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1、3液壓缸的設計及計算 3.1液壓缸的負載力分析和計算 本課題任務要求設備的主要系統(tǒng)性能參數(shù)為： 鋁合金板材的橫截面積為 鋁合金板材的強度極限為 型材長度 （1）工作載荷 常見的工作載荷為活塞桿上所受的擠壓力，彈力，拉力等，在這里我們可得 鋁合金板材所受的最大外力為： (3-1) 式中 ----強度極限， ； -----截面面積， 。 由上式得液壓缸所受工作載荷約為48KN （2）單活塞桿雙作用缸液壓缸作伸出運動時的一般模型如圖3-1所示，其阻力或所需提供的液壓力可表示為

2、 （3-2） 式中 -----作用在活塞上的工作阻力， ； -----液壓缸起動（或制動）時的慣性力， ； -----運動部件處的摩擦阻力， ； -----運動部件的自重（含活塞和活塞桿自重）， ； -----液壓缸活塞及活塞桿處的密封摩擦阻力， ；通常以液壓缸的機械效率來反映，一般取機械效率 ； -----回油管背壓阻力，。 在上述諸阻力中，在不同條件下是不同的，因此液壓缸的工作阻力往往是變化的。因為此處液壓缸只是作拉伸板材變形作用，故其運動速度較小，慣性力和摩擦阻力都較小，

3、得 （3-3） 3.2液壓缸的液壓力計算和工作壓力選擇 根據(jù)表4-3 根據(jù)負載選擇壓力，初選系統(tǒng)壓力為 根據(jù)表4-5 液壓缸速比與工作壓力的關系，得出速比=1.33 (3-4) 式中 -----活塞桿直徑， ； -----液壓缸內(nèi)徑， 。 根據(jù)表4-4 液壓缸輸出液壓力，選擇液壓缸的內(nèi)徑，活塞桿直徑

4、 (3-5) (3-6) 式中 -----作用在活塞上的液壓力（推力）， ； -----作用愛活塞桿側環(huán)形面積上的液壓力（拉力）， ； -----進液腔壓力（產(chǎn)生推力時液壓缸無桿腔進液；產(chǎn)生拉力時有桿腔進液）， ； -----活塞（無桿腔）面積， ； -----有桿腔面積（活塞桿側環(huán)形面積），， ； -----液壓缸內(nèi)徑（活塞外徑）， ； -----活塞桿直徑， ； -----被推動的負載阻力（與反向

5、）， ； -----被拉動的負載阻（與反向）， 。 因為本課題主要是拉力作用，所以用公式（3-5）得： 3.3液壓缸綜合結構參數(shù)及安全系數(shù)的選擇 活塞外徑D和活塞桿直徑d是液壓缸的基本結構參數(shù)，D與d的選擇與液壓缸的負載和速度要求相關；選擇出適當?shù)墓ぷ鲏毫凸┮毫髁繚M足負載和速度要求后，D和d可初步確定下來。除D和d外，液壓缸的結構參數(shù)尚有活塞行程S、導向距離H和油口直徑d等。液壓缸的行程應根據(jù)工作需要設定，為簡化制造工藝和節(jié)約制造成本，應采用標準化行程尺寸系列參數(shù)。為減小活塞桿伸出時與缸體軸線的偏斜，液壓缸應有合理的導向長度。 3.4

6、缸筒設計與計算 3.4.1缸筒與缸蓋的連接方式 端蓋分為前端蓋和后端蓋。前端蓋將活塞桿（柱塞）腔封閉，并起著為活塞桿導向、密封和防塵之作用。后端蓋即缸底一端封閉，通常起著將液壓缸與其他機件的作用。 缸筒與端蓋常見的連接方式有8種：拉桿式、法蘭式、焊接式、內(nèi)螺紋式、外螺紋式、內(nèi)卡環(huán)式、外卡環(huán)式和鋼絲擋圈式，其中焊接式只適應缸筒與后端蓋的連接。 3.4.2對缸筒的要求 缸筒是液壓缸的主要零件，有時還是液壓缸的直接做功部件（活塞桿或柱塞固定時）；它與端蓋、活塞（柱塞）構成密封容腔，用以容納壓力油液、驅(qū)動負載而做功，因而對其有強度、剛度、密封等方面的要求。 3.4.3缸筒的材料選擇

7、缸筒的毛坯普遍采用退火的冷拔或熱軋的無縫鋼管，市場上已有內(nèi)孔經(jīng)過珩磨或內(nèi)孔經(jīng)過精加工的半成品，只需要按所要求的長度切割無縫鋼管，材料有20、35、45號鋼和27SiMn合金鋼。 3.4.4缸筒的計算 本課題中液壓缸承受壓力負載，缸筒內(nèi)徑可根據(jù)下式求出： （3-7） 式中 -----拉力負載（取最大值），； -----供液壓力（假定回液壓力為大氣壓），； -----活塞桿直徑，。 由于該式中活塞桿直徑為未定值，可根據(jù)確定的速度比 及將 代入可求D值，再進一步確定活塞桿直徑d

8、。D和d應圓整到標準系列尺寸值。 圓整取 在初步確定缸筒內(nèi)徑D后，下一步的工作是確定液壓缸的壁厚 。 當液壓缸為薄壁液壓缸（ ）, 可按下式計算： （3-8） 式中 -----液壓缸最高（或設計或額定）工作壓力， ； -----液壓缸筒內(nèi)徑（活塞外徑）， ； -----缸筒材料的許用應力， 。 對于脆性材料，許用應力可表示為 （3-9） 式中 ---

9、--材料的抗拉強度或斷裂強度（表4-13） ； -----安全系數(shù)，通?？扇=5，見表4-14 。 因為所以 通過上述計算，可得液壓缸缸筒外徑 為 （3-10） 3.4.5缸筒壁厚的驗算 計算求得缸筒壁厚 值后，還應進行一下4個方面的驗算，以保證液壓缸安全可靠的工作。 （1） 液壓缸的額定工作壓力 應低于一定的極限值，以保證工作安全，即 (3-11) 式中 -----液壓缸外徑和內(nèi)徑， 或 ；

10、 -----缸筒材料的屈服強度， 。 所以 （2） 為了避免缸筒工作時發(fā)生塑性變形，液壓缸的額定工作壓力 應與塑性變形壓力 有一定的比例關系： (3-12) (3-13) 因為 （3） 缸筒的徑向變形量 值應該在允許范圍內(nèi)，而不能超過密封件允許的范圍： （3-14） 式中 -----液壓缸耐壓試驗壓力，，取 ； --

11、---缸筒材料的彈性模數(shù)， ； -----缸筒材料的泊松比，對鋼材 。 （4） 為確保液壓缸安全的使用，缸筒的爆裂壓力應大于耐壓試驗壓力 (3-15) 所以缸筒壁厚符合喲求。 3.4.6缸筒底部厚度 缸底結構形式有四種：a. 平面缸底，有凹口，無孔； b．平面缸底，無口； c．半橢球形缸底； d．半環(huán)形缸底。 本課題選擇b. 平面缸底，無口。 (3-16)

12、 式中 -----缸底止口外徑， ； -----油口直徑, ； -----工作壓力， ； ----材料許用應力安全系數(shù)（ ）, 。 3.4.7缸筒頭部法蘭厚度 選擇螺釘連接法蘭，法蘭厚度 為 （3-17） 式中 -----法蘭厚度， ； -----法蘭受力總和， ； ； ----密封環(huán)平均直徑， ； ； -----工作壓力，； -----密封環(huán)內(nèi)徑， ， ； ----密封環(huán)外

13、徑， ， ； -----附加密封壓力， ，若采用金屬材料時， 值即屈服極限點； ----螺釘孔分布圓直徑， ； ---法蘭材料的許用應力， 。 圓整取 3.4.8缸筒-缸蓋的連接計算 缸筒與缸蓋采用螺栓連接，螺紋處拉應力為 （3-18） 螺紋處的切應力為 （3-19） 合應力

14、 （3-20） 式中 -----螺紋擰緊系數(shù)，靜載時，取 ，動載時，取 ； ----螺紋內(nèi)摩擦系數(shù)，一般取 ； ----螺紋外徑， ； ----螺紋內(nèi)徑， ，采用普通螺紋時， ； -----螺紋螺距， ； ----螺栓數(shù)量 ； ---螺紋材料的許用應力， ， 。 這里選擇6個 的螺栓。 合應力 所以即 3.5活塞組件設計 3.5.1活塞設計 （1）活塞的結構形式和密封件形式 活塞的密封件形式要根據(jù)液壓缸的設計（額定）壓力、速度和溫度等

15、工作條件來選擇，而選擇的密封件形式則決定了活塞的結構形式。 活塞常用的結構形式可分為整體式和分體（組合）式兩種。整體式活塞要在活塞圓周上開溝槽以安裝密封件和支承環(huán)，架構簡單，件活塞加工困難，另外，密封件安裝時也容易拉傷和扭曲，影響密封性能和密封件使用壽命。分體（組合）式活塞大多數(shù)可以多次拆裝，密封件使用壽命長。在通常情況下，支承環(huán)是活塞件的不可缺少的結構原件，它不但可以精確雕像，還可以吸收活塞運動時隨時產(chǎn)生的側向力，因而大多數(shù)密封件都與支承環(huán)聯(lián)合使用，大大降低了活塞加工成本。（2）活塞的常用材料 活塞材料選用的依據(jù)主要從活塞結構形式來考慮。對于有支承環(huán)的活塞，常用20號、35號及45號優(yōu)質(zhì)

16、碳素鋼。對于未采用支承環(huán)的活塞多采用高強度鑄鐵HT200-300、耐磨鑄鐵、球墨鑄鐵及錫青銅、鋁合金，一些連續(xù)工作的高耐久性活塞外表面長燒錫青銅合金或噴鍍尼龍等材料。 本課題選用分體式，其材料選用35號鋼。 3.5.2活塞與活塞桿的連接結構 活塞與活塞桿的連接結構有多種形式，常見的有螺紋型，其優(yōu)點是連接穩(wěn)固可靠，活塞與活塞桿之間無軸向公差要求，缺點是螺紋的加工和裝配比較麻煩。 還有焊接型，這在結構簡單，施工比較方便，但不易拆除，而且，對活塞內(nèi)外徑、活塞桿直徑及斷面接合處的四個面的同軸度。垂直度要求較高。另外有卡環(huán)式， 這種結構簡單，拆裝方便，活塞借助徑向間隙有少量浮動，不易卡滯，但活

17、塞與活塞桿之間有軸向公差，該軸向公差會造成活塞與活塞桿的不必要的竄動。該種結構形式在低速液壓缸中得到廣泛使用。 3.5.3活塞桿設計 （1）基本結構 活塞桿有實心桿和空心桿兩種，實心桿強度較高，加工簡單，應用較多?？招幕钊麠U多用于活塞桿與缸徑比值d/D較大的大型液壓缸中，以減輕活塞桿的重量，或用于缸筒帶動工作機構的場合如機床中，或用于活塞桿必須帶有傳感器的伺服液壓缸中。 本課題選用實心桿。 （2）活塞桿的材料和技術要求 實心活塞桿多采用優(yōu)碳素鋼冷拔料35號鋼、45號鋼、55號鋼制成，以減少切削加工。 本課題選用35號鋼 （3）活塞桿外端（頭部）結構形式 活塞桿外端是液壓缸與負

18、載的連接部位，結構形式有多種?；钊麠U端部最常用的結構形式為螺紋式、單耳環(huán)式和帶球鉸的單式環(huán)式，螺紋的尺寸按表4-20選取。 （4）活塞桿的導向 在液壓缸的前端蓋的內(nèi)部，安裝有對活塞桿導向的導向套（環(huán)）和對缸筒有桿腔進行密封的密封件及防止活塞桿內(nèi)縮時將灰塵、水分和雜質(zhì)帶入密封圈的防塵圈。 1） 導向套（環(huán)式）的結構形式 活塞桿的導向的結構形式有三種：無導向套（環(huán)）、金屬導向套（環(huán)）和非金屬導向套（環(huán)）。 本課題選用金屬導向套。 2） 導向套（環(huán)）的長度 導向支承長度是端蓋長度減去防塵圈溝槽的長度值后的剩余部分。 3） 導向套（環(huán)）的材料和加工要求 導向套（環(huán)）外圓與端蓋內(nèi)孔配合

19、多為H8/f7，內(nèi)孔與活塞桿的配合多為H9/f9。 （5）活塞桿的密封與防塵 活塞桿處的密封圈和防塵圈都是標準零件，密封圈的方程圈溝槽的設計要符合國家標準的規(guī)定。 3.5.4活塞桿及連接件強度校核 （1）活塞桿的直徑 d 在液壓缸中，如果液壓缸速度有速度比 要求，活塞桿直徑 可根據(jù)液壓缸內(nèi)徑（活塞外徑） 按下式求出 （3-20） 式中 -----活塞桿直徑， ； -----液壓缸內(nèi)徑， 。 （2）活塞桿強度校核 活塞桿在穩(wěn)定工況下，如果只受軸向拉力或推力，可近似按直桿

20、承受拉壓載荷的簡單強度計算公式進行校核計算： （3-21） 式中 -----活塞桿輸出力， ； -----活塞桿應力， ； -----活塞桿直徑， ； ---材料的許用應力， ； ； ----材料的屈服強度， ； -----安全系數(shù)， ，一般取 。 所以 （3）活塞桿軸肩、螺紋及卡環(huán)（鍵）強度 活塞桿軸肩擠壓強度按下式計算： （3-22） 式中 -----

21、活塞桿軸肩擠壓應力， ； -----活塞桿作用力， ； -----活塞桿直徑， ； -----活塞孔內(nèi)徑， ； -----活塞孔部倒角， ; -----活塞桿軸肩倒角， ； ----軸肩的許用應力， 。 所以 3.4液壓系統(tǒng)設計 3.4.1液壓系統(tǒng)設計圖 在繪制液壓系統(tǒng)圖的過程中應力求系統(tǒng)的結構簡單。注意各元件間的聯(lián)系。避免無動作發(fā)生，既要減少能量損失，還要提高系統(tǒng)的工作效率。為了便于液壓系統(tǒng)的維護和檢測，本系統(tǒng)中要安裝必要檢測元件（如壓力表，溫度計）

22、。各液壓元件盡量采用國家標準件。在圖中要按國家標準規(guī)定的液壓元件職能符號的常態(tài)位置繪制，對于自行設計的非標準元件可用結構原理圖繪制，系統(tǒng)圖中應注明各液壓執(zhí)行元件的名稱和動作，注明各液壓元件的序號及各電磁鐵代號，并附有電磁鐵，行程閥及其他控制元件的動作表?；谝陨蠝蕜t，本設計的液壓系統(tǒng)圖擬定如下圖所示 圖3-1 液壓系統(tǒng)圖 表3-1 液壓工作圖 元件名稱 動作順序 電磁鐵 1YA 2YA 3YA 快退 + - + 工退 + - - 工進 - + - 3.4.2液壓泵與電動機的選擇 （1）液壓泵選擇 液壓泵是將機械能轉(zhuǎn)換為液壓能的能量轉(zhuǎn)換裝置。

23、賊液壓系統(tǒng)中，液壓泵作為動力源，向液壓系統(tǒng)提供液壓能。 確定液壓泵的最大壓力 其中————從液壓泵出口到液壓缸或液壓馬達入口之間總的管道損失，取為0.3MPa 其中————-液壓缸最大壓力 所以 在本設計中，因其徑向載荷小，結構簡單，而選擇用定量葉片泵，這樣也可以使運動中的噪音降低，流量脈動小。根據(jù)表23.5-20[9]選取 圖3-2 液壓泵 YB1-16, 其技術規(guī)格為： 排量：16ml/r 額定壓力：6.3Mpa 轉(zhuǎn)速：960r/min 驅(qū)動功率：2.2K

24、W 重量：8.7Kg 其外型尺寸為： L---184mm L1---98mm L2---38mm B---45mm B1---20mm H---140mm S---110mm D1--90mm D2---128mm d---20h6 d1---11mm C---5mm t---22mm b---5mm Z1----21mm 其符號含義參表23.5-20[9] （2）電動機的選擇 電動機是液壓泵的

25、驅(qū)動機，該機械的電動機工作狀態(tài)為負載平穩(wěn)，生產(chǎn)機械工作狀態(tài)為短時，故根據(jù)表40.1-27[9]，可選取籠型異步電動機，考慮到傳動中的效率損失，所以選取的電動機功率應大于液壓泵的驅(qū)動功率，查附表40-4[9]，所以選用電動機型號為J02-41-6其技術數(shù)據(jù)為： 額定功率：3KW 額定起動電流：6.5A 滿載時電流：7.07A 額定起動轉(zhuǎn)矩：1.8 滿載時轉(zhuǎn)速：960r/m 額定最大轉(zhuǎn)矩：1.8 滿載時效率：82.5% 重量：63Kg 電動機外形及安裝尺寸：機座號11，安裝結構形式A10

26、1型 A---140 B---100 C---56 D---18 E---40 F---5 G---14.8 H---90 K---11 b---180 b1---140 h---185 l1----295 單位：mm (符號意義參考附表40-5[9]) （3）電動機與液壓泵傳動方式 由于電動機額定轉(zhuǎn)速為960r/min，液壓泵的轉(zhuǎn)速也為960r/min，可考慮不用齒輪，帶傳動等方式，而直接用聯(lián)軸器連接。由于安裝技術方面等原因，電動機軸線與液壓泵回轉(zhuǎn)軸線的同軸度難以保證，故采用彈性聯(lián)軸器，根據(jù)電動機軸的直徑為18

27、mm，液壓缸軸直徑為20mm，查表6-2-22[9]得，可利用TL型彈性套柱銷聯(lián)軸器，利用套有彈性套（橡膠材料）的注銷承受轉(zhuǎn)矩，補償兩軸相對位移。 查表得： 聯(lián)軸器 D---95 C---30 S---4 A---35 轉(zhuǎn)動慣量0.002 重量1.9 公稱轉(zhuǎn)矩31.5N.M 許用轉(zhuǎn)速6300r/m 校核： （3-21） 所以安全。 3.4.3油管的選擇（吸油管） 液壓系統(tǒng)中的油管，雖然選鋼管不宜彎曲，且裝配也比較困難，可采用紫銅管，但紫銅管成本較高，而且抗振能力較弱，也容易使油氧化。

28、承受的壓力也較低，所以相比之下，還是采用鋼管為本液壓系統(tǒng)中的油管。 油管內(nèi)徑的確定： 液體流量： （3-22） 所以 （3-23） 因為 所以管子壁厚為2mm，管接頭螺紋為M33x2，管子外徑為34mm,查表37.9-2，最小曲率半徑為100mm，支架最大距離為800mm。 根據(jù)公示37.9-1[9]壓油管可略細點，公稱直徑為20mm，管接頭螺紋為M27x2,管子接頭采用焊接式，直通管接頭按裝配需求按標準選取，其他接頭亦同。 3.4.2控制閥的選取 在本設計中，控制用到了：溢流閥，三位四通閥，二位二通閥，節(jié)流調(diào)速閥。根據(jù)其流量，

29、壓力等選取的各閥代號為： 溢流閥：Y-25 三位四通閥：4WE5E10/AZ4 二位二通閥：220 單向節(jié)流調(diào)速閥：QI-25 其技術規(guī)格分別為： 溢流閥：流量25L/min，接口尺寸：管式Z3/8，壓力：最大6.3MPa 最小0.5MPa 卸荷：0.15MPa ，閥徑：16mm，工作壓力：25MPa,額定流量：15L/min,電源電壓：50HZ 200V，極限條件：環(huán)境溫度50C 線圈溫度150C，開關頻率：7200次/h,換向時間0.07S，電壓：220V，閥行程：5mm 三位四通閥：通徑：5mm,電磁鐵類型：濕式，介質(zhì)：礦物油，溫度范圍：-30度到70度，粘度范

30、圍 ：2.8到380 二位二通閥：流量：25L/min，壓力：6.3MPa，壓力損失：，泄漏量： 節(jié)流調(diào)速閥：流量：25L/min，最小流量：0.07L/min, 接口尺寸：管式Z3/8,壓力：0.5到6.3MPa，壓力損失：，單向閥壓力損失：，重量：45Kg 3.4.4液壓介質(zhì)的選取 由于本機械對液壓介質(zhì)沒有提出要求，故按一般情況，選用普通液壓油，其運動粘度值為（40C）40,其產(chǎn)品代號為YA-N46。其質(zhì)量指標為： 運動粘度：41.4----50.6(40C) 27----33(50C) 粘度系數(shù)》90 閃點（開口）：》170C，凝點：《-10C 抗氧

31、化安定性：》1000h(酸值達2mgKOH/g) 防銹性：無銹（蒸餾水法） 臨界載荷：》600N 抗泡沫性：起泡《50C，消泡《0，抗磨性：800N 3.4.4濾油器的選擇 濾油器的作用在液壓系統(tǒng)中，濾除外部混入或者系統(tǒng)運轉(zhuǎn)中內(nèi)部產(chǎn)生的液壓油中的固體雜質(zhì)。使液壓油保持清潔，延長液壓元件的使用壽命，保證液壓系統(tǒng)工作的可靠性，一般濾油器過濾精度用從液壓油中過濾掉雜質(zhì)的顆粒大小表示，一般分粗濾油器（100），普通濾油器（10--100），精濾油器（5--10），特精濾油器（1--5），系統(tǒng)壓力越高，過濾精度也越高。 濾油器在液壓系統(tǒng)中的安裝位置也有多種。 （1）安裝在液壓泵吸油管上，這

32、種方式要求濾油器有較大的通油能力和較小的阻力，不超過~，多數(shù)情況采用精度較低的網(wǎng)式濾油器，主要保護液壓泵。 （2）安裝在液壓泵的壓油路上?？梢员Ｗo液壓泵以外的其他液壓原件，阻力一般要求在以下。 （3）安裝在回油路上 （4）安裝在單獨的過濾系統(tǒng)上，這種方式一般用于大型液壓系統(tǒng)。另外，濾油器的選擇應考慮以下幾點： A．具有足夠的通油能力，壓力損失小。 B．過濾精度滿足設計要求。 C．濾芯具有足夠強度。 D．濾芯抗腐蝕性好，能在規(guī)定溫度下長期工作。 E．濾芯的更換，清洗及維護方便。 按經(jīng)驗公式：濾油器通油能力大于實際通油的2倍以上，得：

33、 （3-24） 濾油器擬裝在吸油管路中，選用網(wǎng)式濾油器，因其具有結構簡單，通油能力強，阻力小，易清洗等優(yōu)點。查表37.10-4[9]，可選用網(wǎng)式濾油器WU-63*180，技術規(guī)格如下： 過濾精度：180 壓力損失：《0.01MPa 流量：63L/min 通徑：25mm 鏈接形式：螺紋聯(lián)接 3.4.5油箱的設計 設計油箱應考慮以下幾點： （1）油箱須有足夠大的容積，以滿足散熱要求，停車時能容納液壓系統(tǒng)中所有的油，而工作時又保持適當?shù)挠臀灰蟮? （2）吸油管及回油管應插入最低油位下，管口一般與油箱低，箱壁的距離不小于管徑的3倍，吸油管應安裝濾油器

34、，回油管口斜切45度角并面向壁，以防止回油沖擊油箱底部沉淀物。 （3）吸油管和回油箱距離盡可能遠一些，中間要設置隔板，使油液在油箱中流動的速度緩慢一點，時間長點，這樣有利于提高散熱，分離空氣及沉淀雜質(zhì)的效果。 （4）為了保持油液清潔，油箱應有密封的頂蓋，頂蓋設有帶濾油網(wǎng)的注油孔及帶空氣濾清器的通氣孔。（一般由一個空氣過濾器來完成，油箱底具有一定的傾角，最低處放油閥） 空氣濾清器它包括空氣濾清裝置和注油過濾網(wǎng)，根據(jù)過濾器的過濾精度，來選擇空氣濾清器。油過濾器精度為180，空氣濾清器精度應適當高一些，油過濾精度125，空氣過濾精度為0.279mm，型號為EF3-40,其外形尺寸及技術規(guī)格性

35、能為 加油流量：21L/min 空氣流量：170L/min 油過濾面積：180 空氣過濾精度：0.279mm 油過濾精度：125 螺釘（四只均布）：M5*14 A—120mm B—55mm a--55mm b--66.5mm c---80mm (注代號意義參照表37.10-33[9]) 本設計中，只計泵的效率損失，其他不記，葉片泵的效率為0.8 故系統(tǒng)發(fā)熱量為 （3-25） （3-26） 設油箱長比寬比

36、高為1：2：3，則邊長分別為a,b,c(m) （3-27） 所以得：a=0.27m b=0.54 c=0.81m 考慮到多方面原因，圓整上列數(shù)據(jù)，此郵箱長350mm，寬650mm,高900，油壓面高度為720mm，詳細參見下圖。 圖3-3 油箱 3.5本章小結 在這章的設計中，主要是設計了液壓系統(tǒng)和其中一些元件的選擇，在選擇的過程中，充分的考慮了本設計機構的實際工作情況，在與其相結合的情況下，進行了元件的選型和液壓缸的設計。在設計系統(tǒng)中，也是考慮到了實際機器運動狀況后，擬定了運動路徑。

37、 4 小車的工藝整體設計 4.1小車整體結構描述和支承表示 小車在本設計中因工件長度的不同而要求在主導軌上移動，且在工作時需要固定，為了滿足這一要求，利用掛鉤鉤在導軌上的橫桿，以實現(xiàn)小車的固定。小車車體采用鋼板焊接件，底板采用厚27mm的A3鋼板，立板分別為厚27mm和8mm,為了能使裝載小車上的機械手能轉(zhuǎn)動，在小車上裝一轉(zhuǎn)軸，直徑為30mm，其中心高（至輪子中心）為220mm。由于主要承受軸向力，故在立板上分別焊上厚為10mm，9mm的板加強強度。軸能轉(zhuǎn)動，且又要承受較大的軸向力，最佳的辦法是采用推理球軸承。運用類比法，本設計采用推力球軸承為8406GB301-

38、84，又因機械手具有一定的自重，推理球軸承不能承受徑向力，所以在軸承前裝一支撐，以分擔徑向力，支承的材料為錫青銅。轉(zhuǎn)軸后端要在支座中鑲入材料為ZG35GM。軸瓦的支座支承為使軸能轉(zhuǎn)動，所以在推力球軸承與后支座之間裝入一鑄鋼做的手輪。用圓錐銷10*70GB117-76與轉(zhuǎn)軸相連，同時也使得轉(zhuǎn)軸上的軸向力作用在軸承上。 圖4-1 小車軸承圖 4.2小車車輪設計 車輪采用整體式，其外徑為Φ60，材料為ZG42SiMn,Φ60外表面表面淬火HRC45-53。Φ60外表面與導軌相接觸。Φ80的側面與導軌內(nèi)側面相接觸，起限制小車徑向移動的作用。車輪軸Φ30，材料為45號鋼，并調(diào)制處理。車輪軸

39、支座采用鑄鋼件，與車身采用焊接方式連接。在支座中鑲入材料為ZG35GM的軸瓦。軸與軸瓦內(nèi)徑采用有較大間隙的配合，軸與輪子內(nèi)徑的配合采用過盈配合，配合代號為。這樣就使得小車移動時，因輪子與軸是過盈配合，輪子帶動軸與軸瓦中存在間隙，故軸能自由轉(zhuǎn)動，為了限制軸的軸向移位，可在一支座上擰入一小的尖頭螺釘，且在軸上開一小槽，起到軸向定位的作用，其結構如圖 圖4-2 車輪圖 4.3小車尾部掛鉤設計 小車尾部掛鉤采用鑄鋼件，掛鉤裝入支座內(nèi)，支座與車身用M10的螺栓連接，掛鉤尺寸圖見下圖，掛鉤參照起重機掛鉤尺寸 圖4-3 掛鉤左視圖 圖4-4 掛鉤俯視圖 4.4各部件的校核 4.

40、4.1銷的校核與選型 因為這里是銷的作用是起到定位,所以這里選擇了圓錐銷,然后根據(jù)國標,選擇了GB/T117-2000系列,因為其有1:50的錐度靠過盈與絞制孔配合,安裝方便,可多次拆裝.定位精度比圓柱銷高,受橫向力時,能自銷,但受力不及圓柱銷均勻.其制造方便,為便于裝拆,使用時,銷兩端一般生出零件.有A,B兩型.主要用于定位,也可用于固定零件,轉(zhuǎn)遞動力.多用于經(jīng)常拆卸的場合. 這里根據(jù)軸選擇GB/T117 10x70，銷的材料通常為35，45鋼，并進行硬化處理，其許用切應力=80MPa，許用擠壓應力=100MPa，熱處理后硬度為30到36HRC。 根據(jù)具體情況，這里的受力大多為圓錐銷

41、所承擔。故這里對銷的校核也非常重要。在這里對圓錐銷進行剪切應力的校核。 根據(jù)公示得 （4-1） 所以得，安全。 4.4.2軸瓦結構 軸瓦是滑動軸承中重要的零件，它的結構設計是否合理對軸承性能影響很大。有時為了節(jié)省貴重金屬合金材料或者由于結構上的需要，常在軸瓦的內(nèi)表面上澆鑄或軋制一層軸承合金，軸承襯。軸瓦應具有一定的強度和剛度，在軸承中定位可靠，便于輸入潤滑劑，容易散熱，并且裝拆，調(diào)整方便。為此，軸瓦應在外形結構上，定位，油槽開設和配合等方面采用不

42、同形式以適應不同的工作要求。 （1）軸瓦的形式和構造 常用的軸瓦有整體式和對開式兩種結構 整體式軸瓦按材料和制法不同，分為整體軸套和單層，雙層或多層材料的卷制軸套。非金屬整體式軸瓦可以是整體非金屬軸套，也可以是在鋼套上鑲襯非金屬材料。 另一種為對開式，對開式軸瓦有厚壁軸瓦和薄壁軸瓦之分。薄壁軸瓦由于能用雙金屬板連續(xù)軋制等新工藝進行大量制造，故質(zhì)量穩(wěn)定，成本低，但軸瓦剛性小，裝配時不能修刮軸瓦內(nèi)圓表面，軸瓦受力后，軸瓦受力后，其形狀完全取決與 軸承座的形變狀，因此，軸瓦和軸承座均需精密加工。在這里本設計的情況達不到要求。 所以我們在這里選擇了厚壁軸瓦。厚壁軸瓦用鑄造的方法獲得 圖4-

43、5 軸瓦軸承圖 4.5小車總圖 圖4-6 小車示意圖 4.6本章小結 在這章的設計中，我參考了其他工具和類型的小車，然后結合一些簡單的知識和原理，設計了這輛小車。而小車尾部的掛鉤也是這樣，參考了起重機，電纜的掛鉤，將他們相結合自己設計了這個掛鉤。 5 導軌及機架的設計 5.1導軌的設計 參照其他機器，導軌可采用熱軌輕型工字鋼12QGBT06-65。因需校值的工件最長為13m，且導軌上要安裝液壓缸，小車等零部件，故導軌設計長為16m，導軌（工字鋼）無此規(guī)格，導軌需連接而成，采用螺栓連接，結構如圖所示，螺栓尺寸為GB5780-86-M12*

44、50，兩導軌需要平行布置，不得有大于0.5mm的誤差存在。這兩根導軌間，垂直的布置直徑為Φ30mm的桿，間隔為500mm，其兩端加工出M24的螺紋，桿全長380mm，其兩端螺紋各長24.7mm，用螺母與導軌固定，螺栓總布置25根（從導軌末端20mm處開始），在導軌頭端，安裝一鋼板，來安裝液壓缸。尺寸為150042025（長寬高）。用螺栓與導軌連接。選擇的螺栓為GB30-76-M1250,均布6只。 圖5-1 軌道圖 5.2支架的設計 機架采用熱軋普通工字剛126，其長為526mm，兩端頭分別焊接42014027與42030027的鋼板。機架與導軌用M12的螺栓連接。機架底部用地腳螺栓

45、與地基固定。地腳螺栓型號為AM20200JB/ZQ4363-86機架間隔900mm,共用16只支架。機構見下圖。 綜上所述，在本機構中，車間地基平面到導軌平面的距離為700mm，總長度為16000mm，本機器能校值的工件的最大長度為《14000mm,導軌間距離為270mm（內(nèi)側）。 圖5-2 支架 5.3螺栓組的校核 在這里的螺栓組的作用重要，因其承擔了整個液壓缸和小車與工件的整個重量，為導軌的連接也承受了部分拉力，所以在這里對螺栓組的校核變的至關重要。因為這里的螺栓為對稱結構的布置，故我們選取其中的一段作為研究對象。這樣能簡化我們的運算，也方便我們的校核。 （1）螺栓組機構

46、結構如上圖，這里取這一段的螺栓數(shù)為4，對稱布置。 （2）螺栓的受力分析 a.在總載荷F∑的作用下，螺栓組連接承受以下各力和傾覆力矩的作用： 軸向力（F∑的水平分力F∑h，作用于螺栓組中心，水平向右） （5-1） 橫向力（F∑的垂直分力F∑v，作用于結合面，垂直向下） （5-2） 傾覆力矩（順時針方向） （5-3） b.在軸向力F∑h的作用下，各螺栓所受的工作拉力為

47、 （5-4） c.在傾覆力矩M的作用下，上面兩螺栓受到加載作用，而下面兩螺栓受到減載作用，故上面螺栓受力較大，所受載荷按式確定 （5-5） 故在上面的螺栓所受的軸向工作載荷為： （5-6） d.在橫向力F∑v的作用下，底板連接接合面可能產(chǎn)生滑移，根據(jù)底板接合面不滑移的條件 （5-7）由表5-5[5]查得接合面間的摩擦系數(shù)f=0.16，取=0.8，取防滑系數(shù)是=1.2，則各螺栓所需的預緊力為 （5-8

48、） e．上面每一個螺栓所受的總拉力F2按式得 （5-9） (3)確定螺栓直徑 選擇螺栓材料Q235，性能等級為4.6的螺栓，查表得材料屈服極限=240MPa，安全系數(shù)S=1.5，故螺栓材料的許用應力為 （5-10） 根據(jù)式求得螺栓危險截面的直徑（螺紋小徑d1）為 （5-11） 所以選擇的GB/T5780，螺紋公稱直徑=12mm完全安全所以可以使用。 5.4本章小結 本章設計的是支架和導軌，在不同的材料和導軌比較后，最終還是選擇最常用的工字鋼作為導軌，機構簡單，

49、計算方便。 參考文獻目錄 [1] 王積偉. 液壓與氣壓傳動. 機械工業(yè)出版社 2008 [2] 王知行. 機械原理和零件. 高等教育出版社 2006 [3] 劉鴻文. 理論力學. 高等教育出版社 2004 [4] 錢可強. 機械制圖. 高等教育出版社 2005 [5] 安琦，顧大強. 機械設計手冊. 科學出版社 2006 [6] 崔甫. 矯直理論與參數(shù)計算第二版. 北京:機械工業(yè)出版社 1992 [7] 朱伯馭. 彈塑性力學第一版.北京:科學出版社 1990 [8] 余同希，章亮熾.塑性彎曲理論及應用第一版.

50、北京:科學出版社 1987 [9] 中小型液壓機設計計算 天津市鍛壓機床廠編 第一版天津:天津，人民出版社 1977 [10] 劉鴻文. 材料力學. 第二版北京:高等教育出版社 1982 [11] 蔡春源主編.機電液設計手冊(中). 北京:機械工業(yè)出版社 1997 [12] 薛定宇. 反饋控制系統(tǒng)設計與分析— Matlab語言應用第一版. 北京:清華大學出版社 2000 [13] 顧樹生，王建輝.自動控制原理. 第三版.北京:冶金工業(yè)出版社 2001(9) [14] 韓璞，朱希彥. 自動控制系統(tǒng)數(shù)字仿真第一版. 北京:中國電力出版社，1996 [15] 李福義. 液壓技術與

51、液壓伺服系統(tǒng). 第一版.哈爾濱:哈爾濱工程大學出版社 1992 [16] 程衛(wèi)國，馮峰，王雪梅，劉藝. Matlab5.3 精要、編程及高級應用第一版. 北京:機械工業(yè)出版社 2000 [17] 李永東. 油水井套管損壞的斷裂力學機理的研究. 哈爾濱工程大學博士論文 2001 [18] 束德林.金屬力學性能. 第一版.北京:機械工業(yè)出版社 1987 [19] 欽明浩，張向軍，蔣守仁，徐業(yè)宜. 軸類零件校直理論分析. 合肥工業(yè)大學學報. 1996 [20] 弓海霞，閏通海，王進禮. 鉆桿校直的理論研究. 哈爾濱工程大學學報.2002 [21] Shi,Jingyu.Pri

52、ncipals tresscontourforn onlineare lasticdeformations.Quarterlyo fA ppliedM athematics. 1994，52(3) [22] Tipton,S .M.C oiled-tubingd eformationm echanics:d iametralgr ow th an d elongation.S PE Production&Facilities. 199 8 ，1 3( 3) [23] Hanson,B. R. S chwankl,L. J. Errora nalysisof flowmeter me

53、asu re me nt s.Journalo fI rrigationa ndD rainageE ngineering. 199 8, 12 4( 5) [24] Restrepo,Jose I.How harmfulis cold bending/straighttening of reinforcing bars?.Concrete international. 199 9 ，2 1( 4) [25] Winkler,H anspeter.Three-dimensionald is tortionc orrection Applie dtot omographicr

54、econstructionso fsectioned crystals.Ultramicros copy.1996,63 (2 ) [26] Koike,S ekiya.M otiona ndf orcec ontrolo fa m anipulatoru sing t askcoor dinatess ervo (Suggestionof controll awand nalysis of stability).NipponK ikaiG akkaiR onbunshu,C Hen/Trans ac tionso ft heJ apanS ocietyo fM echanicalE ngineers, Par t C . 19 94 ,60 (5 75) [27] Hyu n, J .H .O ptimizationo feedbackg ainsf ora h ydraulic Servo system by genetic algorithms. Proceedings of the Ins t itutio n of MechanicalE ngineers. Part I, Journalo f Sys te ms & Co ntrolE ngineering.1998,212(5)