棒料切割机的设计_毕业设计论文(编辑修改稿)

棒料切割机的设计_毕业设计论文(编辑修改稿)内容摘要：

mma 825~735 (5)验算带轮包角 1 aa dd dd0121  （ 210） 7 5 6 51 5 01 5 01 8 00  120180 （合适） (6)确定带的根数 z aLArca KKPPPKPPz )(00  （ 211） 其中： rP — 额定功率， KW ； 由《机械设计》查得： KWP  [4]； 由《机械设计》查得包角系数 1aK [4]； 由《机械设计》查得长度系数 LK [4]； 采用非化纤结构的普通带，取材质系数 K [4]。 由《机械设计》查得 V 带处于临界打滑状态所能传递的 最大功率 KWP  [4] KWP r )(  棒料切割机的设计 7 rcaPPz 取 3z 根。 (7)确定单根带的初拉力 0F 20 ))((500 qvzvK PKFacaa  （ 212）查得 q [4],对于新安装的带，初拉力为 min0)( F ；对于运转后带初拉力 min0)( F NF ) )((500 20   (213） (8)计算带对轴的压力 Q NzFQ 7 221 8 0s i i n2 10   （ 214） (9)张紧装置的选择 各种材质的 V带都不是完全的弹性体，在预紧力的作用下，经过一定时间的运转后，就会由于塑性变形而松弛，使初拉力降低。 为了保证带传动的能力，应定期检查初拉力的数值。 如发现不足时，必须重新张紧，才能正常工作。 常见的张紧装置有以下几种：定期张紧装置、自动张紧装置和采用张紧轮的装置。 因为在本方案中中心距不能调节，可采用张紧轮将带张紧。 张紧轮放在松边内侧，使带只受单向弯曲，同时张紧轮还应尽量靠 近大轮，以免过分影响小带轮的包角。 (10)带轮的设计 带轮的设计要求及设计内容 设计带轮时应满足的要求有：质量小，结构工艺性好，无过大的铸造应力，质量分布均匀，转速高时经过动平衡，轮槽工作面加工精细，以减小带的磨损，各槽的尺寸和角度保持一定的精度，以使载荷分布均匀。 设计内容为根据带轮的基准直径和带轮的转速等已知条件，确定带轮的材料，结构形式、轮槽、轮辐和轮毂的几何尺寸、公差和表面粗糙度以及相关技术要求。 1)带轮的材料 带轮的材料主要采用铸铁，常用材料的牌号为 HT150 或 HT200，转速较高时宜采用铸钢， 或用钢板冲压后焊接而成 [7]。 在本次设计中，采用了比较常见的 HT150。 2)带轮的结构尺寸 由于带轮的基准直径 mmdd 160 ，轴的直径 mmd 30 ，根据带轮的选择原则：即当 mmdd d  时采用腹板式结构，铸造带轮的结构如图 23所示。 菏泽 学院本科毕业设计 （论文） 8 3042150160 图 23 带轮的结构 升降液压缸的设计 （ 1）液压缸设计要求 根据主机系统设计的要求，应考虑液压系统的执行件的数量、运动形式、工作循环、行程范围、各执行件的运作顺序、液压元件承受的负载、运动速度、变化范围。 对液压系统的性能要求有调速性能，运动平稳性能、转换精度、可靠性程度、使用与维修的方便性等 （ 2）选择安装方式 根据结构设计的要求，要实现砂轮片的上下移动完成切割，要求液压缸在上下伸缩的同时，还要绕点转动，所以选用铰链连接安装方式。 21F4 004 00 图 24 手动切割机受力示意图 1砂轮片； 2手柄 棒料切割机的设计 9 （ 3）负载大小 根据手动切割机的工作原理（如图 24所示）， 图中 F=300N 估算得砂轮片的支反力为 600N。 再由所设计切割机的切割受力示意图（如图 25所示） 由于砂轮所受的支反力相同，算得液压缸所承受的力即理论推力为 NF 120039。  （ 4）工作压力 当前所用的液压缸的负载小于 Kg5 的工作压力一般在 左右，所以选取其正常工作压力为 MPa1 [5]。 因为在设计时一般要求安全系数比较高，所以在选取液压缸的时候一般要求有较大余量，所以在缸径选择时，其工作压力一般按 MPa1 计算。 （ 5）缸径选择 2800F39。 400 图 25 棒料切割机受力示意图 1砂轮片； 2液压缸 理论推力为 N1200 时，需选择其缸径为 mm40。 考虑到安全系数，初选缸径为 mm60。 （ 6）行程大小 根据机构简图（如图 26所示），其中实线为机构初始位置，在初始位置时，砂轮片的直径在最大状态，当砂轮切割到终位（图 26 中虚线部分）时，连杆所转过的角度为 10 ，此时砂轮直径为最小直径。 菏泽 学院本科毕业设计 （论文） 10 10176。 44054033512 图 26 气缸行程计算简图 1砂轮 ； 2液压缸； 3工件 在初始位置时测得液压缸的总长度为 mmL 5401  ，在终了位置时测得液压缸的总长为 mmL 4402  ，所以在此过程中气缸的行程 mmLLL 10021  （ 215）即升降液压 缸的行程为 mmL 100 （ 7）液压缸稳定性校核 1) 液压缸直径校核 液压工作压力 PaP 6101工作,则液压缸直径 工作理论力 PFD  4 = 6  (216) 取 mm40D。 考虑到安全系数，选缸径为 mm60 合理。 2)液压缸活塞杆选择及校核 42 理论液压缸 PDF   (217) =   NFN 1 2 0 9 6 24 62 理论 故设计符合要求。 由 ~Dd ，可计算出活塞杆直径 d   mm18~~  Dd (218) 可取活塞杆直径 mm12d。 通过公式   2d4 工作F (219) 对 d 进行校核， 其中   MPa120 ； 棒料切割机的设计 11 NF 1200理论 ； 则 1 2m 1 201 20 04  d 选活塞杆直径为 mm12d 的液压缸符合要求。 在所需要的 行程杆长 sl 2 的前提下 15L/d ，须进行稳定校核，应使活塞杆承 受的力 F 不能超过使它保持稳定工作所允许的临界压力 crF ,但考虑到安全性，安全因数工作FFn /cr 应大于规定的许用安全因数 stn ，以免发生纵向弯曲，破坏液压缸的正常工作。 （ PAF 工作 为液压缸杆工作负载； stn =4[6]）关于稳定安全因数可在设计手册中查到。 两端铰支链接的、细长压杆的临界力的欧拉公式 [6] 22)(ulEIFcr  (220) 其中 : 截面的惯性矩： 464dI  ； 杆件的两端都是铰链连接： 1 ； NNFnF stcr 4 5 2 1 6)1060(1014 236  工作 (221) mmmdPaFEIlcr2 1 52 1 5 2 1 61 64)102 1 0(4922  (222） 则所选取的杆长不超过 mm215 ，且大于行程 mm1002 ，所以选取液压缸活塞杆的长度mm200 ， 3) 缸筒壁厚的计算 缸筒壁厚可按薄壁筒公式计算 :   2 pDP (223) 式中：  —— 缸筒壁厚  mm ； D —— 液压缸内径  mm60 ； pP —— 实验压力，取 PaPPp 51022  工作 ； 材料为： ZQ 的许用应力    [6] 可计算出壁厚  1026065   (224) 因此，液压缸外径 39。 D D (225) (。