帶式運輸機的傳動裝置的設計及大型啟閉機液壓缸的設計

帶式運輸機的傳動裝置的設計目錄一、設計任務書…………..………..…(3)二、動力機的選擇…………..……..…(4)三、計算傳動裝置的運動和動力參數……………(5)四、傳動件設計計算（齒輪）………(6)五、軸的設計……….……….……….………........………..……(12)六、滾動軸承的計算………..…..…..(20)七、連結的選擇和計算……………….……….……(21)八、潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇…..(22)九、箱體及其附件的結構設計…………….….…..(22)十、設計總結…..…………………….(23)十一、參考資料.…….…………….…(23)

一設計題目：帶式運輸機的傳動裝置的設計題號11帶式運輸機的工作原理 （二級展開式圓柱齒輪減速器帶式運輸機的傳動示意圖）2工作情況：已知條件工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，室內工作，有灰塵，環(huán)境最高溫度35℃；使用折舊期；8年；檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；動力來源：電力，三相交流電，電壓380/220V；運輸帶速度容許誤差：±5%；制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。3原始數據 題號參數1運輸帶工作拉力F/KN1500運輸帶工作速度v/(m/s)1.1卷筒直徑D/mm220注：運輸帶與卷筒之間卷筒軸承的摩擦影響已經在F中考慮。二動力機選擇因為動力來源：電力，三相交流電，電壓380/220V；所以選用常用的封閉式系列的——交流電動機。電動機容量的選擇工作機所需功率Pw由題中條件查詢工作情況系數KA（見[1]表8-6），查得KA=1.3設計方案的總效率n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6…本設計中的——聯(lián)軸器的傳動效率（2個），——軸承的傳動效率（4對），——齒輪的傳動效率（2對），本次設計中有8級傳動效率其中=0.99（兩對聯(lián)軸器的效率取相等）=0.99（123為減速器的3對軸承）=0.98（4為卷筒的一對軸承）=0.95（兩對齒輪的效率取相等）==0.841電動機的輸出功率Pw=kA*=2.1889KWPd＝Pw/，=0.84110Pd＝2.1889/1.84110=2.60228KW電動機轉速的選擇由v=1.1m/s求卷筒轉速nwV==1.1→nw=95.496r/minnd＝（i1’·i2’…in有該傳動方案知，在該系統(tǒng)中只有減速器中存在二級傳動比i1,i2，其他傳動比都等于1。由[1]表13-2知圓柱齒輪傳動比范圍為3—5。所以nd=(i1*i2)nw=[32，52]*nw所以nd的范圍是（859.88，2388.75）r/min，初選為同步轉速為1430r/min的電動機3．電動機型號的確定由表12-1[2]查出電動機型號為Y100L2-4,其額定功率為3kW，滿載轉速1430r/min?；痉项}目所需的要求。=0.8411Pw=2.1889kKWPd＝2.60228KWnw=95.496r/min電機Y100L2-4電動機型號額定功率/KW滿載轉速r/min堵轉轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩質量/KgY100L2-4,3.014302.22.338三計算傳動裝置的運動和動力參數傳動裝置的總傳動比及其分配計算總傳動比由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：＝nm/nwnw＝95.496nm=1430r/mini＝14.974合理分配各級傳動比由于減速箱是展開式布置，所以i1＝（1.3-1.5）i2。因為i＝14.974，取i＝15，估測選取i1=4.8i2=3.2速度偏差為0.5%，所以可行。3各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩轉速的計算電動機轉軸速度n0=1430r/min高速In1==1430r/min中間軸IIn2==297.92r/min低速軸IIIn3==93.1r/min卷筒n4=93.1r/min。各軸功率電動機額定功率P0=Pd*=3Kw(n01=1)高速IP1=P0*n12=P0*=3*0.99*0.99=2.9403Kw(n12==0.99*0.99=0.98)中間軸IIP2=P1=P1*n齒*n軸承=2.9403*0.95*0.99=2.7653Kw(n23==0.95*0.99=0.94)低速軸IIIP3=P2*n34=P2*=2.7653*0.95*0.99=2.600Kw(n34==0.95*0.99=0.94)卷筒P4=P3*n45=P3*=2.600*0.98*0.99=2.523Kw（n45==0.98*0.99=0.96）傳動比15i1=4.8i2=3.2各軸速度n0=1430r/minn1=1430r/minn2=297.92r/minn3=93.1r/minn4=93.1r/min各軸功率P0=3KwP1=2.9403P2=2.7653KwP3=2.600KwP4=2.523Kw各軸轉矩電動機轉軸T0=2.2N高速IT1===19.634N中間軸IIT2===88.615N低速軸IIIT3===264.118N卷筒T4===256.239N其中Td=(n*m)項目電動機軸高速軸I中間軸II低速軸III卷筒轉速（r/min9293.193.1功率（kW）32.793292.6282.42042.4204轉矩（N·m）2.219.65488.6177264.1175256.2395傳動比114.83.21效率10.980.940.940.96四傳動件設計計算（齒輪）A高速齒輪的計算輸入功率小齒輪轉速齒數比小齒輪轉矩載荷系數2.9403KW1430r/min4.819.643N·m1.3選精度等級、材料及齒數材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。精度等級選用7級精度；試選小齒輪齒數z1＝20，大齒輪齒數z2＝96的；按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算。按式（10—21）試算，即dt≥2.32*各軸轉矩T1=19.634NT2=88.615NT3=264.118NT4=256.239N7級精度；z1＝20z2＝96確定公式內的各計算數值1）試選Kt＝1.3由[1]表10－7選取尺寬系數φd＝1由[1]表10－6查得材料的彈性影響系數ZE＝189.8Mpa由[1]圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；由[1]式10－13計算應力循環(huán)次數N1＝60n1jLh＝60×1430×1×（2×8×365×8）＝4×10e9N2＝N1/4.8＝8.35×10e8此式中j為每轉一圈同一齒面的嚙合次數。Ln為齒輪的工作壽命，單位小時由[1]圖10－19查得接觸疲勞壽命系數KHN1＝0.90；KHN2＝0.95計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1％，安全系數S＝1，由式（10－12）得[σH]1＝0.90×600MPa＝540MPa[σH]2＝0.98×550MPa＝522.5MPa計算試算小齒輪分度圓直徑d1td1t≥==37.043計算圓周速度v===2.7739計算齒寬b及模數mb=φdd1t=1×37.043mm=37.043mmm===1.852h=2.25mnt=2.25×1.852mm=4.1678mmb/h=34.043/4.1678=8.89計算載荷系數K由[1]表10—2已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1根據v=2.7739m/s,7級精度，由[1]圖10—8查得動載系數KV=1.14；由[1]表10—4查得7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時KHB的計算公式和直齒輪的相同，Kt＝1.3φd＝1N1＝4×10e9N2＝8.35×10e8KHN1＝0.90KHN2＝0.95S＝1[σH]1＝540MPa[σH]2＝522.5MPad1t=37.043v=2.7739b=37.043mmm=1.852h=4.1678mmb/h=8.89KA=1固：KHB=1.12+0.18(1+0.6×φd)φd+0.23×10b=1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*37.043=1.41652由b/h=8.89，KHB=1.41652查[1]表10—13查得KFB=1.33由[1]表10—3查得KHα=KHα=1.1。故載荷系數K=KAKVKHαKHβ=1×1.14×1.1×1.41652=1.7763按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由[1]式（10—10a）得d1==mm=41.10968mm計算模數mm=mm=2.055按齒根彎曲強度設計由[1]式(10—5)m≥確定計算參數由[1]圖10-20c查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限σF1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強度σF2=380MPa由[1]10-18查得彎曲壽命系數KFN1=0.85KFN2=0.88計算彎曲疲勞許用應力取安全系數S=1.4見[1]表10-12得[σF1]=（KFN1*σF1）/S==303.57Mpa[σF2]=（KFN2*σF2）/S==238.86Mpa計算載荷系數K=KAKVKFαKFβ=1×1.12×1.2×1.33=1.7875查取應力校正系數由表10－5查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.79計算大、小齒輪的并加以比較==0.014297==0.016341大齒輪的數值大。KHB=1.41652KFB=1.33KHα=KHα=1.1K=1.7763d1=41.10968mmm=2.055σF1=500MpaσF2=380MPaKFN1=0.85KFN2=0.88S=1.4[σF1]=303.57Mpa[σF2]=238.86MpaK=1.7875Ysa1=1.55Ysa2=1.79=0.014297=0.016341設計計算m≥=1.4212對結果進行處理取m=2Z1=d1/m=41.1097/2≈21大齒輪齒數，Z2=u*Z1=4.8*21=100幾何尺寸計算計算中心距d1=z1m=21*2=42d2=z1m=100*2=200a=(d1+d2)/2=(200+42)/2=121，a圓整后取121mm計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=42mm，d2=200mm計算齒輪寬度b=φdd1，b=42mmB1=47mm，B2=42mm備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多5-10mm驗算Ft=2T1/d1=2*19.6543*10e3/42=935.919Nm/s結果合適由此設計有模數分度圓直徑齒寬齒數小齒輪2424721大齒輪220042100結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。B低速齒的輪計算輸入功率小齒輪轉速齒數比小齒輪轉矩載荷系數2.7654KW297.92r/min3.288.6177N·m1.31．選精度等級、材料及齒數1）材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2）精度等級選用7級精度；3）試選小齒輪齒數z1＝24，大齒輪齒數z2＝77的；2．按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算按式（10—21）試算，即m=2Z1=21Z2=100d1=42d2=200a==121B1=47mmB2=42mmFt=1048.18N7級z1＝24z2＝77dt≥2.32*3.確定公式內的各計算數值試選Kt＝1.3由[1]表10－7選取尺寬系數φd＝1由[1]表10－6查得材料的彈性影響系數ZE＝189.8Mpa由[1]圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；由[1]式10－13計算應力循環(huán)次數N1＝60n1jLh＝60×297.92×1×（2×8×365×8）＝8.351×10e8N2＝N1/3.2＝2.61×10e8此式中j為每轉一圈同一齒面的嚙合次數。Ln為齒輪的工作壽命，單位小時由[1]圖10－19查得接觸疲勞壽命系數KHN1＝0.90；KHN2＝0.95計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1％，安全系數S＝1，由式（10－12）得[σH]1＝0.90×600MPa＝540MPa[σH]2＝0.95×550MPa＝522.5MPa計算試算小齒輪分度圓直徑d1td1t≥==62.93491)計算圓周速度v===0.9810m/s計算齒寬b及模數mb=φdd1t=1×62.9349mm=62.9349mmm===3.1467h=2.25mnt=2.25×3.1467mm=7.08mmb/h=62.9349/7.08=8.89計算載荷系數K由[1]表10—2已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1根據v=0.4230m/s,7級精度，由[1]圖10—8查得動載系數KV=1.14；Kt＝1.3φd＝1ZE＝189.8Mpa=600MPaσHlim2＝550MPa；N1＝8.351×10e8N2＝2.61×10e8KHN1＝0.90KHN2＝0.95[σH]1＝540MPad1t=62.9349v=0.9810m/sb=62.9349mmm==3.1467KA=1KV=1.14由[1]表10—4查得7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時的KHB計算公式和直齒輪的相同，固KHB=1.12+0.18(1+0.6×φd)φd+0.23×10b=1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*27.122=1.414由b/h=8.92，KHB=1.414查[1]表10—13查得KFB=1.33由[1]表10—3查得KHα=KHα=1.1。故載荷系數K=KAKVKHαKHβ=1×1.14×1.1×1.414=1.77314)按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由[1]式（10—10a）得d1==mm=69.78mm計算模數mm=mm≈3.4890按齒根彎曲強度設計。由[1]式(10—5)m≥5確定計算參數由[1]圖10-20c查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限σF1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強度σF2=380MPa由[1]10-18查得彎曲壽命系數KFN1=0.85KFN2=0.88計算彎曲疲勞許用應力取安全系數S=1.4見[1]表10-12得[σF1]=（KFN1*σF1）/S==303.57Mpa[σF2]=（KFN2*σF2）/S==238.86Mpa1）計算載荷系數K=KAKVKFαKFβ=1×1.12×1.2×1.33=1.7875查取應力校正系數有[1]表10-5查得YFa1=2.8;YFa2=2.18由[1]表10－5查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.793）計算大、小齒輪的并加以比較==0.014297==0.016341KHB=1.414K=1.7731d1=69.78mmm=3.4890=303.57Mpa=238.86MpaK=1.7875=0.014297=0.016341所以大齒輪的數值大。設計計算m===3.4485對結果進行處理取m=3.5，（見機械原理表5-4，根據優(yōu)先使用第一序列，此處選用第一序列）小齒輪齒數Z1=d1/m=69.9349/3.5≈19.9814≈20大齒輪齒數Z2=u*Z1=3.2*20=64幾何尺寸計算計算中心距d1=z1m=20*3.5=70，d2=z2m=64*3.5=224a=(d1+d2)/2=(70+224)/2=147，a圓整后取147mm，d1=70.00mm計算齒輪寬度計算大、小齒輪的分度圓直徑b=φdd1b=70mmB1=75mm，B2=70mm備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多5-10mm驗算Ft=2T2/d2=2*88.6177*10e3/70=2531.934NN/mm。結果合適由此設計有模數分度圓直徑壓力角齒寬小齒輪3.57020°75大齒輪3.522420°70五軸的設計（在本次設計中由于要減輕設計負擔，在計算上只校核一根低速軸的強度）A 低速軸3的設計1總結以上的數據。功率轉矩轉速齒輪分度圓直徑壓力角2.6Kw264.118N·m93.1r/min224mm20°2求作用在齒輪上的力Fr=Ft*tan=2358.17*tan20°=858.30N3初步確定軸的直徑m=3.5Z1=20Z2=64a=147mmd1=70.00mmd2=224mmB1=75mmB2=70mm=36.17N/mm先按式[1]15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼。根據表[1]15-3選取A0=112。于是有此軸的最小直徑分明是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑d1-2為了使所選的軸的直徑d1-2與聯(lián)軸器的孔徑相適應，固需同時選取聯(lián)軸器的型號。4聯(lián)軸器的型號的選取查表[1]14-1,取Ka=1.5則；Tca=Ka*T3=1.5*264.118=396.177N·m按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件，查標準GB/T5843-2003（見表[2]8-2），選用GY5型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為400N·m。半聯(lián)軸器的孔徑d1=35mm.固取d1-2=35mm。見下表5.軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求1-2軸段右端要求制出一軸肩；固取2-3段的直徑d2-3=42mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=45。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=82mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，固取1-2斷的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取L1-2=80mmb初步選擇滾動軸承?？紤]到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數最少。在高速轉時也可承受純的軸向力，工作中容許的內外圈軸線偏斜量〈=8`-16`〉大量生產價格最低，固選用深溝球軸承又根據d2-3=42mm選61909號右端采用軸肩定位查[2]又根據d2-3=42mm和上表取d3-4=d7-8=45軸肩與軸環(huán)的高度（圖中a）建議取為軸直徑的0.07~0.1倍所以在d7-8=45mml6-7=12c取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑d4-5=50mm齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪的輪轂的寬度為70，為了使套筒能可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，固取l4-5=67mm,齒輪的右端采用軸肩定位軸肩高度取（軸直徑的0.07~0.1倍）這里2358.17NGY5凸緣聯(lián)軸器61909號軸承去軸肩高度h=4mm.所以d5-6=54mm.軸的寬度去b>=1.4h,取軸的寬度為L5-6=6mm.d軸承端蓋的總寬度為15mm（有減速器和軸承端蓋的機構設計而定）根據軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的,距離為25mm。固取L2-3=40mme取齒輪與箱體的內壁的距離為a=12mm小齒輪與大齒輪的間距為c=15mm，考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時，應與箱體的內壁,有一段距離s,取s=8mm,已知滾動軸承的寬度T=7mm小齒輪的輪轂長L=50mm則L3-4=T+s+a+(70-67)=30mmL6-7=L+c+a+s-L5-6=50+15+12+8-6=79mm至此已初步確定軸得長度3)軸上零件得周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d4-5=50mm由手冊查得平鍵的截面b*h=16*10(mm)見[2]表4-1,L=56mm同理按d1-2=35mm.b*h=10*8,L=70。同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。半聯(lián)軸器與軸得配合選H7/k6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。4)確定軸的的倒角和圓角參考[1]表15-2，取軸端倒角為1.2*45°各軸肩處的圓角半徑見上圖5)求軸上的載荷（見下圖）首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸的支點位置時，應從手冊中查出a值參照[1]圖15-23。對與61809，由于它的對中性好所以它的支點在軸承的正中位置。因此作為簡支梁的軸的支撐跨距為182mm。根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖計算齒輪Ft=2T1/d1=2*264.1175/224*103=2358.19NFr=Fttana=Fttan20°=858.31N通過計算有FNH1=758NFNH2=1600.2MH=FNH2*58.5=93.61N·M同理有FNV1=330.267NFNV2=697.23NMV=40.788N·MN·M載荷水平面H垂直面V支反力FNH1=758NFNH2=1600.2FNV1=330.267NFNV2=697.23N彎矩MH=93.61NMV=40.788N總彎矩M總=102.11N扭矩T3=264.117N6）按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險截面C的強度）根據[1]式15-5及表[1]15-4中的取值，且≈0.6（式中的彎曲應力為脈動循環(huán)變應力。當扭轉切應力為靜應力時取≈0.3；當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時取≈0.6）1）計算軸的應力FNH1=758NFNH2=1600.2MH=93.61N=102.11N（軸上載荷示意圖）前已選定軸的材料為45號鋼，由軸常用材料性能表查得[σ-1]=60MPa因此σca<[σ-1]，故安全。7）精確校核軸的疲勞強度1)判斷危險截面截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面的應力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必作強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面和V顯然更不必校核。鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側即可。2)截面左側抗彎截面系數抗扭截面系數=15.08MpaW=9112.5mm3Wr=188225mm3

截面左側的彎矩截面上的扭矩為T3=264.117N截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料為45號鋼，調質處理，由[1]表15-1查得，截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按[1]附表3-2查取。因，，經插值后可查得，又由[1]附圖3-1可得軸的材料的敏性系數為故有效應力集中系數按[1]式（附3-4）為由[1]附圖3-2得尺寸系數；由[1]附圖3-3得扭轉尺寸系數。軸按磨削加工，由[1]附圖3-4得表面質量系數為軸未經表面強化處理，即，則按[1]式（3-12）及（3-12a）得綜合系數值為M==4.5MPa=14.5MPa，于是，計算安全系數值，按[1]式（15-6）~（15-8）則得故該軸在截面右側的強度也是足夠的。本題因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，軸的設計計算結束。B中間軸2的設計1總結以上的數據。功率轉矩轉速齒輪分度圓直徑壓力角2.765Kw88.615N·m93.1r/min200mm20°2求作用在齒輪上的力Fr=Ft*tan=2358.17*tan20°=322.53N3初步確定軸的直徑先按式[1]15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼。根據表[1]15-3選取A0=112。于是有4選軸承初步選擇滾動軸承。考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數最少。在高速轉時也可承受純的軸向力，工作中容許的內外圈軸線偏斜量<=8`-16`>，大量生產價格最低固選用深溝球軸承在本次設計中盡可能統(tǒng)一型號,所以選擇6005號軸承=13.606=886.15NFr=322.53N=23.53mm6005號軸承5.軸的結構設計A擬定軸上零件的裝配方案B根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度由低速軸的設計知，軸的總長度為L=7+79+6+67+30=189mm由于軸承選定所以軸的最小直徑為25mm所以左端L1-2=12mm直徑為D1-2=25mm左端軸承采用軸肩定位由[2]查得6005號軸承的軸肩高度為2.5mm所以D2-3=30mm,同理右端軸承的直徑為D1-2=25mm，定位軸肩為2.5mm在右端大齒輪在里減速箱內壁為a=12mm，因為大齒輪的寬度為42mm,且采用軸肩定位所以左端到軸肩的長度為L=39+12+8+12=72mm8mm為軸承里減速器內壁的厚度又因為在兩齒輪嚙合時，小齒輪的齒寬比大齒輪多5mm,所以取L=72+2.5=74.5mm同樣取在該軸小齒輪與減速器內壁的距離為12mm由于第三軸的設計時距離也為12mm所以在該去取距離為11mm取大齒輪的輪轂直徑為30mm，所以齒輪的定位軸肩長度高度為3mm至此二軸的外形尺寸全部確定。C軸上零件得周向定位齒輪，軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d4-5=30mm由手冊查得平鍵的截面b*h=10*8(mm)見[2]表4-1,L=36mm同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。D確定軸的的倒角和圓角參考[1]表15-2，取軸端倒角為1.2*45°各軸肩處的圓角半徑見上圖C第一軸1的設計1總結以上的數據。功率轉矩轉速齒輪分度圓直徑壓力角2.94Kw19.634N·m1430r/min42mm20°L=189mmD1-2=25mmL1-2=12mmD2-3=30mm2求作用在齒輪上的力Fr=Ft*tan=2358.17*tan20°=340.29N3初步確定軸的直徑先按式[1]15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼。根據表[1]15-3選取A0=112。于是有4聯(lián)軸器的型號的選取查表[1]14-1,取Ka=1.5則；Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·mTca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件，查標準GB/T5843-2003（見表[2]8-2），選用GY2型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為63N·m。半聯(lián)軸器的孔徑d1=16mm.固取d1-2=16mm4聯(lián)軸器的型號的選取查表[1]14-1,取Ka=1.5則；Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件，查標準GB/T5843-2003（見表[2]8-2），選用GY2型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為63N·m。半聯(lián)軸器的孔徑d1=16mm.固取d1-2=16mm見下表5.軸的結構設計A擬定軸上零件的裝配方案B根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求1-2軸段右端要求制出一軸肩；固取2-3段的直徑d2-3=18mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=20。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=42mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，固取1-2斷的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取L1-2=40mmb初步選擇滾動軸承。考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數最少。在高速轉時也可承受純的軸向力，工作中容許的內外圈軸線偏斜量〈=8`-16`〉，大量生產價格最低固選用深溝球軸承,又根據d2-3=18mm,所以選6004號軸承。右端采用軸肩定位查[2]又根據d2-3=18mm和上表取d3-4=20mmc取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑d4-5=25mmd軸承端蓋的總寬度為15mm（由減速器和軸承端蓋的機構設計而定）根據軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的距離為25mm。固取L2-3=40mm，c=15mm，考慮到箱體的制=934.95NFr=340.29NGY2凸緣聯(lián)軸器Ka=1.5Tca=29.451N·md1=16mm造誤差，在確定軸承的位置時，應與箱體的內壁有一段距離s,取s=8mm已知滾動軸承的寬度T=12mm小齒輪的輪轂長L=50mm，則L3-4=12mm至此已初步確定軸得長度有因為兩軸承距離為189，含齒輪寬度所以各軸段都已經確定，各軸的倒角、圓角查表[1]表15-2取1.0mm六．滾動軸承的計算根據要求對所選的在低速軸3上的兩滾動軸承進行校核，在前面進行軸的計算時所選軸3上的兩滾動軸承型號均為61809，其基本額定動載荷，基本額定靜載荷?，F(xiàn)對它們進行校核。由前面求得的兩個軸承所受的載荷分別為FNH1=758NFNV1=330.267NFNH2=1600.2FNV2=697.23N由上可知軸承2所受的載荷遠大于軸承2，所以只需對軸承2進行校核，如果軸承2滿足要求，軸承1必滿足要求。1）求比值軸承所受徑向力所受的軸向力它們的比值為根據[1]表13-5，深溝球軸承的最小e值為0.19，故此時。2）計算當量動載荷P，根據[1]式（13-8a）按照[1]表13-5，X=1，Y=0,按照[1]表13-6，，取。則3）驗算軸承的壽命按要求軸承的最短壽命為（工作時間）,根據[1]式（13-5）（對于球軸承取3）所以所選的軸承61909滿足要求。七．連接的選擇和計算按要求對低速軸3上的兩個鍵進行選擇及校核。1）對連接齒輪4與軸3的鍵的計算（1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8以上的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故可選用圓頭普通平鍵（A型）。根據d=52mm從[1]表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=16mm，高度h=10mm。由輪轂寬度并參照鍵的長度系列，取鍵長L=63mm。（2）校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由[1]表6-2查得許用擠壓應力，取平均值，。鍵的工作長度l=L-b=63mm-16mm=47mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×10=5mm。根據[1]式（6-1）可得所以所選的鍵滿足強度要求。鍵的標記為：鍵16×10×63GB/T1069-1979。2）對連接聯(lián)軸器與軸3的鍵的計算（1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸類似以上鍵的選擇，也可用A型普通平鍵連接。根據d=35mm從[1]表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=10mm，高度h=8mm。由半聯(lián)軸器的輪轂寬度并參照鍵的長度系列，取鍵長L=70mm。（2）校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸和聯(lián)軸器的材料也都是鋼，由[1]表6-2查得許用擠壓應力，取其平均值，。鍵的工作長度l=L-b=70mm-10mm=60mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8=4mm。根據[1]式（6-1）可得所以所選的鍵滿足強度要求。鍵的標記為：鍵10×8×70GB/T1069-1979。圓頭普通平鍵（A型）=43.6Mpa鍵16×10×63=63.4Mpa八．潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇由于兩對嚙合齒輪中的大齒輪直徑徑相差不大，且它們的速度都不大，所以齒輪傳動可采用浸油潤滑，查[2]表7-1，選用全損耗系統(tǒng)用油（GB/T433-1989），代號為L-AN32。由于滾動軸承的速度較低，所以可用脂潤滑。查[2]表7-2，選用鈣基潤滑脂（GB/T491-1987），代號為L-XAMHA1。為避免油池中稀油濺入軸承座，在齒輪與軸承之間放置擋油環(huán)。輸入軸與輸出軸處用氈圈密封。九．箱體及其附件的結構設計1）減速器箱體的結構設計箱體采用剖分式結構，剖分面通過軸心。下面對箱體進行具體設計：1.確定箱體的尺寸與形狀箱體的尺寸直接影響它的剛度。首先要確定合理的箱體壁厚。根據經驗公式：（T為低速軸轉矩，N·m）可取。為了保證結合面連接處的局部剛度與接觸剛度，箱蓋與箱座連接部分都有較厚的連接壁緣，箱座底面凸緣厚度設計得更厚些。2.合理設計肋板在軸承座孔與箱底接合面處設置加強肋，減少了側壁的彎曲變形。3.合理選擇材料因為鑄鐵易切削，抗壓性能好，并具有一定的吸振性，且減速器的受載不大，所以箱體可用灰鑄鐵制成。2）減速器附件的結構設計（1）檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑情況、接觸斑點及齒側間隙，還可用來注入潤滑油，檢查要開在便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應便于檢查操作。視孔蓋用鑄鐵制成，它和箱體之間加密封墊。（2）放油螺塞放油孔設在箱座底面最低處，其附近留有足夠的空間，以便于放容器，箱體底面向放油孔方向傾斜一點，并在其附近形成凹坑，以便于油污的匯集和排放。放油螺塞為六角頭細牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處加封油圈密封。（3）油標油標用來指示油面高度，將它設置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。（4）通氣器通氣器用于通氣，使箱內外氣壓一致，以避免由于運轉時箱內溫度升高，內壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。將通氣器設置在檢查孔上，其里面還有過濾網可減少灰塵進入。5）起吊裝置油L-AN32。油脂L-XAMHA1。。PAGEPAGE26起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。減速器箱蓋上設有吊孔，箱座凸緣下面設有吊耳，它們就組成了起吊裝置。（6）起蓋螺釘為便于起蓋，在箱蓋凸緣上裝設2個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時，可先擰動此螺釘頂起箱蓋。（7）定位銷在箱體連接凸緣上相距較遠處安置兩個圓錐銷，保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度。十.設計總結通過設計，該展開式二級圓柱齒輪減速器具有以下特點及優(yōu)點：1）能滿足所需的傳動比齒輪傳動能實現(xiàn)穩(wěn)定的傳動比，該減速器為滿足設計要求而設計了1∶10.96的總傳動比。2）選用的齒輪滿足強度剛度要求由于系統(tǒng)所受的載荷不大，在設計中齒輪采用了腹板式齒輪不僅能夠滿足強度及剛度要求，而且節(jié)省材料，降低了加工的成本。3）軸具有足夠的強度及剛度由于二級展開式齒輪減速器的齒輪相對軸承位置不對稱，當其產生彎扭變形時，載荷在齒寬分布不均勻，因此，對軸的設計要求最高，通過了對軸長時間的精心設計，設計的軸具有較大的剛度，保證傳動的穩(wěn)定性。4）箱體設計的得體設計減速器的具有較大尺寸的底面積及箱體輪轂，可以增加抗彎扭的慣性，有利于提高箱體的整體剛性。5）加工工藝性能好設計時考慮到要盡量減少工件與刀具的調整次數，以提高加工的精度和生產率。此外，所設計的減速器還具有形狀均勻、美觀，使用壽命長等優(yōu)點，可以完全滿足設計的要求。（6）由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設備。十一.參考資料[1]《機械設計》（第七版）—濮良貴，紀名剛主編北京：高等教育出版社，2006。[2]《機械設計課程設計手冊》（第3版）—吳宗澤，羅盛國主編北京：高等教育出版社，2006。[3]《簡明機械設計手冊》，同濟大學出版社，洪鐘德主編，2002年5月第一版；[4]《減速器選用手冊》，化學工業(yè)出版社，周明衡主編，2002年6月第一版；[5]《工程機械構造圖冊》，機械工業(yè)出版社，劉希平主編[6]《機械制圖（第四版）》，高等教育出版社，劉朝儒，彭福蔭，高治一編，2001年8月第四版；[7]《互換性與技術測量（第四版）》，中國計量出版社，廖念釗，古瑩庵，莫雨松，李碩根，楊興駿編，2001年1月第四版。畢業(yè)設計（論文）題目大型啟閉機液壓缸的設計完成日期 PAGE38第38頁共35頁學位論文原創(chuàng)性聲明本人鄭重聲明:所呈交的學位論文,是本人在導師的指導下進行研究工作所取得的成果。除文中已經注明引用的內容外,本論文不含任何其他個人或集體已經發(fā)表或撰寫過的研究成果。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體,均已在論文中作了明確的說明并表示了謝意。作者簽名:年月日學位論文版權使用授權書本學位論文作者完全了解學校有關保障、使用學位論文的規(guī)定，同意學校保留并向有關學位論文管理部門或機構送交論文的復印件和電子版，允許論文被查閱和借閱。本人授權省級優(yōu)秀學士學位論文評選機構將本學位論文的全部或部分內容編入有關數據庫進行檢索，可以采用影印、縮印或掃描等復制手段保存和匯編本學位論文。本學位論文屬于1、保密□，在_________年解密后適用本授權書。2、不保密□。（請在以上相應方框內打“√”）作者簽名：年月日導師簽名：年月日TOC\o"1-2"\h\z\u摘要 4關鍵詞 4Abstract 4Keywords 5前言 61液壓啟閉機簡介 71.1液壓啟閉機工作特點 71.2液壓啟閉機工作原理 81.3液壓啟閉機工作系統(tǒng)的布置形式 82啟閉機液壓缸類型的選擇 102.1液壓缸的分類 102.2根據工況和設計要求選擇啟閉機液壓缸類型 113液壓缸結構設計 143.1缸筒與端蓋連接形式設計 143.2活塞和活塞桿 153.3密封裝置 163.4緩沖裝置 203.5排氣裝置 233.6啟閉機液壓缸總體結構設計 244啟閉機液壓缸的材料及技術條件 254.1缸筒材料及技術要求 254.2活塞材料及技術要求 254.3缸蓋材料及技術要求 254.4活塞桿材料及技術要求 265液壓缸詳細設計 275.1活塞桿直徑d 275.2缸筒內徑D 285.3液壓缸缸筒壁厚 285.4缸底厚度 295.5導向套長度 296液壓缸校核 306.1．強度校核 306.2穩(wěn)定性校核 317小結與展望 33致謝 34參考文獻 35摘要：液壓啟閉機主要用于水利工程閘門,液壓啟閉機有著顯著的優(yōu)點：技術先進，結構緊湊，工藝性、經濟性好；運行平穩(wěn)、安全、可靠，效率高；可實現(xiàn)無級調速；易于集中控制，自動化操作簡便，維修方便；液壓啟閉機有利于優(yōu)化水工建筑物的總體布置，它在水利樞紐、航運船閘、電站、防洪防澇工程上使用量與日劇增。但在實際應用中,液壓啟閉機仍然存在許多困擾著其發(fā)展、亟待解決的問題。特別是對于水利水電工程，對大型啟閉機液壓缸的設計和應用提出了迫切要求。本論文是在查閱了大量的國內外相關資料,分析了液壓啟閉機總體發(fā)展趨勢以及目前工程應用對液壓啟閉機的要求的基礎上完成的。液壓缸是液壓啟閉機的核心部件，故液壓缸的設計好壞直接關系到液壓啟閉機制造質量的優(yōu)劣。本文在先前啟閉機液壓缸的研發(fā)和應用基礎上，從設計參數出發(fā)，根據液壓啟閉機的使用工況，結合所學的液壓傳動與機械設計相關知識，從由缸體、端蓋、活塞、活塞桿等零件入手，重點分析密封與緩沖裝置，設計出結合合理，安全適用的大型啟閉機的液壓缸，以滿足大規(guī)模工程應用的需要。該論文對滿足工程需求，減小工程預算，大型啟閉機液壓缸設計對促進水利水電工程的發(fā)展具有十分重要的意義。關鍵詞：液壓啟閉機，液壓缸，緩沖，密封，計算，校核Abstract：Hydraulichoistismainlyusedtoopenandclosethegateofwaterconservancyproject.Hydraulichoisthasitsincomparableadvantages:Advancedtechnology,reasonableprocesses,compactstructure,theeconomyisgood;highhydraulictransmissionefficiency;canachievesteeplesspeedregulation;runningsmoothly,safe,reliable,easymaintenance;convenientforcentralizedcontrolandautomation;conducivetooptimizinghydraulicstructures’overalllayout..Itsusagequantityincreasinglyballoonedusedinwater-controlproject,shiplock,powerstationsandfloodcontrolworks.Buttheactualapplicationshows:Hydraulichoiststillhavemanyproblemsthatplagueditsdevelopmentandshouldbesolvedurgently.Especiallyforwaterconservancyandhydropowerengineering,itmadeanurgentrequestforthedesignandapplicationoflarge-scalehoistcylinders.Thepaperhasconsultedalargenumberofdomesticandforeignrelevantmaterialsandhasanalyzedthehydraulichoisterdevelopmenttrendandcurrentengineeringrequirementsforhydraulichoist.Inhydraulichoistcomponents,thehydrauliccylinderisthecorecomponent,sothedesignofthehydrauliccylinderisdirectlyrelatedtomanufacturingqualitymeritsofhydraulichoist.Largehoistcylindersdesignhasgreatsignificancetopromotethedevelopmentofwaterconservancyandhydropowerproject.Basedonthedesignandapplicationdevelopmentofprevioushoistcylinders,startingfromparameters,basedontheuseofhydraulichoistworkingconditions,combinedwithhydraulicdriveandlearnedknowledgeofmechanicaldesign,fromthestartthecylindercover,piston,pistonandotherpartsmainlyanalyzedsealingandcushioningdevices,todesignhydrauliccylindersthathasreasonablestructure,suitableforlarge-scalesecurityhoist,tomeettheneedsoflarge-scaleengineeringapplications.Thepaperisdesignedtomeettheneedsoftheproject,reducingtheprojectbudget,alargehoisthydrauliccylinderdesigntopromotethedevelopmentofwaterconservancyandhydropowerprojecthasgreatsignificance.Keywords:hydraulichoist,hydrauliccylinders,cushioning,sealing,calculating,checking前言本課題是在啟閉機液壓缸近幾十年的發(fā)展成就和現(xiàn)階段工程應用要求的基礎上提出的。近年來，液壓啟閉機在水利水電工程中的較多使用，為全國水利建設提高新技術、促進經濟發(fā)展起到了非常重要的作用。液壓啟閉機與其他種類的啟閉機相比有以下優(yōu)點：技術先進，工藝合理，結構緊湊，經濟性好；液壓傳動效率高；可實現(xiàn)無級調速；運行平穩(wěn)、安全、可靠，維修方便；便于集中控制和自動化操作；有利于優(yōu)化水工建筑物的總體布置。液壓啟閉機在我國水利水電工程中應用最早的當屬官廳水庫高壓閘門啟閉機，隨著工程應用的規(guī)模的擴大，就要求有大型啟閉機液壓缸設計，在液壓啟閉機的構件中，液壓缸是其核心部件，故液壓缸的設計好壞直接關系到液壓啟閉機制造質量的優(yōu)劣。綜合國內外有關技術資料分析,對于液壓啟閉機技術發(fā)展，80年代初期,德國力士樂公司研發(fā)出CERAMAX液壓缸，此產品將行程測量系統(tǒng)與陶瓷保護層結合在一起,同步精度為可達1mm。它的耐腐蝕和耐磨損性能好,壽命長。使得液壓缸在防護技術、安全可靠,延長壽命、液壓系統(tǒng)、測控技術幾個方面有了突破性進展。本論文是在查閱了大量的國內外相關資料,分析了液壓啟閉機總體發(fā)展趨勢以及目前工程應用對液壓啟閉機的要求的基礎上完成的。液壓缸是液壓啟閉機的核心部件，故液壓缸的設計好壞直接關系到液壓啟閉機制造質量的優(yōu)劣。本文在先前啟閉機液壓缸的研發(fā)和應用基礎上，從設計參數出發(fā)，根據液壓啟閉機的使用工況，結合所學的液壓傳動與機械設計相關知識，從由缸體、端蓋、活塞、活塞桿等零件入手，重點分析密封與緩沖裝置，設計出結合合理，安全適用的大型啟閉機的液壓缸，以滿足大規(guī)模工程應用的需要。研究目的：為滿足現(xiàn)在工程應用，特別是對于水利水電工程對大型啟閉機液壓缸的設計和應用的需要。研究意義：滿足工程需求，減小工程預算，大型啟閉機液壓缸設計對促進水利水電工程的發(fā)展具有十分重要的意義。1液壓啟閉機簡介1.1液壓啟閉機工作特點液壓啟閉機是利用液體壓力作為動力來啟閉閘門，它分為液壓系統(tǒng)和液壓缸兩大部分。液壓系統(tǒng)一般由動力裝置、控制調節(jié)裝置、輔助裝置組成。（動力裝置一般為液壓泵,它把機械能轉化為液壓能；控制調節(jié)裝置是液壓控制閥組；輔助裝置包括油箱、油管、管接頭、壓力表、濾油器等。）動力裝置提供的液壓能經由管道、控制調節(jié)裝置進入液壓缸,液壓缸繼而把液壓能轉化為機械能,從而實現(xiàn)閘門的開啟和關閉等動作。液壓啟閉機的基本機型有：單作用單缸液壓啟閉機、單作用多缸液壓啟閉機、雙作用單缸液壓啟閉機、雙作用多缸液壓啟閉機、雙吊點單作用同步液壓啟閉機、帶有臥式油缸的雙作用同步液壓啟閉機；根據控制對象可分為：普通平面閘門液壓啟閉機、弧形閘門液壓啟閉機、人字閘門液壓啟閉機等。目前國內常見的系列有以下幾種:1.QPPY系列液壓啟閉機：常用在普通平面閘門。2.QHLY系列液壓啟閉機：常用在露頂式和低水頭淺孔式靠閘門自重關閉的弧形閘門。3.QHSY系列液壓啟閉機：常用在深孔式弧形閘門。4.QPKY系列液壓啟閉機：常用在水輪發(fā)電機機組進口和調壓井下游快速事故處理閘門中,亦可用于一般平面閘門的啟閉。4.QRWY系列液壓啟閉機：常用于人字閘門和一字閘門。液壓啟閉機的特點很大程度上是由其工作原理所決定的,相對于卷揚式啟閉機、螺桿啟閉機，液壓啟閉機有其突出的優(yōu)點:(1).靜壓傳動,啟閉力范圍廣;(2)結構簡單,布置緊湊,承載力大,且可過載保護,安全可靠;(3)可以無級調速,調速方便，運行平穩(wěn),換向方便,緩沖性能好;(4)與電氣控制相結合,可以集中控制和自動控制;(5)壓元件自潤滑性好,經久耐用。因此，液壓啟閉機適用于啟閉力較大和孔數較多的閘門，在一定程度上能代替卷揚啟閉機的作用。1.2液壓啟閉機工作原理液壓啟閉機的工作原理可以用下圖1.1所示盛滿液體的連通器來解釋。將斷面積大小不一的兩個容器用管道相聯(lián)通，其中容器1的斷面積較小，容器2的斷面積較大。如果在容器1上活塞施加壓力，則活塞下的液體壓強為，通過液體以同樣的壓強傳遞到容器2的活塞上，得到較大的力。由此可見，容器2的斷面積越大，就越大，這就是液壓傳動的基本原理。在液壓啟閉機中，利用泵（相當于容器1）獲得油壓。通過管道（以及相應的閘閥）將傳遞到油缸（相當于容器2）的活塞管上，從而獲得較大的啟閉力?？芍?，液壓啟閉機啟閉力的大小主要取決于泵的工作壓力和油缸的受載面積。圖1.1液壓啟閉機工作原理

1.3液壓啟閉機工作系統(tǒng)的布置形式啟閉機液壓缸通常有柱塞式和活塞式。柱塞式為單作用柱塞缸，即油缸僅從一個方向提供壓力油，使柱塞缸頂推伸出油缸，從而開啟閘門，閉門則靠自重，不能施加閉門力；活塞式油缸內為雙作用活塞桿，啟門和閉門都靠液壓缸施加啟門力和閉門力，油缸可以從兩個方向提供壓力油，使活塞在兩個方向都可以運動。液壓啟啟閉機工作系統(tǒng)的簡單布置如下圖1.2所示。電動機1帶動油泵2，通過吸油管從油箱吸油，進油泵加壓后送出，經單向閥3和節(jié)流閥4進入單作用油缸5。油壓于柱塞缸6的頂部，將柱塞缸頂出，從而開啟閘門。當閘門借自重關閉時，只需打開截止閥7，將壓力油通過回油管放回油箱。在泵的出口，另設溢流閥8，起穩(wěn)壓保壓和安全保護的作用。圖1.2液壓啟閉機工作系統(tǒng)的布置形式2啟閉機液壓缸類型的選擇2.1液壓缸的分類為了滿足各種工況的需要，液壓缸有多種類型。按供油方向，液壓缸可分為單作用缸和雙作用缸；按結構形式，液壓缸可分為活塞缸、柱塞缸、擺動缸和伸縮式套筒缸；按活塞的形式，液壓缸可分為單活塞桿缸和雙活塞桿缸；按特殊用途，液壓缸可分為串聯(lián)缸、增速缸、步進缸和增壓缸，此類型的缸又不是單純的缸筒，而是和其他缸筒、構件組合而成，所以從結構上看，這類缸又稱為組合缸。2.1.1單作用液壓缸單作用液壓缸又分為活塞液壓缸和柱塞液壓缸兩種。(l)單桿單作用活塞液壓缸它的特點是：只有一個進、出油油口。油壓力使活塞桿伸出,而活塞桿回縮靠彈簧力或自重。如圖2.1和圖2.2分別是彈簧回程液壓缸和自重回程液壓缸。(2)單作用柱塞液壓缸,如圖2.3,這種液壓缸也只有一個油口作進、出油液之用。一般柱塞伸出靠油壓力作用,回程靠自重。圖2.1彈簧力回縮式圖2.2自重回縮式圖2.3柱塞液壓缸2.1.2雙作用液壓缸雙作用液壓缸分為單桿雙作用液壓缸和雙桿雙作用液壓缸兩種。(1)單桿雙作用液壓缸（如圖2.4）單桿雙作用液壓缸的特點是：在液壓缸的前后腔都有一油口,兩個方向均可獲得較大的壓力，活塞桿的伸出和縮回都靠油液壓力,。但由于液壓缸兩腔的有效作用面積不等,所以當進入兩腔的油液壓力相等、流量也相同時,無桿腔所產生的推力大而速度慢,有桿腔則相反。(2)雙桿雙作用液壓缸（如圖2.5）液壓缸兩端都有活塞桿伸出。如果兩活塞桿直徑和進入兩腔的流量都相等時,則活塞桿往復運動速度相等。圖2.4單桿雙作用液壓缸圖2.5雙桿雙作用液壓缸2.1.3組合液壓缸(1)伸縮套式液壓缸伸縮套液壓缸是由兩個或多個液壓缸套疊而成。如圖2.6所示，它的最大特點是：活塞桿的工作行程很長，在收縮后,其總體長度較小。(2)串聯(lián)液壓缸串聯(lián)液壓缸是由兩個直徑相等的液壓缸串聯(lián)而成。如下圖2.7所示，它的特點是：能獲得較大的推力，等于兩個液壓缸推力之和。(3)增壓液壓缸增壓液壓缸由兩個直徑不等的液壓缸串聯(lián)而成的液壓缸。如下圖2.8所示，它的特點是：利用兩液壓缸受壓面積之差,可使B腔產生很高的油壓,以供缸體中某些局部需要高壓的油路之用。圖2.6伸縮套式液壓缸圖2.7串聯(lián)液壓缸圖2.8增壓液壓缸2.2根據工況和設計要求選擇啟閉機液壓缸類型2.2.1不同工況下的啟閉機液壓缸類型閘門的形式一般有平面閘門、弧形閘門和人字及一字閘門幾種。根據它們各自的工作情況和工作要求，液壓啟閉機液壓缸通常選用柱塞式和活塞式結構。柱塞式液壓缸設計成單作用缸，油缸只從一個方向供給壓力油，使柱塞缸頂推伸出油缸，從而開啟閘門。閉門則靠門自身重力，不需施加閉門力，如圖2.9所示；活塞式液壓缸設計成雙作用缸，啟門和閉門均靠液壓施加啟門力和閉門力，如圖2.10所示，油缸可以從兩個方向供油，使活塞能在兩個方向得到推力。（1）平面閘們采用液壓啟閉機時，有頂推式和上拉式兩種布置形式。頂推式平面閘門，柱塞向上頂出液壓缸開啟閘門，閘門關閉是靠自身重力，因此采用柱塞式液壓缸。將油缸設在門槽外側的空腔內，這種布置可以使閘門關閉時，柱塞缸可儲存在油缸內，避免油污。上拉式平面閘門，閘門的開啟和關閉都是靠液壓力來完成，因此采用的是活塞式液壓缸。（2）弧形閘門采用液壓啟閉機時，閘門的開啟和關閉都是靠液壓力來完成，通常選用活塞式。（3）人字閘門和一字閘門采用液壓啟閉機時，油缸本身或油缸的根部，需要支持于可擺動的底座上，在閘門啟閉的過程中隨之擺動，一般選用活塞式的。圖2.9柱塞式特點：（1）結構簡單、工作可靠；（2）用它來實現(xiàn)往復運動時，可免去減速裝置，并且沒有傳動間隙，運動平穩(wěn)，因此在各種機械的液壓系統(tǒng)中得到廣泛應用。（3）柱塞只靠缸套支承而不與缸套接觸，這樣缸套極易加工，故適于做長行程液壓缸；工作時柱塞總受壓，因而它必須有足夠的剛度；柱塞重量往往較大，水平放置時容易因自重而下垂，造成密封件和導向單邊磨損，故其垂直使用更有利。圖2.10活塞式特點：（1）用卡環(huán)連接活塞和活塞桿，因而裝拆方便；（2）活塞上的支撐環(huán)用聚四氟乙烯等耐磨性材料制成，摩擦力??；（3）活塞桿在導向套的作用下，可以保護密封件；（4）液壓缸兩端均有緩沖裝置，可以減少活塞在運動到端部時的沖擊和噪聲。2.2.2大型啟閉機液壓缸的設計要求及液壓缸類型選擇大型啟閉機液壓缸的設計要求和參數（如下表2.1）：啟門力/KN閉門力/KN工作行程/mm設計壓力Mpa21001700727630表2.1大型啟閉機液壓缸的設計要求和參數閘門的開啟和關閉都依靠液壓力，啟門力和閉門力大小不同，因此液壓缸設計成雙作用單桿活塞式液壓缸。在后續(xù)設計計算中就雙作用單桿活塞液壓缸進行結構設計和尺寸計算。3液壓缸結構設計液壓缸的結構主要由缸筒和缸蓋、活塞與活塞桿、密封裝置、緩沖裝置和排氣裝置等部分組成。3.1缸筒與端蓋連接形式設計缸筒與端蓋的連接是液壓缸結構設計的一個重要組成部分，有前端蓋和后端蓋。前端蓋的作用是封閉液壓缸的活塞桿柱塞腔一端,并為活塞桿導向和密封；后端蓋的作用是將活塞腔封閉,并將液壓缸與其它機件連接。液壓缸的工況和使用要求不同，需設計出不同的端蓋與缸筒的連接形式。3.1.1缸筒與端蓋的連接形式及特點①法蘭連接式結構特點：如下圖3.1所示，這種連接結構簡單，加工和裝拆方便，但外形尺寸和質量較大。適用場合：對于鑄鐵制的缸筒，且有足夠工作空間的場合。②半環(huán)連接式結構特點：如圖3.2所示，這種結構加工和裝拆方便，質量較小，有半環(huán)連接和外半環(huán)連兩種連接形式。但由于在缸筒壁部開了環(huán)形槽而削弱了強度，為此加厚缸壁。適用場合：無縫鋼管或鍛鋼制、壁厚較厚的缸筒。圖3.1法蘭連接式結構圖3.2半環(huán)連接式結構③螺紋連接式結構特點：如圖3.3所示，有外螺紋和內螺紋兩種。這種結構外形尺寸和質量小，結構緊湊。但缸筒端部結構復雜，外徑加工同心度要求高。適用場合：無縫鋼管和鍛鋼制缸筒，且工作空間有限，對運動精度要求較高的場合。④拉桿式連接結構特點：如圖3.4所示，這種結構結構簡單、工藝好、裝拆方便，但端蓋的體積和質量大，拉伸后會變長，影響密封效果。適用場合：長度不大的中低壓缸，工作空間不受限制的場合。圖3.3螺紋連接式結構圖3.4拉桿式連接結構⑤焊接連接結構特點：如圖3.5所示，這種連接強度高，制造簡單。但焊接會引起缸筒變形。適用場合：缸筒的變形對液壓缸工作性能影響不大的場合。圖3.5焊接連接結構3.1.2根據工況和要求設計缸筒與端蓋的連接形式啟閉機液壓缸工況及要求：①缸筒材料選擇的是35號鋼；②啟閉機液壓缸為大負載、大行程的；

③液壓缸要在一定時間內開啟和關閉閘門。根據工況和要求以及缸筒與端蓋連接形式的特點和應用場合，雙作用單桿液壓缸的缸筒與端蓋連接形式設計成如圖3.5所示的‘焊接連接結構’。3.2活塞和活塞桿根據不同的工作要求，活塞與活塞桿的結構形式設計成螺紋式和半環(huán)式等。如下圖3.6所示，螺紋式結構簡單，裝拆方便。但是在高壓下螺母容易松，故需防松裝置。如下圖3.7所示，半環(huán)式結構復雜，裝拆不便，但工作較可圖3.6螺紋式結構簡單圖3.7半環(huán)式結構3.3密封裝置密封是解決液壓系統(tǒng)油泄問題和保證液壓泵的工作性能及液壓執(zhí)行元件運動平穩(wěn)性的有效手段之一。密封不好會導致外泄露而污染環(huán)境，同時還會引起空氣進入液壓系統(tǒng)而影響。液壓缸是實現(xiàn)直線運動的執(zhí)行元件，主要是由缸筒、缸底、端蓋、活塞、活塞桿、導向套等部分組成。為防止油液向液