WY型滚动轴承压装机设计

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前言

1 概述

WY型滚动轴承压装机是一台具有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。

我国铁路车辆自七十年代采用滚动轴承以来，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。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，经过二十多年来的生产实践，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。为了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。WY型滚动轴承压装机正式为了适应这种要求而研制生产的新一代滚动轴承压装机。

1.1 WY滚动轴承压装机简介

图1.1 轴承压装机图

1

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WY型滚动轴承压装机(以下简称压装机)是用于铁路车辆滚动轴承压装的专用

设备。

压装机由机体、液压站和控制台三部分组成。三部分相对独立，必要时可单独使用在不同场合。

机体由床身、支座、主油缸、辅助油缸及轮对夹紧机构组成。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。液压站的结构和液控原理经过多年的考验，密封性能好，可靠。集成块主体采用锻刚制造，六面磨削加工。控制台为流行的计算机操作台结构，强弱电分柜安装，抗干扰能力强。

压装机既能两头同时压装轴承，也可以单头压装轴承，通过更换压装缸前端的引导套和压装盖，并对控制系统的有关参数进行修改后，可以压装197726和352226两种轴承。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，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。采用工业计算机控制系统，通用打印机做为输出终端，14寸彩色显示器对话框提示，鼠标、键盘操作。由于计算机存储量极大，可以存储几百万根轴的压装数据，完全可以取代单位的书面资料保存，任何时间都可以调出所有需要的资料，并通过打印机打印出任一轴承压装曲线图表。附位移变化与压装力曲线打印图一张:

图1.2 附位移变化与压装力曲线图

2

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轴承是各种机械的旋转轴或可动部位的支承元件，也是依靠滚动体的滚动实现对

主机旋转的支承元件。滚动轴承与滑动轴承相比较有许多优点，所以滚动轴承的应用时间虽晚于滑动轴承，而成为现代机械的主要支承型式，被广泛应用，在轴承领域中占有首要地位。

轴承的构造及工作原理

滚动轴承通常由外圈、内圈、滚动体、保持器四个主要部件组成。也有少数结构无内圈或无外圈或全无套圈，由三个部件或二个部件组成。

套圈也称座圈，分内圈和外圈，推力轴承则为紧圈和活圈。球轴承的内圈外圆面和外圈内圆面上都有滚道(沟)起导轮作用，限制滚动体侧面移动，同时也起到了增大滚动体与圈的接触面，降低接触应力。

滚动体是保证轴承内外套圈之间具有滚动摩擦的零件，它的形状大小和数量直接影响滚动轴承的负荷能力和使用性能。

保持架的作用，是保持相邻的滚动体不发生直接接触，保证轴承的转动灵活。各种结构的轴承为适应需要采用各种结构型式和材质的保持架。

轴承公差等级代号用拉丁字母B、C、D、E、(EX)、G表示，依次由高到低表示公差等级。G级在轴承代号中一般可省略，但有表示轴承游隙组代号时，不得省略。 滚动轴承的故障诊断技术主要有振动诊断技术、铁谱诊断技术、温度诊断技术、声学诊断技术、油膜电阻诊断技术和光纤监测诊断技术等，其中，振动、铁铺、温度诊断技术应用最普遍。 1.振动诊断技术

轴承元件的工作表面出现疲劳剥落、压痕或局部腐蚀时，轴承运行中会出现周期性的脉冲信号。这种周期性的信号可有安装在轴承座上的传感器（速度型或加速度型）来接收，通过对振动信号的分析来诊断轴承的故障。

特点：振动诊断技术应用广泛；可实现在线监测；诊断快，诊断理论已成熟。 应用范围：特别适合旋转机械中轴承的故障监测。 2.铁谱诊断技术

轴承磨损颗粒与其工作状况有密切的联系。将带有磨损颗粒的润滑油通过一强磁场，在强磁场的作用下，磨粒按一定的规律沉淀在铁谱片上，铁谱片可在铁谱显微镜上作定性观察或在定量仪器上测试，据此判断轴承的工作状况。

特点：机器无需解体；投资低，效果好；能发现轴承的早期疲劳失效；可做磨损机理研究。

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应用范围：适用于用润滑油润滑的轴承的故障诊断，对于用脂润滑的轴承较困难。

3.油膜电阻诊断技术

润滑良好的轴承，由于油膜的作用，内、外圈之间有很大的电阻。故通过测量轴承内、外圈的电阻，可对轴承的异常作出判断。

特点：对不同的工况条件可使用同一评判标准。对表面剥落、压痕、裂纹等异常的诊断效果差。

应用范围：适用于旋转轴外露的场合。

2. 设计内容及任务要求 2．1 设计内容及要求

本次设计主要是针对WY型轴承压装机的机械部分进行设计，而控制部分和液压

站部分不需要进行设计，根据已有的资料和到现场进行观察，从而设计出达到要求和需要的轴承压装机。

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，必须从实际情况出发，有机的结合各种传动形式，充分发挥液压传动的优点，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。

轴承压装机的主要性能和参数

（1）最大压装力 457/KN （2）压装缸行程 400/mm

（3）外形尺寸 5000*850*1500/mm （4）许用压力 高压 9.5/Mpa

低压 2.5/Mpa

（5）总功率 11.3/Mpa （6）轮对最大直径 915/mm

轮对最小直径 760/mm

（7）重量 8000/kg

（8）压装端数 单、双端 （9）压装方式 自动、手动

（10）可输入并自动记录压装单位、时间轴型、轴号、轴承号等

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（11）自动打印出轴承压装参数以及位移变化的压装力曲线，贴靠后保压5秒，自

动作出压装质量合格与否的判断，可重复打印

（12）系统资料存储：3000000根轴资料 （13）时间自动生成 2．2 液压系统的设计流程

a．明确液压系统设计要求

b．工况分析(动力分析、运动分析) c．确定主要参数 d．编制液压元件工况图 e．拟订液压系统图 f．选择和设计液压元件 g．液压缸结构设计、运算

h．绘制正式工作图、编制设计说明书 3 液压系统的设计计算

3.1 轴承压装机液压缸的设计及计算 3.1.1 分析工况及设计要求，绘制液压系统草图

压装机工况分析： 压装缸：

图3.1 压装机工况分析

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夹紧缸： 顶起定位缸：

图3.2 夹紧缸运行图 图3.3 顶起定位缸图

液压原理图以及动作顺序表请参见附图：

图3.4 动作顺序表图

以下是液压系统原理图:

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图3.5 液压系统原理图

3.1.2 计算液压缸的外负载 （1） 压装缸

已知压装力为196/KN，最大压装力为475/KN并保压5/s

（2） 夹紧缸

根据压装时的夹紧结构设计，初步确定夹紧力为6000/N

（3） 顶起定位缸

因为是两个缸对称分布，而轮对重1000/kg，所以每个缸的负载为

500×9.8=4900/N

（4）确定系统的工作压力

系统分别有高压和低压，高压处最高为9.5/Mpa，低压处最高为2.5/Mpa，不得超过此数值，具体请参考液压原理图

3.2 确定液压缸的几何参数 3.2.1 压装缸尺寸计算： （1） 液压缸工作压力的确定

工进时为9.5/Mpa，快进时为2.5/Mpa

（2） 液压缸内径D和活塞杆直径d的确定

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由下图可知：

d1Dp2p3

图 3.6 液压缸简图

4R D=??p1?p3??cmd28

（3-1）

其中R为最大压装力475/KN;ηcm为机械效率0.95;p1为最大输出压力9.5/Mpa;p3为系统背压，在这取0计算，即无背压。则：

d1=150mm d1=125mm d1=90mm

查[1]表2-4（GB2348-80）取D=250mm

查[1]表2-3 、2-5 取。d1=150mm d1=125mm d1=90mm

（3） 液压缸壁厚和外径的计算

液压缸的壁厚友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和厚壁圆筒。

液压缸的内径与其壁厚的比值D/??10的圆筒称为薄壁圆筒。其计算公式为：

pyD?? （3-2）

2???式中σ——液压缸壁厚（m）; D——液压缸内径（m）;

Py——试验压力，一般取最大工作压力的（1.25~1.5）/倍（Mpa）;

d3p1邵阳学院毕业设计论文

[σ]——缸筒材料的许用应力。其值为:无缝钢管：[σ]=100~110MPa.

一级缸的内径计算

py=1.5×2.5 MPa =3.75 Mpa, d1=160mm，[σ]=100MPa

?2?py2d1?2.63mm2???（3-3）

查[2] 表4.11及C 表2.115

采用外径为160mm,壁厚为18mm的无缝钢管。 同理取活塞杆材料为外径90mm,壁厚5mm的无缝钢管。 二级缸的内径计算

py=1.5×2.5 MPa =3.75 Mpa，D=250mm，[σ]=100 MPa

py1D?1??18mm2???查[2] 表4.11及C 表2.115

采用外径为325mm,壁厚为38mm的无缝钢管。

（3-4）

（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[1]

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200mm； 二级缸工作行程长度为400mm.

（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

t?0.433D2

py??? （3-5）

有孔时

t?0.433D2py???(D2?d0) （3-6）

式中 t——缸盖有效厚度（mm）;

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D2——缸盖止口内径（mm）; do——缸盖孔的直径（m）. 一级缸缸盖厚度计算 后缸盖

??0.433D2py1????0.433?250?14.25100 ?40.86mm前缸盖

2py2 t2?t1?0.433D????6.7mm 取t2=15mm.

二级缸缸盖厚度计算 后缸盖

t13?0.433D2py????0.433?250?14.25100 ?40.86mm

取t3=45mm: 前缸盖

t24?0.433D2py???(D2?d0)?0.433?250?3.75?250100??250?130?

?30.25mm取t4=45/mm.

（6） 最小导向长度的确定

H 称为最小导向长度。10

3-7）3-8） （

（

当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点的距离

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对一般的液压缸，最小导向长度H 应满足以下要求

LD180125????71.5mm H?（3-9） 202202

式中L——液压缸的最大行程;

D——液压缸内径。

活塞的厚度B 一般取B=(0.6~1.0)D；缸盖滑动支承面的长度l1，根据液压缸内径 而定;

当D>80mm时，取ι1=（0.6~1.0）D； 当D>80mm时，取ι1=（0.6~1.0）d。 对一级缸最小导向长度

H?LD180125????71.5mm， 202202?0.7?90?63mm

活塞宽度及滑动支承面的长度l1

l1?0.7dB?0.6D?0.6?160?96mm

因l1?B?63?96?159mm?2H?143mm，故无需设计隔套。 对二级缸最小导向长度

LD400250????145mm H?202202活塞宽度及滑动支承面的长度l1

l1?0.7d?0.6?160?96mm

B?0.6D?0.6?250?150mm

为保证最小导向长度H，在缸盖与活塞之间增加一隔套K来增加H的值。 隔套的长度

（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20~40倍。

一级缸缸体内部长度L1?t3?t4?572?45?45?662mm （3-10）

L1?L?B?180?96?276mm （3-11）

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

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L1?L?B?C?400?150?22?572mm （3-12）

缸体外形尺寸为

L1?t3?t4?572?45?45?662mm (3-13）

（8）活塞杆稳定性的验算

因两级液压缸支承长度LB<10d，故无须考虑活塞杆弯曲稳定性。

液压缸支承长度LB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。

3.2.2 定位缸及其主要尺寸的确定 （1） 液压缸工作压力的确定

液压缸工作压力主要根据液压设备的类型来确定，对不同用途的液压设备，由于工作条件的不同，通常采用的压力范围也不同。设计时用类比法来确定。由于轴承压装机属于工程机械，参见手册1（《液压系统设计简明手册）》，定位缸的压力取

2．0/Mpa。

（2） 液压缸内径D和活塞杆直径d的确定

初步确定定位缸的结构形式为柱塞缸，如下图所示，成对布置，靠轮对的自重使其复位，而柱塞液压缸在回油路上无背压。

图3.7 柱塞式液压缸

? 由公式：=F+Ff 可得: （3-14）

4P1其中: D－－液压缸柱塞直径

p1－－液压缸工作压力,初算时可取系统工作压力; F工作循环中的最大的外负载；

Fζ－－液压缸密封处的摩擦力，它的精确值不容易求得，常用液压缸的

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机械效率?cm进行估算。

?cm－－液压缸的机械效率，一般?cm=0.9-0.97。

而由所知道的数据来看，工作外负载F=4900 KN，参见手册2（《液压气动系统设计手册》）可得，柱塞密封选取的是U型密封圈，在前缸盖处安装了FA型防尘圈，所以密封处的摩擦力约为工作负载的0.3倍。而机械效率这里选取的是0.9，则：

D=4?F3.14?2?106?0.9==4?(4900?0.3?4900)?67.14mm 63.14?2?10?0.9由计算得到的数据，根据液压缸活塞杆直径系列（GB2348-80）再结合实际，圆整为70mm。

因为选取的是柱塞型液压缸，根据参考书3（《袖珍液压气动设计手册》）柱塞缸的柱塞与缸壁之间的距离一般为3到10mm，这里考虑到柱塞的直径很大，工作的时候需要的力比较大，所以选取液压缸的缸内径为80 mm，即柱塞与缸壁之间距离为5 mm。

（3） 液压缸壁厚和外径的计算和选取

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，从材料力学可知，承受内压力的圆桶，其内应力分布规律因壁厚的不同而各异。一般可以分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。

液压缸的内径D与其壁厚δ的比值D/δ?10的圆筒称为薄壁圆筒，起重运输机

械和工程机械的液压缸，一般用无缝钢管材料，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按下面的公式计算：

??PyD （3-15） 2[?]式中：δ---液压缸的壁厚（m）； D---液压缸的内径（m）；

Py---试验压力，一般取最大工作压力的（1.25～1.5）倍（Mpa）； [σ]---缸筒材料的许用压力，其值为：锻钢：[σ]=110～120/Mpa；

铸钢：[σ]=100～110 /Mpa；无缝钢管：[σ]=100～110 /Mpa； 高强度铸铁：[σ]=60 /Mpa；灰铸铁：[σ]=25 /Mpa。

在中低压液压系统中，按上式子计算出来的液压缸的壁厚往往比较小，使缸体的刚度往往很不够，因此按经验选取，在这里选取15/mm。 液压缸壁厚算出后，即可以求得缸体的外径为D1：

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D1≥D+2δ

式中D1值应该按无缝钢管标准，选取110 /mm。

（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，在这里，柱塞缸的工作行程为140/mm。属于活塞行程参数系列（GB2349-80）的第2优先组。

（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：

t?0.433D2Py[?] （3-16）

有孔时：

t?0.433D2PyD2 （3-17）

[?](D2?do)式中：t--缸盖的有效厚度（m）； D1---缸盖上口内径（m）；

do---缸盖孔的直径（m）。

这里按经验选取缸盖厚度为25/mm。

（6） 最小导向长度的确定

当活塞杆全部外伸时，从活塞的支承面中点到缸盖滑动支承面中点的距离H称为最小导向长度。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度增大，影响液压缸的稳定性。

由于选取的是柱塞缸，导向长度相对来说要加长点，这里选取导向长度为

70/mm。

（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20～30/倍。这里，缸体长度取250/mm，没有超出规定的要求。

（8）计算液压缸主要零件的强度和刚度

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由于柱塞直径D与其壁厚δ的比值小于10，所以这里用厚壁筒强度计算公式估计：

??p[?]?0.4p （3-18）

2[?]?1.3p代入数值，计算：

70105?0.4?2?1.5?177mm

2105?1.3?2?1.5所以壁厚完全符合要求。

活塞杆强度校核：当活塞杆长度l?10d时，按强度条件校核活塞杆直径d

4F1d? （3-19）

?[?]式中： F1---活塞杆推力（N）；

[σ]---活塞杆材料的许用应力（Mpa）； 代入数值，计算：

4?4900?59.4mm

??105而柱塞的直径为70/mm，所以符合活塞杆的强度要求。

3.2.3 夹紧缸及其主要尺寸的确定 （1） 液压缸工作压力的确定

夹紧缸主要起到的是径向的推力，从而推动顶杆，使之夹紧轮对，这里夹紧缸的工作压力最大不超过2.5/ Mpa。选取2.0/Mpa计算。

（2） 液压缸内径D和活塞杆直径d的确定

夹紧缸选取的结构形式为单活塞杆式液压缸，采取头部法兰连接。 夹紧缸在回油路上没有背压，可不考虑背压的影响。

由公式：

?

4DP1?F?2?4(D2?d2)P2?FFC （3-20）

式中：D－－液压缸柱塞直径

P1－－液压缸工作压力,初算时可取系统工作压力;

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F－－工作循环中的最大的外负载；

FFc－－液压缸密封处的摩擦力，它的精确值不容易求得，常用液压缸的机

械效率?cm进行估算。

F?Ffc?F?cm （3-21）

?cm－－液压缸的机械效率，一般?cm=0.9-0.97。

而由所知道的数据来看，夹紧液压缸的密封是采取使用U型密封圈结合O型密封圈的形式，考虑到工作过程中的摩擦力影响，其大小应该是夹紧力的0.03倍，而由此可得D：

4?(6000?0.2?6000)?71.38mm63.14?2?10?0.9

根据液压缸内径尺寸系列（GB2348-80）将所得数值圆整为80/mm。

根据活塞杆直径可由d/D值计算所得，由计算所得的D根据工作压力和参考]《液压气动系统设计手册》，结合活塞杆直径系列（GB2348-80），活塞杆直径可选取：

d=45/mm。

（3） 液压缸壁厚和外径的计算和选取

液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。由于选取的夹紧缸内径D和壁厚δ的比值小于10，所以应该按材料力学中的厚壁圆筒公式进行壁厚的计算：

??([?]?0.4Py[?]?1.3Py)?1) （3-22）

式中：δ---液压缸的壁厚（m）； D---液压缸的内径（m）；

py---试验压力，一般取最大工作压力的（1.25～1.5）倍（Mpa）； [σ]---缸筒材料的许用压力，其值为：锻钢：[σ]=110～120/Mpa；

铸钢：[σ]=100～110/ Mpa；无缝钢管：[σ]=100～110/ Mpa； 高强度铸铁：[σ]=60/ Mpa；灰铸铁：[σ]=25/ Mpa。

但是在中低压液压系统中，按上式子计算出来的液压缸的壁厚往往比较小，使缸体的刚度往往很不够，因此按经验选取，在这里选取10/mm。

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液压缸壁厚算出后，即可以求得缸体的外径为D1：

D1≥D+2δ

式中D1值按经验选取100 /mm。

（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，在这里，夹紧缸的工作行程为112 /mm。属于活塞行程参数系列（GB2349-80）的第2优先组。

（5） 缸盖厚度的确定

一般液压缸多为平底缸盖，无孔时，其有效厚度t按强度要求可用下式计算：

t?0.433D

Py[?] （3-23）

式中：t---缸盖的有效厚度（m）； D1---缸盖上口内径（m）； do---缸盖孔的直径（m）。 这里按经验选取缸盖厚度为22mm。

（6） 最小导向长度的确定

当活塞杆全部外伸时，从活塞的支承面中点到缸盖滑动支承面中点的距离H称为最小导向长度。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度增大，影响液压缸的稳定性。

活塞的宽度B一般取B=（0.6-1.0）D；这里选取活塞的宽度为35mm。缸盖滑动支撑面的长度ι1，根据液压缸内径D而定，； 当D<80/mm时,取ι1=(0.6-1.0)D; 当D>80/mm时,取ι1=(0.6-1.0)d;。

为保证最小导向长度H，若过分增大ι1和B都是不适合的，必要时可以在缸盖与活塞之间增加一隔套K来增加H的值，隔套的长度C由需要的最小导向长度H来确定，即：

C?H?1l1?B??2 （3-24）

液压缸内径为80/mm，所以ι1=（0.6-1.0）D，计算所得ι1=48～80/mm，参考

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液压缸结构设计工具书，将夹紧缸的最小导向长度定为40/mm。

（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20～30/倍。这里，缸体长度取212/mm，没有超出规定的要求，符合条件。

（8） 计算液压缸主要零件的强度和刚度

由于柱塞直径D与其壁厚δ的比值小于10，所以这里用厚壁筒强度计算公式估计：

?? （3-25） ??0.4p????D?????????1.3p?1??2?????

代入数值，[σ]取无缝钢管的计算，即105Mpa，而压力p是工作压力的1.5倍，则：

?80?10?50.?4?21.5??1? =2.02/mm

?2?105?1.?3?21.5??由上计算多得的壁厚比实际小的多，因此按经验选取的壁厚10/mm完全符合要求。 活塞杆校核：

当活塞杆长度ι≥10d时，按弯曲稳定性校核活塞杆直径d

按材料力学理论，一根受压直杆，在其轴向负荷Fr超过稳定临界力Fk时，即失去原有直线状态的平衡，称为失稳。对液压缸，其稳定条件为：

F≥FK/nK

式中：F--液压缸的最大推力（F），F= Fr； Fr---液压缸的稳定临界力（N）； nk---稳定安全系数，一般取nk=1～3。

液压缸的稳定临界力Fr（N）与活塞杆和缸体的材料、长度、刚度和两端支撑状况等因素有关。

ln?2EJ当细长比?mn时， FK?kl2

（3-26）

fAlF?2当细长比?mn时， K2?l?k1???n?k?

18

（ 3-27）

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式中：ι--活塞杆的计算长度（m），其取法见参考书2（《液压气动系统设计手册》）

78页表3-6；

K---活塞杆横截面的回转半径（m），K?Jd?（m）（对实心活塞杆） A4 j---活塞杆横截面转动惯量（m）， A---活塞杆横截面积（m）； m---柔性系数，对钢取m=85；

2

4

J??d464；

n---端点安装形式系数，参见书目2.3.6，这里使用的是一端固定，一端铰接，

所以n取2；

E---材料弹性摸量（Pa），对钢E=2.6/GPa；

f---材料强度实验值（Pa），对钢f=490/Mpa。

l112计算细长比： =?10/mm，而mn=340，所以选后面的公式计算，则：

k45/4

FK?490?10????22.5?106?32????32?112?10?1???3?2?45?10????4?2?7441.68N （3-28）

稳定安全系数nk取1.1，则F?稳定性要求，设计合适。

Fk7441.68?nk1.1?6765.45N，因为F=6000/N。所以合

3.3 液压缸的结构设计 3.3.1 压装液压缸的结构设计 （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：外形尺寸小,重量较轻

同样其也具有以下缺点： 端部结构复杂，工艺要求较高, 拆装时需用专用工具,拧端盖时易损坏密封圈

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（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。

（3） 活塞杆导向部分的结构

一级缸活塞杆导向结构为导向套导向：` 二级缸活塞杆导向结构为端盖直接导向。

（4） 活塞及活塞杆处密封圈的选用

一级缸密封圈的选用:

选用高低唇Y型密封圈，型号:Y 110×90×16 GB10708.1-89以及Y 185

×160×20 GB10708.1-89，材料都是耐油橡胶。

二级缸活塞与缸体的密封圈的选用：

选用V型密封圈，型号：V 250×220×49.5 GB10708-89

（5）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。为防止这种现象的发生，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。

` 液压缸的排气装置

对于运动速度稳定性要求较高的机床液压缸和大型液压缸，则需要设置排气装置，压装缸将油口设置在上方，有利于压力油中的气体排出。

3.3.2 夹紧液压缸和定位液压缸的结构设计

定位与夹紧液压缸均采用单出杆、缸体固定形式；为减少缸体与活塞体积，简化

结构，采用U型密封圈结合O型密封圈的结构，夹紧液压缸的U型密封圈的型号为：45×65 HG-336-66，材料是橡胶；O型密封圈的型号为：71×5.3G

GB3452.1-92；11.8×3.55G GB3452.1-82，材料是NBR。定位液压缸的U型

密封圈型号为：45×65 HG4-336-66，材料是：橡胶；防尘圈型号为：FA100×

115×9.5 D GB10708.3-89，材料为丁睛橡胶。

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。

3.4 液压系统元件的分析和选择

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3.4.1 确定供油方式

考虑到该机床在工作进给时负载较大，速度较低，而在快进、快退时负载较小，

从节省能量、减少发热考虑，泵源系统应该选用双泵，本设计中，采用的是YB-E32/63双联叶片泵。

3.4.2 调速方式的选择

在中小型专用机床的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或者是调速

阀。根据压装机对低速性能和速度负载特性都有一定要求的特点，决定采用双联叶片泵加调速阀的结构，而且在高压的供油线路上，接入一个分流阀，分流阀的两个出口分别通向两只压装油缸。分流阀的主要作用就是使两个缸同步，如果左端油缸因负载减少速度加快，分流阀将减小左边的出油口，同时加大右边的出油口，尽力保持两边速度相同。减少油口在液压原理上实质是利用压力变化的作用，也就是说，WY型滚动轴承压装机在压装过程中，会出现两个油缸不同的情况时（可通过观察两个压装油缸上的压力表），而两缸仍能继续同时进行压装。分流阀调节示意图如图8：

图3.8 分流阀调节示意图

3.4.3 速度换接方式的选择

本系统采用电磁阀的快慢速换接回路，它的特点是结构简单，调节行程比较方便，阀的安装也比较容易，但是速度换接的平稳性较差。若要提高系统的换接平稳性，则可改用行程阀切换的速度换接回路。

3.4.4 夹紧回路的选择

用三位四通电磁阀来控制夹紧、松开换向动作，为了避免工作时突然失电而松开，

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应该采用失电夹紧方式，考虑到夹紧时，当进油路压力瞬时下降时，仍能保持夹紧力，所以接入单向阀保压。

3.4.5 定位回路的选择

用三位四通电磁阀来控制顶起定位和降下复位动作，同夹紧回路一样，为了避免

工作时突然失电而松开，应该采用失电夹紧方式，考虑到夹紧时，当进油路压力瞬时下降时，仍能保持夹紧力，所以接入单向阀保压。在该回路中还装有调速阀，在降下的过程中可以保持轮对的缓慢降下。从而使轮对不至于撞坏。

3.4.6 传感器和调理器的选择

本机选用压阻式压力传感器，型号为

CYG-30。量程为16/Mpa，该传

感器内部线路相当于一个电桥，只是有一个桥壁是可变，当压力发生变化时，可变桥壁的阻值发生变化，从而取得压力变化信号，为了传感器正常工作，必须提供其工作电流，该电流由信号调理器提供。 调理器是一台高精度，低漂移的直流放大器，本机配用TKF-1型信号调理器，为双通道，正面布置两个通道的各3只调整旋钮；背面布置电源开关，两个输入，一个输出五芯插座。 3.5 液压站的结构

3.5.1 压装机液压站元件的组成

系统工作压力：高压管路为9.5/Mpa，而低压管路为2.5/Mpa，所以选择的液压阀的工作压力要根据系统管路的压力正确的进行选择。

压装机液压站有6个集成块，液压元件的选择如下：

（1） 油泵电机：Y160-6-B5电机； （2） 双联叶片泵：YB-E32/63； （3） 高压压力表一块：Y-60；

（4） 网式滤油器：WU-250X180F-J； （5） 集成块底版；

（6） 集成块1：22E-10BH 电磁阀二个，Y-63B 中压溢流阀一个，

Y2-HB10 高压溢流阀一个；

（7） 集成块2：FL-B10-S 分流阀一个，22E0-H10B 电磁阀一个，Q-10H

高速阀一个， AJ-Ha10B单向阀一个；

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（8） 集成块3：FL-B15-S 分流阀一个，34E-63B电磁阀一个； （9） 集成块4：22E2-063B 电磁阀两个，23E-63B电磁阀一个； （10） 集成块5：23E-63B 电磁阀两个，34E-63B电磁阀一个； （11） 集成块6：23E-63B 电磁阀一个，34E-63B电磁阀一个，X-63B

顺序阀一个；

（12） 集成块顶块：34E-63B 电磁阀一个，I-63B单向阀一个， L-63B

节流阀一个， Y-60低压压力表两块。

3.5.2 液压油的选择

正确而合理的使用液压油对液压系统适应各种环境条件和工作状态的能力、延长

系统和元件的寿命，提高设备运转的可靠性，防止事故发生等方面都有重要影响。 对于本设计的液压系统，液压油的选择可参见手册3（《袖珍液压气动手册》）表

13-8的选择原则和表13-9的液压油液的使用范围，觉得选择洁净的20#液压油。

在首次使用或换油时，工作油液的一次加入量为364-384升，即油箱内工作油液的正常液面应该在油箱油标的最低与最高刻线之间。首次启动后，油液进入了管道及油缸，此时油面会下降，因此必须再次补充油，在使用的过程中还可能发生少量的泄露，因此应该经常检查游标，当油液面低于油箱游标的最低刻线时，应该及时加油。

工作油液应该定期进行检查和更换，换油液的周期，因使用条件而异，一般来说，两年更换一次。在连续运转、高温、高湿、灰尘多的地方需要缩短更换的周期。

3.6 液压缸的调整 3.6.1 压装液压缸的调整

可以根据压装液压缸的前端结构，更换引导套和压装盖，并调整好轴承托架体相

互之间的距离，可以使压装机适应197726和352226型轴承

3.6.2 顶起定位液压缸的调整

在整机调整时，应该注意：顶起定位液压缸升起高度的调整，应该使两缸升起的高度一致，并保证升起轮对后，轮对轴线较两压装缸顶尖的同轴度误差为?1毫米左右，然后锁紧各螺母和紧定螺钉。对不同型号的轮对，升起的高度是不用的，经过仔细的调整，可以对两种轮径（840毫米和915毫米）的轮对滚动轴承进行压装。轮对如图3.9所示。

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图3.9 顶起定位液压缸的调整图

3.7 压装机及其环境的布置

压装机由机体、液压站和控制台三部分组成，液压站和控制台相对主机应该就近布置，现场的钢轨与机体上的导轨应该联结平整。压装机工作时，床身承受很大的拉力和弯矩，因此基础应该捣实摸平，按照基础图的要求完成。机体就位时下部应该垫平，特别是全部地脚螺栓处要垫实。地脚螺栓为受力件，一定要埋牢固，以防止在工作中松动从而引起床身变形，影响压装检测精度。

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总结

这次毕业设计，是三年学习的检测，也是大学生活的终结。

我的题目是：WY型滚动轴承压装机机械的设计。设计主要是针对WY型轴承压装机的机械部分进行设计，设计时，从实际情况出发，发挥液压传动的优点，力求在达到设计要求的情况下设计出结构简单、成本低、操作简单、维修方便的液压传动系统。

这次设计让我获益良多，首先是三年学习的系统复习，并在其基础上进一步理论联系实际，通过实践深化理论知识。其次就是学会查参考资料筛选有用信息和利用网络获得更多知识，培养自己的分析、解决实际问题的能力。最后是锻炼了合作能力，学会了坚持与妥协，培养了团队精神。

设计完成是一个终结也是一个新的开始，在今后的工作中，我将会面对更加困难、复杂的题目，这次设计就是其先例，我会以在这先例中学的知识和能力去面对它，并在它身上学得更多。

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参考文献

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致谢

末了，我要感谢许多在做设计的过程中帮助过我的老师和同学，特别是戴正强老师，戴正强老师对我的设计的指导是这次设计顺利完成的关键，戴正强老师认真仔细的审查了我的设计图，指出设计图中的错误和不足之处。另外，还要感谢实习单位和部门的同志，他们热情的接待，及对压装机介绍，使我了解和明白压装机的工作原理和机械结构。我们寝室同学在设计的过程中给予了我很大的帮助。最后感谢学校、学院各位老师三年来给我的教育与指导、教育和培养，也感谢班了的各位同学与他们的交流让我获益良多。

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/y5na.html