多功能钻机变幅机构_毕业设计(编辑修改稿)

多功能钻机变幅机构_毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

不形成配合，缸筒加工要求不高，工艺性好；缸盖上必须安装导向套；为减小运动惯性，柱塞通常采用空心式。 活塞式液压缸 应用极为广泛；小型活塞缸活塞与活塞杆为整体式，大中型活塞缸活塞杆和活塞为分体式；按往返驱动形式 的不同分为双作用式和单作用式。 变幅油缸缸工作要求安全性高、能够提供双向驱动力且大量加工经济，通过表 31 的比较选用活塞式液压缸。 整体尺寸初步设计 （ 1）经过简单几何分析可知，当机械不工作且桅杆水平放置时变幅机构液压缸两端距离BC 最短，其简图如图 2— 6. 初步设定参数： AC=1300mm， AB=500mm,CAB=176。 = ABD 据余弦定理 ACAB BCACABC A B   2co s222 (31) 带入数据 得 BC= （ 2） 经简单几何分析可知，当 AC 与水平线成最大夹角 30176。 且桅杆处于竖直位置时变幅油缸两端距离 BC 最大，其简图如图 3— 1 所示 图 3— 1 因ABD 固定不变且 ABD=176。 ，CAB=120176。 + ABD=176。 据 公式 (31)得 BC=1770mm （ 3）计算液压缸行程： S maxmin mml mm 由运动分析时，可知 max min l mm  结合现实并进行简单的几何分析便可得知，无法制造这样的油缸，故需重新拟定参数再进行设计。 （ 4）方案 2 ① 当机械不工作且桅杆水平放置时 重新设定参数： AC=1300mm,AB=400,CAB=45176。 = ABD 据 公式 (31)得 BC= ② 当 AC 与水平线成最大夹角 30176。 且桅杆处于竖直位置时 ,因 ABD 固定不变且ABD=45176。 CAB=120176。 + ABD=165176。 据 公式 (31)得 BC= ③ 计算液压缸行程： S maxmin mml mm 由运动分析时，可知 max min l mm   据表 《液压缸活塞行程第三系列》对行程 S 进行圆整得 S=634mm 求变幅油缸的最大载荷 经简单力学分析可知，当桅杆处于水平位置时，且动力头在最左短时油缸推动桅杆所需力最大，其简图如图 3— 2 所示 . 图 3— 2 1G为两个夹持器重量约为 4000N，离 A 点距离1l约为 1m 2为桅杆重量约为 9000N，离 A 点距离2l约为 3为桅杆上油缸重量约为 2020N，离 A 点距离3l约为 4G为两个液压马达的重量约为 2020N，离 A 点距离4l约为 3m 5动力头的重量约为 3000N，离 A 点距离4l 据 公式 (31)得 cosCBA=  由理论力学可知()AM=0 22 33 4 54 11( ) cos 0GlGlGGlGlFABABC  （ 32） 式中： F 为液压缸在图示位置时所受的负载。 代入数据 得 F= 油缸的内径计算： （ 1）据 《机械设计手册》 表 液压缸主要几何尺寸的计算，根据载荷力的大小和选定的系统压力来计算液压缸内径 D 为 10 mmP   据 《机械设计手册》 表 《液压内径尺寸系列》，可将 D 圆整得 D=63mm 缸筒设计与计算 对缸筒要求 缸筒是液压缸的主要零件，它与端盖、活塞构成密封容腔，用以容纳压力油液、驱动负载而做功，因而对其有强度、刚度、密封等方面的要求。 （ 1） 有足够的强度，在长期承受额定工作压力和短期动态实验压 力下而不致产生永久变形。 （ 2） 有足够的刚度，能承受活塞侧向力和安装时的反作用力而不致弯曲。 （ 3） 有可靠的密封性。 （ 4） 缸筒有良好的可焊性。 缸筒材料的选择 考虑到缸通材料来源的经济性，可以选择 45 号精密冷拔无缝钢管，其力学性能列于表32 中 . 表 32 45 号精密冷拔无缝钢管力学性能 力学性能（不小于） 材料 屈服强度（ MPa） 伸长率s 硬度（ HB） 45号钢 600 192 缸筒外径的选择 据 《机械设计手册》 表 工程机械用液压缸外径系列， P， D=63mm 时，外径1 83D m。 活塞设计 考虑到活塞上需要安装两个支撑环和两个密封圈取90=Bmm。 活塞内径与活塞杆外径采用 H7/k6 配合，活塞外径与缸筒内径采用 H8/f7 配合，活塞杆与导向套采用 H7/n6 配合。 据经验公式活塞杆直径 d== 据 《机械设计手册》 表 液压缸的活塞外径尺寸系列 ， 可将 d 圆整为 d=45mm 选活塞杆直径材料为： 45钢 工艺：活塞杆粗加工后调质到硬度为 229~285HB,必要 时，再经高频淬火，硬度可达45~55HRC. （ 2）强度理论校核活塞杆直径： 此时液压缸稳定时，只承受轴向载荷  Fd 4min （ 33） 当材料为碳钢时，[]=100~120MPa，取[]100MPa 求得：所需 最小直径 mind =45mm，满足要求 （ 3）活塞杆平稳性校核： 由材料力学可知，当载荷力接近临界值KF时，杆将失去原有的平衡状态而产生弯曲。 由 《机械设计手册》 表 活塞杆稳定性计算 活塞杆稳定的条件为： KnKFF F液压缸的活塞杆承受的最大载荷（ N） K活塞杆纵向弯曲破坏的临界载荷（ N） n稳定安全系数，一般取 2~4。 计算活塞杆的临界载荷。 采用欧拉公式计算临界载荷KF，此时有 : 22n EIl （ 34） E：活塞干材料的弹性模量，对于钢，取为 Pa I：活塞截面的转动惯量 , 对于实心杆： 464dI  4m l：活塞杆的安装距离， m。 通过运动分析可取 l= n：末端条件系数，此时取 n=1 根据以上数据， 代入公式（ 34） 可求得 KF=144358N 由于变幅油缸的工作条件稳定，且工作次数很少，可取安全系数kn=2，则有144358 721792KKFFNn  ； 所以活塞杆稳定。 缸壁的材料选择： 45 钢的无缝钢管 缸壁校核 壁厚： 1 102DD mm  缸筒设计： 连接方式：缸盖与缸筒采用连接方式（内螺纹），使得结构紧凑，质量小 缸筒与后端盖采用焊接连接 据表 《机械设计手册》 液压缸的链接计算 取螺纹为 M73x2 外径：0 73dmm 内径：10 t mm  则推应力为： 221()4kFdD   (35) 切应力为： 1033( )kkFddD  (36) K：螺纹拧紧系数，静载时取~，取 k= 1：螺纹内摩擦因子，取1K= n:安全系数，通常取 n=~ D：缸筒内径 将各系数分别代入公式（ 35）和公式（ 36） 求得： 221 ()4kF MPadD  10331 4 4 .40 .2 ( )kK F d M P adD  223 MPa     取安全系数 n=2 355[ ] nMPa MPan   所以强度符合 焊接口设计： 据表 《机械设计手册》 液压缸链接计算选 焊接方式： V型坡口对接焊 取焊接的底径：2 73D mm 焊接厚度为：1=5mm 校核： 焊接产生的应力： 2212()4FDD   1D：缸筒外径 ：焊接强度系数，一般手工焊=~，自动焊 =~ 取 = 得83 []MPa 所以焊接强度足够 液压缸油口设计： 据表 《机械设计手册》 液压缸结构参数的计算 取液压缸的最大输出速度： minmv 油口的最大液流速度：0 3/s D 液压缸内径 计算油口直径： 0 vdDv 0 mm 据 《机械设计手册》 表 液压油口螺纹连接系列，取油口为81M 缸底厚度： 有油孔时： 0 ( )[ ]yPDh Dd   （ 37） 代入数值：  63mD 0d=8m []120paM 求得 ： 5. mh 圆整为20h 活塞杆与活塞设计： 活塞与活塞杆的连接方式：螺纹连接、锁紧螺母锁紧 活塞的宽度： B ~1（ ） D 则可取 B 为 50mm 活塞与缸筒的连接密封： 为了保证密封和连接强度，采用了两个 O 型圈与一个 A 型的支承环进行密封连接 支承油缸的密封件选用： 材料 标号 数量 O 型圈 橡胶 3 A 型防尘圈 橡胶 活塞杆直径为 45的 A 型防尘圈 GB/T 1 支承环 尼龙 1010 GD 0630A GB/ 1 O 型圈 橡胶 G 1 第 4 章 回转支承的选型设计 对回转支承进行受力分析和静态选型 在静态选型中，主要 以回转支承承受的最大当量载荷为参数，而以有力学分析经验可知回转支承受力最为苛刻的情况通常出现在桅杆在水平位置工作时或桅杆在竖直位置工作时。 令：回转支承所受垂直力为 V 回转支承所受水平力为 H 回转支承所受倾覆力矩为 M （ 1）水平打孔时： 整个桅杆装置重为 G=20kN 整个桅杆装置重心离回转支承的距离 1S 约为 400mm 钻杆离回转支承的距离 2S 约为 700mm 工作载荷 F=40kN 最大工作推力时 为动载系数 此时 V=20kN， H= F=50kN M= kNHS 352  此时回转支承所受的当量载荷为：  a arF f k V k H  （ 41） aM fkM (42) arkk、 — — 载 荷 换 算 系 数 ， 随 回 转 支 承 的 不 同 选 取 不 同 的 值 f—— 为工况 系数，静容。