【正文】 的軸向壓力。而這軸向力的產(chǎn)生是由于爪鉤鉤輪子所產(chǎn)生的反作用力。所以，這軸向力的最大值應從任務書中得出，即 F(最大)=6噸力=6000=58800N因此，只要滿足式子σs =F/A≤[σ] 便可以。 其中， σs—屈服強度A—大活塞桿的面積[σ]—許用壓應力 查《機械設計課程設計手冊》，對于45鋼來講，[σ] =355Mpa 所以，σs =F/A=58800 247。(22178。247。4)=≤355MPa 所以，大活塞桿滿足使用要求。對于小活塞桿來講，在整個工作過程中，只受到壓桿等連接裝置給予它的拉或壓力，而這力的大小也已經(jīng)是設計好的。在對四桿機構進行設計的過程中，這種力已經(jīng)確定為32N，所以依就是上面的校核公式，即σs =32247。(5178。) ≤355Mpa 所以，小活塞桿也滿足使用要求。 受力情況如下圖所示： 小活塞受力示意圖小液壓缸、活塞和手柄相連接，受力很小，肯定滿足使用要求。要注意的是螺紋的選用，因為他將直接和大液壓缸相連接，螺紋的選擇在上面有所介紹。這章主要是對活塞的校核的計算，包括大活塞和小活塞。第8章 螺栓及外螺紋的受力分析及校核螺栓同時受到連接板和爪鉤的方向相反的兩個力的作用。受力簡圖如下圖所使示 螺栓受力圖由于螺栓的受力長度和其直徑相比并不是很大，因而螺栓的彎曲變形很小，其主要變形是沿受剪面mm和nn發(fā)生錯動。 。 螺栓剪面受力圖這種相鄰截面間的相互錯動稱為剪切變形，受剪面nn附近的錯動與此類似。我們先利用截面上出現(xiàn)的內(nèi)力，將螺栓假想沿mm打開，我們考慮左部（）由于左段受有相下的力F/2，所以右段給左段的作用力是位于截面mm之內(nèi)的力Q，此力稱為剪力。 螺栓截面受力圖由圖3的平衡得出Q=F/2。此剪力Q是截面mm上的切應力 合成的結(jié)果。nn截面上的剪力也為F/2因為螺栓受力是對稱的。螺栓由于受剪面附近的變形極為復雜，切應力再截面上的分布規(guī)律很難確定，因此在工程上為簡化計算，假想切應力 在受剪面上均勻分布。以A表示受剪面的面積，則，τ =Q/A其中，A=πd178。/4, d為螺栓的直徑。為確保螺栓不被剪斷，必須是受剪面上的切應力不超過材料的許用切應力 。于是剪切強度條件寫為 τ= Q/A≤[τ]對于鋼材，工程上常取 [τ] =()[σ]。[σ] 是鋼材的許用拉應力。 對于螺栓除了進行剪切計算外，還要做擠壓計算，圖3畫出了螺栓左段，它的上個半圓柱面同拉桿圓孔表面互相擠壓著，這部分表面就叫擠壓面，擠壓面上每點處單位面積的擠壓面，沿半圓擠壓應力的分布。 為保證螺栓和拉桿在擠壓面處不產(chǎn)生顯著的塑性變形（如拉桿孔由圓變?yōu)殚L圓）。要求擠壓應力不許超過許用應力 。 在工程上，對于圓柱面擠壓，采用過圓柱的直徑截面面積作為擠壓面積Aiy，并且假定擠壓面積上的擠壓應力是均勻分布的。于是擠壓強度條件為 σiy = Fiy/Aiy ≤[σiy] 其中，F(xiàn)iy為擠壓力對于螺栓左段,Aiy =,Fiy = F/2.對于螺栓中段,Aiy =,Fiy = F.許用擠壓應力[σiy ]應根據(jù)實驗來確定。對于鋼材大致可取[σiy ] =()[σ],這里[σ ]是鋼材的拉伸許用應力。由于所選的材料是45，查《機械設計課程設計手冊》，45的拉伸許用應力為600MPa。校核：1，對于螺栓左段 Aiy== 86247。2= 24mm178。Fiy = F/2=1噸力=1000 =9800Nσiy =Fiy/Aiy =9800247。24=408Mpa≤600MPa 所以，滿足使用要求。2，對于螺栓中段Aiy = =86 =48mm178。 Fiy = F=2噸力=2000 =19600Nσiy = Fiy /Aiy=19600 247。48 =408Mpa ≤600Mpa對于螺栓右段 Aiy== 86247。2= 24mm178。Fiy = F/2=1噸力=1000 =9800Nσiy =Fiy/Aiy =9800247。24=408Mpa≤600MPa 所以，滿足使用要求。本產(chǎn)品的設計螺栓的作用是非常大的，因此一定要對他校核，他承載著所有的力，經(jīng)過一系列的校核，確定它是滿足使用要求的。油箱外螺紋承載著整個系統(tǒng)的受力，由于以螺紋連接，所以必須考慮螺紋的受力和校核，如果螺紋不滿足使用要求，將有不良的后果。由任務書上知A 最大為6噸力，至于螺紋的受力面積為A=(D178。d178。)/4D油箱外徑（由所選的梯形螺紋查出）d螺紋底徑（由所選的梯形螺紋查出）因只受壓力，所以只要滿足式子 σ=F/A≤[σ] 即可其中，[σ]為許用拉應力 查《機械設計課程設計手冊》，得 [σ] =600Mpa所以，σ =F/A=6000247。247。(55178。178。)=200,96≤600Mpa,所以，此螺紋是滿足使用要求的。 吊耳在整個工作過程中，當爪鉤向上拉被卸輪的時候，吊耳只受到了來自螺栓給它的向下的壓力。見下圖 吊耳受力分析而且，壓力最大時是當達到任務書上的最大拉力6噸力時，即每個爪鉤的拉力為2噸力，這時最大壓力為2噸力。吊耳的受力面積為A A = d螺栓直徑 t吊耳 的厚度校核； 同樣只要滿足σs =F/A≤[σ] 即可 σs屈服強度 [σ]—許用壓應力查《機械設計手冊》，對于45鋼，[σ]=355Mpa那么，σs = F/A =2000247。80 =245Mpa因此，吊耳的內(nèi)螺紋是滿足使用要求的。本章是對設計中的零件做校核，主要是螺紋，爪鉤頭、吊耳等。校核的目的是為了確保零部件能滿足使用要求。不至于過載而損壞。結(jié) 論液壓拉馬主要應用在一些大型機械的維修和裝配中，用于拆卸一些機械設備中的皮帶輪、齒輪、軸承等圓狀工件，這些工件都是過盈配合，連接比較緊密，人工拆卸比較費力。它的設計主要分為二大部分，第一部分是液壓系統(tǒng)的設計，主要是液壓缸的選擇和油箱的設計和一些連接件的設計。第二部分是爪鉤的設計，主要是材料的選擇和螺栓的選擇等。它的原理是以液壓起動桿直接前進移動，故推動桿本身不做轉(zhuǎn)動。鉤爪座又可以隨螺紋直接做前進后退的調(diào)距，操作時只要把手前后小幅度擺動，油壓起動桿前移，鉤爪相應后退，把被拉物體拉出。 參考文獻[1] 徐灝 機械設計手冊—第一卷：機械工業(yè)出版社 1991[2] 徐灝 機械設計手冊—第二卷：機械工業(yè)出版社 1991[3] 徐灝 機械設計手冊—第四卷：機械工業(yè)出版社 1991[4] 徐灝 機械設計手冊—第五卷：機械工業(yè)出版社 1991[5] 吳宗澤 羅圣國 機械設計課程手冊：高等教育出版社 1992[6] 蔡春源 機械零件設計手冊 ：冶金工業(yè)出版社 1979[7]田克華 互換性與測量技術基礎 ：哈爾濱工業(yè)大學出版社 1996 [8][M].武昌：華中科技出版社，2000[9][M]. 北京：化學工業(yè)出版社，2004致 謝由衷感謝我們的指導老師李洪智教授，在他的悉心指導下我們順利完成了我們的設計。李老師淵博的知識、嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度和誨人不倦的育人精神將使我終生受益。設計開展的每一個階段無不凝聚著李老師的無私奉獻和辛勤勞動。在此謹向李老師致以最崇高的敬意和感謝。還要特別感謝其他在本次設計過程中給予幫助的老師，使我們順利地完成了本次設計。伴隨我四年生活的老師和同學，在生活上和學習中給了我莫大關心和幫助。在此向他們表示最誠摯的謝意。35