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XX大學(xué)XX學(xué)院
畢業(yè)設(shè)計(jì) (論文)
同步矩形傳送機(jī)械設(shè)計(jì)
作 者:
學(xué) 號(hào)：
學(xué)院(系):
專(zhuān) 業(yè):
題 目:
2014 年 月
畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)（論文）中文摘要
采用同步矩形運(yùn)動(dòng)傳送機(jī)械是提高產(chǎn)品質(zhì)量與勞動(dòng)生產(chǎn)率，實(shí)現(xiàn)生產(chǎn)過(guò)程自動(dòng)化，改善勞動(dòng)條件，減輕勞動(dòng)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(dòng)化技術(shù)裝備。同步矩形傳送可以代替人手的繁重勞動(dòng)，顯著減輕工人的勞動(dòng)強(qiáng)度，改善勞動(dòng)條件，提高勞動(dòng)生產(chǎn)率和生產(chǎn)自動(dòng)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(zhǎng)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(dòng)傳送機(jī)械，設(shè)計(jì)橫移機(jī)構(gòu)，使產(chǎn)品沿水平方向移動(dòng)1100mm，保證結(jié)構(gòu)的剛度足夠，結(jié)構(gòu)合理、可靠。設(shè)計(jì)升降機(jī)構(gòu)，使產(chǎn)品垂直升降150mm。計(jì)同步機(jī)構(gòu)，使30組橫移梁同步運(yùn)動(dòng)，誤差在可控范圍。
結(jié)合設(shè)計(jì)的各方面的知識(shí)，在設(shè)計(jì)過(guò)程中學(xué)會(huì)怎樣發(fā)現(xiàn)問(wèn)題。解決問(wèn)題.研究問(wèn)題。并且在設(shè)計(jì)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(jiǎn)單。
關(guān)鍵詞： 同步矩形；結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)；步進(jìn)電機(jī)；回轉(zhuǎn)
畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)（論文）外文摘要
Abstract
The synchronous rectangular transmitting motion machinery is to improve product quality and productivity, the realization of the production process automation, improve working conditions, reduce labor intensity is an effective means of. According to the predetermined requirements of automation technology and equipment or hold the tools to operate. The heavy labor synchronous rectangular transmission can substitute for manpower, greatly reduce the labor intensity of workers, improve working conditions, improve labor productivity and automation level of production. Industrial production in the often cumbersome workpiece handling and frequent, the long, monotonous operation, using synchronous rectangular transfer is effective; in addition, it can operate in high temperature, low temperature, water, the universe, radioactive and other toxic, environmental pollution condition, but also show its superiority, there are broad prospects for the development.
The main content of this paper is using synchronous rectangular transmitting motion machine, design of shogging mechanism, make the product moves 1100mm along the horizontal direction, ensure that the stiffness of the structure is adequate, reasonable structure, reliable. Design of lifting mechanism, make the product vertical lifting 150mm. Meter synchronization mechanism, so that the 30 groups of transverse beam motion synchronization, error in the controllable range.
Combined with the design of all aspects of knowledge, in the design process, learn how to find problems. To solve the problem. The problem. And into his thoughts and ideas in the design, improve their innovation ability. Try to make synchronous rectangular transmission is easy to use, simple in structure.
Keywords ：synchronous rectangle; structure design; stepping motor; rotary
目 錄
1 緒 論 1
2 同步矩形傳送機(jī)構(gòu)總體方案設(shè)計(jì) 2
2.1規(guī)格參數(shù) 2
2.2有效負(fù)載 2
2.3運(yùn)動(dòng)特性 2
2.4 工作范圍（工作半徑） 2
2.5 同步矩形傳送材料的選擇 2
2.6同步矩形傳送的驅(qū)動(dòng)元件 3
2.7 水平方向移動(dòng)計(jì)算 4
2.7.1 電機(jī)計(jì)算 4
2.7.2齒輪齒條的設(shè)計(jì)計(jì)算 7
2.7.3齒條齒部彎曲強(qiáng)度的計(jì)算 11
2.8 小齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 11
2.8.1齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 11
2.8.2齒輪齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 14
2.9 升降方向結(jié)構(gòu)計(jì)算 16
3 液壓部分的設(shè)計(jì)計(jì)算 18
3.1油缸主要參數(shù)的確定 18
3.1.1液壓缸內(nèi)徑的計(jì)算 18
3.1.2活塞桿直徑的設(shè)計(jì) 18
3.1.3液壓缸缸體厚度計(jì)算 18
3.1.4.液壓缸長(zhǎng)度的確定 19
3.1.5活塞桿直徑的設(shè)計(jì) 19
3.2油缸主要部位的計(jì)算校核 21
3.2.1缸筒壁厚的計(jì)算 21
3.2.2 活塞桿強(qiáng)度和液壓缸穩(wěn)定性計(jì)算 21
3.2.3缸筒壁厚的驗(yàn)算 23
3.2.4 缸筒的加工要求 25
3.2.5法蘭設(shè)計(jì) 25
3.2.6 (缸筒端部）法蘭連接螺栓的強(qiáng)度計(jì)算 26
3.3 活塞的設(shè)計(jì) 28
3.4 導(dǎo)向套的設(shè)計(jì)與計(jì)算 28
3.5 端蓋和缸底的設(shè)計(jì)與計(jì)算 30
3.6 液壓泵的參數(shù)計(jì)算 31
3.7 電動(dòng)機(jī)的選擇 31
3.8 液壓元件的選擇 32
3.8.1 液壓元件的選擇 32
3.8.2 油管的選擇 34
3.9 驗(yàn)算液壓系統(tǒng)性能 35
3.9.1 壓力損失的驗(yàn)算及泵壓力的調(diào)整 35
3.9.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗(yàn)算 37
3.10 油箱設(shè)計(jì) 38
3.10.1油箱有效容積的確定 38
3.10.2 油箱容積的驗(yàn)算 38
3.11輔助元件 40
4 橫梁等其他結(jié)構(gòu)件的設(shè)計(jì) 41
總 結(jié) 52
致 謝 53
參考文獻(xiàn) 54
1 緒 論
隨著人類(lèi)科技的進(jìn)步，社會(huì)經(jīng)濟(jì)的發(fā)展，同步矩形傳送機(jī)械設(shè)計(jì)成為近幾十年來(lái)迅速發(fā)展的一門(mén)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(lèi)社會(huì)中，凡是有機(jī)械活動(dòng)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(lè)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(lái)，以驚人的速度延伸到人類(lèi)活動(dòng)的各個(gè)領(lǐng)域。
本文研究主要內(nèi)容
通過(guò)利用網(wǎng)絡(luò)工具、圖書(shū)館的書(shū)籍和各類(lèi)期刊、雜志查閱了解同步矩形傳送的相關(guān)知識(shí)，確定本設(shè)計(jì)符合要求，滿(mǎn)足需要。具體設(shè)計(jì)方法如下：
1、查閱資料、結(jié)合所學(xué)專(zhuān)業(yè)課程，產(chǎn)生同步矩形傳送結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的基本思路；
2、查閱各類(lèi)機(jī)械機(jī)構(gòu)手冊(cè)，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(lái)選擇合適的手部、腕部、臂部等部位；
4、重點(diǎn)對(duì)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)及控制機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)研究；
5、通過(guò)研究國(guó)內(nèi)外情況，確定本設(shè)計(jì)課題的重點(diǎn)設(shè)計(jì)；
6、完成2D裝配圖的設(shè)計(jì)和繪制，并由此繪制零件圖；
7、編寫(xiě)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)；
8、檢查并完善本設(shè)計(jì)課題。
本設(shè)計(jì)采用的方法是理論設(shè)計(jì)與經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)相結(jié)合的方案，所運(yùn)用的資料來(lái)源廣泛，內(nèi)容充足。
55
2 同步矩形傳送機(jī)構(gòu)總體方案設(shè)計(jì)
本文的重要任務(wù)是完成同步矩形傳送的設(shè)計(jì)，本章內(nèi)容是圍繞同步矩形傳送機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)任務(wù)來(lái)展開(kāi)，介紹同步矩形傳送執(zhí)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)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(zhǎng)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(shí)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(dòng)的速度和加速度的大小及方向有關(guān)。為了安全起見(jiàn)，有效負(fù)載是指高速運(yùn)行時(shí)的有效負(fù)載。產(chǎn)品最大質(zhì)量1200kg。
2.3運(yùn)動(dòng)特性
速度和加速度是表明同步矩形傳送運(yùn)動(dòng)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(dòng)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(dòng)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(guò)程的平穩(wěn)性是非常重要的。對(duì)于本文中的同步矩形傳送，在沒(méi)有負(fù)載時(shí)可以適當(dāng)?shù)丶涌炱溥\(yùn)動(dòng)速度;而在其有負(fù)載時(shí)，末端執(zhí)行器(手爪)通常要和物體直接接觸，為了安全起見(jiàn)，務(wù)必要盡量減少手臂的運(yùn)動(dòng)速度?？偟膩?lái)說(shuō)，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(mǎn)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(guò)程中的操作范圍和運(yùn)動(dòng)的軌跡來(lái)確定的,用工作空間來(lái)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(shí)際工作情況來(lái)進(jìn)行選擇，在滿(mǎn)足同步矩形傳送的設(shè)計(jì)和運(yùn)動(dòng)要求前提下。從設(shè)計(jì)的理論出發(fā)，同步矩形傳送手臂要進(jìn)行各種運(yùn)動(dòng)。因此，對(duì)材料的一個(gè)要求是作為運(yùn)動(dòng)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(dòng)過(guò)程中往往會(huì)產(chǎn)生沖擊和振動(dòng)，這必然大大降低它的運(yùn)動(dòng)精度。所以在選擇材料時(shí)，需要對(duì)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(dòng)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(shí)，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。
總之，選擇同步矩形傳送手臂的材料時(shí)，要綜合考慮強(qiáng)度、剛度、重量、彈性、抗震性、外觀及價(jià)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(lèi)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(diǎn)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(guó)外已經(jīng)設(shè)計(jì)出純陶瓷的同步矩形傳送臂了。
從本文設(shè)計(jì)的同步矩形傳送的角度來(lái)看，在選用材料時(shí)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(dòng)元件
在同步矩形傳送驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)中，電氣驅(qū)動(dòng)是利用各種電動(dòng)機(jī)產(chǎn)生的力或力矩，直接或經(jīng)過(guò)減速機(jī)構(gòu)去驅(qū)動(dòng)同步矩形傳送的關(guān)節(jié)，來(lái)獲得動(dòng)力。電氣驅(qū)動(dòng)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(dòng)機(jī)以及最近幾年出現(xiàn)的超聲波電機(jī)和HD電動(dòng)機(jī)【10】等幾種。
步進(jìn)電機(jī)是一種用電脈沖信號(hào)進(jìn)行控制，每輸入一個(gè)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(guò)脈沖頻率同步，能夠按照脈沖要求進(jìn)行起動(dòng)、停止、反轉(zhuǎn)和制動(dòng)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(dòng)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(dòng)力用直流電機(jī)相同。特點(diǎn)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(dòng)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(jiǎn)單、工作可靠、功率大、過(guò)載能力強(qiáng)、無(wú)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(dòng)機(jī)械負(fù)載。由于齒輪傳動(dòng)存在間隙，系統(tǒng)精度不易提高，若對(duì)功率效率比要求不十分嚴(yán)格，而對(duì)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(cè)速發(fā)電機(jī)，實(shí)現(xiàn)直接驅(qū)動(dòng)。環(huán)形超聲波電動(dòng)機(jī)具有低速大轉(zhuǎn)矩的特點(diǎn)，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(dòng)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(dòng)機(jī)是一種小型大轉(zhuǎn)矩(大推力)的電動(dòng)機(jī)，電動(dòng)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(guò)上述對(duì)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(dòng)和制動(dòng)，所以選擇應(yīng)用較為廣泛的步進(jìn)電機(jī)作為驅(qū)動(dòng)電機(jī)。
2.7 水平方向移動(dòng)計(jì)算
2.7.1 電機(jī)計(jì)算
（1）選擇步進(jìn)電機(jī)
齒輪齒條工作時(shí)，需要克服摩擦阻力矩、工件負(fù)載阻力矩和啟動(dòng)時(shí)的慣性力矩。
根據(jù)轉(zhuǎn)矩的計(jì)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(dòng)時(shí)慣性阻力矩（N·m）；
—工件負(fù)載對(duì)回轉(zhuǎn)軸線的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量（kg·m2）；
—對(duì)回轉(zhuǎn)軸線的轉(zhuǎn)動(dòng)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(dòng)時(shí)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：=1200 kg，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(jì)算得：
kg
r/s
kg·m2
kg·m2
N·m
N·m
N·m
因?yàn)閭鲃?dòng)是通過(guò)齒輪齒條實(shí)現(xiàn)的，所以查取手冊(cè)[15]得：
彈性聯(lián)軸器傳動(dòng)效率；
滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率（一對(duì)）；
齒輪齒條傳動(dòng)效率；
計(jì)算得傳動(dòng)的裝置的總效率。
電機(jī)在工作中實(shí)際要求轉(zhuǎn)矩 N·m （3.9）
根據(jù)計(jì)算得出的所需力矩，結(jié)合北京和利時(shí)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(hào)的步進(jìn)電機(jī)。
圖3.3 90BYG步進(jìn)電機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)
圖3.4 90BYG5200B-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(jì)計(jì)算
1. 選定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)
a. 選直齒圓柱齒輪;
b. 貨叉為一般工作機(jī)械，速度不高，故選用7級(jí)精度（GB/0095-88）;
c. 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；
d. 初選齒輪齒數(shù)為Z=20。
2. 按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算
設(shè)計(jì)公式為dt≧2.32 (4-3-1)
a. 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(jì)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(jì)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。
b. 按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算
(1) 計(jì)算齒輪的分度圓直徑dt≧2.32 (4-3-3)
=2.32
=36.5mm
（2）.計(jì)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(jì)算齒寬與齒高之比
模數(shù) mt==36.5/20=1.825mm (4-3-6)
齒高 h=2.25mt=2.25*1.825=4.11mm (4-3-7)
=16.425/4.11=3.996
（5）.計(jì)算載荷系數(shù)
根據(jù)v=0.05m/s,7級(jí)精度，由圖可查得動(dòng)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(jí)精度，齒輪懸臂布置時(shí)，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(shí)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(jì)算模數(shù)m m=d/z=39.222/20=1.96mm (4-3-10)
3.按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算
彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 m≧ (4-3-11)
a. 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(jì)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(jì)算載荷系數(shù)K
K=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(jì)算
==0.01464 (4-3-15)
b. 設(shè)計(jì)計(jì)算
m≧ (4-3-16)
=
=1.51mm
對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)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(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿(mǎn)足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿(mǎn)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(jì)算
a.計(jì)算分度圓直徑
d=mz=2*20=40mm (4-3-17)
b．計(jì)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(jì)算齒頂圓直徑
da=d+2ha*m=40+2*2=44mm (4-3-19)
d.計(jì)算齒根圓直徑
df=d-2(ha+c)m=40-2*1.25*2=35mm (4-3-20)
e.計(jì)算齒輪齒條的節(jié)距
P=m=2 (4-3-21)
f.計(jì)算齒頂高
ha=m=1*2=2 (4-3-22)
g.計(jì)算齒根高
hf=(+)m=(1+0.25)*2=2.5 (4-3-22)
2.7.3齒條齒部彎曲強(qiáng)度的計(jì)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(xiǎn)截面處沿齒長(zhǎng)方向齒寬
——齒條計(jì)算齒高
S ——危險(xiǎn)截面齒厚
從上面條件可以計(jì)算出齒條牙齒彎曲應(yīng)力：
=451.16N/mm
上式計(jì)算中只按嚙合的情況計(jì)算的，即所有外力都作用在一個(gè)齒上了，實(shí)際上齒輪齒條的總重合系數(shù)是2.63（理論計(jì)算值），在嚙合過(guò)程中至少有2個(gè)齒同時(shí)參加嚙合，因此每個(gè)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(méi)有考慮熱處理對(duì)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(jì)滿(mǎn)足彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。又滿(mǎn)足了齒面接觸強(qiáng)度，符合本次設(shè)計(jì)的具體要求。
2.8 小齒輪的強(qiáng)度計(jì)算
2.8.1齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算
計(jì)算斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的接觸應(yīng)力時(shí)，推導(dǎo)計(jì)算公式的出發(fā)點(diǎn)和直齒圓柱齒輪相似，但要考慮其以下特點(diǎn)：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(dòng)平穩(wěn)。
齒輪的計(jì)算載荷
為了便于分析計(jì)算，通常取沿齒面接觸線單位長(zhǎng)度上所受的載荷進(jìn)行計(jì)算。沿齒面接觸線單位長(zhǎng)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(zhǎng)，單位mm
法向載荷Fn 為公稱(chēng)載荷，在實(shí)際傳動(dòng)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(huì)使法面載荷增大。此外，在同時(shí)嚙合的齒對(duì)間，載荷的分配不是均勻的，即使在一對(duì)齒上， 載荷也不可能沿接觸線均勻分布。因此在計(jì)算載荷的強(qiáng)度時(shí)，應(yīng)按接觸線單位長(zhǎng)度上的最大載荷，即計(jì)算Pca （單位N/mmm）進(jìn)行計(jì)算。即
Pca = KP =K
K——載荷系數(shù)
載荷系數(shù)K包括 ：使用系數(shù)，動(dòng)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(shí)外部領(lǐng)接裝置引起的附加動(dòng)載荷影響的系數(shù)。
= 1.0
動(dòng)載系數(shù)
齒輪傳動(dòng)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(dòng)載系數(shù)。
= 1.0
齒間載荷系數(shù)
齒輪的制造精度7級(jí)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(dòng)的端面重合度
= bsin = 0.318φd*ztan = 1.65
在斜齒輪傳動(dòng)中齒輪的單位長(zhǎng)度受力和接觸長(zhǎng)度如下：
P ca = KP =K
因?yàn)?
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(dòng)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189.8 MPa
求得 Z = 5.7
－節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)
Z = 2.24
齒輪與齒條的傳動(dòng)比 u , u趨近于無(wú)窮
則
所以 = 51.6 MPa
小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限
= 1000 MPa
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
N = 2*10
所以 = 1.1
計(jì)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(mǎn)足齒輪設(shè)計(jì)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(jì)算
齒輪受載時(shí)，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(shí)，處于雙對(duì)齒嚙合區(qū)，此時(shí)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(diǎn)位于單對(duì)齒嚙合最高點(diǎn)時(shí)。因此，齒根彎曲強(qiáng)度也應(yīng)按載荷作用于單對(duì)齒嚙合區(qū)最高點(diǎn)來(lái)計(jì)算。
斜齒輪嚙合過(guò)程中，接觸線和危險(xiǎn)截面位置在不斷的變化，要精確計(jì)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(lái)計(jì)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(jì)算公式，考慮螺旋角使接觸線傾斜對(duì)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(jì)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(jì)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 = 1000 MPa
所以 σ <
因此，本次設(shè)計(jì)及滿(mǎn)足了小齒輪的齒面接觸疲勞強(qiáng)度又滿(mǎn)足了小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度，符合設(shè)計(jì)要求。
2.9 升降方向結(jié)構(gòu)計(jì)算
基于同步矩形運(yùn)動(dòng)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(jué)料機(jī)構(gòu)組件 、橫移同步及其相關(guān)組件安裝在活 動(dòng)機(jī)架 3 上，3 組轉(zhuǎn)動(dòng)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(dòng)的工作過(guò)程如下：（ 1）當(dāng)型材產(chǎn)品從油壓機(jī) 擠壓出來(lái)，由軌道輸送并經(jīng)隨動(dòng)熱鋸機(jī)按尺鋸斷后，橫移液壓缸 5 活塞桿同步向后動(dòng)作，帶動(dòng)與其活塞頭聯(lián)接在一起的一級(jí)齒條 4 向后運(yùn)動(dòng)，使小齒輪 6 及其同軸的增程大齒輪 8順時(shí)針同步轉(zhuǎn)動(dòng) ， 推動(dòng)安裝在橫移梁 9 下部的二級(jí)齒條 7 帶動(dòng)橫移梁向前運(yùn)動(dòng) ，使 橫移梁伸入鋸切輸送軌道（圖 中未畫(huà)出）中產(chǎn)品下部的規(guī)定位置并 停止運(yùn)動(dòng)。這里橫移液壓缸共6 組 ，30 根間距為 1200mm 的橫移 梁通過(guò)傳動(dòng)軸 1及聯(lián)軸器 2 聯(lián)接在一起，從而實(shí)現(xiàn)由 6 組橫移液 壓缸傳動(dòng)的橫移梁作機(jī)械與液壓同步控制的同步運(yùn)動(dòng)。（2）拐臂升 降機(jī)構(gòu)的升降液壓缸活塞桿向右運(yùn)動(dòng)，使轉(zhuǎn)到拐臂 12 繞固定軸 13順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng) ，從而推動(dòng)活動(dòng)架及其固定在其上的橫移梁組件一 起向上運(yùn)動(dòng)，抬起型材產(chǎn)品 10 上升。在將轉(zhuǎn)到拐臂的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)變
成活動(dòng)機(jī)架的垂直直線運(yùn)動(dòng)，是通過(guò)固定機(jī)架四個(gè)角上的導(dǎo)向軸
15來(lái)實(shí)現(xiàn)的。這里升降液壓缸共 3 組，由PLC 控制來(lái)做 3 缸液壓 同步運(yùn)動(dòng)。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(dòng)作（活塞桿向前運(yùn)動(dòng)），推 動(dòng)其啃合齒條向前運(yùn)動(dòng)，使小齒輪做逆時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng) ，帶動(dòng)大齒輪同步 轉(zhuǎn)動(dòng)，推動(dòng)橫移梁底部的被動(dòng)啃合齒條做向后直線運(yùn)動(dòng)，從而實(shí)現(xiàn) 橫移梁橫移產(chǎn)品到拉矯機(jī)過(guò)橋段的第一段過(guò)橋皮帶上方規(guī) 定位 置。（4 ）升降液壓缸作回程動(dòng)作（活塞桿向右運(yùn)動(dòng)），使轉(zhuǎn)到拐臂繞 固定軸逆時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng) ，從而實(shí)現(xiàn)活動(dòng)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(guò)橋皮帶上的規(guī)定位 置，完成一個(gè)同步的矩形運(yùn)動(dòng) ，實(shí)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(gè)同步矩形的工作流程。
1連接軸 2聯(lián)軸器 3活動(dòng)機(jī)架 4.一級(jí)齒條 5橫移液壓缸 6.小齒輪
7.二級(jí)齒條 8.大齒輪 9橫移梁 10型材產(chǎn)品 11.固定機(jī)架 12.轉(zhuǎn)動(dòng)拐臂
13.固定軸 14.升降液壓缸 15.導(dǎo)向軸
2.3 轉(zhuǎn)動(dòng)拐臂設(shè)計(jì)
轉(zhuǎn)動(dòng)拐臂受力簡(jiǎn)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(dòng)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(zhǎng)；Fz 一升降 感器組
油缸對(duì)拐臂的拉力。在式（ 1）中 ，H 和 F，可視為常數(shù) ，要使 乓相對(duì)較小且波動(dòng)幅度較小，其與 Lz 和 α 取值有關(guān)。通過(guò)模糊優(yōu)化和運(yùn)動(dòng)仿真分析 ， 在設(shè)計(jì)時(shí)取 α＝19。15’ ，L2 =241mm 。
3 液壓部分的設(shè)計(jì)計(jì)算
基本技術(shù)數(shù)據(jù)，是根據(jù)用途及結(jié)構(gòu)類(lèi)型來(lái)確定的，它反映了工作能力及特點(diǎn)，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(shí)能夠滿(mǎn)足靠重力回落和撤收的要求。并且工作過(guò)程為快進(jìn)→工進(jìn)→快退三個(gè)過(guò)程的工作循環(huán)。液壓缸的機(jī)械效率
工進(jìn)時(shí)候的負(fù)載是最大的，
3.1.1液壓缸內(nèi)徑的計(jì)算
D=×10-3=108mm
表3.1 液壓缸內(nèi)徑系列 mm
8
10
12
16
20
25
32
40
50
63
80
100
125
160
200
250
320
400
500
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200 mm
3.1.2活塞桿直徑的設(shè)計(jì)
查《液壓傳動(dòng)與控制手冊(cè)》根據(jù)桿徑比d/D，一般的選取原則是：當(dāng)活塞桿受拉時(shí)，一般選取d/D=0.3-0.5，當(dāng)活塞桿受壓時(shí)，一般選取d/D=0.5-0.7。本設(shè)計(jì)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
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
故取d=90mm。
3.1.3液壓缸缸體厚度計(jì)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(shí)，必須進(jìn)行強(qiáng)度校核。缸體的常用材料為20、25、35、45號(hào)鋼的無(wú)縫鋼管。在這幾種材料中45號(hào)鋼的性能最為優(yōu)良，所以這里選用45號(hào)鋼作為缸體的材料。
式中，——實(shí)驗(yàn)壓力，MPa。當(dāng)液壓缸額定壓力Pn5.1MPa時(shí)，Py=1.5Pn，當(dāng)Pn16MPa時(shí)，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(chēng)公稱(chēng)壓力即系統(tǒng)壓力，Pn=5.1MPa
2.最高允許壓力Pmax
Pmax1.5Pn=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(dòng)與控制手冊(cè)》P243表2—10，取n=5。
則許用應(yīng)力[]==120MPa
=2.66mm
,滿(mǎn)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(zhǎng)度的確定
液壓缸長(zhǎng)度L根據(jù)工作部件的行程長(zhǎng)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(jì)
查《液壓傳動(dòng)與控制手冊(cè)》根據(jù)桿徑比d/D，一般的選取原則是：當(dāng)活塞桿受拉時(shí)，一般選取d/D=0.3-0.5，當(dāng)活塞桿受壓時(shí)，一般選取d/D=0.5-0.7。本設(shè)計(jì)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
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
故取d=90mm。
2.活塞桿強(qiáng)度計(jì)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(jì)
活塞桿的外端頭部與負(fù)載的拖動(dòng)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(shí)，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(jì)和維護(hù)，本方案選擇O型密封圈。
液壓缸工作行程長(zhǎng)度可以根據(jù)執(zhí)行機(jī)構(gòu)實(shí)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（GB 2349-80）[6]
25
50
80
100
125
160
200
250
320
400
500
630
800
1000
1250
1600
2000
2500
3200
4000
表4-4（b） 液壓缸行程系列（GB 2349-80）[6]
40
63
90
110
140
180
220
280
360
450
550
700
900
1100
1400
1800
2200
2800
3600
表4-4（c） 液壓缸形成系列（GB 2349-80）[6]
240
260
300
340
380
420
480
530
600
650
750
850
950
1050
1200
1300
1500
1700
1900
2100
2400
2600
3000
3400
3800
3.2油缸主要部位的計(jì)算校核
3.2.1缸筒壁厚的計(jì)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(mǎn)足強(qiáng)度要求，一般不需要計(jì)算。但是，當(dāng)液壓缸的工作壓力較高和缸筒內(nèi)徑較大時(shí)，必須進(jìn)行強(qiáng)度校核。
當(dāng)時(shí)，稱(chēng)為薄壁缸筒，按材料力學(xué)薄壁圓筒公式計(jì)算，計(jì)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(shí)，一般取。
當(dāng)時(shí),按式（3-3）計(jì)算
(該設(shè)計(jì)采用無(wú)縫鋼管) 式（3-3）
根據(jù)缸徑查手冊(cè)預(yù)取=30
此時(shí)
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(wú)縫鋼管），取[]=100，其壁厚按公式（3-3）計(jì)算為
滿(mǎn)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(jì)算
A.活塞桿強(qiáng)度計(jì)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(mǎn)足要求
B.液壓缸穩(wěn)定性計(jì)算
活塞桿受軸向壓縮負(fù)載時(shí)，它所承受的力不能超過(guò)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(zhǎng)度以及液壓缸的安裝方式等因素有關(guān)。若活塞桿的長(zhǎng)徑比且桿件承受壓負(fù)載時(shí)，則必須進(jìn)行液壓缸穩(wěn)定性校核。活塞桿穩(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(zhǎng)比時(shí)
b.當(dāng)活塞桿的細(xì)長(zhǎng)比時(shí)
式中，為安裝長(zhǎng)度，其值與安裝方式有關(guān)，見(jiàn)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(jiàn)表3-2； 為由液壓缸支撐方式?jīng)Q定的末端系數(shù)，其值見(jiàn)表1；為活塞桿材料的彈性模量，對(duì)鋼??；為活塞桿橫截面慣性矩；為活塞桿橫截面積；為由材料強(qiáng)度決定的實(shí)驗(yàn)值，為系數(shù)，具體數(shù)值見(jiàn)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(shuō)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
5.6
1/1600
80
鍛鐵
2.5
1/9000
110
鋼
4.9
1/5000
85
c.當(dāng)時(shí),缸已經(jīng)足夠穩(wěn)定，不需要進(jìn)行校核。
此設(shè)計(jì)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(yàn)算
下面從以下三個(gè)方面進(jìn)行缸筒壁厚的驗(yàn)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(mǎn)足條件；
B為了避免缸筒在工作時(shí)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(mǎn)足條件；
C耐壓試驗(yàn)壓力，是液壓缸在檢查質(zhì)量時(shí)需承受的試驗(yàn)壓力。在規(guī)定的時(shí)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?，F(xiàn)象。
各國(guó)規(guī)范多數(shù)規(guī)定:
當(dāng)額定壓力時(shí)
（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(yàn)壓力：
(MPa） 式（3-7）
因?yàn)椴楸硪阎?596MPa，根據(jù)式（3-7）得到：
至于耐壓試驗(yàn)壓力應(yīng)為：
因?yàn)楸褖毫h(yuǎn)大于耐壓試驗(yàn)壓力，所以完全滿(mǎn)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(yàn)壓力（）；
—缸筒發(fā)生爆破時(shí)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：=0.3
3.2.4 缸筒的加工要求
缸筒內(nèi)徑采用H7級(jí)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(jì)
液壓缸的端蓋形式有很多，較為常見(jiàn)的是法蘭式端蓋。本次設(shè)計(jì)選擇法蘭式端蓋
（缸筒端部）法蘭厚度根據(jù)下式進(jìn)行計(jì)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(diǎn)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=14mm
3.2.6 (缸筒端部）法蘭連接螺栓的強(qiáng)度計(jì)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(jì)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(shí)，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(gè)數(shù)。
最大推力為：
使用4個(gè)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(jí)為12.9級(jí)；
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=5