输送带托辊压紧装配机构设计

输送带托辊压紧装配机构设计摘要：输送带托辊压紧装配机构是在托辊生产环节过程中用来压装托辊两端端盖的一种机床。本课题研究的目的就是为提高托辊的组装效率和减轻工人的劳动强度。首先，对托辊压紧装配机构的压装头进行总体方案的设计，主要分为两方面的设计：压装头的结构设计和动力系统的设计。结构设计采用前人的设计方法，各部分结构在强度、稳定性方面均达到要求。动力系统的设计方面，由于液压系统动作易实现，且动作准确，因此本设计采用液压传动系统来实现压装头的动作要求，在其设计中主要对液压系统、液压缸和液压站进行了设计。通过对液压系统的优化设计可以提高托辊压装机的压装精度，从而提高了托辊的质量。由此可得，随着机械工业的发展，现代机床开始装备大量原件，包括电器元件，液压元件和气动元件，其中元件的选择和质量是决定主机工作质量的重要因素。关键词：液压传动；准确；可靠；合理IDesignofassemblymechanismforrollerpressingrollerinconveyerbeltAbstrct:Carrierrollerpressisanimportanttoolintheprocessofrollerproductionprocessusedtopressthebearingandsealring.Thepurposeofthisresearchistoimprovethepressureaccuracyofthebearingandsealingdeviceintherollerbearing.Firstly,theoveralldesignofthepressfitheadoftherollerpressingassemblymechanismismainlydividedintotwoaspects:thestructuraldesignofthepressureheadandthedesignofthepowersystem.Thestructuredesignusesthetraditionaldesignmethod,eachpartofthestructureintheintensity,thestabilityandsoontheaspectallachievestherequest.Withregardtothedesignofapowersystem,duetothehydraulicsystem,actioniseasytoachieve,andaccurateaction,sothedesignbyhydraulicdrivesystemtorealizethepressingheadmovementsrequired,initsdesignmainlyonthehydraulicsystem,thehydrauliccylinderandthehydraulicstationdesign.Byoptimizingthedesignofthehydraulicsystemcanimprovetheloadingprecisionofcarrierrollerpresspressure,soastoimprovethequalityofroller.Therefore,withthedevelopmentofmachineryindustry,modernmachinetoolsbegantoequippedwithalargenumberoforiginals,includingelectricalcomponents,hydrauliccomponentsandpneumaticcomponents,includingcomponentselectionandqualityisanimportantfactorinthedecisiontohostthequalityofwork.Keywords:Hydraulictransmission；accurate；reliableandreasonableII目录1绪论.12托辊压紧装配机构总体方案设计.23托辊压紧装配机构液压系统的设计.33.1液压系统原理图的设计.33.2组成液压元、辅件设计.73.3计算液压系统技术性能.94托辊压紧装配机构的结构设计.144.1固定压装头.144.2缓冲压装头.215托辊压紧装配机构液压缸的设计.235.1液压缸主要尺寸的确定.235.2液压缸的结构设计.255.2.1缸筒.265.2.2活塞与活塞杆.275.2.3缸盖.296托辊压紧装配机构集成油路的设计.326.1液压集成回路设计.326.2液压集成块的设计.327液压站的设计.337.1液压油箱的设计.337.2液压站的结构设计.348结论.35参考文献.36谢辞.3701绪论近年来，随着我国经济的高速发展，能源和资源的供需的矛盾非常突出，作为能源和资源工业最重要输送设备中的带式输送机的应用非常广泛。带式输送机的发展是长距离、高速度、大运量、大功率。托辊是带式运输机的主要部件，使用数量多，形式多样，价格昂贵。托辊加工合理，直接影响带式输送机初期投资，也将影响带式输送机的使用、维修，更会影响带式输送机使用寿命。因此托辊的加工质量非常重要。本课题研究的目的为：减轻工人工作量和加工效率。托辊的组装在托辊压装机上进行，托辊管体焊接后，其组装基准已经确定，所以管体与轴承座的焊接质量，在很大程度上决定了托辊的组装质量，但在组装工艺中，一是调定好压装机行程，并做到组装附件如密封圈正确压装；二是压装后，要做好托辊轴向间隙的调整，确保合理的旋转阻力，使托辊转动灵活、平稳。托辊压紧装配机构的设计。其中设计环节要求轴承和密封装置能够准确的压装到位。通过参阅大量文献，以往的托辊压装机，均选用液压系统作为驱动装置，这与机械系统作为驱动系统相比较，可以使整台机床更加轻便，成本降低，且动作实现平稳。关于压装机的结构设计采用压装头与活塞杆的组装方式，这样有利于压装动作的实现。由上述分析，以往所设计的托辊压紧装配机构基本合理，只是一些液压驱动系统存在着压装同步误差问题，需要进一步解决。而压装头的结构设计采用以往设计方案，只是一些重要零件和重要结构尺寸，需要重新设计和计算。此设计实现了托辊两端端盖的准确压装，提高托辊的加工质量。12托辊压紧装配机构总体方案设计经过调查和实习可得，托辊压紧装配机构的压装头的运动过程是依靠液压系统来实现的。压装头装在活塞杆中，由液压油推动活塞杆，再由活塞杆带动压装头运动，完成压装过程。对于托辊压紧装配机构的压装头的设计主要分两部分：压装头的结构设计和压装头的动力系统设计。压装头的结构主要由两部分组成：压装头的结构和液压缸的结构。压装头是装在活塞杆里面，设计出压装头的结构，这样活塞杆的直径才能确定出来，将液压缸设计出来。因此，在结构设计中应首先进行压装头的结构设计，在进行液压缸的结构设计。动力系统的设计，依照传统液压系统设计流程，首先设计液压系统，再设计液压缸，最后是设计集成油路和液压站。结构设计和动力系统的设计是分不开的，动力系统的工作行程，决定压装头的结构，因此本设计的具体设计路线为：液压系统的设计压装头的结构设计液压缸的结构设计集成油路的设计液压站的设计。23托辊压紧装配机构液压系统的设计3.1液压系统原理图的设计(1)技术要求托辊压紧装配机构的压装头是卧式布置，压装头的压装力采用液压传动，压装力为60KN。要求通过电液控制的工作循环为：快进，压装，快退，停止。托辊压装头压装行程的计算：如下图1所示：要求托辊为直径100200，取托辊的直径为150。由机械设计手册知钢管壁厚为5，所以钢管的内径为10052140。由机械设计课程设计表11-1，选择轴承代号为6306的深沟球轴承符求。6306的参数为：30D72B19d37D65由机械设计标准应用手册17.2-21得内密封环的基本宽度为b=7；由机械设计3课程设计表10-18查得弹簧挡圈的厚度s=1.2;由以上数据的托辊的压装行程L=68mm。压装头的运动参数和动力参数表如表1所列。表1压装头的运动参数和动力参数工况行程速度/（）时间运动部件动力G/N压装负载F/N启动、制动时间/快进100.01100.2压装730.001740600000.23快退830.016.825000.2(2)工况分析压装头液压缸外负载计算结果见表2。表2压装头液压缸外负载计算结果工况计算公式外负载/N启动1.25等速0快进制动1.25初压0.2125压装等速60000反向启动1.25等速0快退制动1.25由表1和表2即可绘制出如图1所示液压缸的L-图、-图、F-图。(3)确定主要参数，绘制工况图根据上述条件计算出液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率（见表3），并绘4制出其工作情况图（见图3）。（4）拟定液压系统原理图选择液压回路首先选择调速回路：由工况图可以看出，液压系统的功率并不大，而负载在工作过程中变化较大，且压装过程要求平稳性高，采用限压式变量泵和调图2所示液压缸的L-t图、v-t图、F-t图表3液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率工作阶段计算公式负载F/N回油腔压力p2/MPa工作腔腔压力p1/MPa输入流量/(Lmin）输入功率N/kW启动1.250.70.7等速00.70.79.090.106快进制动1.250.70.7启动加速1.250.60.6压装等速61040.651.5480.1295快退反向启动1.250.70.7图3液压缸的工况图速阀组成的节流调速回路；又因两液压缸的执行器需要同步工作，则选用分流集流阀。由于选用了容积节流调速回路必选开式循环方式。1.选择油源形式，因选用容积节流联合调速回路，则动力源可选变量泵。2.选择换向与速度换接回路：调速阀可以设定系统的压装速度，而快进和快退速度由变量泵调节实现。换向由一个M型中位机能实现，系统的卸荷则可由压力继电器联合电磁换向阀的中位机能实现。3.选择压力控制回路：在泵的出口并联一个溢流阀在系统中起到定压溢出的功能，而且起到过载保护，在系统回退的时候可以背压。组成液压系统图在主回路初步确定的基础上，再增加一些辅助回路组成整套的液压系统。如：在液压泵的进口安装一个滤油器，滤去油液中的杂质，以保护液压泵；在液压泵的出口安装一个单向阀以保护液压泵，免受液压冲击。液压系统图如图46快进过程为：三位四通换向阀在左位，二位二通换向阀4.1在右位，4.2在左位，4.3在右位，4.4在右位。液压油由油箱经过液压泵，单向阀2,三位四通换向阀3的左位，二位二通换向阀4.1，分流集流阀5流入液压缸，推动液压缸前进。液压油由液压缸经二位二通换向阀4.4，三位四通换向阀3流回油缸，快进过程就这样结束了。压装过程：当液压缸压下行程开关，三位四通换向阀3在左位，二位二通换向阀4.1在左位，4.2在左位，4.3在右位，4.4在右位，图4液压系统图液压油由油箱经过液压泵，单向阀2，三位四通换向阀3的左位，调速阀6，再经过分流集流阀5流入液压缸，推动液压缸压装。液压油再由液压缸经溢流阀6.1，三位四通换向阀3回油缸，当压装到位时，压力继电器8.1、8.2发出信号使系统卸荷，压装结束。快退过程为：三位四通换向阀在右位，二位二通换向阀4.1在右位，4.2在左位，74.3在右位，4.4在右位，快退结束。因为轴承之间存在一些误差，两个液压缸所承受的外载荷不相同，在压装过程中，两个液压缸的运动不同步，为了消除同步误差，在回路中添加了二位二通换向阀4.2、4.3，使其与压力继电器8.1、8.2作用。3.2组成液压元、辅件设计（1）液压泵及其驱动电机液压泵最高工作压力：液压泵的工作情况图1-3或表1-3查得液压缸最高工作压力在压装阶段，p5MPa。缸的输入流量最低，泵至缸间的进油路压力损失约取P=5MPa。液压泵的最高工作压力是PpP+P式中PPt图中的最高工作压力（Pa）；P系统进油路上的总压力损失。初算时可凭经验进行估计取值：简单系统取值P0.20.55MPa；复杂系统取P0.51.5MPa。得，P5+0.55.5MPa然后液压泵流量的确定：液压泵的最大供油量按最大输入流量q=9.09Lmin进行估计取值。由液压泵的最大流量qK（）式中K系统的泄露因数，一般取1.11.3（大流量取小值，小流量取大值）；（q）同步工作时液压执行器的最大流量（Lmin）。取泄露因数.，则，1.129.0920Lmin考虑到溢流阀的最小稳定流量为2Lmin，则泵的流量至少应为22Lmin。由液压传动表3.6-2各类液压泵的性能及应用，选用单作用叶片泵。由液压系统设计简明手册表5-9及表5-12选用YB-25叶片泵。其参数为：额定压力6.35MPa，排量025L/，额定转速6002500/min。由工况图1-3知，最大功率出现在压装阶段，由液压传动表9-12选取泵的总效率为0.80，则所需电机功率为PPq（0.129+0.5）22/0.8017KW由机械设计课程设计表16-1选择Y180M-2电动机。8(2)液压控制阀和液压辅助元件根据工作压力与各液压控制阀及部分辅助元件的QMAX，由液压系统设计简明手册查得产品采用GE系列的阀。选择的元件规格如表4所示。表4控制阀与部分辅助元件的型号规格序号名称额定流量q(Lmin）额定压力P（MPa）型号1单作用叶片泵37.540YBX-252单向阀4016AF3-EA10B3三位四通电磁换向阀601634F3M-E10B4二位二通换向阀601622F3-E10B5分流集流阀4032FJL-10BH6溢流阀636.3YF3-10L7滤油器25WU-251808压力继电器5HED40H159调速阀6.36.3QF3-E6aB液压油箱容积的确定：本设计为中、低压系统，液压油箱的有效容积V按泵q的57倍确定。L（57）22110154L由液压系统设计简明手册表4-1，选用容量为210L的油箱：BEX-100。在以下设计液压站过程中，此油箱不符合设计要求，以此改选:BEX-250。管件的尺寸由选定的标准件油口尺寸确定。3.3计算液压系统技术性能(1)验算系统压力损失已知液压系统中进、回油管道的内径是10mm，各段管道的长度约为：进油管道L1=5m，回油管道L2=5m。选用L-HL32液压油，考虑到油的最低温度为15，当在15时，该液压油的运动粘度150cst1.5cm/s，油密度为920kg/m。由液压传动与控制表9-16查得工作循环中进、回油管道中通过的最大流量29.0918.18L/min，发生在快进，快退阶段。由此计算得雷诺数Red/4qd418.18103.1460101.510103985.9872300，故可推论：各工况下进回油路中的液流均为层流。层流的沿程阻力因数为75/Re75d4q和管道中液体流速4q/d代入沿程压力损失计算公式Pl/2d8在管道具体结构还未确定的情况下，管道局部压力损失P按以下经验公式来计算：P0.1P各个工作情况下，阀类元件局部压力损失以PP（q/qs）计算q阀的实际流量；q阀的额定流量；P阀在额定流量q下的压力损失。进、回油路中沿程压力损失为:P7544dlq/42qd4759201.5105q/23.14（1010）32.910q进、回油路中管道局部压力损失为:P3.2910上升三个式子可以算出各工况中进回油路管道的沿程、局部和阀类元件的压力损失P，见表5。快进时：工作进给时进油路压力损失P32.9100.00015154.9910PaP0.14.99100.49910PaP0.2（18/40）100.4110PaP0.3（18/60）100.2710PaP.0.3（18/60）100.2710PaP0.3（18/40）100.6110PaP4.99100.499100.41100.27100.61100.2710107.0110Pa工作进给时回油路压力损失P32,9100.000015154.9910PaP0.14.99100.49910PaP.0.3（18/60）100.2710PaP0.3（18/60）100.2710PaP4.99100.499100.27100.27106.0310Pa压装时：工作进给时进油路压力损失P32.9100.0002580.8510PaP0.10.85100.08910PaP0.2（3/40）100.0110PaP0.3（3/60100.007510PaP0.3（3/6.3）100.6810PaP0.85100.085100.01100.0075100.68101.6310Pa工作进给时回油路压力损失P32.9100.00002580.8510PaP0.10.85100.08510PaP.0.3（3/63）100.006810PaP0.3（3/60）100.007510PaP0.85100.085100.0068100.75100.9510Pa快退时：工作进给时进油路压力损失P32.9100.00015154.9910PaP0.14.99100.49910PaP0.2（18/40）100.4110Pa11P0.3（18/60）100.2710PaP.0.3（18/60）100.2710P4.99100.499100.41100.27100.27106.4410Pa工作进给时回油路压力损失P32.9100.00015154.9910PaP0.14.99100.49910PaP0.3（18/40）100.6110PaP.0.3（18/60）100.2710PaP4.99100.499100.61100.27106.3710Pa虽然上述计算中的值与估取值有所不同，但是不会使系统的工作压力超过其最高压力，所以不用修改原设计中的数据。(2)确定系统调整压力表5工况管道压力损失（Pa）快进压装快退P.PP.进油管道P.P.P.P.回油管道P.12根据上述计算可知，液压泵溢流阀的调整压力应为压装阶段的工作腔压力和进油路压力损失之和，即P50.1635.164MPa(3)估算系统效率、发热和温升由1-1的数据可以看到，本液压系统在整个工作循环持续的时间中，压装占85，所以系统效率、发热和温升可概括的用工进时的数值来表示。由PP，算出压装过程忠回路的效率。P各个执行器的负载压力和流量的乘积的总和；250.00025860/5.537.5100.75前已知液压泵的总效率0.80，现取液压泵的总效率0.9，由，可算得液压系统的效率。液压泵的总效率；液压执行器的总效率；液压回路的效率。0.800.750.90.54压装时液压系统的压力损失主要是由于溢流损失和节流损失造成的。压装时液压泵的输入功率为PP5.51037.510/600.84296.9根据系统发热量公式HP（）算出压装时发热的功率。H4296.9（10.54）1796.574按式H/0.065K可算得系统温升。K散热系数（），计算时有两种情况：当通风很差（空气不流通）时，K8，当通风良好（空气流速为1m/s）时，K1420（），当风扇冷却时，2025W（），当用循环水冷却时，K110175（）；V为油箱的有效容积（L）。取K25，则1796.574/0.06525=31。134托辊压紧装配机构的结构设计托辊压紧装配机构由两个压装头组成，固定压装头和缓冲压装头。固定压装头在机床不动；缓冲压装头放在机床的另外一边上，通过活塞的运动来调整工件的位置。下面将对这两个压装头分别进行设计。4.1固定压装头以往压装机结构，压装机的固定压装头的主要部分为调整螺杆，缓冲弹簧，可换顶尖，套筒，压装弹簧组成。因此初步确定压装头的结构如图5所示。图5固定压装头的结构图(1)各部分尺寸的确定压装头有四个重要的尺寸：压装弹簧的自由高度，顶尖伸出的距离，弹簧压缩后的高度；套筒的第一个台肩；四者确定以后，顶尖和套筒的长度就能确定。顶尖伸出长度的确定：压装行程和压装件总长度与顶尖伸出长度有关，确定压装头的压装行程，一致压装件的总长度大概为45mm，因此顶尖伸出长度不能小于45mm。压缩弹簧初始状态是常态，弹簧在压装时对托辊有足够大的支撑力，在压装之前，弹簧应有一定的预压缩量，初定此过程为15mm。从而确定顶尖的伸出长度为60mm。压装弹簧尺寸的确定：压装弹簧尺寸的确定，要对顶尖进行受力分析，然后选出需要的弹簧。托辊质量的估算：Mm2mm2mmM托辊的质量（kg）；管体的质量（kg）；14轴承的质量（kg）；托辊轴的质量（kg）；轴承座质量（kg）；其余质量（kg）。管体质量计算：由机械设计师手册上册表3-3.16中查得，当托辊直径150mm时，钢管壁厚为5mm管体理论质量为，18.13kg。由此，可算得：m18.131.527.2kg轴承质量计算：m0.349kg。由机械设计师手册上册表5.1-38查得。托辊轴质量计算：Vlr7.6103.142.6（0.03/2）8.05kg轴承座质量计算：V7.610（3.140.0363.140.0720.051）0.0050.59kg。其余质量估取为0.5kg。则，M27.220.3498.0520.590.537.63kg。重力GMg37.639.8368,75N对托辊受力分析如图6所示：图6托辊受力分析FF，GFsin30Fsin30GF对顶尖进行受力分析，如图7所示：15图7顶尖受力分析弹簧力FFcos30368.751.732319N。以上述所知，要能支撑住托辊，则当弹簧压缩到15时，弹簧力至少为319N，弹簧的刚度至少为K319/1521N/m。由机械设计师手册上册表4.1-7中可选取簧丝直径d8mm，弹簧中径D50mm，弹簧的有效圈数为14.5，刚度为22.34N/mm，符合要求。选用标准螺旋压缩弹簧：初始条件：最小工作载荷F0最大工作载荷F1817.47N弹簧工作行程h88mm由机械设计师手册上册表4.1-6中可知，弹簧端部结构形式及支撑圈数NZ=2.5，依据初始条件及弹簧的特征，试验载荷与最小最大工作载荷的关系。试验（极限）载荷F0.8FF1.35F1.251817.472271.84N试验（极限）载荷作用下弹簧试验（极限）变形量fh/0.688/0.614.67mm由表4.1-7选出最接近的弹簧，其尺寸和参数如下：试验载荷F2369N弹簧中径D50mm弹簧直径d58mm节距t15.3mm试验载荷作用下的变形量f7.31n工作圈数nf/10.914.5m刚度K324/n324/14.522.34N/mm支撑圈数2.5弹簧内径DDd50842弹簧外径DDd5085816弹簧自由高度Hnt（n0.5）d14.515.328237.85mm由上列尺寸推算所选弹簧的其余尺寸：并压高度H（n0.5）d（14.50.5）8112mm最小工作载荷下弹簧高度HHF/k237.85mm最大工作载荷下弹簧高度HHF/k237.852369/222.34131.98mm实际工作行程hHH105.86mm余隙（在作用下，弹簧各圈不接触应保持的距离）0.1d0.8mm螺旋升角arctan（t/D）arctan(15.3/3.1450)5.566簧丝长度Ldncos3.14817/cos5.566429mm由计算可确定压装弹簧的长度为H238mm。压装弹簧的校核:验算稳定性对于压缩弹簧，如其长度较大时，则受力后容易失去稳定性，这在工作中是不允许的。为了便于制造既避免失稳现象，建议一般压缩弹簧的长细比bH0/D按下列情况选取：当两端固定时，取b5.3；当一端固定，另一端自有转动时，取b3.7；当两端自由转动时，取b2.6【9】。当b大于上述数值时，要进行稳定性计算，并满足FCHF式中F稳定时的临界载荷；F弹簧的最大工作载荷；弹簧刚度。b238/829.75，因弹簧两端自有转动，所以需进行稳定性计算。由机械设计图16-11查得不稳定系数C0.2；Gd4/8D3nG弹簧材料的切变模量；由机械设计表16-2查得弹簧的切变模量为80000GPad簧丝直径；17n弹簧的有效圈数；D弹簧中径。=800001060.0084/0.05314.52.2610N/mmH237.85mmF0.22.26100.238964376N由前计算得弹簧的最大工作载荷F1817.47N满足FF所以弹簧满足稳定性要求，不需要再重新选参数。疲劳强度和静应力强度的验算：疲劳强度验算：弹簧材料内部的最大和最小循环切应力为8KDaF2/d38KDaF1/d3式中：K曲度系数；K=(4C-1)/(4C-4)+0.615/CCD/d称为螺旋比。C50/86.25K(46.25-1)/(46,25-4)+0.615/6.251.24工作最小载荷；工作最大载荷。则，81.240.05/0.0083560.6MPa8KD/d3F1=0普通圆柱螺旋压缩弹簧在上述便盈利做作用下，疲劳强度安全系数及强度条件以下公式计算：S(0+0.75min)/maxS式中：由机械设计表16-8选取。S弹簧疲劳强度的设计安全系数，取S为1.3。S(0+0.75min)/max0.451667+0.750/560.61.341.3所以满足疲劳强度要求。静应力强度验算：静应力强安全系数计算值S的计算公式及强度条件为Ss/maxS18式中：弹簧材料的剪切屈服极限；S安全系数，其值与S相同。S1667/5602.971.3弹簧满足静强度要求。缓冲弹簧尺寸的确定：弹簧有预压缩量，有缓冲的作用，根据经验选择弹簧预紧力为800N，由机械设计师手册下册表4.2-7选取缓冲弹簧的直径d10mm，弹簧中径D65mm，有效圈数n5.5。压装弹簧的选取和缓冲弹簧一样。弹簧的自有高度Hnt+（n0.5）d19.55.5（2.50.5）10127.25mm弹簧刚度K360/5.565N/mm，当弹簧的预紧力为800N时，压缩量L800/K13mm，所以缓冲弹簧的长度为114mm。套筒第一个台肩长度的计算：台肩的直径应为轴承座内径，且为间隙配合，轴承座内径同时也为轴承的外径，即D72mm，其长度至少为68mm，取L80mm。由以上计算，基本可确定可换顶尖和套筒的长度。调整螺杆长度的确定：调整螺杆的长度与压装行程有关，压装行程为68mm，初定调整螺杆的长度为245mm。套筒台肩的校核套筒台肩处，活塞杆的推力而受压应力和切应力，则应对剪应力和压应力分别进行校核。压应力校核对台肩处受力分析如下图8所示图8台肩受力分析19压力F=60000N受力面积S（Dd）/43.14（0.090.079）/40.0154m压应力F/S60000/0.01543.9MPa剪应力的校核剪力F60000N受剪面积Adl3.140.0790.0150.003m则，剪应力FA60000/0.003716.21MPa由机械设计师手册上册表3.2-2查出45钢的600MPa，所以套筒的台肩不会被压裂和剪断。可换顶尖的校核可换顶尖受弹簧力的作用，受压应力和剪应力，台肩较薄，因此也需校核。可换顶尖受力如图9所示。图9顶尖的台肩受力分析压应力校核由图可见，顶尖台肩的a-a面受压，最大压力F1817.47N。受压面积（Dd）/43.14（0.060.031）0.0038m则，台肩所受压应力为F/A1817.47/0.00380.22MPa剪应力校核由图可见bb面受剪力，最大剪力为F1817.4N20受剪面积为Adl3.140.0310.0110.00107m剪应力F/A1817.4/0.001071.7MPa由计算可得，台肩强度足够，不会被剪断和压裂。（2）各部分配合的确定此设计须有配合的地方均为间隙配合，由机械设计课程设计表14-3选取H8/f7和H7/g6配合比较合适。(3)主要零件的公差等级及粗糙度要求可换顶尖的公差等级及粗糙度要求：取顶尖端面的垂直度公差为7级；圆柱面的同轴度公差为7级和9级；由配合要求的表面的粗糙度为1.6m，无配合要求的重要表面的表面粗糙度为3.2m，其他表面为6.4m；尺寸公差由配合要求而定。各部分具体公差与粗糙度如图10所示。图10顶尖的加工要求套筒的公差等级及粗糙度要求：取套筒重要端面的垂直度公差为7级；重要圆柱面同轴度公差为7级；有配合要求的表面粗糙度，重要部位取0.8m，其他取1.6m，无配合要求的重要表面的表面粗糙度取3.2m，其他取6.4m；尺寸公差由配合要求而定。各部分具体公差与粗糙度如图11所示。图11套筒的加工要求21（4）主要零件的材料由机械设计师手册上册表3.2-1，选择套筒和顶尖的材料为45钢。4.2缓冲压装头（1）缓冲压装头的结构参照以往托辊压装机的结构，托辊压装机的缓冲压装头由缓冲调整螺杆，可换顶尖，2套筒，缓冲弹簧1，缓冲弹簧，压装弹簧，锁紧螺母等组成。其结构设计如图12所示。1缓冲弹簧12活塞3缓冲弹簧24压装弹簧5锁紧螺母6套筒7可换顶尖图12缓冲压装头结构由图可以发现，缓冲压装头与固定压装头比较在压装头的尾部多出了一个缓冲弹簧。当压装托辊的动力系统出现故障时，仍在不停的提供动力时，缓冲弹簧就会起到缓冲的作用，保护压装头，避免可换压装头被压裂。缓冲压装头其他组成部分结构的作用与固定压装头相同。(2)各部分尺寸的确定缓冲压装头的套筒和可换顶尖的尺寸与固定压装头一样，但是缓冲压装头中需要确定缓冲弹簧的尺寸，这与固定压装头有点区别。初定缓冲弹簧的预紧力为2000N。由机械设计师手册上册表5.1-38选取弹簧。弹簧直径d10mm，弹簧中经D40mm，节距t13.6mm，试验载荷F5534N，有效圈数6.5则，弹簧的自有高度H（0.5）d6.513.6210108.4mm弹簧刚度k1542/6.5237n/mm当弹簧预紧力为2000n时，弹簧的压缩量为H2000/k222000/237=8.4mm所以弹簧高度为HHH108.48.4100mm由以上计算缓冲压装头的尺寸已确定，其余尺寸由经验确定，但是需对零件薄弱环节进行校核。(3)各部分配合的确定套筒，可换顶尖，活塞的配合均与固定压装头相同，其他有配合要求的部位的配合也依照前述固定压装头的配合选取。(4)主要零件的公差等级与表面粗糙度要求缓冲压装头的主要零件套筒和可换顶尖，与固定压装头相同。(5)主要零件的材料缓冲压装头主要零件材料与固定压装头相同。235托辊压紧装配机构液压缸的设计5.1液压缸主要尺寸的确定(1)液压缸工作压力的确定如前所述液压缸工作压力为P5MPa。(2)液压缸内径D和活塞杆直径d的确定结合压装头的结构设计与液压系统设计简明手册表2-5确定活塞杆的直径为110mm。在上一章已经确定了液压缸的有效面积A0.01515，则液压缸的内径为：0.147由液压系统设计简明手册表2-4选取液压缸内径尺寸D160mm。为了便于采用标准的密封元件，活塞杆内径和液压缸内径需选取圆整的。对选定后的液压缸内径，必须进行速度的验算。要保证液压缸节流腔的有效面积，必须大于保证最小稳定速度的最小有效面积，即AAA式中流量阀的最小稳定流量，一般从选定流量阀的产品样本中查得；液压杆的最低速度，有设计要求给定。A6.310/100.00170.062算得AA，所以液压缸内径需重新选取，取D250，可满足AA，从而能够保证最小稳定速度【11】。(3)液压缸壁厚和外径的计算液压缸的壁厚，则由液压缸的强度条件来得出。PD2式中液压缸壁厚（）；D液压缸内径（）；P试验压力；24钢筒材料的许用应力。代入数值计算PD/21.255250/21107.1，取7.5。则，缸体外径DD225027.5265mm。由机械设计手册选择外径为273mm的无缝钢管。(4)液压缸工作行程的确定托辊压装机压装头的工作行程为73mm，考虑到压装不同轴承时压装头的工作行程可能会大于73mm，由液压系统设计简明手册表2-6选取液压缸工作行程为125mm。(5)缸盖厚度的确定平地缸盖，有效厚度按强度要求计算式中缸盖有效厚度（）；D缸盖止口内径（）；d缸盖孔的内径（）。计算得(6)最小导向长度的确定对一般的液压缸，最小导向长度应满足HL/20D/2式中L液压缸的最大行程；D液压缸的内径。计算得H88/20250/2129.4mm活塞的宽度B一般取B（0.61.0）D；计算得B（0.61.0）250150250mm缸盖滑动支承面的长度根据液压缸内径D而定；当D80mm时，取（0.61.0）d；计算得（0.61.0）11066110mm为保证最小导向长度H，若过分增大和都是不合适的必要时可在缸盖与活塞之间增加一隔套来增加的值。隔套的最小长度C由需要的最小导向长度H决定，即CH1/2（lB）25(7)缸体长度的确定液压缸缸体的长度不应大于内径的2030倍。d活塞杆直径。则，l/i40.50.43/0.117.82因为，所以活塞杆为大柔度杆缸体长度初定为L125200325mm（8）活塞杆稳定性的验算当液压缸支承长度L（1015）d时，须考虑活塞杆弯曲稳定性并进行验算。液压缸的支承长度是指活塞杆全部外伸时，液压缸支承点和活塞杆前端连接处之间的距离。活塞杆的稳定性校核：当液压缸的支承长度L（1015）d时，须考虑活塞杆弯曲稳定性并进行验算。液压缸的支承长度是指活塞杆全部外伸时，液压缸支撑点与活塞杆前端连接处之间的距离；为活塞杆直径。液压缸的支承长度由活塞杆的零件图可知，为430mm。活塞杆直径d0.11m。可得L（1015）。因此活塞杆的结构比较特殊，且活塞杆较长，所以有必要对活塞杆的稳定性进行校核。活塞杆的稳定性校核如下：极限柔度式中：E材料的弹性模量；材料的比例极限。由机械设计师手册上册表3.1-1查得，E210GPa；280MPa。则，2.72活塞杆的柔度为l/i4l/A式中：长度因数；此活