液压缸的计算

3液压缸的设计及计算3.1液压缸的负载力分析和计算本课题任务要求设备的主要系统性能参数为：铝合金板材的横截面积为铝合金板材的强度极限为型材长度（1）工作载荷常见的工作载荷为活塞杆上所受的挤压力，弹力，拉力等，在这里我们可得铝合金板材所受的最大外力为： (3-1)式中 -强度极限， ； -截面面积， 。由上式得液压缸所受工作载荷约为48KN（2）单活塞杆双作用缸液压缸作伸出运动时的一般模型如图3-1所示，其阻力或所需提供的液压力可表示为 （3-2）式中 -作用在活塞上的工作阻力， ； -液压缸起动（或制动）时的惯性力， ； -运动部件处的摩擦阻力， ； -运动部件的自重（含活塞和活塞杆自重）， ； -液压缸活塞及活塞杆处的密封摩擦阻力， ；通常以液压缸的机械效率来反映，一般取机械效率 ； -回油管背压阻力，。在上述诸阻力中，在不同条件下是不同的，因此液压缸的工作阻力往往是变化的。因为此处液压缸只是作拉伸板材变形作用，故其运动速度较小，惯性力和摩擦阻力都较小，得 （3-3）3.2液压缸的液压力计算和工作压力选择根据表4-3 根据负载选择压力，初选系统压力为根据表4-5 液压缸速比与工作压力的关系，得出速比=1.33 (3-4)式中 -活塞杆直径， ；-液压缸内径， 。根据表4-4 液压缸输出液压力，选择液压缸的内径，活塞杆直径 (3-5) (3-6)式中 -作用在活塞上的液压力（推力）， ； -作用爱活塞杆侧环形面积上的液压力（拉力）， ； -进液腔压力（产生推力时液压缸无杆腔进液；产生拉力时有杆腔进液）， ； -活塞（无杆腔）面积， ； -有杆腔面积（活塞杆侧环形面积）， ； -液压缸内径（活塞外径）， ； -活塞杆直径， ； -被推动的负载阻力（与反向）， ； -被拉动的负载阻（与反向）， 。因为本课题主要是拉力作用，所以用公式（3-5）得： 3.3液压缸综合结构参数及安全系数的选择活塞外径D和活塞杆直径d是液压缸的基本结构参数，D与d的选择与液压缸的负载和速度要求相关；选择出适当的工作压力和供液流量满足负载和速度要求后，D和d可初步确定下来。除D和d外，液压缸的结构参数尚有活塞行程S、导向距离H和油口直径d等。液压缸的行程应根据工作需要设定，为简化制造工艺和节约制造成本，应采用标准化行程尺寸系列参数。为减小活塞杆伸出时与缸体轴线的偏斜，液压缸应有合理的导向长度。3.4缸筒设计与计算3.4.1缸筒与缸盖的连接方式端盖分为前端盖和后端盖。前端盖将活塞杆（柱塞）腔封闭，并起着为活塞杆导向、密封和防尘之作用。后端盖即缸底一端封闭，通常起着将液压缸与其他机件的作用。缸筒与端盖常见的连接方式有8种：拉杆式、法兰式、焊接式、内螺纹式、外螺纹式、内卡环式、外卡环式和钢丝挡圈式，其中焊接式只适应缸筒与后端盖的连接。3.4.2对缸筒的要求缸筒是液压缸的主要零件，有时还是液压缸的直接做功部件（活塞杆或柱塞固定时）；它与端盖、活塞（柱塞）构成密封容腔，用以容纳压力油液、驱动负载而做功，因而对其有强度、刚度、密封等方面的要求。3.4.3缸筒的材料选择缸筒的毛坯普遍采用退火的冷拔或热轧的无缝钢管，市场上已有内孔经过珩磨或内孔经过精加工的半成品，只需要按所要求的长度切割无缝钢管，材料有20、35、45号钢和27SiMn合金钢。3.4.4缸筒的计算本课题中液压缸承受压力负载，缸筒内径可根据下式求出： （3-7）式中 -拉力负载（取最大值），； -供液压力（假定回液压力为大气压），； -活塞杆直径，。由于该式中活塞杆直径为未定值，可根据确定的速度比 及将 代入可求D值，再进一步确定活塞杆直径d。D和d应圆整到标准系列尺寸值。 圆整取 在初步确定缸筒内径D后，下一步的工作是确定液压缸的壁厚 。当液压缸为薄壁液压缸（ ）, 可按下式计算： （3-8）式中 -液压缸最高（或设计或额定）工作压力， ； -液压缸筒内径（活塞外径）， ； -缸筒材料的许用应力， 。对于脆性材料，许用应力可表示为 （3-9）式中 -材料的抗拉强度或断裂强度（表4-13） ； -安全系数，通常可取n=5，见表4-14 。因为所以通过上述计算，可得液压缸缸筒外径 为 （3-10）3.4.5缸筒壁厚的验算计算求得缸筒壁厚 值后，还应进行一下4个方面的验算，以保证液压缸安全可靠的工作。（1） 液压缸的额定工作压力 应低于一定的极限值，以保证工作安全，即 (3-11)式中 -液压缸外径和内径， 或 ； -缸筒材料的屈服强度， 。所以 （2） 为了避免缸筒工作时发生塑性变形，液压缸的额定工作压力 应与塑性变形压力 有一定的比例关系： (3-12) (3-13) 因为（3） 缸筒的径向变形量 值应该在允许范围内，而不能超过密封件允许的范围： （3-14）式中 -液压缸耐压试验压力，取 ； -缸筒材料的弹性模数， ；-缸筒材料的泊松比，对钢材 。 （4） 为确保液压缸安全的使用，缸筒的爆裂压力应大于耐压试验压力 (3-15)所以缸筒壁厚符合哟求。3.4.6缸筒底部厚度缸底结构形式有四种：a. 平面缸底，有凹口，无孔； b平面缸底，无口；c半椭球形缸底；d半环形缸底。 本课题选择b. 平面缸底，无口。 (3-16) 式中 -缸底止口外径， ； -油口直径, ； -工作压力， ； -材料许用应力安全系数（ ）, 。3.4.7缸筒头部法兰厚度选择螺钉连接法兰，法兰厚度 为 （3-17）式中 -法兰厚度， ； -法兰受力总和， ； ； -密封环平均直径， ； ； -工作压力，； -密封环内径， ， ； -密封环外径， ， ； -附加密封压力， ，若采用金属材料时， 值即屈服极限点； -螺钉孔分布圆直径， ； -法兰材料的许用应力， 。圆整取 3.4.8缸筒-缸盖的连接计算缸筒与缸盖采用螺栓连接，螺纹处拉应力为 （3-18）螺纹处的切应力为 （3-19）合应力 （3-20）式中 -螺纹拧紧系数，静载时，取 ，动载时，取 ； -螺纹内摩擦系数，一般取 ； -螺纹外径， ； -螺纹内径， ，采用普通螺纹时， ； -螺纹螺距， ； -螺栓数量 ；-螺纹材料的许用应力， ， 。这里选择6个 的螺栓。 合应力所以即3.5活塞组件设计3.5.1活塞设计（1）活塞的结构形式和密封件形式活塞的密封件形式要根据液压缸的设计（额定）压力、速度和温度等工作条件来选择，而选择的密封件形式则决定了活塞的结构形式。活塞常用的结构形式可分为整体式和分体（组合）式两种。整体式活塞要在活塞圆周上开沟槽以安装密封件和支承环，架构简单，件活塞加工困难，另外，密封件安装时也容易拉伤和扭曲，影响密封性能和密封件使用寿命。分体（组合）式活塞大多数可以多次拆装，密封件使用寿命长。在通常情况下，支承环是活塞件的不可缺少的结构原件，它不但可以精确雕像，还可以吸收活塞运动时随时产生的侧向力，因而大多数密封件都与支承环联合使用，大大降低了活塞加工成本。（2）活塞的常用材料活塞材料选用的依据主要从活塞结构形式来考虑。对于有支承环的活塞，常用20号、35号及45号优质碳素钢。对于未采用支承环的活塞多采用高强度铸铁HT200-300、耐磨铸铁、球墨铸铁及锡青铜、铝合金，一些连续工作的高耐久性活塞外表面长烧锡青铜合金或喷镀尼龙等材料。本课题选用分体式，其材料选用35号钢。3.5.2活塞与活塞杆的连接结构活塞与活塞杆的连接结构有多种形式，常见的有螺纹型，其优点是连接稳固可靠，活塞与活塞杆之间无轴向公差要求，缺点是螺纹的加工和装配比较麻烦。还有焊接型，这在结构简单，施工比较方便，但不易拆除，而且，对活塞内外径、活塞杆直径及断面接合处的四个面的同轴度。垂直度要求较高。另外有卡环式，这种结构简单，拆装方便，活塞借助径向间隙有少量浮动，不易卡滞，但活塞与活塞杆之间有轴向公差，该轴向公差会造成活塞与活塞杆的不必要的窜动。该种结构形式在低速液压缸中得到广泛使用。3.5.3活塞杆设计（1）基本结构活塞杆有实心杆和空心杆两种，实心杆强度较高，加工简单，应用较多。空心活塞杆多用于活塞杆与缸径比值d/D较大的大型液压缸中，以减轻活塞杆的重量，或用于缸筒带动工作机构的场合如机床中，或用于活塞杆必须带有传感器的伺服液压缸中。本课题选用实心杆。（2）活塞杆的材料和技术要求实心活塞杆多采用优碳素钢冷拔料35号钢、45号钢、55号钢制成，以减少切削加工。本课题选用35号钢（3）活塞杆外端（头部）结构形式活塞杆外端是液压缸与负载的连接部位，结构形式有多种。活塞杆端部最常用的结构形式为螺纹式、单耳环式和带球铰的单式环式，螺纹的尺寸按表4-20选取。（4）活塞杆的导向在液压缸的前端盖的内部，安装有对活塞杆导向的导向套（环）和对缸筒有杆腔进行密封的密封件及防止活塞杆内缩时将灰尘、水分和杂质带入密封圈的防尘圈。1） 导向套（环式）的结构形式活塞杆的导向的结构形式有三种：无导向套（环）、金属导向套（环）和非金属导向套（环）。本课题选用金属导向套。2） 导向套（环）的长度导向支承长度是端盖长度减去防尘圈沟槽的长度值后的剩余部分。3） 导向套（环）的材料和加工要求导向套（环）外圆与端盖内孔配合多为H8/f7，内孔与活塞杆的配合多为H9/f9。（5）活塞杆的密封与防尘 活塞杆处的密封圈和防尘圈都是标准零件，密封圈的方程圈沟槽的设计要符合国家标准的规定。3.5.4活塞杆及连接件强度校核（1）活塞杆的直径 d在液压缸中，如果液压缸速度有速度比 要求，活塞杆直径 可根据液压缸内径（活塞外径） 按下式求出 （3-20）式中 -活塞杆直径， ；-液压缸内径， 。（2）活塞杆强度校核活塞杆在稳定工况下，如果只受轴向拉力或推力，可近似按直杆承受拉压载荷的简单强度计算公式进行校核计算： （3-21）式中 -活塞杆输出力， ； -活塞杆应力， ； -活塞杆直径， ； -材料的许用应力， ； ； -材料的屈服强度， ； -安全系数， ，一般取 。所以（3）活塞杆轴肩、螺纹及卡环（键）强度活塞杆轴肩挤压强度按下式计算： （3-22）式中 -活塞杆轴肩挤压应力， ； -活塞杆作用力， ； -活塞杆直径， ； -活塞孔内径， ； -活塞孔部倒角， ; -活塞杆轴肩倒角， ； -轴肩的许用应力， 。所以3.4液压系统设计3.4.1液压系统设计图在绘制液压系统图的过程中应力求系统的结构简单。注意各元件间的联系。避免无动作发生，既要减少能量损失，还要提高系统的工作效率。为了便于液压系统的维护和检测，本系统中要安装必要检测元件（如压力表，温度计）。各液压元件尽量采用国家标准件。在图中要按国家标准规定的液压元件职能符号的常态位置绘制，对于自行设计的非标准元件可用结构原理图绘制，系统图中应注明各液压执行元件的名称和动作，注明各液压元件的序号及各电磁铁代号，并附有电磁铁，行程阀及其他控制元件的动作表。基于以上准则，本设计的液压系统图拟定如下图所示图3-1 液压系统图表3-1 液压工作图元件名称动作顺序电磁铁1YA2YA3YA快退+-+工退+-工进-+-3.4.2液压泵与电动机的选择（1）液压泵选择液压泵是将机械能转换为液压能的能量转换装置。贼液压系统中，液压泵作为动力源，向液压系统提供液压能。确定液压泵的最大压力其中从液压泵出口到液压缸或液压马达入口之间总的管道损失，取为0.3MPa其中-液压缸最大压力所以在本设计中，因其径向载荷小，结构简单，而选择用定量叶片泵，这样也可以使运动中的噪音降低，流量脉动小。根据表23.5-209选取图3-2 液压泵YB1-16,其技术规格为： 排量：16ml/r 额定压力：6.3Mpa 转速：960r/min 驱动功率：2.2KW 重量：8.7Kg 其外型尺寸为： L-184mm L1-98mm L2-38mm B-45mm B1-20mm H-140mm S-110mm D1-90mm D2-128mm d-20h6 d1-11mm C-5mm t-22mm b-5mm Z1-21mm 其符号含义参表23.5-209 （2）电动机的选择电动机是液压泵的驱动机，该机械的电动机工作状态为负载平稳，生产机械工作状态为短时，故根据表40.1-279，可选取笼型异步电动机，考虑到传动中的效率损失，所以选取的电动机功率应大于液压泵的驱动功率，查附表40-49，所以选用电动机型号为J02-41-6其技术数据为：额定功率：3KW 额定起动电流：6.5A满载时电流：7.07A 额定起动转矩：1.8满载时转速：960r/m 额定最大转矩：1.8满载时效率：82.5% 重量：63Kg电动机外形及安装尺寸：机座号11，安装结构形式A101型 A-140 B-100 C-56 D-18 E-40 F-5 G-14.8 H-90 K-11 b-180 b1-140 h-185 l1-295单位：mm (符号意义参考附表40-59)（3）电动机与液压泵传动方式 由于电动机额定转速为960r/min，液压泵的转速也为960r/min，可考虑不用齿轮，带传动等方式，而直接用联轴器连接。由于安装技术方面等原因，电动机轴线与液压泵回转轴线的同轴度难以保证，故采用弹性联轴器，根据电动机轴的直径为18mm，液压缸轴直径为20mm，查表6-2-229得，可利用TL型弹性套柱销联轴器，利用套有弹性套（橡胶材料）的注销承受转矩，补偿两轴相对位移。查表得：联轴器D-95 C-30 S-4 A-35转动惯量0.002 重量1.9 公称转矩31.5N.M 许用转速6300r/m 校核： （3-21）所以安全。3.4.3油管的选择（吸油管）液压系统中的油管，虽然选钢管不宜弯曲，且装配也比较困难，可采用紫铜管，但紫铜管成本较高，而且抗振能力较弱，也容易使油氧化。承受的压力也较低，所以相比之下，还是采用钢管为本液压系统中的油管。油管内径的确定：液体流量： （3-22）所以 （3-23）因为所以管子壁厚为2mm，管接头螺纹为M33x2，管子外径为34mm,查表37.9-2，最小曲率半径为100mm，支架最大距离为800mm。根据公示37.9-19压油管可略细点，公称直径为20mm，管接头螺纹为M27x2,管子接头采用焊接式，直通管接头按装配需求按标准选取，其他接头亦同。3.4.2控制阀的选取在本设计中，控制用到了：溢流阀，三位四通阀，二位二通阀，节流调速阀。根据其流量，压力等选取的各阀代号为： 溢流阀：Y-25三位四通阀：4WE5E10/AZ4二位二通阀：220单向节流调速阀：QI-25其技术规格分别为：溢流阀：流量25L/min，接口尺寸：管式Z3/8，压力：最大6.3MPa 最小0.5MPa 卸荷：0.15MPa ，阀径：16mm，工作压力：25MPa,额定流量：15L/min,电源电压：50HZ 200V，极限条件：环境温度50C 线圈温度150C，开关频率：7200次/h,换向时间0.07S，电压：220V，阀行程：5mm三位四通阀：通径：5mm,电磁铁类型：湿式，介质：矿物油，温度范围：-30度到70度，粘度范围 ：2.8到380二位二通阀：流量：25L/min，压力：6.3MPa，压力损失：，泄漏量：节流调速阀：流量：25L/min，最小流量：0.07L/min, 接口尺寸：管式Z3/8,压力：0.5到6.3MPa，压力损失：，单向阀压力损失：，重量：45Kg3.4.4液压介质的选取由于本机械对液压介质没有提出要求，故按一般情况，选用普通液压油，其运动粘度值为（40C）40,其产品代号为YA-N46。其质量指标为：运动粘度：41.4-50.6(40C) 27-33(50C)粘度系数90闪点（开口）：170C，凝点：-10C抗氧化安定性：1000h(酸值达2mgKOH/g)防锈性：无锈（蒸馏水法）临界载荷：600N抗泡沫性：起泡50C，消泡0，抗磨性：800N3.4.4滤油器的选择滤油器的作用在液压系统中，滤除外部混入或者系统运转中内部产生的液压油中的固体杂质。使液压油保持清洁，延长液压元件的使用寿命，保证液压系统工作的可靠性，一般滤油器过滤精度用从液压油中过滤掉杂质的颗粒大小表示，一般分粗滤油器（100），普通滤油器（10-100），精滤油器（5-10），特精滤油器（1-5），系统压力越高，过滤精度也越高。滤油器在液压系统中的安装位置也有多种。（1）安装在液压泵吸油管上，这种方式要求滤油器有较大的通油能力和较小的阻力，不超过，多数情况采用精度较低的网式滤油器，主要保护液压泵。（2）安装在液压泵的压油路上。可以保护液压泵以外的其他液压原件，阻力一般要求在以下。（3）安装在回油路上（4）安装在单独的过滤系统上，这种方式一般用于大型液压系统。另外，滤油器的选择应考虑以下几点： A具有足够的通油能力，压力损失小。B过滤精度满足设计要求。C滤芯具有足够强度。D滤芯抗腐蚀性好，能在规定温度下长期工作。E滤芯的更换，清洗及维护方便。按经验公式：滤油器通油能力大于实际通油的2倍以上，得： （3-24） 滤油器拟装在吸油管路中，选用网式滤油器，因其具有结构简单，通油能力强，阻力小，易清洗等优点。查表37.10-49，可选用网式滤油器WU-63*180，技术规格如下：过滤精度：180压力损失：0.01MPa流量：63L/min通径：25mm链接形式：螺纹联接3.4.5油箱的设计设计油箱应考虑以下几点：（1）油箱须有足够大的容积，以满足散热要求，停车时能容纳液压系统中所有的油，而工作时又保持适当的油位要求等（2）吸油管及回油管应插入最低油位下，管口一般与油箱低，箱壁的距离不小于管径的3倍，吸油管应安装滤油器，回油管口斜切45度角并面向壁，以防止回油冲击油箱底部沉淀物。（3）吸油管和回油箱距离尽可能远一些，中间要设置隔板，使油液在油箱中流动的速度缓慢一点，时间长点，这样有利于提高散热，分离空气及沉淀杂质的效果。（4）为了保持油液清洁，油箱应有密封的顶盖，顶盖设有带滤油网的注油孔及带空气滤清器的通气孔。（一般由一个空气过滤器来完成，油箱底具有一定的倾角，最低处放油阀） 空气滤清器它包括空气滤清装置和注油过滤网，根据过滤器的过滤精度，来选择空气滤清器。油过滤器精度为180，空气滤清器精度应适当高一些，油过滤精度125，空气过滤精度为0.279mm，型号为EF3-40,其外形尺寸及技术规格性能为加油流量：21L/min空气流量：170L/min油过滤面积：180空气过滤精度：0.279mm油过滤精度：125螺钉（四只均布）：M5*14A120mm B55mm a-55mm b-66.5mm c-80mm(注代号意义参照表37.10-339)本设计中，只计泵的效率损失，其他不记，叶片泵的效率为0.8故系统发热量为 （3-25） （3-26）设油箱长比宽比高为1：2：3，则边长分别为a,b,c(m) （3-27）所以得：a=0.27m b=0.54 c=0.81m考虑到多方面原因，圆整上列数据，此邮箱长350mm，宽650mm,高900，油压面高度为720mm，详细参见下图。图3-3 油箱3.5本章小结在这章的设计中，主要是设计了液压系统和其中一些元件的选择，在选择的过程中，充分的考虑了本设计机构的实际工作情况，在与其相结合的情况下，进行了元件的选型和液压缸的设计。在设计系统中，也是考虑到了实际机器运动状况后，拟定了运动路径。4 小车的工艺整体设计4.1小车整体结构描述和支承表示小车在本设计中因工件长度的不同而要求在主导轨上移动，且在工作时需要固定，为了满足这一要求，利用挂钩钩在导轨上的横杆，以实现小车的固定。小车车体采用钢板焊接件，底板采用厚27mm的A3钢板，立板分别为厚27mm和8mm,为了能使装载小车上的机械手能转动，在小车上装一转轴，直径为30mm，其中心高（至轮子中心）为220mm。由于主要承受轴向力，故在立板上分别焊上厚为10mm，9mm的板加强强度。轴能转动，且又要承受较大的轴向力，最佳的办法是采用推理球轴承。运用类比法，本设计采用推力球轴承为8406GB301-84，又因机械手具有一定的自重，推理球轴承不能承受径向力，所以在轴承前装一支撑，以分担径向力，支承的材料为锡青铜。转轴后端要在支座中镶入材料为ZG35GM。轴瓦的支座支承为使轴能转动，所以在推力球轴承与后支座之间装入一铸钢做的手轮。用圆锥销10*70GB117-76与转轴相连，同时也使得转轴上的轴向力作用在轴承上。图4-1 小车轴承图4.2小车车轮设计 车轮采用整体式，其外径为60，材料为ZG42SiMn,60外表面表面淬火HRC45-53。60外表面与导轨相接触。80的侧面与导轨内侧面相接触，起限制小车径向移动的作用。车轮轴30，材料为45号钢，并调制处理。车轮轴支座采用铸钢件，与车身采用焊接方式连接。在支座中镶入材料为ZG35GM的轴瓦。轴与轴瓦内径采用有较大间隙的配合，轴与轮子内径的配合采用过盈配合，配合代号为。这样就使得小车移动时，因轮子与轴是过盈配合，轮子带动轴与轴瓦中存在间隙，故轴能自由转动，为了限制轴的轴向移位，可在一支座上拧入一小的尖头螺钉，且在轴上开一小槽，起到轴向定位的作用，其结构如图图4-2 车轮图4.3小车尾部挂钩设计小车尾部挂钩采用铸钢件，挂钩装入支座内，支座与车身用M10的螺栓连接，挂钩尺寸图见下图，挂钩参照起重机挂钩尺寸图4-3 挂钩左视图图4-4 挂钩俯视图4.4各部件的校核4.4.1销的校核与选型因为这里是销的作用是起到定位,所以这里选择了圆锥销,然后根据国标,选择了GB/T117-2000系列,因为其有1:50的锥度靠过盈与绞制孔配合,安装方便,可多次拆装.定位精度比圆柱销高,受横向力时,能自销,但受力不及圆柱销均匀.其制造方便,为便于装拆,使用时,销两端一般生出零件.有A,B两型.主要用于定位,也可用于固定零件,转递动力.多用于经常拆卸的场合.这里根据轴选择GB/T117 10x70，销的材料通常为35，45钢，并进行硬化处理，其许用切应力=80MPa，许用挤压应力=100MPa，热处理后硬度为30到36HRC。根据具体情况，这里的受力大多为圆锥销所承担。故这里对销的校核也非常重要。在这里对圆锥销进行剪切应力的校核。根据公示得 （4-1） 所以得，安全。4.4.2轴瓦结构轴瓦是滑动轴承中重要的零件，它的结构设计是否合理对轴承性能影响很大。有时为了节省贵重金属合金材料或者由于结构上的需要，常在轴瓦的内表面上浇铸或轧制一层轴承合金，轴承衬。轴瓦应具有一定的强度和刚度，在轴承中定位可靠，便于输入润滑剂，容易散热，并且装拆，调整方便。为此，轴瓦应在外形结构上，定位，油槽开设和配合等方面采用不同形式以适应不同的工作要求。（1）轴瓦的形式和构造常用的轴瓦有整体式和对开式两种结构整体式轴瓦按材料和制法不同，分为整体轴套和单层，双层或多层材料的卷制轴套。非金属整体式轴瓦可以是整体非金属轴套，也可以是在钢套上镶衬非金属材料。另一种为对开式，对开式轴瓦有厚壁轴瓦和薄壁轴瓦之分。薄壁轴瓦由于能用双金属板连续轧制等新工艺进行大量制造，故质量稳定，成本低，但轴瓦刚性小，装配时不能修刮轴瓦内圆表面，轴瓦受力后，轴瓦受力后，其形状完全取决与 轴承座的形变状，因此，轴瓦和轴承座均需精密加工。在这里本设计的情况达不到要求。所以我们在这里选择了厚壁轴瓦。厚壁轴瓦用铸造的方法获得图4-5 轴瓦轴承图4.5小车总图图4-6 小车示意图4.6本章小结在这章的设计中，我参考了其他工具和类型的小车，然后结合一些简单的知识和原理，设计了这辆小车。而小车尾部的挂钩也是这样，参考了起重机，电缆的挂钩，将他们相结合自己设计了这个挂钩。5 导轨及机架的设计5.1导轨的设计参照其他机器，导轨可采用热轨轻型工字钢12QGBT06-65。因需校值的工件最长为13m，且导轨上要安装液压缸，小车等零部件，故导轨设计长为16m，导轨（工字钢）无此规格，导轨需连接而成，采用螺栓连接，结构如图所示，螺栓尺寸为GB5780-86-M12*50，两导轨需要平行布置，不得有大于0.5mm的误差存在。这两根导轨间，垂直的布置直径为30mm的杆，间隔为500mm，其两端加工出M24的螺纹，杆全长380mm，其两端螺纹各长24.7mm，用螺母与导轨固定，螺栓总布置25根（从导轨末端20mm处开始），在导轨头端，安装一钢板，来安装液压缸。尺寸为150042025（长宽高）。用螺栓与导轨连接。选择的螺栓为GB30-76-M1250,均布6只。图5-1 轨道图5.2支架的设计机架采用热轧普通工字刚126，其长为526mm，两端头分别焊接42014027与42030027的钢板。机架与导轨用M12的螺栓连接。机架底部用地脚螺栓与地基固定。地脚螺栓型号为AM20200JB/ZQ4363-86机架间隔900mm,共用16只支架。机构见下图。综上所述，在本机构中，车间地基平面到导轨平面的距离为700mm，总长度为16000mm，本机器能校值的工件的最大长度为14000mm,导轨间距离为270mm（内侧）。图5-2 支架5.3螺栓组的校核在这里的螺栓组的作用重要，因其承担了整个液压缸和小车与工件的整个重量，为导轨的连接也承受了部分拉力，所以在这里对螺栓组的校核变的至关重要。因为这里的螺栓为对称结构的布置，故我们选取其中的一段作为研究对象。这样能简化我们的运算，也方便我们的校核。（1）螺栓组机构结构如上图，这里取这一段的螺栓数为4，对称布置。（2）螺栓的受力分析a.在总载荷F的作用下，螺栓组连接承受以下各力和倾覆力矩的作用：轴向力（F的水平分力Fh，作用于螺栓组中心，水平向右） （5-1）横向力（F的垂直分力Fv，作用于结合面，垂直向下） （5-2）倾覆力矩（顺时针方向） （5-3） b.在轴向力Fh的作用下，各螺栓所受的工作拉力为 （5-4） c.在倾覆力矩M的作用下，上面两螺栓受到加载作用，而下面两螺栓受到减载作用，故上面螺栓受力较大，所受载荷按式确定 （5-5）故在上面的螺栓所受的轴向工作载荷为： （5-6） d.在横向力Fv的作用下，底板连接接合面可能产生滑移，根据底板接合面不滑移的条件 （5-7）由表5-55查得接合面间的摩擦系数f=0.16，取=0.8，取防滑系数是=1.2，则各螺栓所需的预紧力为（5-8）e上面每一个螺栓所受的总拉力F2按式得 （5-9）(3)确定螺栓直径选择螺栓材料Q235，性能等级为4.6的螺栓，查表得材料屈服极限=240MPa，安全系数S=1.5，故螺栓材料的许用应力为 （5-10）根据式求得螺栓危险截面的直径（螺纹小径d1）为 （5-11）所以选择的GB/T5780，螺纹公称直径=12mm完全安全所以可以使用。5.4本章小结本章设计的是支架和导轨，在不同的材料和导轨比较后，最终还是选择最常用的工字钢作为导轨，机构简单，计算方便。参考文献目录1 王积伟. 液压与气压传动. 机械工业出版社 20082 王知行. 机械原理和零件. 高等教育出版社 20063 刘鸿文. 理论力学. 高等教育出版社 20044 钱可强. 机械制图. 高等教育出版社 20055 安琦，顾大强. 机械设计手册. 科学出版社 20066 崔甫. 矫直理论与参数计算第二版. 北京:机械工业出版社 19927 朱伯驭. 弹塑性力学第一版.北京:科学出版社 19908 余同希，章亮炽.塑性弯曲理论及应用第一版.北京:科学出版社 19879 中小型液压机设计计算 天津市锻压机床厂编 第一版天津:天津，人民出版社 197710 刘鸿文. 材料力学. 第二版北京:高等教育出版社 198211 蔡春源主编.机电液设计手册(中). 北京:机械工业出版社 199712 薛定宇. 反馈控制系统设计与分析 Matlab语言应用第一版. 北京:清华大学出版社 200013 顾树生，王建辉.自动控制原理. 第三版.北京:冶金工业出版社 2001(9)14 韩璞，朱希彦. 自动控制系统数字仿真第一版. 北京:中国电力出版社，199615 李福义. 液压技术与液压伺服系统. 第一版.哈尔滨:哈尔滨工程大学出版社 199216 程卫国，冯峰，王雪梅，刘艺. 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