毕业论文-输送带托辊压紧装配机构设计

1、毕业设计输送带托辊压紧装配机构设计学生姓名： 学号： 机械设计制造及其自动化机械工程系系 部： 机械设计制造及其自动化机械工程系专 业： 指导教师： 二一五年六月诚信声明本人郑重声明：本论文及其研究工作是本人在指导教师的指导下独立完成的，在完成论文时所利用的一切资料均已在参考文献中列出。 本人签名： 年 月 日毕业设计任务书设计题目： 输送带托辊压紧装配机构设计 系部： 机械工程系 专业： 机械设计制造及其自动化 学号： 学生： 指导教师（含职称）： （副教授） 1课题意义及目标学生应通过本次毕业设计，综合运用所学过的基础理论知识，深入了解常用机械加工设备应用以及多种机械结构原理、熟练掌握机械

2、及相关产品及其零部件结构等方面的设计方法及设计思想等内容，为学生在毕业后从事结构设计等方面的工作打好基础。2主要任务（1）根据已有的托辊结构特点，通过熟悉各种机械机构，确定托辊压紧装配机构的方案，并绘制该方案的结构总体图。 （2）设计结构总体图中所有非标零部件结构图。 （3）制作出压紧装配机构的工作仿真过程。 （4）针对以上设计过程，完成设计说明书一本。 3主要参考资料 1. 王伯平. 互换性与测量技术基础M. 北京: 机械工业出版社，2013 2. 王运炎. 机械工程材料 M. 北京: 机械工业出版社，20143. 濮良贵. 机械设计 M. 北京: 高等教育出版社，2006年4. 张世昌.

3、机械制造技术基础 M. 北京: 高等教育出版社 20064进度安排设计各阶段名称起 止 日 期1分析题目，确定设计思路 3月32学习相关知识，收集资料、确定方案3月243设计结构总图，及所有非标零件图等4月144编写设计说明书5月55完成毕业论文及答辩工作6月2审核人： 2014年 12 月 30 日 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/maxS式中：弹簧材料的剪切屈服极限；S安全系数，

4、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D65 mm，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D72m

5、m，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 台肩受力分析压力F=60000N受力面积S（Dd）/43.14（0.090.079）/40.0154m压应力F/S60000/0.01543.9 MPa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

6、.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F1817.4N受剪面积为Adl3.140.0310.0110.00107m剪应力F/A1817.4/0.001071.7

7、MPa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，

8、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（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1 2活塞 3缓冲弹簧2 4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

9、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）d 6.513.6210 108.4mm弹簧刚度k1542/6.5

10、237n/mm当弹簧预紧力为2000n时，弹簧的压缩量为H2000/k2000/237=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。5 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

11、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.

12、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；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

13、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

14、定，即CH1/2（lB）(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

15、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；此活塞杆为两端固定，故0.5。活塞杆长度；，用欧拉公式计算临界压力。F2EI/l2式中：E材料弹性模量；长度因数；l活塞杆长度；杆件横截面的惯性矩。Id/643.130.11/640.0006则，F3.1422100.0006/(0.50.432)101343

16、8KN活塞杆的安全因数FF13438/60223.9由计算得此安全系数很大，因此活塞杆满足压杆稳定性要求，活塞不会出现失稳现象。5.2液压缸的结构设计液压缸主要尺寸确定以后，可以进行各部分的结构设计。包括：缸体与缸盖的连接结构、活塞杆与活塞的连接结构、活塞杆导向部分结构、密封装置、排气装置、及液压缸的安装连接结构等。由于工作条件不同，结构形式也各不相同。设计时根据具体情况进行选择。5.2.1缸筒(!)缸筒的结构缸筒的结构和端盖的连接形式、液压缸的用途、工作压力、使用环境以及安装要求等因素有关。端盖分为前端盖和后端盖。前端盖将液压缸的活塞腔封闭，并起着为活塞杆导向，防尘和密封的作用。后端盖将缸筒

17、内腔一端封闭，起着将液压缸与其他机件连接的作用。双活塞杆的液压缸则前后端盖其结构几乎是相同的【12】。本设计为双活塞杆，并且杆径相同，因此前后端盖结构相同。常用的缸筒与缸盖的连接有拉杆、法兰、焊接、外螺纹、外卡环、内螺纹、内卡环和挡圈等八种连接形式。由新编液压工程手册下册表23.3-1选择外卡环连接形式。其特点为：外形尺寸较大；卡环槽削弱了缸筒壁厚，相应的需加厚。拆装比较简单。（2）缸筒的计算缸筒端部采用外卡环连接时，如图13所示卡环的强度计算如下：图13 卡环连接的缸筒卡环的剪应力（断面处）D4DlD/4l50.27/40.0133.75MPa卡环侧面的挤压应力pD/h（2DH） 50.27

18、/（20.270.01） 68.77卡环尺寸一般取：h；lhhh/2（m）本设计取h10；h10；h/25mm验算缸筒在A-A断面上的拉应力D（Dh）D 50.27/（0.270.01）0.25 71.47MPa式中液压缸的压力（MPa）经验算卡环和液压缸强度均符合要求。(3)缸筒材料缸筒材料，一般要求有足够的强度和冲击韧性。如前所述此缸筒材料选用无缝钢管。近年来由专业厂提供内圆已经过衍磨和外圆精加工的高精度冷拔钢管，按所需长度切割下料，再根据与端盖连接形式的要求在两端进行加工，就可清洗装配。(4)缸筒加工要求缸筒内径选用H9配合。内径表面粗糙度：因活塞选用橡胶密封件密封，取R为0.4。缸筒内

19、径的圆度和圆柱度可选取8级或9级精度。缸筒端面的垂直度选用7级精度缸筒外径选用6级公差。内外同轴度选用8级公差。(5)缸筒的零件图缸体零件图见图14图14 液压缸零件图5.2.2活塞与活塞杆（1）活塞的结构形式活塞根据压力、速度、温度等来选用密封件的形式，选用密封件的形式决定了活塞的结构形式。由压装头的结构决定了活塞与活塞杆的连接结构选用整体式结构，活塞杆为空心杆。（2）活塞的密封由液压系统设计简明手册表2-10选择形圈密封，其主要优点为：结构小巧，拆装方便；价格低廉，体积小；即可以用作静密封也可以用作动密封。因为选择的活塞宽度较宽，单独使用密封圈难以支承活塞，因此需添加支承环。安装在活塞外圈

20、的支承环，具有精确导向的作用，并可以吸收活塞运动时随时产生的侧向力。其优点为：带支承环的活塞，在缸筒内运动是非金属接触。因此，摩擦系数小，启动时无爬行；活塞安装了支承环后，能改善活塞与缸筒的同轴度，使间隙均匀，故减少了泄漏；支承环采用耐磨材料，使用寿命长，磨损后易更换；能刮掉杂质，防止杂质嵌入密封圈；支承环用填充聚四氟乙烯或纤维复合材料制成，具有良好的承载能力。本设计选用浮动型支承环。活塞的密封件、导向环安装沟槽尺寸及其公差由新编液压工程手册下册表26.3-28（a）及表26.2-2（b）来查取设计。密封件和导向环由表26.3-29（a）及表26.2-1选取。（3）活塞和活塞杆的材料考虑到活塞

21、杆的特殊结构，选用材料为：HYT00。（4）活塞和活塞杆的加工要求活塞断面对活塞外圆轴线的垂直度公差按7级精度选取；两端面的平行度公差也按级精度选取；活塞内孔与活塞杆外径对活塞外圆轴线的同轴度均取级公差；活塞杆的外径取9级公差，表面粗糙度为0.4；其数值由互换性与测量基础表4-7，表4-8，表4-9查得。（5）活塞和活塞杆的结构活塞和活塞杆的结构见图14。图14 活塞和活塞杆的结构5.2.3缸盖（1）缸盖的结构形式根据液压缸的总体结构，确定缸盖的结构，缸盖上要有进油管道，密封装置和防尘装置，通气器等，还要考虑到缸盖与缸体的连接形式。（2）缸盖的密封缸盖的密封同样采用型密封圈，在缸盖的最外端要加

22、防尘圈，以防止外界尘埃，沙砾等异物侵入液压缸，从而可防止液压油被污染导致元件磨损。此设计选用单唇形防尘圈，其沟槽尺寸和公差由新编液压工程手册下册，表26.4-1（a）选取，防尘圈由表26.4-3（a）选取。（3）缸盖的材料缸盖的材料选用HT-200。（4）缸盖的加工要求缸盖与活塞杆的接触部位选用H9级公差；内径与外径的同轴度选用8级公差；端面垂直度选用6级公差；表面粗糙度由密封装置的要求选取。（5）缸盖的结构缸盖的结构见图15。（6）液压缸总装配图将缸盖，缸筒，活塞和活塞杆组装在一起再加上密封装置即得液压缸总装配图，如图16。1活塞 2防尘圈 3密封圈 4缸盖5螺钉 6半环 7固定套 8缸筒图

23、16 液压缸装配图6 托辊压紧装配机构集成油路的设计通常用的液压元件有板式和管式两种。管式元件，液压元件的数量和连接管件越多，结构越复杂，系统的压力损失就越大，占用的空间大，保养，维修和拆装越困难。因此，管式元件一般用于结构简单的系统。考虑到本液压系统的液压元件比较多，采用集成块的设计方案。6.1 液压集成回路设计将本液压回路划分成四部分，分别装在四个油路快上，单向阀、溢流阀和三位四通电磁换向阀装在第一个油路块上；调速阀和三个二位二通电磁换向阀装在第二个集成块上；分流集流阀和两个压力继电器装在第三个集成块上；回油路上的二位二通电磁换向阀和溢流阀装在第四个油路块上。6.2 液压集成块的设计（1）

24、底板及供油块的设计本设计将底板和供油块设计为一体，将单向阀、溢流阀和三位四通换向阀也安装在上面。并且在底板上设压力油口P，回油路T及泄油路L。（2）集成块设计首先做液压元件样板。其次决定各通孔的孔径，压力油孔由液压泵的流量决定，回油孔一般不小于压力油孔，直接与液压元件连接的液压油孔有选定的液压元件规格确定。孔与孔之间的连接孔用螺塞在集成块表面堵死。（3）集成块上液压元件的布置。把制作好的液压元件样板布局在集成块各视图上。再将各通道打通，即完成了集成油路的设计。7 液压站的设计液压站是由液压油箱、液压泵装置及液压控制装置三大部分组成。液压油箱装有空气滤清器、滤油器、液面指示器和清洗孔等。液压泵装

25、置包括不同类型的液压泵、驱动电机及其他们之间的联轴器等。液压控制装置是指组成液压系统的各阀类元件及其联接体。机床液压站的结构型式有分散式和集中式两种形式。按需要本设计采用集中式的设计方案。7.1液压油箱的设计液压油箱可以分离液压油中的杂质和空气，并且还有散热的作用，同时还有存储液压油的作用。液压油箱有效容积的确定由前面计算可得液压油箱的有效容积V=110154L。 （2）液压油箱的外形尺寸 液压油箱的有效容积确定后，需设计液压油箱的外形尺寸，一般尺寸比（长：宽：高）为1：1：11：2：3。为提高冷却效率，在安装位置不受限制时，可将油箱的容量予以增大。由以前计算可得取型号为BEX-250的液压油

26、箱。（3）液压油箱的结构设计 液压油箱中要设有隔板、吸油管、回油管、液位指示计等。隔板的作用是增长液压油流动循环时间，除去沉淀的杂质，分离、清除水和空气，调整温度，吸收液压油压力的波动及防止液面的波动，隔板的安装型式有多种，可以设计成高出液压油面，使液压油从隔板侧面流过；还可以设计成低于液压油面，其高度为最低油面的2/3，使液压油从隔板上方流过。本设计采用高出液压油面的设计。回油管出口有直口、斜口、弯管直口等多种型式，斜口应用较多，一般为450斜口。回油管必须放置在液面以下，一般距液压油箱底面的距离大于300mm，回油管道不允许放在液面以上。吸油管前一般应设滤油器，其精度为100200目的网式

27、或线隙式滤油器。由液压系统设计简明手册表6-49选用型号为WU-250180的滤油器。吸油管应插入液压油面以下，防止吸油时卷吸空气或因流入液压油箱的液压油搅动油面，致使入气泡。为保证液压油箱通大气并净化抽吸空气，需配备空气滤清器。液位指示计用来指示最高和最低油位。为了便于油箱的移动，在油箱装设吊钩。7.2液压站的结构设计（1）液压泵的安装方式 液压泵装置包括不同类型的液压泵、驱动电机及其联轴器等。其安装方式分为立式和卧式两种。立式安装是将液压泵和与之相联的油管放在液压油箱内，这种结构型式紧凑、美观，同时电动机与液压泵的同轴度能保证，吸油条件好，泄漏可直接回油箱，并节省占地面积。但安装维修不方便

28、，散热条件不好。卧式安装是将液压泵及管道都安装在液压油箱外面，安装维修方便，散热条件好，但有时电动机与液压泵的同轴度不易保证。本设计采用卧式安装方式。（2）电动机与液压泵的连接方式电动机与液压泵的连接方式分为法兰式、支架式和支架法兰式。法兰式是将液压泵安装在法兰上，法兰再与带法兰盘的电动机连接，电动机与液压泵依靠法兰盘上的止口来保证同轴度。这种结构拆装很方便。支架式是将液压泵直接装在支架的止口里，然后依靠支架与底板相连，再与带底座的电动机相连。这种结构对于保证同轴度比较困难。为了防止安装误差产生的振动，常用带弹性的联轴器。法兰支架式是将电动机与液压泵先用法兰连接，法兰在于支架联接，最后支架再装

29、在底板上。它的优点是大底板不用加工，安装方便，电动机与液压泵的同轴度靠法兰盘上的止口来保证。采用带有弹性的联轴器，避免安装时，产生同轴度误差。零件手册中的标准结构，不符合安装要求。8 结论毕业设计到此为止以算圆满结束,在设计过程中，我学到了许多东西，也得出了一些结论和心得体会。在设计过程中结构设计和驱动装置的设计是紧密相联的，应综合考虑，不能将两者分开。否则，设计出来的机器将不合理。例如，在压装头的结构设计过程中，压装头结构的顶尖伸出部分的长度，还有重要零件弹簧的选取，就与驱动装置设计过程中液压系统的设计有很重要的关系。因为顶尖的伸出长度与液压系统的工作行程有关，弹簧的选取也与液压系统工作行程

30、有关。如果弹簧的刚度选的太小，那么液压系统快进过程结束后，弹簧力将不足以将托辊轴支撑住，托辊轴就会滑落。如果弹簧刚度太大，那么将会使压装头的径向结构增大，从而使液压缸的体积加大，加大了整台机床的结构。所以，这一系列的设计过程都是相关联的，必须综合考虑，避免顾此失彼。在驱动系统设计过程中，液压元件的选取非常重要。所选液压元件既要准确实现动作要求，又要尽可能的减少液压元件的数量，以便于油路的设计。还要考虑全面，要有消除误差装置。例如，本设计中，为消除两个液压缸的同步误差，在液压系统中就加设了两个二位二通电磁换向阀，用来消除由于轴承之间的制造误差而造成的压装同步误差。最后，通过这次的毕业设计，可以更好的理解压装机的结构和运动原理，也达到了本次毕业设计的最终目的，但是由于液压元件分流集流阀的精度不高，在设计中加设了消除同步误差装置，这也增加了液压元件的数目，造成了集成油路的设计困难。因而构成液压系统的液压元件的质量，将决定液压系统的