设计依据，其中主要有：
（1） （2） （3） （4）
主机的用途和工作条件
工作机构的结构特点，负载情况，行程大小和动作要求 液压系统中的工作压力和流量 有关国家标准和技术规范
2.2.1液压缸类型
由液压缸工作条件及设备用途方面考虑，选用双作用单活塞杆液压缸。 2.2.2 基本参数的确定
1.液压缸工作负载的确定
根据料道的液压缸工作特点，其主要外负载为克服链传动中齿轮与支座之间的摩擦，Fm，以及运动部件速度变化时的惯性负载Fg，整个传动系统中存在的摩擦阻力Ff,故F=Fm+Fg+Ff.
考虑到在实际情况中各处动力损失较复杂，故将工作负载扩大50%。 Fm=μN=0.2×431=86.2N
故支座重力（即齿条所受压力）N=πR2hρg=431N
Fa?G?v?=216N g?tFf 根据工作情况，估算Ff =1500N
故 F=1500+86.2+216×（1+50%）=2703.3N 因此取F=3000N 1. 工作速度的确定
根据实际工作情况，选用GE系列调节流量阀，查得最小流量为0.05L/min，由实际工作中可得Vmin=80cm/min。 2. 行程确定
液压缸的工作行程长度应该根据执行机构实际工作的最大行程确定。由于工作的最大外径为Φ150min，再加上工件之间应该有适当距离，故取工件之间的距离为250mm，参照参考资料[3]，取标准值为200mm。 3. 液压缸内径D和活塞杆直径d的确定
11
d2P24F D????P1?P2?P1?P2根据参考资料[2]表37.5-3，37.5-5查得，P1=2MPa，P2=0.3MPa。所以D=47mm。 根据参考资料[2]，表37.5-8，取标准值D=50mm。
根据参考资料[2]，37.5-6取d/D=0.5，因此d=0.5×D=25mm。 4. 壁厚及外径计算
液压缸的壁厚是指缸筒结构中最薄处厚度。由于本次设计中系统的工作压力较低，属于中低压系统，液压缸的壁厚无法用公式进行计算，只能按经验选取δ=10mm。缸体的外径D1=D=+2δ=50+2×10=70mm。 5. 缸盖厚度的确定
选取液压缸盖为平地底缸盖，缸盖上根据需要钻有进油口、出油口和缓冲器作用
t?0.433D2Py的沉孔，缸盖厚度为
???=17mm。
[δ]查阅相关资料得[δ]=25MPa，Py为最大工作压力的1.25～1.5倍。圆整取t=18mm，故缸盖厚度为18mm。 7.活塞宽度B和缸体长度
一般B=（0.5～1.0）D，由于系统的压力较低，取B=0.5D=0.5×50=25。 液压缸内部的长度应是活塞的行程和活塞的宽度之和，故得液压缸的内部长度为L=200+25=225mm。缸体的外部长度除了要考虑内部长度外，还应考虑到两端盖的厚度，所以液压缸的外部长度为L1=L=2t=225+2×18=261mm。 2.2.3 结构强度计算与稳定性校核 1.液压缸的稳定性验算
根据材料力学的理论，一根受压的直杆，在其轴向负载F超过稳定临界力Fk时，即失去原有直线状态下的平衡，或称为失稳。对于液压缸其稳定条件为：F?Nk为稳定性安全系数，一般Nk取2～4。
FK nk?2EI FK?2??l? 12
其中，μ为长度折算系数；E为活塞杆材料的纵向弹性模，E取205.9GPa；I为活塞杆断面的最小惯性矩；r为活塞杆横断面的回转半径，r?经计算得：Fk=71040N
I。 AFK?35520N ，式中Nk=2。 nk，故
F?FKnk2.活塞杆强度校核 用的A系??4F?d2?d1?2?≤[σ]
[σ]为活塞杆材料的许用应力，查参考资料[4]，表2-7查得σs=355MPa，[σ]= σs/n=236.667MPa，
式中σs为材料的屈服极限，n为安全系数，n=1.4～2。 实心活塞杆d1=0。 因此??4F =6.115MPa＜[σ] 2?d故活塞杆强度足够。
2.2.4 计算在各工作阶段液压缸所需流量
直线型运动液压缸只有两种工作状态，即工进与有退回。 速度公式为：V?m s流量公式为：Q=VA
工进时行程为180mm，所需时间为2.5s，故工作速度为 V退回=（180×10-3×60）/2.5=4.32m/min， Q工进=πD2V工进/2.5=8.48L/min。
退回时行程为180mm，所需时间为1.5s，所以V退回=（180×103×60）/2.5=7.2m/min Q退回=π（D2-d2）V退回/4=10.6L/min
2.3链传动的设计计算
13
链传动是应用比较广泛的一种机械传动，特点如下： （1）
链传动为带有中间挠性件的啮合传动，与带传动相比，无滑性滑动和打滑现象，故能保持准确的平均传动比，传动效率高，结构紧凑，传递圆周力大，张紧力比带传动小；
（2）
与齿轮传动相比，链传动能吸振和缓和冲击，结构简单，加工成本低廉，安装精度要求低，适用于较大中心距的传动，能在恶劣环境中工作。
（3）
运转时不能保持恒定的瞬时传动比不宜在载荷变化大和急速反向传动装置中应用；
（4）
工作有噪声，链条铰链易磨损，只能传递平行轴间的同向转运动。
链传动在送料机构中是最重要的传动形式，它直接决定着工件能否准确地被送到需要的位置。本次设计中为了使链条采购方便，采用普遍应列套筒滚子链，初步选取传递功率P0为1.2Kw，链轮的转速n0为20r/min，并且为了使工件能够较好的在水平线上移动，因此选取两链轮的直径大小相同，从而使链条在水平线上传动，达到了使工件平移的目的。 初步选取传动比为i=1。
1.确定链轮齿数Z1，Z2取奇数，链节数Lp为偶数时，可使链条和链轮齿磨损均匀，根据优先选用齿数，（参考资料[5]中表7-4）选取Z1=25。 因为i=Z1/Z2，即1=Z2/25。所以Z2=25。 即从动链轮的齿数为25。 2.设计功率Pd Pd=KAPK2 （1）
式中KA-工况系数，选取KA=1.0，查阅参考资料[6]表（3-5）。P-传递功率，KW；K2-小齿轮数系数，K2=1.35。则Pd=1.0×1.2×0.611=0.73 KW。 3.特定条件下单排链条传递的功率P0
P0?Pa KZKP式中：Kz-从动链轮齿数系数，由参考资料[5]选取Kz=1.34，
14
Kp-排数系数，选取系数Kp=1。 于是P0=0.90 KW。 4.链条节数P
为使传动平稳，结构紧凑，宜采用小节矩单排链。根据P0和n，选取ISO链号为20A，节矩P=31.75（A级链用于重载，高速和重要场合）
5.初定中心距a0
一般取a0 =（30～50）P，无张紧装置时，a０＜２５p，当i＝４时，a０min＝0.2z１(i+1)p，得a０min＝10P．
６.以节距计算初定中心距a０p
a0p?a0 (3) p所以a０p＝40节 ７.链条节数LP
LP?Z1?Z2K?2a0? 2a0P2?Z?Z2?式中，K??1?．知Ｋ＝０．
?2??则LP＝105
为避免使用过度链节,将LP值圆整为偶数,则LP=106. 8.链条长度L
LPL?P
1000代入数据L=3.37m. 9.计算中心距ac
p 当z1=z2时, ac??LP?Z?
2代入数据ac=1285.9mm 10.实际中心距a
为了使链条松边有合适的垂度,需将计算中心距减小(
或无张紧装置的传动,△a取小值,中心距可调的取大值,a=ac*△a.一般△a=(0.002～0.004),选△a=0.003 ac.
11.链条速度v
V?Z1n1P
60?100015