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pvc管道切割机的设计立题题目pvc管道切割机的设计题目来源来源于生产实际 来源于科研项目 其他 题目性质基础研究 应用研究 应用基础研究 其他题目完成形式毕业论文 毕业设计 申请立题教师职称从事专业立题说明：在产品加工中，夹紧是一个基本功能。正确的夹紧在保证高质量工件中扮演着重要的角色，特别是对一些小型管件，同时夹紧多个管件，进行切割，可以降低安装次数，提高加工效率鉴于此，计划研究设计一种专用的多管件切割机，要求同时夹紧两个管件进行切割加工，为了保证两个管件同时被夹紧，且夹紧可靠，可采用V型夹具定位，采用浮动结构保证两个工件上的夹紧力固定。当夹紧装置打开时，必须保证足够的空间来放置工件。合理确定切割加工工艺，进行切割机的结构设计和传动装置设计。要求整个切割机具有良好的保护措施，保证操作人员的人身安全；工艺动作合理，定位准确、加紧可靠、结构简单、可行。内容摘要本设计主要是由3部分组成，驱动部分、压紧部分、切割部分。驱动部分主要使传递管件向前运动，然后经过夹紧装置后把工件固定牢固，然后利用切割机把管件根据需要的长度切割下来。首先是一个1.1KW的电动机通过皮带轮带动减速机运行，然后减速机通过联轴器与下压轮连接进行运转，带动管件向前运动，形成了驱动机构。根据市场调查和设备自身设计等情况，现在本设计以管直径为40，壁厚5的普通钢管为例，进行设计。其他规格的管件可以更换对应的模具，使管件的设计范围在10-80，长度基本定在0-345,。那现在以直径40的管件为例介绍如下。1.1KW-6电动机带动减速机，其中带轮之间有个传速比为1:2，选取的减速机为ZD15型减速机，传动比为48.57，这样速度传递到下压轮的转速就为960/2/48.57=10转/分，大约为6秒1转。本驱动中按有槽轮机构，这样就可以根据槽轮机构调整工件的进度，按照1转6秒，那么一转的位移量为3.14*110=345，说明管件最大移动量为345，这样切割的最大长度为345。下面是加紧机构，根据设备原理采用了上下两块板把工件给加紧的办法，上面加紧板采用自身有浮动的机构，下面加紧板给于固定在设备上，这样就可以实现移动式的加紧，同时考虑到以防碰撞等现象，常用的是力臂机构，采用了杠杆的原理，这样就可以保证加紧机构的另一侧是液压缸，液压缸的力最大可以达到了3吨，这样使工件牢固的加紧在工作台上。在紧挨着加紧工作台的位置装有主要部件，那就是切割部分，所谓的切割机，主要是通过切割机中砂轮片的高速运转把工件给切割下来。考虑到同时切割2件工件，那么切割机 的另一侧装有液压缸，可以通过液压缸的移动实现切割。目录内容摘要-4 目录-6第一章 引言-7第二章 设计-82.1选题背景-82.2方案论证-112.3过程设计-13 2.3.1总体计算及分析-13 2.3.2驱动装置中传动管件的计算-14 2.3.3电动机与减速机的选择-15 2.3.4槽轮机构-16 2.3.5带轮分析-19 2.3.6液压分析-22 2.3.7夹紧机构设计与计算-27 2.3.8齿轮设计-28第三章参考文献-33第四章致谢-35第一章 引言本设计主要是加快管件的切割速度，同时实现自动化式的加工，很高兴能在百忙中抽出时间指导本设计。本设计主要是采用了自动化机构，通过电器PLC控制液压的过程。根据常用的切割机的转速和移动速度，计算出切割时所需要的时间，这样就可以根据所需要的时间设计夹紧装置的时间，以便于在哪个时间范围内进行夹紧，在哪个范围内进行放松，这样的话就可以通过电器控制液压缸，使液压系统在有效的范围内进行快进和快退以及压紧状态等。同时在切割机的后面也装有类似的液压缸，这样的目的是通过液压缸在电器的控制下匀速的运动，实现了切割。根据切割时间和切割40管所需的速度，可以实现了规定时间内的切割。那根据主要部件的关键问题可以知道，那么驱动是根据切割时间进行选择一周需要多少时间来推算的。这样理论上就可以满足了要求，但经过几天的计算发现了本设备可以实现所需的运动机构。这样就保证了设备整体的合理型。从思路中和分析中可以满足要求，但经过计算后也在设备的运行范围之内，所以可以满足要求，可以使用。第二章 设计2.1选题背景及方案确定根据市场调研可以知道，在企业中大部分使用的切割机为手动下压，使砂轮与工件接触后，进行切割，达到了使用的效果。具体附图。查有关资料显示，砂轮切割机的性能如下。砂轮机是用来刃磨各种道具、工具的常用设备。 砂轮机，其主要是由基座、砂轮、电动机或其他动力源、托架、防护罩和给水器等所组成，砂轮是设置于基座的顶面，基座内部具有供容置动力源的空间，动力源传动一减速器，减速器具有一穿出基座顶面的传动轴供固接砂轮，基座对应砂轮的底部位置具有一凹陷的集水区，集水区向外延伸 给水器是设于砂轮一侧上方，给水器内具有一盛装水液的空间，且给水器对应砂轮的一侧具有一出水口。具有整体传动机构十分精简完善，使研磨的过程更加方便顺畅及提高整体砂轮机的研磨效能的功效。 砂轮较脆、转速很高，使用时应严格遵守安全操作规程。 砂轮切割机型号：砂轮片直径 355 .400 500 主要技术参数，额定电压：380V 电机功率：2.2KW 频 率：50HZ 主轴转速：2800r.p.m 。割片规格：355x3.2x32 夹钳调整范围：0o- 45o 最大切割能力： 角钢：100x100x10 圆钢：50 槽钢：120x53 钢管：135*6 外形尺寸：730(长)x400(宽)x580(高) 根据以上参考信息，可以满足我们使用的切割范围，这样的话，可以采用上述作为参考，自己设计使用的切割机，那么由于设计中同时切割两根管件，那么直接下压砂轮片不能够满足要求，所以必须使用能移动的，那么常用的液压缸就可以使用。设计中利用液压缸的往返运动实现切割即可满足要求。 常用的加紧结构比较多，如斜偰夹紧机构，螺旋夹紧机构，偏心夹紧机构，端面凸轮夹紧机构，脚链夹紧机构，联动夹紧机构等等，查有关资料显示，最常用的无非就是利用螺栓加紧，但考虑到在加紧位置处必须保证没有碍事的地方，所以本设计中主要是利用了杠杆的原理，采用力臂进行压紧后加紧，这样就可以满足要求。 在减速机行业标准的制订上，目前，国内各类通用减速器的标准系列已达数百个，基本可满足各行业对通用减速器的需求。在第一代通用硬齿面齿轮减速器及圆弧圆柱蜗杆减速器系列产品的基础上，由西安重型机械研究落开发并完成标准化的新一代圆柱及圆锥圆柱齿轮减速器及圆弧圆柱蜗杆减速器业已投放市场。 国内减速机行业的生产厂家也以多种形式并存，如外资企业、中外合资企业、国有企业、股份制企业和个体企业，规模有大到年产值数亿元以上，小到数百万元不等。这其中外资企业的销售额约占四分之一左右。国内减速机行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平，完全可承担起为国民经济各行业提供传动装置配套的重任，部分产品还出口至欧美及东南亚地区。 在减速机的制造方面，国内目前生产厂家数目众多，如对各种类型的圆柱齿轮机圆锥圆柱齿轮或者齿轮蜗杆减速机系列产品.在各类专用传动装置的开发机制造方面，国内近几年取得的明显的进展，如重庆齿轮箱有限责任公司生产的MDH28型磨机边缘驱动传动装置，其最大功率已达7000KW，传动转矩达5000KN.m，总重46吨，生产的1700热连轧主传动齿轮箱子的最大模数为30，重量达180吨。由杭州前进齿轮箱有限公司生产的gwc70/76型1.2万吨及装箱船用齿轮箱，传动功率已达6250KW。由南京高精齿轮股份有限公司及重庆齿轮箱有限公司生产的里磨系列齿轮箱最大功率已达3800KW，由西安重型机械研究所、洛阳重重齿轮箱有限公司、荆州巨鲸传动机械有限公司等开发制造的重载行星齿轮箱系列产品在矿山、冶金、建材、煤炭及水电等行业也都得到了广泛应用，其中西安重型机械研究所开发的水泥行业辊压机悬挂系列行星齿轮箱的输入功率已达1250KW，用于铝造轧机的行星齿轮箱有司责任公司、杭州前进出论箱有限公司、西安重型机械研究所开发的风力发电增速箱系列产品也逐步取代进口产品，广泛应用于国内风电行业。 但总体而言，国内企业同国外减速器系列产品的开发及更新工作近几年进展缓慢，与国外同行在此方面的差距有拉大的趋势。而且与市场的需求也很不适应，长期以来，我国自主生产的减速传动设备多数属于通用性产品，人们往往把这一类设备定位于中低端产品。随着经济全球化步伐的加快，德国、法国、日本等国家的传根据以上分析可以知道，常用的驱动中是电机带动减速机，这样的话可以实现减速的目的，同时也实现了增加扭矩的目的。为了配合本设计的要求，同样采用了电动机带动减速机运行中，实现减速。同时为了切割的要求，采用了槽轮机构，这样可以在一周内有效的实现切割管件的长度。2.2方案论证根据本设计的目的采用了3部分组成了本系统，这样的话可以实现了自动化要求。首先分析切割，根据市场调查以及常用切割部件等要求，对于常用的普通的钢管采用的是利用切割片的特点。为了设计的计算等，现在规定本设计中采用355*3.2的切割片，切割时切割片与加紧工件的上下压板距离定为5-10，目的是要是距离远的话离加紧面就越远，使受力不够，离很近的话防止万一切割片有异常会达到了加紧工装上，为了安全也为了距离近处易于切割，现采用了距离为5-10最佳的距离。根据机械设计手册显示，常用的砂轮切割机为2800转/分，根据现有计算如下砂轮切割普通钢材时大约旋转3转可以切割1mm厚度 的钢板，那么根据设计需要的话，我们用两根管，采用厚度为5的管件，相当于切割时需要厚度为20MM厚的钢板，那么按照3转切割1mm的话，那么切割20mm厚的钢板需要旋转60转即可满足。根据设计中砂轮转速2800转，可以知道1秒旋转约47转，那么6047=1.3，需要1.3秒就可以满足要求。考虑到管件最外侧距离为40*2+15=95，所以有一定的距离，为了满足要求，可以增加安全系数，设计为3秒满足要求即可。但是只要有特殊需要的话，切掉2根管件不低于2秒就可以满足了要求。那么本切割设计分析就暂时说道这。下一步要分析加紧装置，本装置是根据加紧后利用液压缸的前进和后退实现加紧与放松。设计中利用了杠杆原理，以及三角盘旋转等实现运动，为了配合切割的要求，和兼顾前一道工序，液压缸的加紧与放松时间是可以调整的，通过电器的控制就可以实现液压缸的快进，工进及作用分析等，可以实现。 驱动装置是把管件输送给夹紧机构，与加紧机构配套使用，当工件加紧时，保证了旋转停止，而且当加紧机构松开时，能够快速的推进工件前进，本设计中考虑到切割需要3秒，但切割中有液压缸的前进和后退，要保证相应的距离，根据图形中划出与计算，可以得出，液压缸的行程为120即可满足。那行程120可以通过电器系统设置为4秒完成即可。那么驱动中实现上述机构的常用的是槽轮机构，那可根据减速机传递过来的转速，有效的控制旋转中的运动。电机为960转，带轮直径的速比为1:2，减速机速比为48.57，那么计算可以得到大约6秒转一转，相当于通过槽轮机构有间歇性的每个6秒槽轮传动一周，那么根据上下压力的直径可以得到，旋转一周的话运行的距离为3.14*110=345，这样管件的切割长度为345，同时要是想增大或者减少切割的长度，可更换上下压轮，可根据上下压力的周长知道需要切割的长度即可满足要求。 从以上分析和计算中可以得到了驱动中速比的合适性，以及转速及时间的可行性等，所以本套设计是合理的。 2.3过程论述2.3.1总体计算及分析由以上论述可以知道，电动机为960转，那么带轮速比为2，减速机为48.57，经计算可以得到输送到轮轴上的转速为约10转/分（960/2/48.57=10）.通过槽轮机构大约在每间隔6秒就需要转一次。那么到加紧后，进行加紧和放松。到了切割中在不考虑切割片自转情况下运转的话，行程定为了120，大约设置4秒就可以满足要求，那么为了配合加紧部分，把加紧部分定为了5秒可以满足要。当切割片在切割管材时，工作中只需要4秒的工作速度，为了配合驱动部分的槽轮机构，现采用了工作时间为6秒，间歇时间为6秒，同时加紧部分为了配合驱动，取中间值。加紧部分为5秒，本5秒必须包含于切割的四秒，放松时间为7秒，这样的一个工作行程定位了12秒就可以满足了要求。以上设定时间都是根据电器中的PLC来控制，实现要求的。2.3.2驱动部分中传递管件的计算 根据设计要求，采用了上下压轮压紧工件运行，通过工件与上下压轮之间的摩擦力，产生的动力即可推动。根据工程力学手册中可以查到 钢铁之间在没有润滑的摩擦系数为0.3-0.4，那么同时拉动两根工件需要的力这是一个没计算过的力，不过可以根据以往的实验数据可以得到，拉动力为约30KG即可满足要求，就算有少许的摩擦也影响不到拉力。根据根据公式可得：F=Mg=30*10=300NF压=F/0.3-0.4(0.3和0.4之间取中间值为0.35)求得： F压=860N根据扭矩计算公式 M=F压*R带入可以求得 M=860*0.05=43Nm2.3.3电动机及减速机的选择应根据生产机械所需要的功率来选择，尽量使电动机在额定负载下运行。选择时应注意以下两点：如果电动机功率选得过小就会出现“小马拉大车”现象，造成电动机长期过载使其绝缘因发热而损坏甚至电动机被烧毁。如果电动机功率选得过大就会出现“大马拉小车”现象其输出机械功率不能得到充分利用，功率因数和效率都不高(见表)，不但对用户和电网不利。而且还会造成电能浪费。要正确选择电动机的功率，必须经过以下计算或比较：对于恒定负载连续工作方式，如果知道负载的功率(即生产机械轴上的功率)Pl(kw)可按下式计算所需电动机的功率P(kw)： P=P1/n1n2式中 n1为生产机械的效率；n2为电动机的效率。即传动效率。 按上式求出的功率，不一定与产品功率相同。因此所选电动机的额定功率应等于或稍大于计算所得的功率。减速机是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将马达的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。 由于减速机的种类繁多，选购起来经常会是一头雾水。常听到有人说国产的减速机不可靠，选就选进口的。其实这是一种错误的观点，通常情况下进口减速机价格高，性价比却不一定高。 选减速机不能只看什么品牌，最主要还是看应用方面的技术要求，在满足技术要求的情况下，选择性价比高的减速机产品。 尽量采用靠近理想减速比：减速比=伺服马达转速/减速机出力轴转速 根据以上分析和考虑到了实际情况，那选择常用的圆柱形减速机，采用多级变速，是速比达到了48.57即可满足要求。根据本速比和需要的扭矩，可以选择电动机由上述计算出来的公式可得到需要扭矩为43NM假如电动机功率为P,转速为960转，扭矩的安全系数为1.5即可，那么计算如下9550*P/960=1.5*43/2/48.57 P=0.67KW, （1.5为安全系数，2和48.57为传动比，）考虑实际情况，查普通电动机选择表，可以得到了选择电机为1.1KW-6即可满足要求2.3.4槽轮机构槽轮机构的组成、工作特点及类型槽轮机构的典型机构是由由主动拨盘、从动槽轮及机架组成。可将主动拨盘的连续转动变换为槽轮的间歇转动。并具有结构简单、尺寸小、机械效率高、能较平稳地间歇转位等特点。普通槽轮机构有外槽轮机构和内槽轮机构之分。为了满足某些特殊的工作要求，在某些机械中还用到一些特殊型式的槽轮机构，如不等臂长的多销槽轮机构、球面槽轮机构、偏置槽轮机构等。普通槽轮机构的运动系数及运动特性(1) 普通槽轮机构的运动系数在单销外槽轮机构中，当主动拨盘回转一周时，从动槽轮运动时间与主动拨盘转一周的总时间t之比称为槽轮机构的运动系数，并以k表示，即 (6-2) 式中z槽轮的槽数。如果在拨盘上均匀地分布n个圆销，则当拨盘转动一周时，槽轮将被拨动n次，则该槽轮机构的运动系数为 （6-3）运动系数必须是大于零而小于1。（2）普通槽轮机构的运动特性主动拨盘以等速度转动。当主动拨盘处在位置角时，从动槽轮所处的位置角、角速度及角加速度分别为 (6-4) (6-5) (6-5)式中当拨盘的角速度一定时，槽轮的角速度及角加速度的变化取决于槽轮的槽数z，且随槽数z的增多而减少。此外，圆销在啮入和啮出时，有柔性冲击，其冲击将随z减少而增大。槽轮机构的设计要点（l）槽轮槽数的确定由式 可知，槽轮糟数z愈多，k愈大，槽轮转动的时间增加，停歇的时间缩短。因ko，故槽数，但当z12时，k值变化不大，故很少使用z12的槽轮。因此，一般取z=312，而常用槽数为3，4，6，8。一般情况下，槽轮停歇时间为机器的工作行程时间；槽轮传动的时间则是空行程时间。为了提高生产率，要求机器的空行程时间尽量短，即k值要小，也就是槽数要少。由于z愈少，槽轮机构运动和动力性能愈差，故一般在设计槽轮机构时，应根据工作要求、受力情况、生产率等因素综合考虑，合理选择k值，再来确定槽数。一般多取z=4或6。（2）圆销数目的确定单销外啮合槽轮机构的k值总是小于0.5，即槽轮的运动时间总是小于其停歇时间。如果要求k0.5的间歇运动时，可以采用多销外啮合槽轮机构，其销数n应满足式 （6-6）当z=3时，n=16；当z=4时，n=l4；当z=5或6时，n=l3；当时，n= l 2。 2.3.5带轮分析计算过程中使用的资料为新编机械设计手册上册）已知电动机型号为Y 90L-6额定功率 p=1.1KW转速 =960r/min，设计功率 PC（kw）PC =试中 传递功率（kw）工况系数 查表有 =1.5 所以PC =1.1*1.5=1.65（kw）选择带型 由设计功率PC =1.65kw 和图53选择A型带。图5-3 普通V带截面尺寸小带轮基准直径 （mm）为了提高带的寿命，参照表4.114和表4.115 应选取较大的直径，所以选取有=75MM计算大带轮基准直径 （mm）根据带速比1:2关系，选择带轮150即可满足。验算带速 (m/s)普通v带（m/s）,为了充分发挥v带的传动能力应使（m/s）25 m/s 满足带速要求。初定中心距 （mm）将试中各个参数带入公式有：0.7（75+150）2（75+150）157450 取a0=400计算所需基准长度 （mm） 计算小带轮上的包角 将前面计算所得各个参数数值带入公式有 根据设计手册的规定符合设计要求，所以合适。单根胶带所能传递的功率 根据 v=21.5 m/s 和=130mm，查表4.112（a）（k）得到是B型带，B2240*4GB117174查表选择=2.7kw 考虑传动比的影响单根胶带传递功率应有v带根数的确定 Z式中 小带轮包角修正系数 查表4.110 带长修正系数 查表4.111经过查表得=0.99，=0.81，将其带入计算公式得经过元整为标准直得Z=22.3.6液压分析2.3.6-1液压泵资料参考分析齿轮泵对油液的要求最低，最早的时候因为压力低，所以一般用在低压系统中，先随着技术的发展，压力可以做到25MPa左右，常用在廉价工程机械和农用机械方面，当然在一般液压系统中也有用的，但是他的油液脉动大，不能变量，好处是自吸性能好。柱塞泵特点；由于它的活塞往复运动，使它的供油就是间歇式，油压有波动，输油量小。一般用于发动机供油系统。齿轮泵特点；它供油压力大，对油质要求高。它的用途广泛，如车床、叉车、吊车等工程机械都用到它。 齿轮泵：低压，6.3mpa.品种多。变量，大流量。贵。压力机械，高压系统，飞机等。单作用叶片泵的特点(1)存在困油现象 配流盘的吸、排油窗口间的密封角略大于两相邻叶片间的夹角，而单作用叶盘泵的定子不存在与转子同心的圆弧段，因此，当上述被封闭的容腔发生变化时，会产生与齿轮泵相类似的困油现象，通常，通过配流盘排油窗口边缘开三角卸荷槽的方法来消除困油现象。(2)叶片沿旋转方向向后倾斜单作用转子上的径向液压力不平衡，轴承负荷较大。这使泵的工作压力和排量的提高均受到限制。 叶片仅靠离心力紧贴定子表面，考虑到叶片上还受哥氏力和摩擦力的作用，为了使叶片所受的合力与叶片的滑动方向一致，保证叶片更容易的从叶片槽滑出，叶片槽常加工成沿旋转方向向后倾斜。(3)叶片根部的容积不影响泵的流量 由于叶片头部和底部同时处在排油区或吸油区中，所以叶片厚度对泵 的流量没有多大影响。(4)转子承受径向液压力 限压式变量叶片泵与定量叶片泵相比，结构复杂，轮廓尺寸大，作相对运动的部件较多，泄漏较大(例如流量为40L/min的限压式变量叶盘泵片的泄漏虽一般为3L/min左右，占了近10%)，轴上受有不平衡的径向液压力，噪声较大，容积效率、机械效率较低，流量脉动也较(定量泵)严重；但它能由负载的大小自动调节流量，在功率上使用较合理，可减少油液发热。对于有快进程和工作行程要求的液压系统，采用限压式变量叶片泵(与采用双联泵相比)可以简化系统，节省一些液压元件。常用的工作压力为6.3-21MPa,容积效率为0.8-0.95，总效率为0.75-0.85，不可以调节流量，流动脉动率比较小，自吸特性比较差，对油污染的敏感性比较好，噪声比较小等多种特性。液压缸设计分析单活塞杆液压缸只有一端有活塞杆。如图所示是一种单活塞液压缸。其两端进出口油口A和B都可通压力油或回油，以实现双向运动，故又称为双作用缸。咨询：宁波高新区镜博士科技有限公司 周生，液压缸是将液压能转变为机械能的、做直线往复运动（或摆动运动）的液压执行元件。它结构简单、工作可靠。用它来实现往复运动时，可免去减速装置，并且没有传动间隙，运动平稳，因此在各种机械的液压系统中得到广泛应用。液压缸的设计是在对所设计的液压系统进行工况分析、负载计算和确定了其工作压力的基础上进行的。首先根据使用要求确定液压缸的类型，再按负载和运动要求确定液压缸的主要结构尺寸，必要时需进行强度验算，最后进行结构设计。 液压缸的主要尺寸包括液压缸的内径D、缸的长度L、活塞杆直径d。主要根据液压缸的负载、活塞运动速度和行程等因素来确定上述参数。液压缸要承受的负载包括有效工作负载、摩擦阻力和惯性力等。液压缸的工作压力按负载确定。对于不同用途的液压设备，由于工作条件不同，采用的压力范围也不同。设计时，液压缸的工作压力可按负载大小及液压设备类型参考表3.2、表3.3来确定。表3.2 液压缸的公称压力（单位：MPa,GB7938-87）0.631.01.62.54.06.310.016.025.031.540.0液压缸内径D和活塞杆直径d可根据最大总负载和选取的工作压力来定，对单杆缸而言，无杆腔进油并不考虑机械效率时，一般情况下，选取回油背压表3.4 液压缸工作压力与活塞杆直径液压缸工作压力P（MPa）5577推荐活塞杆直径(0.50.55)D(0.60.7)D0.7D表3.5 液压缸往复速度比推荐值液压缸工作压力P（MPa）101.252020往复速度比y1.331.4622计算所得的液压缸内经D和活塞杆直经d应圆整为标准系列参见新编液压工程手册。液压缸的缸筒长度由活塞最大行程，活塞长度，活塞杆导向套长度，活塞杆密封长度和特殊要求的长度确定。其中活塞长度为（0.61.0）D；导向套长度为（0.61.5）d。为减少加工难度，一般液压缸缸筒长度不应大于内径的2030倍。中、高压液压缸一般用无缝钢管做缸筒，大多属薄壁筒，即d/D0.08，此时，可根据材料力学中薄壁圆筒的计算公式验算缸当d/D0.3时，可用下式校核缸筒壁厚，液压缸采用铸造缸筒时，壁厚由铸造工艺确定，这时应按厚壁圆筒计算公式验算壁厚。当d/D=0.080.3时，可用下式校核缸筒的壁厚液压缸由于在工作中有摆动，所以安装方式应选用头部用螺栓连接即可。可根据压力大小确定缸体内径。根据液压缸压力常取10-15MPA，那么根据公式可以计算出3.14*20*20*15=1.884吨力即可2.3.7夹紧机构设计及计算本加紧采用了上面用浮动的压板，下面用可固定压板，这样使同时放2件管件就可以满足了要求。根据上面计算的液压缸力在2吨左右，这样的加紧装置完全能够满足要求，进而保证加紧性。下底板采用与压板相连接。连接中保证了压板的平面度,为1mm。考虑到本机构中仅仅有压力作用，那么只需要下压板中有一定的主要作用件就可以满足要求。同样根据前面计算的力在2吨作用，采用了40液压缸即可满足要求。2.3.8齿轮设计传动比 i=1（1）选用齿轮类型，精度，材料及齿数（a）选直齿圆柱齿轮传动，材料HT250，硬度170241HBS（b）此传动为一般齿轮传动，故取精度为8级。 （c） 选取齿轮齿数Z=55。（2）按齿面接触强度设计（a）由机械设计计算公式进行计算，即 （3-14）确定公式内的各计算数值1试选载荷系数2计算齿轮传递的转矩 （3-15）3由表机械设计表（10-7）选取齿宽系数。4由机械设计表（10-6）查得材料的弹性影响系数5由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。 6计算应力循环次数 （3-16） 7由机械设计图10-19查得接触疲劳寿命，。8计算接触疲劳许用应力。取失效概率为%，安全系数S=1，由机械设计式（1012）得 （3-17） （3-18） （b） 计算1试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值 （3-19） 2计算圆周速度v （3-20）3计算齿宽b 4计算齿宽和齿高之比b/h 模数 齿高 b/h=79.27/5.9515.105计算载荷系数根据，7级精度。由机械设计图10-8查得动载荷系数直齿轮，假设。由机械设计表10-3查得由机械设计表10-2查得使用系数； 代入数据得=1.16，故载荷系数 （3-21）6按实际载荷系数校正所得的分度圆直径 （3-22）7计算模数m （3）按齿根弯曲强度设计设计公式为： （3-23）（a）确定公式内各计算数值1由机械设计图10-20c查得小大齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为 2由机械设计图10-18查得弯曲疲劳系数 3计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳系数安全系数S=1.4得 （3-24）4计算载荷齿形系数K由机械设计图10-13中查得 （3-25）查取齿形系数由机械设计表10-5查得 5查取应力校正系数由机械设计表10-5查得 6计算大小齿轮的并比较 （3-26） 所以小齿轮数值大（b）设计计算 （3-27）对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数m，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数并就近圆整为标准值m=2，按接触强度算得的分度圆直径，算得齿轮的齿数为： （3-28）取 齿轮齿数 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 确定齿轮的结构和尺寸经过上面的计算选型知道：大小齿轮的齿数Z=5中心距 齿轮的结构设计如下图所示第三章参考文献 1Metal forming: an analysis of spinning processesJournal of Materials Processing Technology 103 (2000) 114-1192 中国农业机械化科学研究院编.农业机械设计手册M.北京：中国工业出版社，19713 孟宪源，姜琪. 机构构型与应用M 北京: 机械工业出版社，2004.14 冯炳饶.模具设计与制造简明手册M . 上海：上海科技出版社，19985 李洪. 机械加工工艺手册M . 北京： 北京出版社，1994.6 赵志修. 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