【導(dǎo)讀】正常潤滑條件下利用脹縮缸的工作壓力來實(shí)現(xiàn)卷筒的自動(dòng)縮徑。和剪切應(yīng)力，易于疲勞所懷。并且，正錐結(jié)構(gòu)使主軸和脹縮缸的連接螺栓處于不利的受力。本次設(shè)計(jì)的四棱錐開卷機(jī)采用倒錐式，顯著改善了上述零件的受力狀況，扇形塊結(jié)。本設(shè)計(jì)中對油箱、液壓缸等進(jìn)行了詳細(xì)計(jì)算，并且對其中的油箱和液壓缸進(jìn)行了設(shè)計(jì)。

　　

【正文】 753N 齒輪的作用力在水平平面的彎矩（圖 42（ｅ）） DYM ＝ AYR ｘ 790＝ 6966ｘ ? 5503Nｍ （３）由于負(fù)載 0F 的作用，在支點(diǎn)Ａ和Ｂ處的支反力（圖 42（ｆ）） 由 BM ＝ 0 得 AOR ｘ 1100－ 0F ｘ 1000＝ 0 AOR ＝ 133636N； BOR ＝ AOR ＋ 0F ＝ 133636＋ 147000＝ 280636N 由于負(fù)載 0F 的作用而產(chǎn)生的彎矩圖如圖 42（ｇ）所示： BOM?＝ 0F ｘ ＝ 147000Nｍ 本科畢業(yè)論文 鋼帶開卷機(jī)設(shè) 計(jì) 18 圖 42軸所受載荷 軸的強(qiáng)度校核 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸及彎矩圖，截面Ｂ處的彎矩較大，且有軸承配合引起的應(yīng)力集中，因此，Ｂ處是危險(xiǎn)截面。現(xiàn)對其進(jìn)行強(qiáng)度校核。 由于該減速機(jī)軸的傳動(dòng)，彎矩引起對稱循環(huán)的彎應(yīng)力，而轉(zhuǎn)矩引起的為脈動(dòng)循環(huán)的剪應(yīng)力。 抗彎斷面系數(shù) Ｗ＝ 3 4(1 )32d? ?? ? 310? 彎曲應(yīng)力幅 10BMW ?? ?＝ 120][ ?? MPa 即軸的強(qiáng)度完全符合要求。 5 開卷機(jī)液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì) 脹緊 油缸承載力的計(jì)算 由于在開卷機(jī)上當(dāng)卷材裝加上去之后直徑較大，但隨著開卷設(shè)備的工作，卷材直徑會(huì)慢慢變小，其重量也會(huì)隨之變輕，為了使卷材開卷后保持水平伸展，并且使卷材在開卷機(jī)上有足夠的支撐力，需選用一個(gè)液壓系統(tǒng)，將供壓、保壓和釋壓在 這個(gè)系統(tǒng)上同時(shí)完成。 前述已知卷筒徑向壓緊力 N。 1 5 0 0 0 1 4 0 0N = 2 0 1 9 2 3 N0 . 2 5 2 0? ?? （ ） 棱錐錐角為 20176。 ,則軸向力 wF =N tan10176。 =35604(N) 除了 軸向力 wF 外，作用于活塞上的載荷 F 還包括油缸密封處的麿擦阻力 mF ，由于各本科畢業(yè)論文 鋼帶開卷機(jī)設(shè) 計(jì) 19 種油缸的密封材質(zhì)和密封形式不同，密封阻力難以精確計(jì)算，一般估算為 (1 )mmFP??? 式中 m? —— 油缸的機(jī)械效率，一般取 ~，這里取 ， 35604 37478?? ? ? 確定油缸額定壓力 油缸有效運(yùn)動(dòng)面積 A和能承載的最大的負(fù)荷力 F的關(guān)系為 F=AP 式中 F油缸承載的最大的負(fù)荷； A油缸面積； P油缸運(yùn)動(dòng)壓力； 若系統(tǒng)的額定壓力已確定，則取系統(tǒng)壓力為設(shè)計(jì)壓力，油缸的工作壓力按照最大的負(fù)荷參照 表 選取，選擇適當(dāng)?shù)墓ぷ鲏毫κ且粋€(gè)很重要的問題，應(yīng)從結(jié)構(gòu)尺寸、經(jīng)濟(jì)性等方面進(jìn)行全面考慮。過低壓力 ,大流量所需的系統(tǒng)工作的穩(wěn)定性和可靠性 ,密封 ,減少噪音 ,但可以使油缸佳能、質(zhì)量提高 。而另一方面 ,過高的壓力 ,將復(fù)雜的密封 ,并要求高強(qiáng)度、剛度的油缸 ,同時(shí)導(dǎo)致扭轉(zhuǎn)影響大容積低效率的缺點(diǎn) ,如高精度制造的油缸 ,優(yōu)點(diǎn)是可以減少油缸的大小。液壓件的額定壓力是指在指定的工作條件下液壓件能夠長期正常工作的壓力，又稱公稱壓力。油缸設(shè)計(jì)壓力的數(shù)值應(yīng)等于額頂壓力的值。 表 不同的負(fù)荷條件下的工作壓力 由前面油缸的 最大力為 37478N。 參考表 ，選擇油缸的工作壓力為 8Mpa。 油缸各組成部分的設(shè)計(jì) 一、油缸缸筒的設(shè)計(jì)和計(jì)算 : 缸筒 是油缸的主體零件，它與端蓋、缸底、油口等零件構(gòu)成密封的容腔，用以容納壓力油，同時(shí)它是運(yùn)動(dòng)活塞的軌道。油缸缸筒設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)該有權(quán)確定每個(gè)部分的大小 ,確保輸出力足夠的 ,速度和有效沖程 ,強(qiáng)度 ,能承受壓力 ,和還必須有一定的 抗干擾的影響力量。此外 ,油缸內(nèi)表面應(yīng)適當(dāng)?shù)谋砻娲植诙?、幾何精度和配合精?,確保油缸運(yùn)動(dòng)穩(wěn)定性、密封和耐久性。 油缸內(nèi)徑 D的計(jì)算： 計(jì)算油缸內(nèi)徑和油缸桿外徑均與設(shè)備的類型有關(guān)。例如機(jī)床類，對于較大的機(jī)床（拉床、刨床和研磨機(jī)等）一定要滿足牽引力的要求，計(jì)算時(shí)以力為主；對于輕載高速的機(jī)床負(fù)荷 F/KN 5 5~10 10~20 20~30 30~40 40 油缸的工作壓力 p/MPa 0.8~1 1.5~3 3~4 4~5 5~15 ≥15 本科畢業(yè)論文 鋼帶開卷機(jī)設(shè) 計(jì) 20 一定要滿足速度，計(jì)算時(shí)以速度為主，而本次油缸的內(nèi)徑主要以力為主來計(jì)算的。 按照油缸的載荷力和系統(tǒng)工作壓力計(jì)算。 23 .5 7 1 0 FDP?? ? ? 式中 D油缸內(nèi)經(jīng)（ m） F油缸推 力（ KN） P選定的系統(tǒng)工作壓力（ MPa） 把油缸的推力 為 37478N； 選定的工作壓力 P=10MPa。代入上式可得 : 油缸 D= 參考活塞缸直徑 D 系列（ GB/T23491993） (mm) 4 5 6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360 400 按照上表可知，圓整成標(biāo)準(zhǔn)值后 ,取油缸內(nèi)徑的值 脹緊油缸 D=80mm 缸筒壁厚及缸筒外徑的計(jì)算： a. 缸筒厚壁?的計(jì)算 對低壓系統(tǒng)中/D?≥ 16 時(shí)，缸筒壁厚?一般按薄壁筒計(jì)算 ? ?2ypD? ?? （ m） ? ??= bn? 式中?缸筒壁厚， （ｍ）； 缸筒內(nèi)徑 （ｍ）； yp缸筒試驗(yàn)壓力，ＭＰａ，油缸的額定壓力nP?16Mpa 時(shí)的yp=nP，額定壓力nP16Mpa 時(shí)的yp=nP。 ? ??材料許用應(yīng)力 ,MPa b?為材料的抗拉強(qiáng)度， 為 放大倍數(shù) ,n=～ 5,這里取 =5。 選用 45 號(hào)鋼，并且調(diào)質(zhì) 241～２８５ＨＢ，查閱《工程力學(xué)》劉靜香著可知４５號(hào)鋼的抗拉強(qiáng)度b=530～５９８ＭＰａ，現(xiàn)取b?=560MPa，故： 本科畢業(yè)論文 鋼帶開卷機(jī)設(shè) 計(jì) 21 ? ??= bn?=560／５ =112MPa 由于油缸的工作壓力 P=8MPa16MPa, 故取yp=nP= 8=12MPa. 所以 ?=yp*D/(2? ??) 脹緊油缸 = 而缸筒外徑 D 外的計(jì)算公式： D外 =D+2? 把缸筒內(nèi)徑 D 及計(jì)算出的缸壁厚度 的數(shù)據(jù)帶入，可 得： 脹緊油缸 D 外 = 參考標(biāo)準(zhǔn)油缸的缸筒外徑系列，可知，本次設(shè)計(jì)選擇油缸的缸筒外徑 脹緊油缸 D 外 =90mm 由于 D=D+2?,可得缸筒厚壁?： 脹緊油缸 1=5mm 缸筒結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)： 缸筒兩端分別和缸蓋和缸底相連，構(gòu)成密封的壓力腔，因而它的結(jié)構(gòu)形式往往和缸蓋及缸底密切相關(guān)。因此，在設(shè)計(jì)缸筒結(jié)構(gòu)時(shí)，應(yīng)按照實(shí)際情況，選用結(jié)構(gòu)便于裝配、拆卸和維修的連接形式，缸筒內(nèi)外徑應(yīng)按照標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行圓整。 一、 油缸桿的設(shè)計(jì)與計(jì)算： 油缸桿是油缸專遞動(dòng)力的主要零部件，它要承受拉力、壓力、彎力和震動(dòng)沖擊等多種作 用，必須有足夠的強(qiáng)度和剛度。 油缸桿直徑的計(jì)算： d=(1/3～ 2/3)Ｄ 式中ｄ――油缸桿直徑，ｍｍ Ｄ――油缸缸筒內(nèi)徑，ｍｍ 把數(shù)據(jù) 脹緊 油缸 D=80mm 代入，可得油缸桿直徑 d的取值范圍： 脹緊 油缸 d=27～ 53mm 根據(jù)下表來圓整油缸桿直徑 油缸桿直徑ｄ系列（ＧＢ /T23481993） mm 4 5 6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 本科畢業(yè)論文 鋼帶開卷機(jī)設(shè) 計(jì) 22 70 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360 400 根據(jù)上表圓整后選取油缸桿直徑 脹緊 油缸 d=50mm 油缸桿強(qiáng)度校核： 45 號(hào)鋼的許用應(yīng)力? ??= bn?=560/=373Mpa ? ? 214Fdd???? 式中 d油缸桿直徑； F油缸負(fù)載； ? ??油缸桿材料許用應(yīng)力，? ??= bn?，b為材料的抗拉強(qiáng)度， 為安全系數(shù)，一般取n?； 1d空心活塞孔徑，對實(shí)心桿1d=0。 = 計(jì)算得： 夾緊 油缸 d= 而 d=50，故 d mm，油缸桿強(qiáng)度符合要求 . 故選擇油缸桿直徑滿足強(qiáng)度要求。 確定液壓執(zhí)行元件的主要參數(shù) 油缸計(jì)算： Fmax=△ Pη mA 式中 Fmax— 執(zhí)行元件最大輸出推力； △ P— 柱塞缸工作壓力； η m— 執(zhí)行元件機(jī)械的效率，通常取η m=； A— 油缸柱塞面積。 經(jīng)計(jì)算得： △ P = Fmax/（η mA） =34378/（ 178。xл） ≈ 取出口背壓為 Mpa， 則 Pmax =△ P=+= qin=VmaxA/η v 式中 Vmax— 執(zhí)行元件最高工作運(yùn)動(dòng)速度，這里取 ； η v— 液壓執(zhí)行元件容積效率；裝彈性體密封圈時(shí)，取η V≈ 1； 本科畢業(yè)論文 鋼帶開卷機(jī)設(shè) 計(jì) 23 A— 油缸活塞面積。 經(jīng)計(jì)算得： qin=VmaxA/η v= 178。xл /η v≈ 鋼帶開卷機(jī)液壓元器件的選擇 按照流量和壓力這兩個(gè)主要參數(shù)選擇所需的液壓元器件。 油泵的的選擇 由設(shè)計(jì)要求可得系統(tǒng)最高工作壓力 P=， 取出口背壓為 ， 則 Pmax = Mpa 考慮液壓執(zhí)行元件進(jìn)口 和出口回路上的各種沿程和局部壓力損失Σ △ Pi，油泵的的出口壓力 PP按下式計(jì)算，即 PP Pmax+Σ △ Pi 式中 Σ △ Pi— 簡單系統(tǒng)取 ~；復(fù)雜系統(tǒng)取 ~。 取Σ △ Pi= PP Pmax+Σ △ Pi= + = 由系統(tǒng)的最大流量 qmax，可確定油泵的的輸出流量 qP qPKqmax 式中 K— 考慮系統(tǒng)泄漏的修正系數(shù)，一般取 K=~，流量大時(shí)取小值，流量小時(shí)取大值。 取 K= qPKqmax==計(jì)算得油泵的的壓力 PP=，流量 qP=。 油泵的是液壓傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)力源，合理選擇使用油泵的，可以優(yōu)化系統(tǒng)參數(shù)，達(dá)到較佳的工作效益。油泵的包括齒輪泵、葉片泵、螺桿泵和柱塞泵，各種泵間的特性有很大差異。選擇油泵的的主要依據(jù)是其最大工作壓力和最大流量，同時(shí)還要考慮定量工變量、原動(dòng)機(jī)類型、轉(zhuǎn)速、容積效率、自吸特性、噪聲等因素。其中變量柱塞泵具有輸出壓力高、對各種介質(zhì)的適應(yīng)范圍廣、減少功率耗損，節(jié)省能量的優(yōu)點(diǎn)。按照計(jì)算所得的壓力和流量及設(shè)計(jì)要求，這里選用齒輪泵。 油泵的的驅(qū) 動(dòng)功率計(jì)算與電動(dòng)機(jī)的選擇 工作過程中，油泵的的壓力和流量比較恒定，油泵的驅(qū)動(dòng)的功率 Np可由下式確定： Np=PP qP/η p 式中 PP— 油泵的的最大壓力（ Pa）； qP— 油泵的的最大的流量（ m3/s Pa）； η P— 油泵的的總的效率；取η P=。 經(jīng)計(jì)算得： Np=PP qP/η p= 本科畢業(yè)論文 鋼帶開卷機(jī)設(shè) 計(jì) 24 按照計(jì)算所得的功率和油泵的的轉(zhuǎn)速及其使用環(huán)境，選擇 電動(dòng)機(jī)。