食用菌生產(chǎn)棒料打孔機具設計[含CAD圖和說明書資料打包],含CAD圖和說明書資料打包,食用菌,生產(chǎn),出產(chǎn),打孔,機具,設計,cad,以及,說明書,仿單,資料,打包 畢業(yè)設計(論文) 食用菌生產(chǎn)棒料打孔機具設計 所在學院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指導老師 年 月 日 41 摘 要 食用菌在我國農(nóng)業(yè)經(jīng)濟中位居第6位，僅次于糧、棉、油、菜、果。它由于富含蛋白質(zhì)、維生素及多種人體所必需的氨基酸而日益受到消費者的青睞。 食用菌生產(chǎn)為我國的農(nóng)業(yè)結構調(diào)整、農(nóng)民脫貧致富和發(fā)展外向型農(nóng)業(yè)發(fā)揮了重要作用。食用菌的生產(chǎn)種植是屬于非耕地生產(chǎn)，是立體、高效的生產(chǎn)，它可利用沙石地、坡地、荒地、鹽堿地、林地、房前屋后等各類非耕地，在我國耕地緊缺，食物安全形勢嚴峻的條件下，充分利用非耕地生產(chǎn)食用菌，增加食物供給，其潛力和意義巨大。 本次設計是對食用菌生產(chǎn)棒料打孔機具設計設計的設計。在這里主要包括:傳動系統(tǒng)的設計、帶式輸送機構部位系統(tǒng)的設計這次畢業(yè)設計對設計工作的基本技能的訓練，提高了分析和解決工程技術問題的能力，并為進行一般機械的設計創(chuàng)造了一定條件。 整機結構主要由電動機產(chǎn)生動力通過聯(lián)軸器將需要的動力傳遞到帶輪上，帶輪帶動輸送機構，從而帶動整機運動，提高勞動生產(chǎn)率和生產(chǎn)自動化水平。更顯示其優(yōu)越性，有著廣闊的發(fā)展前途。 本論文研究內(nèi)容： (1) 食用菌生產(chǎn)棒料打孔機具設計總體結構設計。 (2) 食用菌生產(chǎn)棒料打孔機具設計工作性能分析。 (3)電動機的選擇。 (4) 食用菌生產(chǎn)棒料打孔機具設計的傳動系統(tǒng)、執(zhí)行部件及機架設計。 (5)對設計零件進行設計計算分析和校核。 (6)繪制整機裝配圖及重要部件裝配圖和設計零件的零件圖。 關鍵詞：食用菌生產(chǎn)棒料打孔機具設計, 閥門系統(tǒng)，轉(zhuǎn)運，傳動 Abstract Edible fungus ranked sixth in China's agricultural economy, after the grain, cotton, oil, vegetables, fruit. It is because of the essential amino acids are rich in protein, vitamins and a variety of body and increasingly favored by consumers. Mushroom production has played an important role in the adjustment of agricultural structure, China's poverty alleviation and development of export-oriented agriculture. Edible mushroom production plant is belongs to the non arable production, is three-dimensional and highly efficient production, it can use sand land, sloping land, wasteland, saline alkali land, woodland, Fangqianwuhou, all kinds of non cultivated land, under the conditions of China's cultivated land shortage and the situation of food safety is severe, make full use of non cultivated land production of edible fungi, increase the supply of food, a huge potential and significance. This design is the design of edible material punching machines design design of bacteria producing rod. Here mainly includes: transmission system design, belt conveyor structure of the parts of the system design of the graduation design on the design of the basic skills training, enhancing the analysis and to solve engineering problems, and for general mechanical design created certain conditions. Whole structure mainly by the motor generate power through the coupling will need the power delivered to the band wheel, belt wheel drives a conveying mechanism, which led to the movement of the entire machine, improve labor productivity and automation level of production. But also show its superiority, there are broad prospects for the development. The content of this paper: (1) the production of edible mushroom rod drilling machines design overall structure design. (2) the production of edible mushroom rod drilling equipment design performance analysis. (3) the choice of motor. (4) the production of edible mushroom rod transmission system, execution unit and drilling machine rack design. (5) the design of parts design calculation and check. (6) drawing machine assembly and important parts assembly drawings and parts drawings design. Keywords: edible fungi production of the bar punching machines design, valve system, transfer, transmission 目 錄 摘 要 I Abstract II 目 錄 IV 第1章 緒論 1 1.1課題背景及目的 1 1.2自動化輸送線定義 2 1.3 國內(nèi)食用菌發(fā)展現(xiàn)狀 2 1.4 外國食用菌發(fā)展現(xiàn)狀 3 1.5 國內(nèi)的技術裝備現(xiàn)狀 3 第2章 食用菌生產(chǎn)棒料打孔機具設計要求與方案 5 2.1 傳送機構的總體設計 5 2.2 電動機的選擇 5 第3章 輸送機構設計計算 9 3.1同步帶的概述 9 3.1.1同步帶介紹 9 3.1.2 同步帶的特點 10 3.1.3 同步帶傳動的主要失效形式 10 3.1.4 同步帶傳動的設計準則 12 3.1.5 同步帶分類 13 3.2 電機的選取 13 3.3 同步帶傳動計算 16 3.3.1 同步帶計算選型 16 3.3.2 同步帶的主要參數(shù)（結構部分） 19 3.3.3 同步帶的設計 21 3.3.4 同步帶輪的設計 22 3.4 軸的設計及校核 22 3.5 鍵的校核 24 3.6 軸承的校核 25 3.7打孔機具氣缸設計計算 27 3.7.1 初步確系統(tǒng)壓力 27 3.7.2氣缸計算 27 3.7.3 活塞桿的計算校核 30 3.7.4 氣缸工作行程的確定 30 3.7.5 活塞的設計 31 3.7.6 導向套的設計與計算 31 3.7.7 端蓋和缸底的計算校核 32 3.7.8 缸體長度的確定 32 3.7.9 緩沖裝置的設計 32 3.8 氣壓元件選取及工作原理 33 3.8.1 氣源裝置 33 3.8.2 執(zhí)行元件 34 3.8.3 控制元件 34 3.8.4 輔助元件 35 3.8.5 真空發(fā)生器 36 總結 37 參考文獻 38 致 謝 39 第1章 緒論 1.1課題背景及目的 由于現(xiàn)代科學技術的發(fā)展，制造業(yè)歷來是國民經(jīng)濟的重要組成部分為了提高制造業(yè)的技術水平，制造業(yè)在其發(fā)展歷程中一直在進行著不同水平、不同類型的自動化。進人8十年代后，隨著微電子技術和通信技術的吃速發(fā)展，制造業(yè)自動化進人到一個新的姍代一基于計算機的集成制造時代，并且正在向基于人工智能，人—機協(xié)調(diào)，人—自然協(xié)調(diào)的生態(tài)工廠時代邁進。促使制造業(yè)自動化發(fā)展的3個技術因素是:自動化單元技術:自動化的方法學或哲理;與制造業(yè)自動化有關的基礎技術。 工業(yè)自動化技術是一種運用控制理論、儀器儀表、計算機和其他信息技術，對工業(yè)生產(chǎn)過程實現(xiàn)檢測、控制、優(yōu)化、調(diào)度、管理和決策，達到增加產(chǎn)量、提高質(zhì)量、降低消耗、確保安全等目的綜合性高技術，包括工業(yè)自動化軟件、硬件和系統(tǒng)三大部分。 工業(yè)自動化技術作為20世紀現(xiàn)代制造領域中最重要的技術之一，主要解決生產(chǎn)效率與一致性問題。無論高速大批量制造企業(yè)還是追求靈活、柔性和定制化企業(yè)，都必須依靠自動化技術的應用。自動化系統(tǒng)本身并不直接創(chuàng)造效益，但它對企業(yè)生產(chǎn)過程起著明顯的提升作用： （1）提高生產(chǎn)過程的安全性； （2）提高生產(chǎn)效率； （3）提高產(chǎn)品質(zhì)量； （4）減少生產(chǎn)過程的原材料、能源損耗。 據(jù)國際權威咨詢機構統(tǒng)計，對自動化系統(tǒng)投入和企業(yè)效益方面提升產(chǎn)出比約1：4至1：6之間。 特別在資金密集型企業(yè)中，自動化系統(tǒng)占設備總投資10%以下，起到“四兩撥千金”的作用。 傳統(tǒng)的工業(yè)自動化系統(tǒng)即機電一體化系統(tǒng)主要是對設備和生產(chǎn)過程的控制，即由機械本體、動力部分、測試傳感部分、執(zhí)行機構、驅(qū)動部分、控制及信號處理單元、接口等硬件元素，在軟件程序和電子電路邏輯的有目的的信息流引導下，相互協(xié)調(diào)、有機融合和集成，形成物質(zhì)和能量的有序規(guī)則運動，從而組成工業(yè)自動化系統(tǒng)或產(chǎn)品。 在工業(yè)自動化領域，傳統(tǒng)的控制系統(tǒng)經(jīng)歷了繼基地式氣動儀表控制系統(tǒng)、電動單元組合式模擬儀表控制系統(tǒng)、集中式數(shù)字控制系統(tǒng)和集散式控制系統(tǒng)DCS的發(fā)展歷程。 近年來，隨著控制技術、計算機、通信、網(wǎng)絡等技術的發(fā)展，信息交互溝通的領域正迅速覆蓋從工廠的現(xiàn)場設備層到控制、管理各個層次。工業(yè)控制機系統(tǒng)一般是指對工業(yè)生產(chǎn)過程及其機電設備、工藝裝備進行測量與控制的自動化技術工具(包括自動測量儀表、控制裝置)的總稱。今天，對自動化最簡單的理解也轉(zhuǎn)變?yōu)椋河脧V義的機器（包括計算機）來部分代替或完全取代或超越人的體力。 1.2自動化輸送線定義 自動化輸送線生產(chǎn)是生產(chǎn)組織的一種形式。把生產(chǎn)過程劃分為在時間上相等或成倍比的若干工序，并將其分別固定于按工藝過程順序排列的各工作地，勞動對象按一定的節(jié)拍或速度，順次流過各工作地進行加工。對不能或不便移動的操作對象（如建筑物，大型船舶，大型機器及其部件），也可由執(zhí)行各工序的工人，按規(guī)定速度在勞動對象上順序連續(xù)進行各工序加工。誕生于第二次工業(yè)革命時期。 亨利.福特(Henry Ford)于1913年在密歇根州的Highland Park，建立的生產(chǎn)系統(tǒng)。 輸送線生產(chǎn)通過一系列的生產(chǎn)方法，包括使用通用的設備，使生產(chǎn)線上的每項任務都有穩(wěn)定的周期時間，并按照加工工序的順序，使產(chǎn)品能夠迅速、平穩(wěn)的由一個工位“流動”到下一個工位。經(jīng)由生產(chǎn)控制系統(tǒng)，使產(chǎn)品的生產(chǎn)率與最終裝配線上的使用率相符合。 輸送線生產(chǎn)進一步加大了工人的勞動強度，它要求工人進行高強度，高密度作業(yè)，因此它剛誕生時飽受爭議。但時間證明，它是一種極其有效的生產(chǎn)組織。 由于勞動單位不用移動，輸送線生產(chǎn)有極高的效率，它使大規(guī)模批量化生產(chǎn)成為可能。同時，因為生產(chǎn)單位只用對勞動對象進行一部分操作，而無須像以前對勞動對象整體負責，因此使工人技術進一步專業(yè)化。 1.3 國內(nèi)食用菌發(fā)展現(xiàn)狀 我國食用菌是伴隨著改革開放而迅速發(fā)展起來的，只有30年的發(fā)展歷史。但是，在這30年中，卻經(jīng)歷了房前屋后的庭院經(jīng)濟、特種蔬菜生產(chǎn)、成片的集約化和工廠化生產(chǎn)的4大階段。目前集約化的規(guī)模栽培已經(jīng)占到總產(chǎn)量的80%以上[1-3]。產(chǎn)區(qū)由70年代的浙江、福建、廣州、廣西等南方產(chǎn)區(qū)逐漸北擴，進入21世紀以來，食用菌生產(chǎn)已經(jīng)遍及全國大江南北，成為我國重要的經(jīng)濟作物。成為世界食用菌生產(chǎn)第一大國，全球總產(chǎn)的70%以上。 我國的食用菌產(chǎn)業(yè)發(fā)展基本上還屬于一家一戶的家庭式分散小生產(chǎn)，隨著我國經(jīng)濟的發(fā)展和國際市場質(zhì)量要求的不斷提高，這種一家一戶家庭式分散小生產(chǎn)的產(chǎn)品質(zhì)量所具有的不穩(wěn)定性，特別是食品安全不能得到有效控制，不能滿足市場對食品安全要求的需要。特別是我國加入WTO后，國際市場農(nóng)產(chǎn)品門檻不斷提高，這種分散生產(chǎn)方式難以建立生產(chǎn)的可追溯體系，國際市場的開拓受到嚴重制約。這種國內(nèi)外市場要求成為讓我國食用菌生產(chǎn)方式走向組織化、規(guī)?；?、規(guī)范化、標準化的強大推動力[4]。 1.4 外國食用菌發(fā)展現(xiàn)狀 從總體上來說，世界各國食用菌生產(chǎn)的發(fā)展模式大體都會經(jīng)歷由分散、粗放的個體生產(chǎn)到機械化、規(guī)?；?、標準化大生產(chǎn)轉(zhuǎn)變的發(fā)展歷程。而對于發(fā)達國家的食用菌生產(chǎn)來說，他們的機械化生產(chǎn)起步早、投入大、發(fā)展快。 國際上最早實現(xiàn)工廠化周期生產(chǎn)的食用菌是雙孢蘑菇，距今已有60年的發(fā)展歷史。1947年，荷蘭在控制溫度、濕度和通風的條件下進行工廠化生產(chǎn)，并由此開辟了草腐菌工業(yè)化生產(chǎn)的先河。而此后美國、德國、意大利等國相繼實現(xiàn)了對于雙孢蘑菇的機械化與工廠化生產(chǎn)。近年來，東歐的波蘭等國也在迅猛發(fā)展食用菌生產(chǎn)種植。就亞洲而言，日本在20世紀50年代開始，創(chuàng)立了金針菇等木腐菌瓶栽和袋栽的工廠化周年生產(chǎn)模式。20世紀80年代韓國也引進日本生產(chǎn)模式，并根據(jù)自身條件加以改進，生產(chǎn)規(guī)模不斷擴大，栽培技術日臻成熟?，F(xiàn)在已實現(xiàn)從拌料、堆肥、裝袋到發(fā)酵、接種、覆土、噴水、采菇及清床等各個生產(chǎn)環(huán)節(jié)的機械化[5]。同時，他們還采用空調(diào)設備，各種測量儀器以及自動化調(diào)節(jié)控制濕度、水分、溫度、通風、光照等設備與設施，創(chuàng)造出最適宜食用菌生長發(fā)育的環(huán)境，實現(xiàn)了對于鮮菇的周年化均衡生產(chǎn)和市場供給。 發(fā)達國家在食用菌機械化、工業(yè)化生產(chǎn)方面，其技術積累與沉淀雖已相當深厚。但隨著信息、自動控制等高新技術在傳統(tǒng)產(chǎn)業(yè)中的快速滲透，為鞏固和擴大競爭優(yōu)勢，其技術創(chuàng)新力度還將不斷加大，并向著自動化、智能化、精細化、優(yōu)質(zhì)化、國際化方向發(fā)展。規(guī)模以及效益還將進一步加大和提高。 1.5 國內(nèi)的技術裝備現(xiàn)狀 自改革開放以來，我國在消化吸收臺灣、日本知名食用菌生產(chǎn)企業(yè)先進技術的基礎上，相繼自主研發(fā)出了應用于食用菌生產(chǎn)和加工關鍵環(huán)節(jié)的一些相關設備。這些設備的出現(xiàn)對于推動食用菌的生產(chǎn)向機械化、工廠化和規(guī)?；l(fā)展起到了積極的作用[6]。但就總體而言，我國目前的食用菌設備的生產(chǎn)設計還是處于比較低的水平，原有的一些食用菌生產(chǎn)設備制造企業(yè)由于自身技術力量的薄弱，還只是能夠生產(chǎn)一些簡單設備，如小型裝袋機、簡易攪拌機等單獨機械，故食用菌生產(chǎn)的自動化程度低，成套性差，耗時長，生產(chǎn)效率低，勞動強度大，無法滿足我國農(nóng)業(yè)對于食用菌工業(yè)化、產(chǎn)業(yè)化大規(guī)模生產(chǎn)的要求。 因此，總的說來，對于我國食用菌生產(chǎn)的機械化，無論是對于技術的研究開發(fā)還是技術在生產(chǎn)中的應用均處于起步和發(fā)展的初期階段，與國際先進水平相距較大。 第2章 食用菌生產(chǎn)棒料打孔機具設計要求與方案 插上電源，按下啟動按鈕，先啟動工作程序，輸送輥道運行，工作人員將已經(jīng)填裝并密封好好的食用菌菌棒袋放置于V型固定塊上，讓其隨傳送帶的一同前行，當菌棒袋按預定時間運動到消毒區(qū)域時，消毒裝置開始噴灑消毒液，對菌棒袋的待打孔接種位置進行消毒殺菌。隨后，隨傳送帶繼續(xù)向打孔裝置運動，在有V塊固定菌袋的情況下，利用打孔裝置打出相鄰間距為10~15cm的孔徑為φ2cm的待接種孔；接著在皮帶輪的帶動下，繼續(xù)傳送到下一個取種接種機構的位置，并在圓筒齒條取種、接種裝置的作用下，將已成塊狀的食用菌接種塊以合適的力度與位置按壓至菌袋中，最后已完成所有的接種步驟的菌袋隨傳送帶運動至尾端，并由工作人員將其取下保管好。如此便完成對一個菌棒接種的工作。如此循環(huán)，可以極大地發(fā)揮接種機自動化的優(yōu)點，減少人員的工作量，提高效率，這樣可以在同樣時間內(nèi)完成對于大批量菌棒的消毒、打孔、取種、接種，這樣便可以提高產(chǎn)量，創(chuàng)造更多的收入。 2.1 傳送機構的總體設計 輸送機的布置形式可分為：水平型、傾斜型、水平傾斜型、綜合型等。在選擇和確定板式輸送機的布置形式時，我們應從以下幾個方面來考慮： 1.必須滿足工藝要求。即應能符合工藝提出的運輸路線、輸送量和需要在其上面完成的工藝作業(yè)等要求。在本次設計中就是要可以將菌棒袋按適當?shù)乃俣纫来谓?jīng)過各個裝置的加工處理過程。 2.在滿足工藝要求的前提下，應力求最簡潔的布置形式。布置形式越簡單，輸送機線路的轉(zhuǎn)折越少，其運行阻力就越小，對各個部分的要求也就越小，因此可降低制造成本，提高輸送機的經(jīng)濟性[8]。 3.在對輸送機布置時，應充分考慮輸送機與各有關工步的關系。要綜合研究各個方面的情況與要求，追求整體布置的合理性和經(jīng)濟性。 綜合各方面因素的考慮，在本次設計中選擇水平型板式輸送機。 2.2 電動機的選擇 電動機是輸送機的重要組成部分，應遵循以下原則進行選擇 1.功率的選擇原則：選取電動機時必須要明確功率大小、額定轉(zhuǎn)速以及電動機結構形式等方面要滿足此次機械設計的要求。電動機的功率不能選取過小，否則將難于啟動或者造成勉強啟動，使運轉(zhuǎn)電流超過電動機的額定電流，導致電動機過熱以致于最終燒損。電動機的功率也不能選擇太大，否則不但提高成本，而且電動機在低負荷下運行，其功率因數(shù)都不高，造成功率浪費[9]。 2.根據(jù)電動機的工作環(huán)境選擇電動機類型原則：例如在煤礦企業(yè)中選取電機，應采用防護式、封閉式、防爆式電動機：這種電動機的轉(zhuǎn)子，定子繞組等都裝在一個封閉的機殼內(nèi)，能有效的防止灰塵、鐵屑或其它雜物侵入電動機內(nèi)部，但它的密封性不很嚴密，所以還不能在水中工作，“JO”系列電動機屬于這種防護形式[10]。 3.電動機電壓等級的選擇，要根據(jù)電動機的類型，功率以及使用地點的電壓來決定。電動機的額定轉(zhuǎn)速根據(jù)生產(chǎn)機械的要求而決定，一般采用盡量高轉(zhuǎn)速的電動機。 4.在滿足其他條件的前提下優(yōu)先選用結構簡單，運行可靠，維護方便且價格合理的電機。 在綜合了本次機械設計課題的具體要求，以及電動機工作環(huán)境等諸多影響因素后，我們決定選用異步電動機來對工作中的動力需求進行滿足。異步電動機具有結構簡單、維修方便、工作效率高、重量較輕、成本較低、負載特性較硬等特點，可以滿足大多數(shù)工業(yè)生產(chǎn)機械的電力傳動需要。因此，在國民經(jīng)濟的各部門特別是工業(yè)電器部門得到廣泛應用，并作為機床、各種膠帶運輸機械、起重運輸機械、輕工業(yè)等設備及其他通用設備的動力源。它是目前各類電動機中應用最為廣泛、需要最多的一類電動機。 （1） 基于電動機的以上特點，本文選用作為北京和利時電機技術有限公司部分110BYG系列混合式步進電機輸送的驅(qū)動裝置。 圖3.4是北京和利時電機技術有限公司部分110BYG系列混合式步進電機的技術數(shù)據(jù)。 圖3.4 110BYG系列混合式步進電機的技術數(shù)據(jù) 所以根據(jù)計算所得數(shù)據(jù)選擇110BYG350DH-SAKRMA型號的電機，圖3.5是110BYG系列混合式步進電機的型號說明。 圖3.5 110BYG系列混合式步進電機的型號說明 110BYG系列混合式步進電機的外形尺寸，如圖3.6所示。 圖3.6 110BYG系列混合式步進電機的外形尺寸 110BYG系列混合式步進電機的矩頻特性曲線，如圖3.7所示。 圖3.7 110BYG350DH型電機矩頻特性曲線 第3章 輸送機構設計計算 3.1同步帶的概述 3.1.1同步帶介紹 同步帶是綜合了帶傳動、鏈條傳動和齒輪傳動的優(yōu)點而發(fā)展起來的新塑傳動帶。它由帶齒形的一工作面與齒形帶輪的齒槽嚙合進行傳動，其強力層是由拉伸強度高、伸長小的纖維材料或金屬材料組成，以使同步帶在傳動過程中節(jié)線長度基本保持不變，帶與帶輪之間在傳動過程中投有滑動，從而保證主、從動輪間呈無滑差的間步傳動。 同步帶傳動（見圖3-1）時，傳動比準確，對軸作用力小，結構緊湊，耐油，耐磨性好，抗老化性能好，一般使用溫度-20℃―80℃，v<50m/s，P<300kw,i<10,對于要求同步的傳動也可用于低速傳動。 圖3-1 同步帶傳動 同步帶傳動是由一根內(nèi)周表面設有等間距齒形的環(huán)行帶及具有相應吻合的輪所組成。它綜合了帶傳動、鏈傳動和齒輪傳動各自的優(yōu)點。轉(zhuǎn)動時，通過帶齒與輪的齒槽相嚙合來傳遞動力。 同步帶傳動具有準確的傳動比，無滑差，可獲得恒定的速比，傳動平穩(wěn)，能吸振，噪音小，傳動比范圍大，一般可達1:10。允許線速度可達50M/S，傳遞功率從幾瓦到百千瓦。傳動效率高，一般可達98%，結構緊湊，適宜于多軸傳動，不需潤滑，無污染，因此可在不允許有污染和工作環(huán)境較為惡劣的場所下正常工作。 本產(chǎn)品廣泛用于紡織、機床、煙草、通訊電纜、輕工、化工、冶金、儀表儀器、食品、礦山、石油、汽車等各行業(yè)各種類型的機械傳動中。同步帶的使用，改變了帶傳動單純?yōu)槟Σ羵鲃拥母拍?，擴展了帶傳動的范圍，從而成為帶傳動中具有相對獨立性的研究對象，給帶傳動的發(fā)展開辟了新的途徑。 3.1.2 同步帶的特點 (1)、傳動準確，工作時無滑動，具有恒定的傳動比； (2)、傳動平穩(wěn)，具有緩沖、減振能力，噪聲低； (3)、傳動效率高，可達0.98，節(jié)能效果明顯； (4)、維護保養(yǎng)方便，不需潤滑，維護費用低； (5)、速比范圍大，一般可達10，線速度可達50m/s，具有較大的功率傳遞范圍，可達幾瓦到幾百千瓦； (6)、可用于長距離傳動，中心距可達10m以上。 3.1.3 同步帶傳動的主要失效形式 在同步帶傳動中常見的失效形式有如下幾種： (1)、同步帶的承載繩斷裂破壞 同步帶在運轉(zhuǎn)過程中承載繩斷裂損壞是常見的失效形式。失效原因是帶在傳遞動力過程中，在承載繩作用有過大的拉力，而使承載繩被拉斷。此外當選用的主動撈輪直徑過小，使承載繩在進入和退出帶掄中承受較大的周期性的彎曲疲勞應力作用，也會產(chǎn)生彎曲疲勞折斷(見圖3-2)。 圖3-2 同步帶承載繩斷裂損壞 (2)、同步帶的爬齒和跳齒 根據(jù)對帶爬齒和跳齒現(xiàn)象的分析，帶的爬齒和眺齒是由于幾何和力學兩種因素所引起。因此為避免產(chǎn)生爬齒和跳齒，可采用以下一些措施： 1、控制同步帶所傳遞的圓周力，使它小于或等于由帶型號所決定的許用圓周力。 2、控制帶與帶輪間的節(jié)距差值，使它位于允許的節(jié)距誤差范圍內(nèi)。 3、適當增大帶安裝時的初拉力開。，使帶齒不易從輪齒槽中滑出。 4、提高同步帶基體材料的硬度，減少帶的彈性變形，可以減少爬齒現(xiàn)象的產(chǎn)生。 (3)、帶齒的剪切破壞 帶齒在與帶輪齒嚙合傳力過程中，在剪切和擠壓應力作用下帶齒表面產(chǎn)生裂紋此裂紋逐漸向齒根部擴展，并沿承線繩表面延件，直至整個帶齒與帶基體脫離，這就是帶齒的剪切脫落（見圖3-3）。造成帶齒剪切脫落的原因大致有如下幾個： 1、同步帶與帶輪問有較大的節(jié)距差，使帶齒無法完全進入輪齒槽，從而產(chǎn)生不完全嚙合狀態(tài)，而使帶齒在較小的接觸面積上承受過大的載荷，從而產(chǎn)生應力集中，導致帶齒剪切損壞。 2、帶與帶輪在圍齒區(qū)內(nèi)的嚙合齒數(shù)過少，使嚙合帶齒承受過大的載荷，而產(chǎn)生剪切破壞。 3、同步帶的基體材料強度差。 為減少帶齒被剪切，首先應嚴格控制帶與帶輪間的節(jié)距誤差，保證帶齒與輪齒能正確嚙合；其次應使帶與帶輪在圍齒區(qū)內(nèi)的嚙合齒數(shù)等于或大于6，此外在選材上應采用有較高勿切韌擠壓強度的材料作為帶的基體材料。 圖3-3 帶齒的剪切破壞 (4)、帶齒的磨損 帶齒的磨損（見圖3-4）包括帶齒工作面及帶齒齒頂因角處和齒谷底部的廓損。造成磨損的原因是過大的張緊力和忻齒和輪齒間的嚙合干涉。因此減少帶齒的磨損，應在安裝時合理的調(diào)整帶的張緊力；在帶齒齒形設計時，選用較大的帶齒齒頂圓角半徑，以減少嚙合時輪齒的擠壓和刮削；此外應提高同步帶帶齒材料的耐磨性。 圖3-4 帶齒磨損 (5)、同步帶帶背的龜裂(圖3-5) 同步帶在運轉(zhuǎn)一段時期后，有時在帶背會產(chǎn)生龜裂現(xiàn)象，而使帶失效。同步帶帶背產(chǎn) 生龜裂的原因如下， 1、帶基體材料的老化所引起； 2、帶長期工作在道低的溫度下，使帶背基體材料產(chǎn)生龜裂。 圖3-5 同步帶帶背龜裂 防止帶背龜裂的方法是改進帶基體材料的材質(zhì)，提向材料的耐寒、耐熱性和抗老化性能，此外盡量避免同步帶在低溫和高溫條件下工作。 3.1.4 同步帶傳動的設計準則 據(jù)對同步帶傳動失效形式的分析，可知如同步帶與帶輪材料有較高的機械性能，制造工藝合理，帶、輪的尺寸控制嚴格，安裝調(diào)試也正確，那么許多失效形式均可避免。因此，在正常工作條件下，同步帶傳動的主要失效形式為如下三種； (1)同步帶的承載繩疲勞拉斷； (2同步帶的打滑和跳齒； (3)同步帶帶齒的磨損。 因此，同步帶傳動的設計淮則是同步帶在不打滑情況下，具有較高的抗拉強度，保證承線繩不被拉斷。此外，在灰塵、雜質(zhì)較多的工作條件下應對帶齒進行耐磨性計算。 3.1.5 同步帶分類 同步帶齒有梯形齒和弧齒兩類，弧齒又有三種系列：圓弧齒(H系列又稱HTD帶)、平頂圓弧齒(S系列又稱為STPD帶)和凹頂拋物線齒（R系列)。 梯形齒同步帶 梯形齒同步帶分單面有齒和雙面有齒兩種，簡稱為單面帶和雙面帶。雙面帶又按齒的排列方式分為對稱齒型（代號DA)和交錯齒型(代號DB〕。 梯形齒同步帶有兩種尺寸制：節(jié)距制和模數(shù)制。我國采用節(jié)距制，并根據(jù)ISO 5296制訂了同步帶傳動相應標準GB/T 11361～11362-1989和GB/T 11616-1989。 弧齒同步帶 弧齒同步帶除了齒形為曲線形外，其結構與梯形齒同步帶基本相同，帶的節(jié)距相當，其齒高、齒根厚和齒根圓角半徑等均比梯形齒大。帶齒受載后，應力分布狀態(tài)較好，平緩了齒根的應力集中，提高了齒的承載能力。故弧齒同步帶比梯形齒同步帶傳遞功率大，且能防止嚙合過程中齒的干涉。 弧齒同步帶耐磨性能好，工作時噪聲小，不需潤滑，可用于有粉塵的惡劣環(huán)境。已在食品、汽車、紡織、制藥、印刷、造紙等行業(yè)得到廣泛應用。 3.2 電機的選取 （1）粗略計算驅(qū)動電機的功率 已知重量為m=100kg g=10N/kg 總重力G1=mg=1000N 查表3-1得摩擦系數(shù)為0.035 表3.1 摩擦系數(shù)表 作用在載荷N 物品與接觸的底面材料 金屬 木材 硬底板 0～110 0.04 0.045 0.05 110～450 0.035 0.035 0.05 450～900 0.025 0.03 0.045 ≥900 0.02 0.025 0.05 1）驅(qū)動功率計算 則工件受到的摩擦力為： 則移行電機所需牽引力為： 假設直徑R=125mm 假設轉(zhuǎn)速na=61rpm 速度vω=πRna=π×0.125×61=24m/min 設功率安全系數(shù)為1.2，驅(qū)動裝置的效率為0.8，則需要的驅(qū)動功率為： 2）電動機至的總效率η ηc—聯(lián)軸器效率，ηc=0.99 ηb—對滾動軸承效率，ηb=0.99 ηv—帶效率，ηv=0.94 ηcy—效率，ηcy=0。96 估算傳動系統(tǒng)總效率 η=ηvηbηcηcy=0.94×0.99×0.99×0.96=0.88 3） 所需電動機的功率Pd（kw） Pd=Pw/η=0.05/0.88=0.06kw （2） 基于電動機的以上特點，本文選用作為北京和利時電機技術有限公司部分110BYG系列混合式步進電機輸送機床的驅(qū)動裝置。 圖3.4是北京和利時電機技術有限公司部分110BYG系列混合式步進電機的技術數(shù)據(jù)。 圖3.4 110BYG系列混合式步進電機的技術數(shù)據(jù) 所以根據(jù)計算所得數(shù)據(jù)選擇110BYG350DH-SAKRMA型號的電機，圖3.5是110BYG系列混合式步進電機的型號說明。 圖3.5 110BYG系列混合式步進電機的型號說明 110BYG系列混合式步進電機的外形尺寸，如圖3.6所示。 圖3.6 110BYG系列混合式步進電機的外形尺寸 110BYG系列混合式步進電機的矩頻特性曲線，如圖3.7所示。 圖3.7 110BYG350DH型電機矩頻特性曲線 3.3 同步帶傳動計算 3.3.1 同步帶計算選型 設計功率是根據(jù)需要傳遞的名義功率、載荷性質(zhì)、原動機類型和每天連續(xù)工作的時間長短等因素共同確定的，表達式如下： 式中 ——需要傳遞的名義功率 ——工作情況系數(shù)，按表2工作情況系數(shù)選取=1.7； 表2.工作情況系數(shù) 2） 確定帶的型號和節(jié)距 可根據(jù)同步帶傳動的設計功率Pd'和小帶輪轉(zhuǎn)速n1，由同步帶選型圖中來確定所需采用的帶的型號和節(jié)距。 其中Pd=0.63kw，n1=61rpm。查表3-2-2 表3-2-2 選同步帶的型號為H：，節(jié)距為：Pb=8.00mm 3) 選擇小帶輪齒數(shù)z1，z2 可根據(jù)同步帶的最小許用齒數(shù)確定。查表3-3-3得。 查得小帶輪最小齒數(shù)14。 實際齒數(shù)應該大于這個數(shù)據(jù) 初步取值z1=34故大帶輪齒數(shù)為：z2=i×z1=1×z1=34。 故z1=34，z2=34。 4） 確定帶輪的節(jié)圓直徑d1，d2 小帶輪節(jié)圓直徑d1=Pbz1/π=8.00×34/3.14≈86.53mm 大帶輪節(jié)圓直徑d2=Pbz2/π=8.00×34/3.14≈86.53mm 5） 驗證帶速v 由公式v=πd1n1/60000計算得， s﹤vmax=40m/s,其中vmax=40m/s由表3-2-4查得。 10、同步帶帶長及其齒數(shù)確定 =() = =719.7mm 11、帶輪嚙合齒數(shù)計算 有在本次設計中傳動比為1，所以嚙合齒數(shù)為帶輪齒數(shù)的一半，即=17。 12、基本額定功率的計算 查基準同步帶的許用工作壓力和單位長度的質(zhì)量表4-3可以知道=2100.85N，m=0.448kg/m。 所以同步帶的基準額定功率為 ==0.21KW 表4-3 基準寬度同步帶的許用工作壓力和單位長度的質(zhì)量 13、計算作用在軸上力 = =71.6N 3.3.2 同步帶的主要參數(shù)（結構部分） 1、同步帶的節(jié)線長度 同步帶工作時，其承載繩中心線長度應保持不變，因此稱此中心線為同步帶的節(jié)線，并以節(jié)線周長作為帶的公稱長皮，稱為節(jié)線長度。在同步帶傳動中，帶節(jié)線長度是一個重要 參數(shù)。當傳動的中心距已定時，帶的節(jié)線長度過大過小，都會影響帶齒與輪齒的正常嚙合，因此在同步帶標準中，對梯形齒同步帶的各種哨線長度已規(guī)定公差值，要求所生產(chǎn)的同步帶節(jié)線長度應在規(guī)定的極限偏差范圍之內(nèi)（見表4-4）。 表4-4 帶節(jié)線長度表 2、帶的節(jié)距Pb 如圖4-2所示，同步帶相鄰兩齒對應點沿節(jié)線量度所得約長度稱為同步帶的節(jié)距。帶節(jié)距大小決定著同步帶和帶輪齒各部分尺寸的大小，節(jié)距越大，帶的各部分尺寸越大，承載能力也隨之越高。因此帶節(jié)距是同步帶最主要參數(shù)．在節(jié)距制同步帶系列中以不同節(jié)距來區(qū)分同步帶的型號。在制造時，帶節(jié)距通過鑄造模具來加以控制。梯形齒標準同步帶的齒形尺寸見表4-5。 3、帶的齒根寬度 一個帶齒兩側(cè)齒廓線與齒根底部廓線交點之間的距離稱為帶的齒根寬度，以s表示。帶的齒根寬度大，則使帶齒抗剪切、抗彎曲能力增強，相應就能傳動較大的裁荷。 圖4-2 帶的標準尺寸 表4-5 梯形齒標準同步帶的齒形尺寸 4、帶的齒根圓角 帶齒齒根回角半徑rr的大小與帶齒工作時齒根應力集中程度有關t齒根圓角半徑大，可減少齒的應力集中，帶的承載能力得到提高。但是齒根回角半徑也不宜過大，過大則使帶 齒與輪齒嚙合時的有效接觸面積城小，所以設計時應選適當?shù)臄?shù)值。 5、帶齒齒頂圓角半徑八 帶齒齒項圓角半徑八的大小將影響到帶齒與輪齒嚙合時會否產(chǎn)生于沙。由于在同步帶傳動中，帶齒與帶輪齒的嚙合是用于非共扼齒廓的一種嵌合。因此在帶齒進入或退出嚙合時， 帶齒齒頂和輪齒的頂部拐角必然會超于重疊，而產(chǎn)生干涉，從而引起帶齒的磨損。因此為使帶齒能順利地進入和退出嚙合，減少帶齒頂部的磨損，宜采用較大的齒頂圓角半徑。但與齒根圓角半徑一樣，齒頂圓角半徑也不宜過大，否則亦會減少帶齒與輪齒問的有效接觸面積。 6、齒形角 梯形帶齒齒形角日的大小對帶齒與輪齒的嚙合也有較大影響。如齒形角霹過小，帶齒縱向截面形狀近似矩形，則在傳動時帶齒將不能順利地嵌入帶輪齒槽內(nèi)，易產(chǎn)生干涉。但齒形角度過大，又會使帶齒易從輪齒槽中滑出，產(chǎn)生帶齒在輪齒頂部跳躍現(xiàn)象。 3.3.3 同步帶的設計 在這里，我們選用梯形帶。帶的尺寸如表4-6。帶的圖形如圖4-3。 表4-6 同步帶尺寸 型號 節(jié)距 齒形角 齒根厚 齒高 齒根圓角半徑 齒頂圓半徑 H 8 40。 6.12 4.3 1.02 1.02 圖4-3 同步帶 3.3.4 同步帶輪的設計 同步帶輪的設計的基本要求 1、保證帶齒能順利地嚙入與嚙出 由于輪齒與帶齒的嚙合同非共規(guī)齒廓嚙合傳動，因此在少帶齒頂部與輪齒頂部拐角處的干涉，并便于帶齒滑入或滑出輪齒槽。 2、輪齒的齒廊曲線應能減少嚙合變形，能獲得大的接觸面積，提高帶齒的承載能力即在選探輪齒齒廓曲線時，應使帶齒嚙入或嚙出時變形小，磨擦損耗小，并保證與帶齒均勻接觸，有較大的接觸面積，使帶齒能承受更大的載荷。 3、有良好的加了工藝性 加工工藝性好的帶輪齒形可以減少刀具數(shù)量與切齒了作員，從而可提高生產(chǎn)率，降低制造成本。 4、具有合理的齒形角 齒形角是決定帶輪齒形的重要的力學和幾何參數(shù)，大的齒形角有利于帶齒的順利嚙入和嚙出，但易使帶齒產(chǎn)生爬齒和跳齒現(xiàn)象；而齒形角過小，則會造成帶齒與輪齒的嚙合干涉，因此輪齒必須選用合理的齒形角。 3.4 軸的設計及校核 3.4.1 材料 可選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 3.4.2 計算軸的最小直徑 電機軸的直徑為14, 由于軸的直徑小于100mm，且由3個鍵槽，故將軸徑增加15%，即 將軸徑圓整為標準直徑，取d=14mm 3.4.3 軸的結構設計 1、軸的外形結構 2、根據(jù)軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度。 （1）、根據(jù)內(nèi)徑可得d67=30 mm，根據(jù)的寬度可得出L67=20 mm，右側(cè)采用軸肩定為，取d78=38 mm，L78=11 mm。 （2）、初選深溝球軸承D6204，其尺寸為dxDxB=20x47x14,故d45=d910=20 mm，根據(jù)裝配關系取L45=L910=15 mm 。 （3）、5處為一定位軸肩，故取d56=d89=25 mm，根據(jù)裝配關系，計算得L56=L89=383 mm 。 （4）、3處為一定位軸肩，故取d23=d910=16 mm，根據(jù)裝配關系，計算得L23=L910=33 mm。 （5）、1處為軸的最小直徑d=10 mm，攻螺紋，與螺母配合，選擇螺母為 GB/T 6172.1。通過查《機械設計手冊》的螺母厚度m=5 mm，由于采用雙螺母預緊，故取L12=L1213=19 mm。 （6）、4處為一定位軸肩，所以取d34=d1011=18 mm，根據(jù)裝配關系計算得出，L34=L1011=40 mm。 至此已經(jīng)確定了軸的各段長度和直徑。 3.4.4軸的校核 需要驗算傳動軸薄弱環(huán)節(jié)處的傾角荷撓度。驗算傾角時，若支撐類型相同則只需驗算支反力最大支撐處傾角；當此傾角小于安裝齒輪處規(guī)定的許用值時，則齒輪處傾角不必驗算。驗算撓度時，要求驗算受力最大的齒輪處，但通?？沈炈銈鲃虞S中點處撓度（誤差<%3）. 當軸的各段直徑相差不大，計算精度要求不高時，可看做等直徑，采用平均直徑進行計算，計算花鍵軸傳動軸一般只驗算彎曲剛度，花鍵軸還應進行鍵側(cè)擠壓驗算。彎曲剛度驗算；的剛度時可采用平均直徑或當量直徑。一般將軸化為集中載荷下的簡支梁，其撓度和傾角計算公式見【5】表7-15.分別求出各載荷作用下所產(chǎn)生的撓度和傾角，然后疊加，注意方向符號，在同一平面上進行代數(shù)疊加，不在同一平面上進行向量疊加。 ：通過受力分析， 最大撓度： 查【1】表3-12許用撓度； 。 3.5 鍵的校核 鍵和軸的材料都是鋼，由【4】表6-2查的許用擠壓應力,取其中間值，。鍵的工作長度，鍵與輪榖鍵槽的接觸高度。由【4】式（6-1）可得 可見連接的擠壓強度足夠了，鍵的標記為： 3.6 軸承的校核 ⑴、軸軸承的校核 Ⅰ軸選用的是深溝球軸承6206，其基本額定負荷為19.5KN, 由于該軸的轉(zhuǎn)速是定值，所以齒輪越小越靠近軸承，對軸承的要求越高。根據(jù)設計要求，應該對Ⅰ軸未端的滾子軸承進行校核。 ②軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 ∴ 受力 根據(jù)受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為: 在水平面： 在水平面： ∴ ④因軸承在運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，又由于不受軸向力，【4】表13-6查得載荷系數(shù)，取，則有： ⑤軸承的壽命計算:所以按軸承的受力大小計算壽命 故該軸承6206能滿足要求。 ⑵、其他軸的軸承校核同上，均符合要求。 第4章 氣缸設計 4.1 打孔機具氣缸設計我們可以計算出 4.1.1 初步確系統(tǒng)壓力 表3-1 按負載選擇工作壓力[1] 負載/ KN <5 5~10 10~20 20~30 30~50 >50 工作壓力/MPa < 0.8~1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~5 ≥5 表3-2 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力[1] 機械類型 機 床 農(nóng)業(yè)機械 小型工程機械 建筑機械 氣鑿巖機 氣機 大中型挖掘機 重型機械 起重運輸機械 磨床 組合 機床 龍門 刨床 拉床 工作壓力/MPa 0.8~2 3~5 2~8 8~10 10~18 20~32 由表2-1和表2-2可知，初選氣缸的設計壓力P1=1MPa 4.1.2氣缸我們可以計算出 估算要驅(qū)動的負載大小（打孔力）為150N，考慮到氣缸未加載時實際所能輸出的力，受氣缸活塞和缸筒之間的摩擦、活塞桿與前氣缸之間的摩擦力的影響，并考慮到機械爪的質(zhì)量。在研究氣缸的性能和確定氣缸的缸徑時，常用到負載率β： 由《液壓與氣壓傳動技術》表5.1： 表5.1 氣缸的運動狀態(tài)與負載率 阻性負載（靜負載） 慣性負載的運動速度v 運動的速度v=50mm/s，取β=0.60，所以實際的氣缸缸負載的大小為：F=F0/β=250N （2） 氣缸內(nèi)徑的確定 表5.2 氣缸內(nèi)徑確定公式 項目 我們可以計算出公式 缸 徑 雙作用氣缸 推力 拉力 表1 氣缸內(nèi)徑系列GB/T2348-1980mm 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 100 125 160 200 250 320 400 500 按GB/T2348-1980，取標準值D=20mm 查《氣傳動與控制手冊》根據(jù)桿徑比d/D，一般的選取原則是：當活塞桿受拉時，一般選取d/D=0.3-0.5，當活塞桿受壓時，一般選取d/D=0.5-0.7。 活塞桿直徑d=0.45D=9mm 取d=10（標準直徑） 表2 活塞桿直徑系列 4 5 6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360 400 (1) 氣缸缸體厚度我們可以計算出 缸體是氣缸中最重要的零件，當氣缸的工作壓力較高和缸體內(nèi)經(jīng)較大時，必須進行強度校核。缸體的常用材料為20、25、35、45號鋼的無縫鋼管。在這幾種材料中45號鋼的性能最為優(yōu)良，所以這里選用45號鋼作為缸體的材料。 式中，代表的意思是實驗壓力，MPa。當氣缸額定壓力Pn5.1 MPa時，Py=1.5Pn，當Pn16MPa時，Py=1.25Pn。 []代表的意思是缸筒材料許用應力，N/mm。[]=，為材料的抗拉強度。 注：1.額定壓力Pn 額定壓力又稱公稱壓力即系統(tǒng)壓力，Pn=1MPa 2.最高允許壓力Pmax Pmax1.5Pn=1.251=1.25MPa 氣缸缸筒材料采用45鋼，則抗拉強度：σb=600MPa 安全系數(shù)n按《氣傳動與控制手冊》P243表2—10，取n=5。 則許用應力[]==120MPa = =0.2083mm 則氣缸缸體外徑為50mm。 3.缸筒結構設計 缸筒兩端分別與缸蓋和缸底鏈接，構成密封的壓力腔，因而它的結構形式往往和缸蓋及缸底密切相關[6]。因此，在設計缸筒結構時，應根據(jù)實際情況，選用結構便于裝配、拆卸和維修的鏈接形式，缸筒內(nèi)外徑應根據(jù)標準進行圓整。 4.1.3 活塞桿的我們可以計算出校核 2.活塞桿強度我們可以計算出： <90mm （4-4） 式中 代表的意思是代表的意思是許用應力；（Q235鋼的抗拉強度為375-500MPa，取400MPa，為位安全系數(shù)取5，即活塞桿的強度適中） 3．活塞桿的結構設計 活塞桿的外端頭部與負載的拖動油馬達機構相連接，為了避免活塞桿在工作生產(chǎn)中偏心負載力，適應氣缸的安裝要求，提高其作用效率，應根據(jù)負載的具體情況，選擇適當?shù)幕钊麠U端部結構。 4.活塞桿的密封與防塵 活塞桿的密封形式有Y形密封圈、U形夾織物密封圈、O形密封圈、V形密封圈等[6]。采用薄鋼片組合防塵圈時，防塵圈與活塞桿的配合可按H9/f9選取。薄鋼片厚度為0.5mm。為方便設計和維護，本方案選擇O型密封圈。 4.1.4 氣缸工作行程的確定 氣缸工作行程長度可以根據(jù)執(zhí)行機構實際工作的最大行程確定，并參照表4-4選取標準值。氣缸活塞行程參數(shù)優(yōu)先次序按表4-4中的a、b、c選用。 表4-4（a）氣缸行程系列（GB 2349-80）[6] 25 50 80 100 125 160 200 250 320 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3200 4000 表4-4（b） 氣缸行程系列（GB 2349-80）[6] 40 63 90 110 140 180 220 280 360 450 550 700 900 1100 1400 1800 2200 2800 3600 表4-4（c） 氣缸形成系列（GB 2349-80）[6] 240 260 300 340 380 420 480 530 600 650 750 850 950 1050 1200 1300 1500 1700 1900 2100 2400 2600 3000 3400 3800 根據(jù)設計要求知快速接近工件，行程根據(jù)任務書要求，根據(jù)表3-8，可選取氣缸的工作行程為50mm 4.1.5 活塞的設計 由于活塞在氣力的作用下沿缸筒往復滑動，因此，它與缸筒的配合應適當，既不能過緊，也不能間隙過大。配合過緊，不僅使最低啟動壓力增大，降低機械效率，而且容易損壞缸筒和活塞的配合表面；間隙過大，會引起氣缸內(nèi)部泄露，降低容積效率，使氣缸達不到要求的設計性能。考慮選用O型密封圈。 4.1.6 導向套的設計與我們可以計算出 1.最小導向長度H的確定 當活塞桿全部伸出時，從活塞支承面中點到到導向套滑動面中點的距離稱為最小導向長度[1]。影響氣缸工作性能和穩(wěn)定性。因此，在設計時必須保證氣缸有一定的最小導向長度。根據(jù)經(jīng)驗,當氣缸最大行程為L,缸筒直徑為D時,最小導向長度為: （4-5） 一般導向套滑動面的長度A，在缸徑小于80mm時取A=(0.6~1.0)D，當缸徑大于80mm時取A=(0.6~1.0)d.?；钊麑挾菳取B=(0.6~1.0)D。若導向長度H不夠時,可在活塞桿上增加一個導向套K(見圖4-1)來增加H值。隔套K的寬度。 圖4-1 氣缸最小導向長度[1] 因此:最小導向長度，取H=9cm； 導向套滑動面長度A= 活塞寬度B= 2.導向套的結構 導向套有普通導向套、易拆導向套、球面導向套和靜壓導向套等，可按工作情況適當選擇。 4.1.7 端蓋和缸底的我們可以計算出校核 在單活塞氣缸中，有活塞桿通過的端蓋叫端蓋，無活塞桿通過的缸蓋叫缸頭或缸底。端蓋、缸底與缸筒構成密封的壓力容腔，它不僅要有足夠的強度以承受氣力，而且必須具有一定的連接強度。端蓋上有活塞桿導向孔（或裝導向套的孔）及防塵圈、密封圈槽，還有連接螺釘孔，受力情況比較復雜，設計的不好容易損壞。 1.端蓋的設計我們可以計算出 端蓋厚h為： 式中 D1代表的意思是螺釘孔分布直徑，cm； P代表的意思是壓力，； 代表的意思是密封環(huán)形端面平均直徑，cm； 代表的意思是材料的許用應力，。 2.缸底的設計 缸底分平底缸，橢圓缸底，半球形缸底。 4.1.8 缸體長度的確定 氣缸缸體內(nèi)部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還需要考慮到兩端端蓋的厚度[1]。一般氣缸缸體長度不應大于缸體內(nèi)經(jīng)的20~30倍。取系數(shù)為5,則氣缸缸體長度：L=5*10cm=50cm。 4.1.9 緩沖裝置的設計 氣缸的活塞桿（或柱塞桿）具有一定的質(zhì)量，在氣力的驅(qū)動下運動時具有很大的動量。在它們的行程終端，當桿頭進入氣缸的端蓋和缸底部分時，會引起機械碰撞，產(chǎn)生很大的沖擊和噪聲。采用緩沖裝置，就是為了避免這種機械撞擊，但沖擊壓力仍然存在，大約是額定工作壓力的兩倍，這就必然會嚴重影響氣缸和整個氣系統(tǒng)