再由所设计切割机的切割受力示意图（如图2-5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（4）工作压力当前所用的液压缸的负载小于的工作压力一般在左右 ， 所以选取其正常工作压力为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 。

22、量 ， 所以在缸径选择时 ， 其工作压力一般按计算 。
（5）缸径选择图2-5 棒料切割机受力示意图1-砂轮片；2-液压缸理论推力为时 ， 需选择其缸径为 。
考虑到安全系数 ， 初选缸径为 。
（6）行程大小根据机构简图（如图2-6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2-6中虚线部分）时 ， 连杆所转过的角度为 ， 此时砂轮直径为最小直径 。
图2-6 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 ， 在终了位置时测得液压缸的总长为 ， 所以在此过程中气缸的行程（2-15）即升降液压缸的行程为（7）液压缸稳定性校核 1) 液压缸直径校核液压工作压力, 。

23、则液压缸直径= (2-16)取 。
考虑到安全系数 ， 选缸径为合理 。
2)液压缸活塞杆选择及校核(2-17)=故设计符合要求 。
由 ， 可计算出活塞杆直径(2-18)可取活塞杆直径 。
通过公式 (2-19)对进行校核 ， 其中 ；则 选活塞杆直径为的液压缸符合要求 。
在所需要的的前提下 ， 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,但考虑到安全性 ， 安全因数应大于规定的许用安全因数 ， 以免发生纵向弯曲 ， 破坏液压缸的正常工作 。
（为液压缸杆工作负载；=46）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(2-20)其中:截面的惯性矩： ；杆件的两端都是铰链 。

24、连接：；(2-21)(2-22）则所选取的杆长不超过 ， 且大于行程 ， 所以选取液压缸活塞杆的长度 ，3) 缸筒壁厚的计算缸筒壁厚可按薄壁筒公式计算:(2-23)式中： 缸筒壁厚；液压缸内径；实验压力 ， 取；材料为：ZQ的许用应力6可计算出壁厚 (2-24)因此 ， 液压缸外径 (2-25)(8)确定液压缸型号综上所述 ， 根据液压与气压传动 ， 选用型的标准液压缸ZQ-60/12200-F27合适 ， 缸径为 ， 活塞杆直径为 ， 液压缸行程为 ， 带防尘罩F数量为 。
2.4.5 滚动轴承的选取及校核 在结构设计中 ， 采用了既有转速高的优点 ， 又能够承受少量轴向力的角接触球轴承 ， （其中轴向力的主要来源是安装或拆卸带轮时所承受的载荷估 。

25、算载荷大小为100N） 。
据分析 ， 在安装和拆卸带轮时的力相同的情况下 ， 拆卸带轮时 ， 轴承所受的力更大 ， 所以选取轴向力的方向向右 ， 如图2-6所示 。
图中M为电极的输出转矩 ， F为砂轮的切割阻力 ， 在切割过程中 ， 电极的输出转矩与砂轮所受的切割阻力矩大小相同 ， 方向相反 ， 在切割时相互抵消 ， 所以在计算过程中不再考虑电极输出转矩和切割阻力对轴承的影响 。
由于轴承受一定的轴向力 ， 所以选取接触角的角接触球轴承 。
其代号为7207ACJ7,基本额定动载荷 ， 基本额定静载荷 8 。
轴承的校核计算（1）计算轴承所受的径向力、 ， 其受力如图2-6所示由力矩平衡条件得径向力 （2-26）由得径向力（2-27） 图2-6 轴承计算简图（2） 。

26、计算派生轴向力、所选的轴承型号为7207ACJ ， 其派生轴向力则 （2-28）（2-29）（3）求轴承所受的轴向力、 故轴承2被压紧 ， 轴承1被放松 ， 所以有（4）计算当量动载荷、（2-30）（2-31）由简明机械零件手册查得7207ACJ型轴承的轴向载荷影响的判断系数9因为， 所以 ； ， 所以 由机械设计查得 ， 当轴承受中等冲击或中等惯性力时 ， 取载荷系数4 ， 由于轴承1、2均不受力矩载荷的作用 ， 所以取 ，。
则 （2-32）（2-33）（5）计算所需轴承的动载荷由机械设计查得 ， 当轴承的工作温度小于时 ， 其温度系数4 比较两当量动载荷知 ， 所以应该按计算 （球轴承应取）则所需轴承的额定动载荷为（2-34）（6）确 。

27、定轴承型号由简明机械零件手册查得轴径时 ， 应选轴承的代号为7207ACJ8 ， 其额定载荷为 。
故选用代号为7207ACJ的轴承合适 。
3 夹紧部分设计3.1 夹紧机构设计要求 夹紧机构不但要求在切割之前机械手能够根据事先收到的信号准确地运动到每个工位 ， 而且在切割过程中要夹紧运动着的棒料 ， 使砂轮与棒料同步 。

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标题：切割机|棒料切割机的设计( 四 )