同步矩形傳送機(jī)械設(shè)計

XX大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(論文)同步矩形傳送機(jī)械設(shè)計作者:學(xué)號：學(xué)院(系)專業(yè):題目:2016年月畢業(yè)設(shè)計說明書（論文）中文摘要采用同步矩形運(yùn)動傳送機(jī)械是提高產(chǎn)品質(zhì)量與勞動生產(chǎn)率，實現(xiàn)生產(chǎn)過程自動化，改善勞動條件，減輕勞動強(qiáng)度的一種有效手段。按照預(yù)定要求輸送工件或握持工具進(jìn)行操作的自動化技術(shù)裝備。同步矩形傳送可以代替人手的繁重勞動，顯著減輕工人的勞動強(qiáng)度，改善勞動條件，提高勞動生產(chǎn)率和生產(chǎn)自動化水平。工業(yè)生產(chǎn)中經(jīng)常出現(xiàn)的笨重工件的搬運(yùn)和長期、頻繁、單調(diào)的操作，采用同步矩形傳送是有效的；此外，它能在高溫、低溫、深水、宇宙、放射性和其它有毒、污染環(huán)境條件下進(jìn)行操作，更顯示其優(yōu)越性，有著廣闊的發(fā)展前途。本課題的主要內(nèi)容是采用同步矩形運(yùn)動傳送機(jī)械，設(shè)計橫移機(jī)構(gòu)，使產(chǎn)品沿水平方向移動1100mm，保證結(jié)構(gòu)的剛度足夠，結(jié)構(gòu)合理、可靠。設(shè)計升降機(jī)構(gòu)，使產(chǎn)品垂直升降150mm。計同步機(jī)構(gòu)，使30組橫移梁同步運(yùn)動，誤差在可控范圍。結(jié)合設(shè)計的各方面的知識，在設(shè)計過程中學(xué)會怎樣發(fā)現(xiàn)問題。解決問題.研究問題。并且在設(shè)計中融入自己的想法和構(gòu)思，提高自己的創(chuàng)新能力。盡力使同步矩形傳送使用方便，結(jié)構(gòu)簡單。關(guān)鍵詞：同步矩形；結(jié)構(gòu)設(shè)計；步進(jìn)電機(jī)；回轉(zhuǎn)畢業(yè)設(shè)計說明書（論文）外文摘要AbstractThesynchronousrectangulartransmittingmotionmachineryistoimproveproductqualityandproductivity,therealizationoftheproductionprocessautomation,improveworkingconditions,reducelaborintensityisaneffectivemeansof.Accordingtothepredeterminedrequirementsofautomationtechnologyandequipmentorholdthetoolstooperate.Theheavylaborsynchronousrectangulartransmissioncansubstituteformanpower,greatlyreducethelaborintensityofworkers,improveworkingconditions,improvelaborproductivityandautomationlevelofproduction.Industrialproductionintheoftencumbersomeworkpiecehandlingandfrequent,thelong,monotonousoperation,usingsynchronousrectangulartransferiseffective;inaddition,itcanoperateinhightemperature,lowtemperature,water,theuniverse,radioactiveandothertoxic,environmentalpollutioncondition,butalsoshowitssuperiority,therearebroadprospectsforthedevelopment.Themaincontentofthispaperisusingsynchronousrectangulartransmittingmotionmachine,designofshoggingmechanism,maketheproductmoves1100mmalongthehorizontaldirection,ensurethatthestiffnessofthestructureisadequate,reasonablestructure,reliable.Designofliftingmechanism,maketheproductverticallifting150mm.Metersynchronizationmechanism,sothatthe30groupsoftransversebeammotionsynchronization,errorinthecontrollablerange.Combinedwiththedesignofallaspectsofknowledge,inthedesignprocess,learnhowtofindproblems.Tosolvetheproblem.Theproblem.Andintohisthoughtsandideasinthedesign,improvetheirinnovationability.Trytomakesynchronousrectangulartransmissioniseasytouse,simpleinstructure.Keywords：synchronousrectangle;structuredesign;steppingmotor;rotary畢業(yè)設(shè)計（論文）全套設(shè)計加197216396或401339828PAGE60目錄1緒論 12同步矩形傳送機(jī)構(gòu)總體方案設(shè)計 22.1規(guī)格參數(shù) 22.2有效負(fù)載 22.3運(yùn)動特性 22.4工作范圍（工作半徑） 22.5同步矩形傳送材料的選擇 22.6同步矩形傳送的驅(qū)動元件 32.7水平方向移動計算 42.7.1電機(jī)計算 42.7.2齒輪齒條的設(shè)計計算 72.7.3齒條齒部彎曲強(qiáng)度的計算 112.8小齒輪的強(qiáng)度計算 112.8.1齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算 112.8.2齒輪齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度計算 142.9升降方向結(jié)構(gòu)計算 163液壓部分的設(shè)計計算 183.1油缸主要參數(shù)的確定 183.1.1液壓缸內(nèi)徑的計算 183.1.2活塞桿直徑的設(shè)計 183.1.3液壓缸缸體厚度計算 183.1.4.液壓缸長度的確定 193.1.5活塞桿直徑的設(shè)計 193.2油缸主要部位的計算校核 213.2.1缸筒壁厚的計算 213.2.2活塞桿強(qiáng)度和液壓缸穩(wěn)定性計算 213.2.3缸筒壁厚的驗算 233.2.4缸筒的加工要求 253.2.5法蘭設(shè)計 253.2.6(缸筒端部）法蘭連接螺栓的強(qiáng)度計算 263.3活塞的設(shè)計 283.4導(dǎo)向套的設(shè)計與計算 283.5端蓋和缸底的設(shè)計與計算 303.6液壓泵的參數(shù)計算 313.7電動機(jī)的選擇 313.8液壓元件的選擇 323.8.1液壓元件的選擇 323.8.2油管的選擇 343.9驗算液壓系統(tǒng)性能 353.9.1壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整 353.9.2液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算 373.10油箱設(shè)計 383.10.1油箱有效容積的確定 383.10.2油箱容積的驗算 383.11輔助元件 404橫梁等其他結(jié)構(gòu)件的設(shè)計 41總結(jié) 52致謝 53參考文獻(xiàn) 54

全套設(shè)計加197216396或401339828

1緒論隨著人類科技的進(jìn)步，社會經(jīng)濟(jì)的發(fā)展，同步矩形傳送機(jī)械設(shè)計成為近幾十年來迅速發(fā)展的一門綜合學(xué)科。它體現(xiàn)了光機(jī)電一體化技術(shù)的最新成就，同步矩形傳送作為其中的佼佼者更是發(fā)揮了不可磨滅的作用。在人類社會中，凡是有機(jī)械活動的地方，都能看到同步矩形傳送的身影。同步矩形傳送產(chǎn)品的應(yīng)用已經(jīng)由核工業(yè)和軍事科技等高端科學(xué)領(lǐng)域向醫(yī)療、農(nóng)業(yè)甚至是服務(wù)娛樂等民用領(lǐng)域發(fā)展了，并且各式各樣的同步矩形傳送正在涌現(xiàn)出來，以驚人的速度延伸到人類活動的各個領(lǐng)域。本文研究主要內(nèi)容通過利用網(wǎng)絡(luò)工具、圖書館的書籍和各類期刊、雜志查閱了解同步矩形傳送的相關(guān)知識，確定本設(shè)計符合要求，滿足需要。具體設(shè)計方法如下：1、查閱資料、結(jié)合所學(xué)專業(yè)課程，產(chǎn)生同步矩形傳送結(jié)構(gòu)設(shè)計的基本思路；2、查閱各類機(jī)械機(jī)構(gòu)手冊，確定合理的同步矩形傳送結(jié)構(gòu)；3、根據(jù)給定技術(shù)參數(shù)來選擇合適的手部、腕部、臂部等部位；4、重點對驅(qū)動機(jī)構(gòu)及控制機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計研究；5、通過研究國內(nèi)外情況，確定本設(shè)計課題的重點設(shè)計；6、完成2D裝配圖的設(shè)計和繪制，并由此繪制零件圖；7、編寫設(shè)計說明書；8、檢查并完善本設(shè)計課題。本設(shè)計采用的方法是理論設(shè)計與經(jīng)驗設(shè)計相結(jié)合的方案，所運(yùn)用的資料來源廣泛，內(nèi)容充足。2同步矩形傳送機(jī)構(gòu)總體方案設(shè)計本文的重要任務(wù)是完成同步矩形傳送的設(shè)計，本章內(nèi)容是圍繞同步矩形傳送機(jī)構(gòu)設(shè)計任務(wù)來展開，介紹同步矩形傳送執(zhí)行機(jī)構(gòu)設(shè)計思路。2.1規(guī)格參數(shù)用途：傳送產(chǎn)品最大質(zhì)量1200kg產(chǎn)品最大質(zhì)量1200kg,產(chǎn)品長度：15～28m；水平橫移行程11mm；垂直行程：150mm；輸送速度0～8.5m/min；橫移梁寬2.1m；橫移梁間距1.2m。2.2有效負(fù)載有效負(fù)載是指同步矩形傳送操作臂在工作時臂端可能搬運(yùn)的物體重量或所能承受的力或力矩，它表示了同步矩形傳送的負(fù)載能力。同步矩形傳送的載荷不僅僅取決于負(fù)載的質(zhì)量，還與同步矩形傳送運(yùn)動的速度和加速度的大小及方向有關(guān)。為了安全起見，有效負(fù)載是指高速運(yùn)行時的有效負(fù)載。產(chǎn)品最大質(zhì)量1200kg。2.3運(yùn)動特性速度和加速度是表明同步矩形傳送運(yùn)動特性的主要指標(biāo)。它反映了同步矩形傳送的使用效率和生產(chǎn)水平，同步矩形傳送的運(yùn)動速度越高，則其使用效率越高，生產(chǎn)水平越高。但速度越快產(chǎn)生的沖擊和震動也越大，因此提高同步矩形傳送的加減速速能力，保證同步矩形傳送加速過程的平穩(wěn)性是非常重要的。對于本文中的同步矩形傳送，在沒有負(fù)載時可以適當(dāng)?shù)丶涌炱溥\(yùn)動速度;而在其有負(fù)載時，末端執(zhí)行器(手爪)通常要和物體直接接觸，為了安全起見，務(wù)必要盡量減少手臂的運(yùn)動速度?？偟膩碚f，同步矩形傳送的速度在一定范圍內(nèi)要是可調(diào)的，這樣才能滿足在各種不同情況下的使用需要。2.4工作范圍（工作半徑）工業(yè)同步矩形傳送的工作范圍是根據(jù)工業(yè)同步矩形傳送作業(yè)過程中的操作范圍和運(yùn)動的軌跡來確定的,用工作空間來表示的。2.5同步矩形傳送材料的選擇同步矩形傳送手臂的材料應(yīng)根據(jù)手臂的實際工作情況來進(jìn)行選擇，在滿足同步矩形傳送的設(shè)計和運(yùn)動要求前提下。從設(shè)計的理論出發(fā)，同步矩形傳送手臂要進(jìn)行各種運(yùn)動。因此，對材料的一個要求是作為運(yùn)動的部件，它應(yīng)是輕型材料并要求有一定剛度。另一方面，手臂在運(yùn)動過程中往往會產(chǎn)生沖擊和振動，這必然大大降低它的運(yùn)動精度。所以在選擇材料時，需要對質(zhì)量、剛度、強(qiáng)度、彈性進(jìn)行綜合考慮，以便有效地提高手臂的運(yùn)動性能。此外，同步矩形傳送手臂選用的材料與一般的結(jié)構(gòu)材料不同。同步矩形傳送手臂是要受到控制的，必須考慮它的可控性。在選擇手臂材料時，可控性還要和材料的可加工性、成本、質(zhì)量等性質(zhì)一起考慮?？傊?，選擇同步矩形傳送手臂的材料時，要綜合考慮強(qiáng)度、剛度、重量、彈性、抗震性、外觀及價格等多方面因素。下面介紹幾種同步矩形傳送手臂常用的材料(l)碳素結(jié)構(gòu)鋼和合金結(jié)構(gòu)鋼等高強(qiáng)度鋼：這類材料強(qiáng)度好，尤其是合金結(jié)構(gòu)鋼強(qiáng)度增加了很多倍、彈性模量大、抗變形能力強(qiáng)，是應(yīng)用最廣泛的材料;(2)鋁、鋁合金及其它輕合金材料：其共同特點是重量輕、彈性模量不大，但是材料密度小，但仍可與鋼材相比;(3)陶瓷：陶瓷材料具有良好的品質(zhì)，但是脆性大，可加工性不高，一般用于和金屬連接的特殊部位。然而，國外已經(jīng)設(shè)計出純陶瓷的同步矩形傳送臂了。從本文設(shè)計的同步矩形傳送的角度來看，在選用材料時不需要很大的負(fù)載能力，也不需要很高的彈性模量和抗變形能力，此外還要考慮材料的成本，可加工性等因素。在衡量了各種因素和結(jié)合工作狀況的條件下，初步選用鋁合金作為機(jī)械臂的構(gòu)件材料。2.6同步矩形傳送的驅(qū)動元件在同步矩形傳送驅(qū)動系統(tǒng)中，電氣驅(qū)動是利用各種電動機(jī)產(chǎn)生的力或力矩，直接或經(jīng)過減速機(jī)構(gòu)去驅(qū)動同步矩形傳送的關(guān)節(jié)，來獲得動力。電氣驅(qū)動主要有步進(jìn)電機(jī)、直流伺服電機(jī)、交流伺服電機(jī)、直線電動機(jī)以及最近幾年出現(xiàn)的超聲波電機(jī)和HD電動機(jī)【10】等幾種。步進(jìn)電機(jī)是一種用電脈沖信號進(jìn)行控制，每輸入一個脈沖，步進(jìn)電機(jī)就進(jìn)行回轉(zhuǎn)一定的角度，脈沖數(shù)與角度數(shù)成正比，旋轉(zhuǎn)方向取決于輸入脈沖的順序。步進(jìn)電機(jī)可在很寬的范圍內(nèi)，通過脈沖頻率同步，能夠按照脈沖要求進(jìn)行起動、停止、反轉(zhuǎn)和制動變速，有較強(qiáng)的阻礙偏離穩(wěn)定的能力。在同步矩形傳送中位置控制系統(tǒng)中得到了極大的應(yīng)用。主要有永磁式、反應(yīng)式、永磁感應(yīng)子式三種。直流伺服電機(jī)是用直流電供電的電動機(jī)。其功能是將輸入的受控電壓/電流能量轉(zhuǎn)換為電樞軸上的角位移或角速度輸出。直流伺服電機(jī)的工作原理和基本結(jié)構(gòu)均與普通動力用直流電機(jī)相同。特點是穩(wěn)定性好、可控性好、響應(yīng)迅速、轉(zhuǎn)矩大。一般有永磁式和電磁式，在同步矩形傳送驅(qū)動系統(tǒng)中多采用永磁式直流伺服電機(jī)。.交流伺服電機(jī)的使用情況與直流伺服電機(jī)相同，但交流伺服電機(jī)與直流伺服電機(jī)相比，結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、功率大、過載能力強(qiáng)、無電刷、維修方便，因而交流伺服電機(jī)是今后同步矩形傳送用電機(jī)的主流。低速電機(jī)主要用于系統(tǒng)精度要求高的同步矩形傳送。為了提高功率效率比，伺服電機(jī)制成高轉(zhuǎn)速，經(jīng)齒輪減速后帶動機(jī)械負(fù)載。由于齒輪傳動存在間隙，系統(tǒng)精度不易提高，若對功率效率比要求不十分嚴(yán)格，而對于精度有嚴(yán)格的要求，則最好取消減速齒輪，采用大力矩的低速電機(jī)，配以高分辨率的光電編碼器及高靈敏度的測速發(fā)電機(jī)，實現(xiàn)直接驅(qū)動。環(huán)形超聲波電動機(jī)具有低速大轉(zhuǎn)矩的特點，使用在同步矩形傳送的關(guān)節(jié)處，不需齒輪減速，可直接驅(qū)動負(fù)載，因而可大大改善功率重量比，并可利用其中空結(jié)構(gòu)傳遞信息。HD電動機(jī)是一種小型大轉(zhuǎn)矩(大推力)的電動機(jī)，電動機(jī)可直接與負(fù)載連接，可應(yīng)用在系統(tǒng)定位精度要求高的同步矩形傳送產(chǎn)品中。通過上述對幾種同步矩形傳送常用電機(jī)的分析和比較，綜合考慮本文同步矩形傳送臂并不要求有很高的扭矩，但是要求有較高精度并要求能夠快速啟動和制動，所以選擇應(yīng)用較為廣泛的步進(jìn)電機(jī)作為驅(qū)動電機(jī)。2.7水平方向移動計算2.7.1電機(jī)計算（1）選擇步進(jìn)電機(jī)齒輪齒條工作時，需要克服摩擦阻力矩、工件負(fù)載阻力矩和啟動時的慣性力矩。根據(jù)轉(zhuǎn)矩的計算公式[15]：（3.1）（3.2）（3.3）（3.4）（3.5）（3.6）（3.7）（3.8）式中：—偏轉(zhuǎn)所需力矩（N·m）；—摩擦阻力矩（N·m）；—負(fù)載阻力矩（N·m）；—啟動時慣性阻力矩（N·m）；—工件負(fù)載對回轉(zhuǎn)軸線的轉(zhuǎn)動慣量（kg·m2）；—對回轉(zhuǎn)軸線的轉(zhuǎn)動慣量（kg·m2）；—偏轉(zhuǎn)角速度（rad/s）；—質(zhì)量（kg）；—負(fù)載質(zhì)量（kg）；—啟動時間（s）；—部分材料密度（kg/m3）；—末端的線速度（m/s）。根據(jù)已知條件：=1200kg，m/s，m，m，m，s，采用的材料假定為鑄鋼，密度kg/m3。將數(shù)據(jù)代入計算得：kgr/skg·m2kg·m2N·mN·mN·m因為傳動是通過齒輪齒條實現(xiàn)的，所以查取手冊[15]得：彈性聯(lián)軸器傳動效率；滾動軸承傳動效率（一對）；齒輪齒條傳動效率；計算得傳動的裝置的總效率。電機(jī)在工作中實際要求轉(zhuǎn)矩N·m（3.9）根據(jù)計算得出的所需力矩，結(jié)合北京和利時電機(jī)技術(shù)有限公司生產(chǎn)的90系列的五相混合型步進(jìn)電機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù)和矩頻特性曲線，如圖3.3和圖3.4所示,選擇90BYG5200B-SAKRML-0301型號的步進(jìn)電機(jī)。圖3.390BYG步進(jìn)電機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)圖3.490BYG5200B-SAKRML-0301型步進(jìn)電機(jī)矩頻特性曲線2.7.2齒輪齒條的設(shè)計計算選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)選直齒圓柱齒輪;貨叉為一般工作機(jī)械，速度不高，故選用7級精度（GB/0095-88）;材料選擇。選擇齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，齒條材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS；初選齒輪齒數(shù)為Z=20。按齒面接觸強(qiáng)度計算設(shè)計公式為dt≧2.32(4-3-1)確定公式內(nèi)各參數(shù)的值。（1）.試選載荷系數(shù)Kt=1.2(2).計算齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T=(4-3-2)=1.47*N.mm(3).選齒寬系數(shù)=0.45（4）.查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8(5).按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，齒條的接觸疲勞強(qiáng)度極限（6）取齒輪接觸疲勞壽命系數(shù)kH=0.90,齒條接觸疲勞壽命系數(shù)kH=0.95（7）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)S=1，由公式=求得：齒輪的接觸疲勞許用應(yīng)力=540MPa,齒條的接觸疲勞許用應(yīng)力=522.5Mpa。按齒面接觸強(qiáng)度計算(1)計算齒輪的分度圓直徑dt≧2.32(4-3-3)=2.32=36.5mm（2）.計算圓周速度v=(4-3-4)==0.05m/s（3）.齒寬b=*dt=0.45*36.5=16.425mm(4-3-5)(4).計算齒寬與齒高之比模數(shù)mt==36.5/20=1.825mm(4-3-6)齒高h(yuǎn)=2.25mt=2.25*1.825=4.11mm(4-3-7)=16.425/4.11=3.996（5）.計算載荷系數(shù)根據(jù)v=0.05m/s,7級精度，由圖可查得動載系數(shù)Kv=1.002直齒輪，KH=KF=1由表查得使用系數(shù)KA=1.25由表查得7級精度，齒輪懸臂布置時，KH=1.189由=3.996，KH=1.189，查得KF=1.14；故載荷系數(shù)K=KAKvKHKH=1.002*1*1.25*1*1.189=1.489(4-3-8)（6）.按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由公式得：d=dt=36.5=39.222mm(4-3-9)(7).計算模數(shù)mm=d/z=39.222/20=1.96mm(4-3-10)3.按齒根彎曲強(qiáng)度計算彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為m≧(4-3-11)確定公式內(nèi)各參數(shù)的值（1）.查得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；齒條的彎曲疲勞強(qiáng)度極限（2）.查得齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.83；齒條的彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN2=0.88；（3）.計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由公式得：齒輪的許用應(yīng)力===296.43Mpa(4-3-12)齒條的許用應(yīng)力===238.86Mpa(4-3-13)(4).計算載荷系數(shù)KK=KAKvKFKF=1.002*1.25*1*1.14=1.428(4-3-14)(5).查取齒形系數(shù)查得齒輪的齒形系數(shù)YFa=2.80(6).查取應(yīng)力校正系數(shù)查得YSa=1.55(7).計算==0.01464(4-3-15)設(shè)計計算m≧(4-3-16)==1.51mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.51并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2mm,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=39.222mm，算出齒輪齒數(shù)z=d/m=39.222/2=20這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。4.幾何尺寸的計算a.計算分度圓直徑d=mz=2*20=40mm(4-3-17)b．計算齒輪齒條寬度b=*d=0.45*40=18mm,(4-3-18)取齒輪寬度B=17mm,齒條寬度為B=16mm.c.計算齒頂圓直徑da=d+2ha*m=40+2*2=44mm(4-3-19)d.計算齒根圓直徑df=d-2(ha+c)m=40-2*1.25*2=35mm(4-3-20)e.計算齒輪齒條的節(jié)距P=m=2(4-3-21)f.計算齒頂高h(yuǎn)a=m=1*2=2(4-3-22)g.計算齒根高h(yuǎn)f=(+)m=(1+0.25)*2=2.5(4-3-22)2.7.3齒條齒部彎曲強(qiáng)度的計算齒條牙齒的單齒彎曲應(yīng)力：式中：——齒條齒面切向力b——危險截面處沿齒長方向齒寬——齒條計算齒高S——危險截面齒厚從上面條件可以計算出齒條牙齒彎曲應(yīng)力：=451.16N/mm上式計算中只按嚙合的情況計算的，即所有外力都作用在一個齒上了，實際上齒輪齒條的總重合系數(shù)是2.63（理論計算值），在嚙合過程中至少有2個齒同時參加嚙合，因此每個齒的彎曲應(yīng)力應(yīng)分別降低一倍。=182.2N/mm齒條的材料我選擇是45剛制造，因此：抗拉強(qiáng)度690N/mm(沒有考慮熱處理對強(qiáng)度的影響)。齒部彎曲安全系數(shù)S=/=3.8因此，齒條設(shè)計滿足彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計要求。又滿足了齒面接觸強(qiáng)度，符合本次設(shè)計的具體要求。2.8小齒輪的強(qiáng)度計算2.8.1齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算計算斜齒圓柱齒輪傳動的接觸應(yīng)力時，推導(dǎo)計算公式的出發(fā)點和直齒圓柱齒輪相似，但要考慮其以下特點：嚙合的接觸線是傾斜的，有利于提高接觸強(qiáng)度；重合度大，傳動平穩(wěn)。齒輪的計算載荷為了便于分析計算，通常取沿齒面接觸線單位長度上所受的載荷進(jìn)行計算。沿齒面接觸線單位長度上的平均載荷P（單位為N/mm）為P=Fn——作用在齒面接觸線上的法向載荷L——沿齒面的接觸線長，單位mm法向載荷Fn為公稱載荷，在實際傳動中，由于齒輪的制造誤差，特別是基節(jié)誤差和齒形誤差的影響，會使法面載荷增大。此外，在同時嚙合的齒對間，載荷的分配不是均勻的，即使在一對齒上，載荷也不可能沿接觸線均勻分布。因此在計算載荷的強(qiáng)度時，應(yīng)按接觸線單位長度上的最大載荷，即計算Pca（單位N/mmm）進(jìn)行計算。即Pca=KP=KK——載荷系數(shù)載荷系數(shù)K包括：使用系數(shù)，動載系數(shù)，齒間載荷分配系數(shù)及齒向載荷分布數(shù)，即K=使用系數(shù)是考慮齒輪嚙合時外部領(lǐng)接裝置引起的附加動載荷影響的系數(shù)。=1.0動載系數(shù)齒輪傳動制造和裝配誤差是不可避免的，齒輪受載后還要發(fā)生彈性變形，因此引入了動載系數(shù)。=1.0齒間載荷系數(shù)齒輪的制造精度7級精度[2]=1.2齒向荷分配系數(shù)齒寬系數(shù)φd=b/d=18.14/12.13=1.5=1.12+0.18(1+0.6φd)+0.23*10b=1.5所以載荷系數(shù)K==1*1*1.2*1.5=1.8斜齒輪傳動的端面重合度=bsin=0.318φd*ztan=1.65在斜齒輪傳動中齒輪的單位長度受力和接觸長度如下：Pca=KP=K因為Fn=Ft/(cos*cosβ1)所以=1.8*3297.6/18.14/1.65/0.67=296N/mm利用赫茲公式，代入當(dāng)量直齒輪的有關(guān)參數(shù)后，得到斜齒圓柱齒輪的齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核公式[2]：=式中：Z－彈性系數(shù)主動小齒輪選用材料20CrMo制造，根據(jù)材料選取，均為0.3，E，E都為合金鋼，取189.8MPa求得Z=5.7－節(jié)點區(qū)域系數(shù)Z=2.24齒輪與齒條的傳動比u,u趨近于無窮則所以=51.6MPa小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限=1000MPa應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=2*10所以=1.1計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，可得=1.1*1000MPa=1100MPa（4-38）K——接觸疲勞壽命系數(shù)由此可得<所以，齒輪所選的參數(shù)滿足齒輪設(shè)計的齒面接觸疲勞強(qiáng)度要求。2.8.2齒輪齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度計算齒輪受載時，齒根所受的彎矩最大，因此齒根處的彎曲疲勞強(qiáng)度最弱。當(dāng)齒輪在齒頂處嚙合時，處于雙對齒嚙合區(qū)，此時彎矩的力臂最大，但力并不是最大，因此彎矩不是最大。根據(jù)分析，齒根所受的最大玩具發(fā)生在輪齒嚙合點位于單對齒嚙合最高點時。因此，齒根彎曲強(qiáng)度也應(yīng)按載荷作用于單對齒嚙合區(qū)最高點來計算。斜齒輪嚙合過程中，接觸線和危險截面位置在不斷的變化，要精確計算其齒根應(yīng)力是很難的，只能近似的按法面上的當(dāng)量直齒圓柱齒輪來計算其齒根應(yīng)力。將當(dāng)量齒輪的有關(guān)參數(shù)代入直齒圓柱齒輪的彎曲強(qiáng)度計算公式，考慮螺旋角使接觸線傾斜對彎曲強(qiáng)度有利的影響而引入螺旋角系數(shù)，可得到斜齒圓柱齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度計算校核公式：齒間載荷分配系數(shù)=1.2齒向載荷分配系數(shù)=1.33載荷系數(shù)K==1*1*1.2*1.3=1.56齒形系數(shù)校正系數(shù)=1.4螺旋角系數(shù)校核齒根彎曲強(qiáng)度σ===323.8MPa彎曲強(qiáng)度最小安全系數(shù)=1.5計算彎曲疲勞許用應(yīng)力——彎曲疲勞壽命系數(shù)=1.5可得，=1.5*1000/1.5=1000MPa所以σ<因此，本次設(shè)計及滿足了小齒輪的齒面接觸疲勞強(qiáng)度又滿足了小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度，符合設(shè)計要求。2.9升降方向結(jié)構(gòu)計算基于同步矩形運(yùn)動的型材輸送機(jī)械的結(jié)構(gòu)示意圖，如圖1所示。其中，橫移梁覺料機(jī)構(gòu)組件、橫移同步及其相關(guān)組件安裝在活動機(jī)架3上，3組轉(zhuǎn)動拐臂升降機(jī)構(gòu)組件安裝在固定機(jī)架11上。該機(jī)械作同步矩形運(yùn)動的工作過程如下：（1）當(dāng)型材產(chǎn)品從油壓機(jī)擠壓出來，由軌道輸送并經(jīng)隨動熱鋸機(jī)按尺鋸斷后，橫移液壓缸5活塞桿同步向后動作，帶動與其活塞頭聯(lián)接在一起的一級齒條4向后運(yùn)動，使小齒輪6及其同軸的增程大齒輪8順時針同步轉(zhuǎn)動，推動安裝在橫移梁9下部的二級齒條7帶動橫移梁向前運(yùn)動，使橫移梁伸入鋸切輸送軌道（圖中未畫出）中產(chǎn)品下部的規(guī)定位置并停止運(yùn)動。這里橫移液壓缸共6組，30根間距為1200mm的橫移梁通過傳動軸1及聯(lián)軸器2聯(lián)接在一起，從而實現(xiàn)由6組橫移液壓缸傳動的橫移梁作機(jī)械與液壓同步控制的同步運(yùn)動。（2）拐臂升降機(jī)構(gòu)的升降液壓缸活塞桿向右運(yùn)動，使轉(zhuǎn)到拐臂12繞固定軸13順時針轉(zhuǎn)動，從而推動活動架及其固定在其上的橫移梁組件一起向上運(yùn)動，抬起型材產(chǎn)品10上升。在將轉(zhuǎn)到拐臂的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動變成活動機(jī)架的垂直直線運(yùn)動，是通過固定機(jī)架四個角上的導(dǎo)向軸15來實現(xiàn)的。這里升降液壓缸共3組，由PLC控制來做3缸液壓同步運(yùn)動。升降液壓缸向左行程32mm，使型材產(chǎn)品上升150mm,到達(dá)規(guī)定位置。（3）橫移液壓缸作回程動作（活塞桿向前運(yùn)動），推動其啃合齒條向前運(yùn)動，使小齒輪做逆時針轉(zhuǎn)動，帶動大齒輪同步轉(zhuǎn)動，推動橫移梁底部的被動啃合齒條做向后直線運(yùn)動，從而實現(xiàn)橫移梁橫移產(chǎn)品到拉矯機(jī)過橋段的第一段過橋皮帶上方規(guī)定位置。（4）升降液壓缸作回程動作（活塞桿向右運(yùn)動），使轉(zhuǎn)到拐臂繞固定軸逆時針轉(zhuǎn)動，從而實現(xiàn)活動機(jī)架及其其上的所有物品向下垂直降落150mm，將型材產(chǎn)品放置在第一段過橋皮帶上的規(guī)定位置，完成一個同步的矩形運(yùn)動，實現(xiàn)產(chǎn)品橫移輸送。最后橫移油缸復(fù)位，升降油缸復(fù)位，進(jìn)入下→個同步矩形的工作流程。連接軸聯(lián)軸器活動架4齒條橫移液壓缸6齒輪7齒條8齒輪橫移梁1材產(chǎn)品11定機(jī)架12轉(zhuǎn)動拐臂13定軸14液壓缸15向軸2.3轉(zhuǎn)動拐臂受力簡圖，如圖2所示。在忽略摩擦力的情況下，由力矩平衡方程有式中：H一升降行程；F1一制品及活動機(jī)架組件的重力W的一部道分，忽略摩擦?xí)r，理論上F,=Wl6;L2一豎臂板長；Fz一升降感器組油缸對拐臂的拉力。在式（1）中，H和F，可視為常數(shù)，要使乓相對較小且波動幅度較小，其與Lz和α取值有關(guān)。通過模糊優(yōu)化和運(yùn)動仿真分析，在設(shè)計時取α＝19。15’，L2=2413液壓部分的設(shè)計計算基本技術(shù)數(shù)據(jù)，是根據(jù)用途及結(jié)構(gòu)類型來確定的，它反映了工作能力及特點，也基本上上確定了輪廓尺寸及本體總質(zhì)量等。3.1油缸主要參數(shù)的確定主液壓缸采用單作用柱塞式套缸，缸徑較大，能提供很大載荷作用下的舉升力，同時能夠滿足靠重力回落和撤收的要求。并且工作過程為快進(jìn)→工進(jìn)→快退三個過程的工作循環(huán)。液壓缸的機(jī)械效率工進(jìn)時候的負(fù)載是最大的，3.1.1液壓缸內(nèi)徑的計算D=×10-3=108mm表3.1液壓缸內(nèi)徑系列mm810121620253240506380100125160200250320400500查得油缸的液壓缸的內(nèi)徑為125mm,活塞桿直徑為90mm,有效行程為200mm3.1.2活塞桿直徑的設(shè)計查《液壓傳動與控制手冊》根據(jù)桿徑比d/D，一般的選取原則是：當(dāng)活塞桿受拉時，一般選取d/D=0.3-0.5，當(dāng)活塞桿受壓時，一般選取d/D=0.5-0.7。本設(shè)計我選擇d/D=0.7，即d=0.7D=0.7×125=87.5mm。表3.2活塞桿直徑系列456810121416182022252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360400故取d=90mm。3.1.3液壓缸缸體厚度計算缸體是液壓缸中最重要的零件，當(dāng)液壓缸的工作壓力較高和缸體內(nèi)經(jīng)較大時，必須進(jìn)行強(qiáng)度校核。缸體的常用材料為20、25、35、45號鋼的無縫鋼管。在這幾種材料中45號鋼的性能最為優(yōu)良，所以這里選用45號鋼作為缸體的材料。式中，——實驗壓力，MPa。當(dāng)液壓缸額定壓力Pn5.1MPa時，Py=1.5Pn，當(dāng)Pn16MPa時，Py=1.25Pn。[]——缸筒材料許用應(yīng)力，N/mm。[]=，為材料的抗拉強(qiáng)度。注：1.額定壓力Pn額定壓力又稱公稱壓力即系統(tǒng)壓力，Pn=5.1MPa2.最高允許壓力PmaxPmax1.5Pn=1.255.1=6.375MPa液壓缸缸筒材料采用45鋼，則抗拉強(qiáng)度：σb=600MPa安全系數(shù)n按《液壓傳動與控制手冊》P243表2—10，取n=5。則許用應(yīng)力[]==120MPa=2.66,滿足。取液壓缸厚度10mm。取液壓缸缸體外徑為150mm。3.1.4.液壓缸長度的確定液壓缸長度L根據(jù)工作部件的行程長度確定。L=200mm查油缸參數(shù)得到的3.1.5活塞桿直徑的設(shè)計查《液壓傳動與控制手冊》根據(jù)桿徑比d/D，一般的選取原則是：當(dāng)活塞桿受拉時，一般選取d/D=0.3-0.5，當(dāng)活塞桿受壓時，一般選取d/D=0.5-0.7。本設(shè)計我選擇d/D=0.7，即d=0.7D=0.7×125=87.5mm。表3.2活塞桿直徑系列456810121416182022252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360400故取d=90mm。2.活塞桿強(qiáng)度計算：式中————許用應(yīng)力；（Q235鋼的抗拉強(qiáng)度為375-500MPa，取400MPa，為位安全系數(shù)取5，即活塞桿的強(qiáng)度適中）3．活塞桿的結(jié)構(gòu)設(shè)計活塞桿的外端頭部與負(fù)載的拖動電機(jī)機(jī)構(gòu)相連接，為了避免活塞桿在工作生產(chǎn)中偏心負(fù)載力，適應(yīng)液壓缸的安裝要求，提高其作用效率，應(yīng)根據(jù)負(fù)載的具體情況，選擇適當(dāng)?shù)幕钊麠U端部結(jié)構(gòu)。4.活塞桿的密封與防塵活塞桿的密封形式有Y形密封圈、U形夾織物密封圈、O形密封圈、V形密封圈等[6]。采用薄鋼片組合防塵圈時，防塵圈與活塞桿的配合可按H9/f9選取。薄鋼片厚度為0.5mm。為方便設(shè)計和維護(hù)，本方案選擇O型密封圈。液壓缸工作行程長度可以根據(jù)執(zhí)行機(jī)構(gòu)實際工作的最大行程確定，并參照表4-4選取標(biāo)準(zhǔn)值。液壓缸活塞行程參數(shù)優(yōu)先次序按表4-4中的a、b、c選用。表4-4（a）液壓缸行程系列（GB2349-80）[6]2550801001251602002503204005006308001000125016002000250032004000表4-4（b）液壓缸行程系列（GB2349-80）[6]406390110140180220280360450550700900110014001800220028003600表4-4（c）液壓缸形成系列（GB2349-80）[6]2402603003403804204805306006507508509501050120013001500170019002100240026003000340038003.2油缸主要部位的計算校核3.2.1缸筒壁厚的計算在中、低壓系統(tǒng)中，液壓缸的壁厚基本上由結(jié)構(gòu)和工藝上的要求確定，壁厚通常都能滿足強(qiáng)度要求，一般不需要計算。但是，當(dāng)液壓缸的工作壓力較高和缸筒內(nèi)徑較大時，必須進(jìn)行強(qiáng)度校核。當(dāng)時，稱為薄壁缸筒，按材料力學(xué)薄壁圓筒公式計算，計算公式為式（3-2）式中，—缸筒內(nèi)最高壓力；—缸筒材料的許用壓力。=,為材料的抗拉強(qiáng)度，n為安全系數(shù)，當(dāng)時，一般取。當(dāng)時,按式（3-3）計算(該設(shè)計采用無縫鋼管)式（3-3）根據(jù)缸徑查手冊預(yù)取=30此時最高允許壓力一般是額定壓力的1.5倍，根據(jù)給定參數(shù)，所以：=71.5=10.5MP[]=100～110（無縫鋼管），取[]=100，其壁厚按公式（3-3）計算為滿足要求，就取壁厚為6mm。3.2.2活塞桿強(qiáng)度和液壓缸穩(wěn)定性計算A.活塞桿強(qiáng)度計算活塞桿的直徑按下式進(jìn)行校核式中，為活塞桿上的作用力；為活塞桿材料的許用應(yīng)力，=,n一般取1.40。滿足要求B.液壓缸穩(wěn)定性計算活塞桿受軸向壓縮負(fù)載時，它所承受的力不能超過使它保持穩(wěn)定工作所允許的臨界負(fù)載，以免發(fā)生縱向彎曲，破壞液壓缸的正常工作。的值與活塞桿材料性質(zhì)、截面形狀、直徑和長度以及液壓缸的安裝方式等因素有關(guān)。若活塞桿的長徑比且桿件承受壓負(fù)載時，則必須進(jìn)行液壓缸穩(wěn)定性校核?；钊麠U穩(wěn)定性的校核依下式進(jìn)行式中，為安全系數(shù)，一般取=2~4。a.當(dāng)活塞桿的細(xì)長比時b.當(dāng)活塞桿的細(xì)長比時式中，為安裝長度，其值與安裝方式有關(guān)，見表1；為活塞桿橫截面最小回轉(zhuǎn)半徑，；為柔性系數(shù)，其值見表3-2；為由液壓缸支撐方式?jīng)Q定的末端系數(shù)，其值見表1；為活塞桿材料的彈性模量，對鋼?。粸榛钊麠U橫截面慣性矩；為活塞桿橫截面積；為由材料強(qiáng)度決定的實驗值，為系數(shù)，具體數(shù)值見表3-3。表3-2液壓缸支承方式和末端系數(shù)的值支承方式支承說明末端系數(shù)一端自由一端固定1/4兩端鉸接1一端鉸接一端固定2兩端固定4表3-3、、的值材料鑄鐵5.61/160080鍛鐵2.51/9000110鋼4.91/500085c.當(dāng)時,缸已經(jīng)足夠穩(wěn)定，不需要進(jìn)行校核。此設(shè)計安裝方式中間固定的方式，此缸已經(jīng)足夠穩(wěn)定，不需要進(jìn)行穩(wěn)定性校核。3.2.3缸筒壁厚的驗算下面從以下三個方面進(jìn)行缸筒壁厚的驗算：A液壓缸的額定壓力值應(yīng)低于一定的極限值，保證工作安全：式（3-4）根據(jù)式（3-4）得到：顯然，額定油壓==7MP，滿足條件；B為了避免缸筒在工作時發(fā)生塑性變形，液壓缸的額定壓力值應(yīng)與塑性變形壓力有一定的比例范圍：式（3-5）式（3-6）先根據(jù)式（3-6）得到：=41.21再將得到結(jié)果帶入（3-5）得到：顯然，滿足條件；C耐壓試驗壓力，是液壓缸在檢查質(zhì)量時需承受的試驗壓力。在規(guī)定的時間內(nèi)，液壓缸在此壓力下，全部零件不得有破壞或永久變形等異常現(xiàn)象。各國規(guī)范多數(shù)規(guī)定:當(dāng)額定壓力時（MPa）D為了確保液壓缸安全的使用，缸筒的爆裂壓力應(yīng)大于耐壓試驗壓力：(MPa）式（3-7）因為查表已知=596MPa，根據(jù)式（3-7）得到：至于耐壓試驗壓力應(yīng)為：因為爆裂壓力遠(yuǎn)大于耐壓試驗壓力，所以完全滿足條件。以上所用公式中各量的意義解釋如下：式中:—缸筒內(nèi)徑（）；—缸筒外徑（）；—液壓缸的額定壓力（）—液壓缸發(fā)生完全塑形變形的壓力（）；—液壓缸耐壓試驗壓力（）；—缸筒發(fā)生爆破時壓力（）；—缸筒材料抗拉強(qiáng)度（）；—缸筒材料的屈服強(qiáng)度（；—缸筒材料的彈性模量（）；—缸筒材料的泊桑系數(shù)鋼材：=缸筒的加工要求缸筒內(nèi)徑采用H7級配合，表面粗糙度為0.16，需要進(jìn)行研磨；熱處理：調(diào)制，HB240；缸筒內(nèi)徑的圓度、錐度、圓柱度不大于內(nèi)徑公差之半；剛通直線度不大于0.03mm；油口的孔口及排氣口必須有倒角，不能有飛邊、毛刺；在缸內(nèi)表面鍍鉻，外表面刷防腐油漆。3.2.5法蘭設(shè)計液壓缸的端蓋形式有很多，較為常見的是法蘭式端蓋。本次設(shè)計選擇法蘭式端蓋（缸筒端部）法蘭厚度根據(jù)下式進(jìn)行計算：式（3-8）式中，-法蘭厚度（m）；—密封環(huán)內(nèi)經(jīng)d=40mm（m）；密封環(huán)外徑（m）；=50mm系統(tǒng)工作壓力（pa）；=7MPa附加密封力（Pa）；值取其材料屈服點353MPa；螺釘孔分布圓直徑（m）；=55mm密封環(huán)平均直徑（m）；=45mm法蘭材料的許用應(yīng)力（Pa）；[]=/n=353/5=70.6MPa—法蘭受力總合力（m）所以=13.2mm為了安全取=14mm3.2.6(缸筒端部）法蘭連接螺栓的強(qiáng)度計算連接圖如下：圖3-1缸體端部法蘭用螺栓連接1-前端蓋；2-缸筒螺栓強(qiáng)度根據(jù)下式計算：螺紋處的拉應(yīng)力:(MPa)式（3-9）螺紋處的剪應(yīng)力(MPa)式（3-10）合成應(yīng)力(MPa)式（3-11）式中,—液壓缸的最大負(fù)載，=A，單桿時，雙桿是—螺紋預(yù)緊系數(shù)，不變載荷=1.25~1.5，變載荷=2.5~4；—液壓缸內(nèi)徑；—缸體螺紋外徑；—螺紋內(nèi)經(jīng)；—螺紋內(nèi)摩擦因數(shù)，一般取=0.12;變載荷取=2.5~4；—材料許用應(yīng)力，,為材料的屈服極限，n為安全系數(shù)，一般取n=1.2~1.5；Z—螺栓個數(shù)。最大推力為：使用4個螺栓緊固缸蓋，即：=4螺紋外徑和底徑的選擇：=10mm=8mm系數(shù)選擇：選取=1.3=0.12根據(jù)式（3-9）得到螺紋處的拉應(yīng)力為：=根據(jù)式（3-10）得到螺紋處的剪應(yīng)力為：根據(jù)式（3-11）得到合成應(yīng)力為：==367.6MPa由以上運(yùn)算結(jié)果知，應(yīng)選擇螺栓等級為12.9級；查表的得：抗拉強(qiáng)度極限=1220MP;屈服極限強(qiáng)度=1100MP；不妨取安全系數(shù)n=2可以得到許用應(yīng)力值：[]=/n=1100/2=550MP證明選用螺栓等級合適。3.3活塞的設(shè)計活塞的寬度一般取=（0.6-1.0）即=（0.6-1.0）×125=（75-125）mm取=80mm由于活塞在液壓力的作用下沿缸筒往復(fù)滑動，因此，它與缸筒的配合應(yīng)適當(dāng)，既不能過緊，也不能間隙過大。配合過緊，不僅使最低啟動壓力增大，降低機(jī)械效率，而且容易損壞缸筒和活塞的配合表面；間隙過大，會引起液壓缸內(nèi)部泄露，降低容積效率，使液壓缸達(dá)不到要求的設(shè)計性能。活塞與缸體的密封形式分為：間隙密封（用于低壓系統(tǒng)中的液壓缸活塞的密封）、活塞環(huán)密封（適用于溫度變化范圍大、要求摩擦力小、壽命長的活塞密封）、密封圈密封三大類。其中密封圈密封又包括O形密封圈（密封性能好，摩擦因數(shù)小，安裝空間小）、Y形密封圈（用在20Mpa壓力下、往復(fù)運(yùn)動速度較高的液壓缸密封）、形密封圈（耐高壓，耐磨性好，低溫性能好，逐漸取代Y形密封圈）、V形密封圈（可用于50Mpa壓力下，耐久性好，但摩擦阻力大）。綜合以上因素，考慮選用O型密封圈。3.4導(dǎo)向套的設(shè)計與計算1.最小導(dǎo)向長度H的確定當(dāng)活塞桿全部伸出時，從活塞支承面中點到到導(dǎo)向套滑動面中點的距離稱為最小導(dǎo)向長度[1]。如果導(dǎo)向長度過短，將使液壓缸因間隙引起的初始撓度增大，影響液壓缸工作性能和穩(wěn)定性。因此，在設(shè)計時必須保證液壓缸有一定的最小導(dǎo)向長度。根據(jù)經(jīng)驗,當(dāng)液壓缸最大行程為L,缸筒直徑為D時,最小導(dǎo)向長度為:（4-5）一般導(dǎo)向套滑動面的長度A，在缸徑小于80mm時取A=(0.6~1.0)D，當(dāng)缸徑大于80mm時取A=(0.6~1.0)d.?；钊麑挾菳取B=(0.6~1.0)D。若導(dǎo)向長度H不夠時,可在活塞桿上增加一個導(dǎo)向套K(見圖4-1)來增加H值。隔套K的寬度。圖4-1液壓缸最小導(dǎo)向長度[1]因此:最小導(dǎo)向長度，取H=9cm；導(dǎo)向套滑動面長度A=活塞寬度B=隔套K的寬度2.導(dǎo)向套的結(jié)構(gòu)導(dǎo)向套有普通導(dǎo)向套、易拆導(dǎo)向套、球面導(dǎo)向套和靜壓導(dǎo)向套等，可按工作情況適當(dāng)選擇。1）普通導(dǎo)向套這種導(dǎo)向套安裝在支承座或端蓋上，油槽內(nèi)的壓力油起潤滑作用和張開密封圈唇邊而起密封作用[6]。2）易拆導(dǎo)向套這種導(dǎo)向套用螺釘或螺紋固定在端蓋上。當(dāng)導(dǎo)向套和密封圈磨損而需要更換時，不必拆卸端蓋和活塞桿就能進(jìn)行，維修十分方便。它適用于工作條件惡劣，需經(jīng)常更換導(dǎo)向套和密封圈而又不允許拆卸液壓缸的情況下。3）球面導(dǎo)向套這種導(dǎo)向套的外球面與端蓋接觸，當(dāng)活塞桿受一偏心負(fù)載而引起方向傾斜時，導(dǎo)向套可以自動調(diào)位，使導(dǎo)向套軸線始終與運(yùn)動方向一致，不產(chǎn)生“憋勁“現(xiàn)象。這樣，不僅保證了活塞桿的順利工作，而且導(dǎo)向套的內(nèi)孔磨損也比較均勻。4）靜壓導(dǎo)向套活塞桿往復(fù)運(yùn)動頻率高、速度快、振動大的液壓缸，可以采用靜壓導(dǎo)向套。由于活塞桿與導(dǎo)向套之間有壓力油膜，它們之間不存在直接接觸，而是在壓力油中浮動，所以摩擦因數(shù)小、無磨損、剛性好、能吸收振動、同軸度高，但制造復(fù)雜，要有專用的靜壓系統(tǒng)。3.5端蓋和缸底的設(shè)計與計算在單活塞液壓缸中，有活塞桿通過的端蓋叫端蓋，無活塞桿通過的缸蓋叫缸頭或缸底。端蓋、缸底與缸筒構(gòu)成密封的壓力容腔，它不僅要有足夠的強(qiáng)度以承受液壓力，而且必須具有一定的連接強(qiáng)度。端蓋上有活塞桿導(dǎo)向孔（或裝導(dǎo)向套的孔）及防塵圈、密封圈槽，還有連接螺釘孔，受力情況比較復(fù)雜，設(shè)計的不好容易損壞。1.端蓋的設(shè)計計算端蓋厚h為：式中D1——螺釘孔分布直徑，cm；P——液壓力，；——密封環(huán)形端面平均直徑，cm；——材料的許用應(yīng)力，。2.缸底的設(shè)計缸底分平底缸，橢圓缸底，半球形缸底。2.端蓋的結(jié)構(gòu)端蓋在結(jié)構(gòu)上除要解決與缸體的連接與密封外，還必須考慮活塞桿的導(dǎo)向，密封和防塵等問題[6]。缸體端部的連接形式有以下幾種：A．焊接特點是結(jié)構(gòu)簡單，尺寸小，質(zhì)量小，使用廣泛。缸體焊接后可能變形，且內(nèi)缸不易加工。主要用于柱塞式液壓缸。B．螺紋連接（外螺紋、內(nèi)螺紋）特點是徑向尺寸小，質(zhì)量較小，使用廣泛。缸體外徑需加工，且應(yīng)與內(nèi)徑同軸；裝卸徐專用工具；安裝時應(yīng)防止密封圈扭曲。C．法蘭連接特點是結(jié)構(gòu)較簡單，易加工、易裝卸，使用廣泛。徑向尺寸較大，質(zhì)量比螺紋連接的大。非焊接式法蘭的端部應(yīng)燉粗。D．拉桿連接特點是結(jié)構(gòu)通用性好。缸體加工容易，裝卸方便，使用較廣。外形尺寸大，質(zhì)量大。用于載荷較大的雙作用缸。E．半球連接，它又分為外半環(huán)和內(nèi)半環(huán)兩種。外半環(huán)連接的特點是質(zhì)量比拉桿連接小，缸體外徑需加工。半環(huán)槽消弱了缸體，為此缸體壁厚應(yīng)加厚。內(nèi)半環(huán)連接的特點是結(jié)構(gòu)緊湊，質(zhì)量小。安裝時端部進(jìn)入缸體較深，密封圈有可能被進(jìn)油口邊緣擦傷。F．鋼絲連接特點是結(jié)構(gòu)簡單，尺寸小，質(zhì)量小。3.6液壓泵的參數(shù)計算可知工進(jìn)階段液壓缸壓力最大，若取進(jìn)油路總壓力損失，壓力繼電器可靠動作需要壓力差為，則液壓泵最高工作壓力可按式算出：因此泵的額定壓力可取1.2546.3Pa=58Pa。雙聯(lián)油泵：大泵流量43升/分，小泵流量19升/分根據(jù)上面計算的壓力和流量，查產(chǎn)品樣本，選用申液SV2010-4P9P1020（29L+13.1/r)泵，額定轉(zhuǎn)速1500r/min。3.7電動機(jī)的選擇系統(tǒng)為雙泵供油系統(tǒng)工進(jìn)時，小泵向系統(tǒng)供油雙聯(lián)油泵：大泵流量43升/分下面分別計算所需要的電動機(jī)功率P?？紤]到調(diào)速閥所需最小壓力差。壓力繼電器可靠動作需要壓力差。因此工進(jìn)時小泵的出口壓力為：。（小泵的總效率=0.565，大泵的總效率=0.3）。雙聯(lián)油泵：大泵流量43升/分電動機(jī)功率為：綜合所需功率據(jù)此查樣本選用Y160ML-4-B515KW異步電動機(jī),電動機(jī)功率為15KW（躍進(jìn)廠）。3.8液壓元件的選擇3.8.1液壓元件的選擇根據(jù)液壓閥在系統(tǒng)中的最高工作壓力與通過該閥的最大流量，可選出這些元件的型號及規(guī)格[1]。本例所有閥的額定壓力都為，額定流量根據(jù)各閥通過的流量，確定為10L/min，25L/min和63L/min三種規(guī)格，所有元件的規(guī)格型號列于表5-1中，過濾器按液壓泵額定流量的兩倍選取吸油用線隙式過濾器。表7-1液壓元件明細(xì)表電動機(jī)1Y160ML-4-B515KW臺2躍進(jìn)廠液壓泵1SV2010-4P9P1020（29L+13.1/r)臺2申液聯(lián)軸器1臺2鐘形罩1160ML-B5-SV2010-P4P9P020定制2鐘形罩2Y100L-4-CBE1回油壓力表YN-60I1.6MPa徑向普通耐振2上海宜川閥箱壓力表YN-60I16MPa徑向普通耐振10上海宜川吸油過濾器WU160-100J1溫州黎明回油過濾器RFA-160*20LY濾芯FAX-160*20#1溫州黎明濾芯FAX-160*20#1溫州黎明壓力過濾器1ZUI-H160*10DFP濾芯HDX-160*10#1壓力過濾器2ZUI-H63*5DFP濾芯HDX-63*5#1溫州黎明濾芯HDX-160*10Q22溫州黎明空氣濾清器EF5-65EF4-50是94.5元1溫州黎明液位計YWZ-400T2溫州黎明清洗蓋YG-400F含法蘭2溫州黎明液位傳感器YKJD24-500-3001溫州黎明壓力傳感器A-10;0...250Bar,4…203威卡高壓球閥1YJZQ-J15N(G1/2")24MHA高壓球閥2YJZQ-J20N(G1")4奉化朝日板式冷卻器BL50C-40D1江陰保德分流馬達(dá)FD219+19-G-N1麥塔雷斯蓄能器NXQ-L2.5-10H含安全開關(guān)1朝日蓄能器NXQ-L16-20H含回油開關(guān)1朝日換向閥14WE10E3X/AG24NZ5L1立新力士樂換向閥24WE10J3X/AG24NZ5L1立新力士樂換向閥34WE10EA3X/AG24NZ5L4WE10EB3X/AG24NZ5L1立新力士樂換向閥44WE6EB6X/AG24NZ5L2立新力士樂換向閥54WE6E6X/AG24NZ5L4立新力士樂換向閥64WE6C6X/EG24NZ5L4立新力士樂換向閥74WE6Y6X/EG24NZ5L1立新力士樂疊加式減壓閥ZDR6DB2-30/15Y2立新力士樂疊加式減壓閥ZDR6DA2-30/15Y1立新力士樂疊加式減壓閥ZDR6DP2-30/15YM3立新力士樂疊加式單向節(jié)流閥Z2FS6-3X/2溢流閥1DBW10B-5X/20G24Z5L1立新力士樂溢流閥2DB10-5X/201外泄式液控單向閥SV10PB1-30/3單向節(jié)流閥1NDRV-12-P-B更改過12西德福單向節(jié)流閥2DRVP-10-105立新力士樂單向節(jié)流閥3Z1S6P1-30/3單向閥2RVP12-10/5立新力士樂比例壓力閥1RZGO-A-033/210-312ATOS放大器EMI-01F-AC/RR2ATOS3.8.2油管的選擇根據(jù)選定的液壓閥的連接油口尺寸確定管道尺寸。液壓缸的進(jìn)、出油管按輸入、排出的最大流量來計算。管接頭1變徑三通2-∮25/1-∮16三通20余姚通用管件廠管接頭2端直通G1/2-∮16端直通JB966-77160余姚通用管件廠管接頭3端直通G1-∮25端直通JB966-7712余姚通用管件廠管接頭5光桿端直通G1/2-∮16端直通JB988-774余姚通用管件廠管接頭6中間接頭∮16-∮16JB977-7710余姚通用管件廠管接頭8三通∮14卡套式三通JB1948-778余姚通用管件廠管接頭9中間直角∮14中間直角JB1946-772余姚通用管件廠管接頭10端直通G3/8-∮14端直通JB1942-7710余姚通用管件廠管接頭11端直通G1/8-∮6端直通JB1942-7720余姚通用管件廠管接頭12壓力表壓力表接頭M14*1.5-∮6JB1957-7725余姚通用管件廠變徑過渡管接頭M48*2－Z1"（內(nèi)螺紋）2余姚通用管件廠變徑過渡管接頭M48*2－G1"（內(nèi)螺紋）8余姚通用管件廠管接頭13端直通G1-∮28端直通JB966-7716余姚通用管件廠管接頭14端直通接頭體Z1"-∮28端直通接頭體JB1921-774管接頭13端直通G1-∮25端直通JB966-7712余姚通用管件廠管接頭17端直通M22*1.5-∮16端直通JB966-774余姚通用管件廠3.9驗算液壓系統(tǒng)性能3.9.1壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整1.工進(jìn)時的壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整工進(jìn)時管路中的流量僅為0.24L/min，因此流速很小，所以沿程壓力損失和局部損失都非常小，可以忽略不計[1]。這時進(jìn)油路上僅考慮調(diào)速閥的壓力損失，回油路上只有背壓閥的壓力損失，小流量泵的調(diào)整壓力應(yīng)等于工進(jìn)時液壓缸的工作壓力加上進(jìn)油路壓差，并考慮壓力繼電器動作需要，則：即小流量泵的溢流閥應(yīng)按此壓力調(diào)整。2．快退時的壓力損失驗算及大流量泵卸載壓力的調(diào)整因快退時，液壓缸無桿腔的回游量是進(jìn)油量的兩倍，其壓力損失比快進(jìn)時要大，因此必須計算快退時的進(jìn)油路與回油路的壓力損失，以便于確定大流量泵的卸載壓力。已知：快退時進(jìn)油管和回油管長度均為l=1.8m，油管直徑d=25m，通過的流量為進(jìn)油路=22.5L/min=，回油路=45L/min=。液壓系統(tǒng)選用N32號液壓油，考慮最低工作溫度為15攝氏度，由手冊查出此時油的運(yùn)動粘度v=1.5st=1.5，油的密度，液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式的配置形式。（1）確定油流的流動狀態(tài)按式經(jīng)單位換算為：（6-1）式中v————平均流速（m/s）d————油管內(nèi)徑（m）————油的運(yùn)動粘度（）q————通過的流量（）則進(jìn)油路中液流的雷諾數(shù)為：回油路中液流的雷諾數(shù)為：由上可知，進(jìn)回油路中的流動都是層流。（2）沿程壓力損失的計算：（6-2）在進(jìn)油路上，流速則壓力損失為：在回油路上，流速為進(jìn)油路流速的兩倍即v=4.24m/s，則壓力損失為：（3）局部壓力損失由于采用了集成塊式的液壓裝置，所以只考慮閥類元件和集成塊內(nèi)油路的壓力損失。通過各閥的局部損失按式計算，結(jié)果列于下表：部分閥類元件局部壓力損失元件名稱額定流量實際通過流量額定壓力損失實際壓力損失單向閥2251620.82三位五通電磁閥6316/3240.26/1.03二位二通電磁閥633241.03單向閥251220.46若取集成塊進(jìn)油路的壓力損失，回油路壓力損失為，則進(jìn)油路和回油路總的壓力損失為：查表一得液壓缸負(fù)載F=521N；則快退時液壓缸的工作壓力為：計算快退時泵的工作壓力：（6-3）而因此，大流量泵卸載閥10的調(diào)整壓力應(yīng)大于。從以上驗算可以看出，各種工況下的實際壓力損失都小于初選的壓力損失值，而且比較接近，說明液壓系統(tǒng)的油路結(jié)構(gòu)、元件的參數(shù)是合理的，滿足要求。3.9.2液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算在整個工作循環(huán)中，工進(jìn)階段所占用的時間最長，所以系統(tǒng)的發(fā)熱主要是工進(jìn)階段造成的，故按工進(jìn)工況驗算系統(tǒng)溫升。工進(jìn)時液壓泵的輸入功率如前面計算：工進(jìn)時液壓缸的輸出功率：系統(tǒng)總的發(fā)熱功率為：已知油箱容積為V=315L=,則油箱近似散熱面積A為：（6-4）假定通風(fēng)良好，取油箱散熱系數(shù)，則油液溫升為：℃≈17.4℃（6-5）設(shè)環(huán)境溫度，則熱平衡溫度為：=25℃+17.4℃=42.4℃[T]=所以油箱散熱基本可達(dá)要求。3.10油箱設(shè)計在開式傳動的油路系統(tǒng)中，油箱是必不可少的，它的作用是，貯存油液，凈化油液，使油液的溫度保持在一定的范圍內(nèi)，以及減少吸油區(qū)油液中氣泡的含量。因此，進(jìn)行油箱設(shè)計時候，要考慮油箱的容積、油液在油箱中的冷卻、油箱內(nèi)的裝置和防噪音等問題。3.10.1油箱有效容積的確定（一）油箱的有效容積油箱應(yīng)貯存液壓裝置所需要的液壓油，液壓油的貯存量與液壓泵流量有直接關(guān)系，在一般情況下，油箱的有效容積可以