【導(dǎo)讀】正常潤(rùn)滑條件下利用脹縮缸的工作壓力來(lái)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(duì)油箱、液壓缸等進(jìn)行了詳細(xì)計(jì)算，并且對(duì)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(duì)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(duì)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(wèn)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(guò)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(guò)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(zhǎng)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)谋砻娲植诙取缀尉群团浜暇?,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(duì)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(duì)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(lái)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(duì)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(lái)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(duì)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(jiǎn)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(duì)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(guò)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)。