定压缩强度5.7217e+008N/m2恒定图4.5 轮对支架结构图及主要尺寸图4.6 轮对举升支架受力情况4.2.2 轮对举升支架受力评估分析(1) 轮对举升支架受力变形后各部分应力情况分析图4.7 轮对举升支架受力变形后应力分布情况结论：由分析可知，轮对举升支架所受最大应力为11.9Mpa，远小于材料强度极限，故轮对举升支架的结构设计及材料选用符合使用要求。(2) 轮对举升支架受力变形后各部分位移情况分析结论：由分析得，轮对举升支架最大变形位移为0.218mm，而由系统设计要求可知，零件最大允许变形位移为1.5mm，故满足要求。图4.8 轮对举升支架受力变形后位移分布情况- 39 -第5章 液压缸的结构设计5.1 二级压装缸的结构设计5.1.1 缸体与缸盖的连接形式压装液压缸的缸体与缸盖的连接形式都为螺纹连接。这种连接方式具有以下优点：（1）外形尺寸小 （2）重量较轻同样其也具有以下缺点： （1）端部结构复杂，工艺要求较高 （2）拆装时需用专用工具 （3）拧端盖时易损坏密封圈 5.1.2 活塞杆与活塞的连接结构一级缸活塞杆与活塞的连接结构为整体式结构：二级缸活塞杆与活塞的连接结构为螺纹连接。5.1.3 活塞杆导向部分的结构一级缸活塞杆导向结构为缸体、端盖导向： 二级缸活塞杆导向结构为导向套导向。 5.1.4 密封圈的选用一级缸密封圈的选用:孔用Yx型密封圈，型号:D125聚氨酯-4，JB/ZQ 4264-2006,数量1；通用径向O形密封圈，型号：1405.3 G GB 3452.2005，数量1；轴用J形防尘圈，型号：J形防尘圈75，聚氨酯橡胶，数量1。二级缸活塞与缸体的密封圈的选用：孔用Yx型密封圈，型号:D250聚氨酯-4，JB/ZQ 4264-2006；数量2；轴用Yx型密封圈，型号:d180聚氨酯-3，JB/ZQ 4265-2006；数量1；轴用Yx型密封圈，型号:d90聚氨酯-3，JB/ZQ 4265-2006；数量2；通用径向O形密封圈，型号：2405.3 G GB 3452.2005数量2；通用径向O形密封圈，型号：1805.3 G GB 3452.2005数量1；通用轴向O形密封圈，型号：955.3 G GB 3452.2005数量1；通用轴向O形密封圈，型号：1325.3 G GB 3452.2005数量1；轴用J形防尘圈，型号：J形防尘圈180，聚氨酯橡胶，数量1。5.2 夹紧液压缸和定位液压缸的结构设计举升定位缸与夹紧缸均采用单油口，导向套导向，单边端盖螺纹连接，一体式活塞的结构形式。密封圈的选用如下：举升定位缸密封的选取：轴用Yx型密封圈，型号:d90聚氨酯-3，JB/ZQ 4265-2006；数量1；通用轴向O形密封圈，型号：505.3 G GB 3452.2005，数量2；轴用J形防尘圈，型号：J形防尘圈90：聚氨酯橡胶，数量1；轴用J形防尘圈，型号：J形防尘圈34：聚氨酯橡胶，数量2。夹紧缸密封的选用：孔用Yx型密封圈，型号:D80聚氨酯-4，JB/ZQ 4264-2006,数量1；通用径向O形密封圈，型号：805.3 G GB 3452.2005，数量1；轴用J形防尘圈，型号：J形防尘圈45：聚氨酯橡胶，数量1。由于行程比较短，运动部件质量很小，速度也不大，故不必考虑设置缓冲结构，排气螺塞也可以由油管接头来代替。5.3 液压缸的缓冲装置液压缸带动工作部件运动时，因运动件的质量较大，运动速度较高，则在到达行程终点时，会产生液压冲击，甚至使活塞与缸筒端盖之间产生机械碰撞。为防止这种现象发生，在行程末端设置缓冲装置。 但是在这里，所需设计的压装缸运动速度很慢，基本上不需要设计缓冲结构。5.4 液压缸的排气装置液压缸第一次使用，或者长时间停止工作，液压系统中的介质会因为自身重力作用或其他原因流出，致使系统中进入空气。如果压装缸或油液中混