（定稿）植物蛋白及豆乳酸奶系列饮品生产基地建设项目建议书（喜欢就下吧）

假设螺钉的直径，材料为钢，那么查手册可得螺钉的几何尺寸，由式可得螺钉的危险截面面积由式可得螺钉的应力由于螺钉的性能等级拉伸强度极限屈服极限螺钉的疲劳极限由式可得极限应力由表可查得尺寸系数，螺纹应力集中系数，各圈螺纹牙受力分配不均系数，螺纹制造工艺系数。

由式可得许用应力其中安全系数该螺栓符合要求。

丝杠的校核最大工作载荷的计算工作台所受到进给方向的载荷，受到的横向载荷，已知移动部件总重量，按矩形导轨进行计算，按颠覆力矩影响系数，滚动导轨上的摩擦系数。

求得滚珠丝杠副的最大工作载荷丝杠转速动载荷，未找到引用源。

由式可得最大工作载荷最大动工作载荷的计算设调整速度，初选丝杠导程。

由式可得丝杠转速取滚珠丝杠的使用寿命，代入，得丝杠寿命系数单位为。

查表，取载荷系数，滚道硬度为时，取硬度系数，代入式中，求得最大由式可得动载荷，未找到引用源。

初选型号根据计算出的最大动载荷初选的丝杠导程，选择济宁博特精密丝杠制造有限公司生产的系列型滚珠丝杠副，为内循环固定反向器单螺母式，其公称直径为，导程为，循环滚珠为圈系列，精度等级取级，额定动载荷为，大于，满足要求。

导轨的校核滑动直线导轨副是竖直安装，最高移动速度，单向行程长度，每分钟往返次数，每天工作小时，年工作日天，寿命年。

任务书规定加工范围为，考虑工作行程应留有定余量，查表选取导轨的长度为。

由使用条件，选择使用两根导轨滑块移动，滑块的装配螺栓取下方向。

工作载荷是影响直线滑动导轨副使用寿命的重要因素。

倒棱机工作台为水平布置，采用双导轨的支撑形式。

单滑块所受的最大垂直方向载荷为抗距离额定寿命导轨副的滑道硬度力为，硬度系数，工作温度不超过，温度系数，每根导轨上配有两只滑块，接触系数，无明显外部冲击或震动的低速运动场合，载荷系数，为基本额定动载荷，查表得，为计算载荷代入下式，得距离寿命由式可得单滑块所受的最大垂直方向载荷为抗由式可得距离额定寿命用小时表示的额定寿命所以该导轨满足要求导。

选择计算轴承的选择由条件可知，轴承的径向载荷。

轴向载荷很小，有轻微冲击。

轴颈直径，轴承预期使用寿命，转速可靠度。

当量动载荷额定动载荷初选轴承型号为，查手册可得，轴承的径向基本额定静载荷，判断系数，径向动载荷系数，轴向动载荷系数，冲击载荷系数。

由式可得当量动载荷由式可得额定动载荷查手册，基本额定动载荷选用深沟球轴承可以满足要求。

碟簧的选择碟形弹簧简称碟簧，它是种由钢板冲压成碟形的薄板弹簧，体积小，承载能力大，加压均匀，缓冲和减震能力强，采用不同的组合叠合或对合可以得到不同的负荷非线性渐增性零刚度及负刚度的变性特性曲线。

它最显著的优点是能在很小的变形条件下，承受范围变化很大的载荷，从而可以大大地减小主机的体积和重量。

负荷方向轴向尺寸较小，径向横向尺寸较大，呈扁平型，而承载能力又较大，因此薄片形碟簧非常适合于轴向空间紧凑，横向空间较宽面负荷较大的场合。

薄片形很容易按需要组合成各种组合件，可实行积木式的装配和更换，因此给维修带来方便。

碟簧的吸振性能不低于圆柱螺旋弹簧，当采用叠合组合时，由于碟簧片之间的磨擦而具有较大的阻尼，消耗冲击能量。

我国碟形弹簧国家标准列出了三个尺寸系列的普通碟形弹簧供选用，材料为和。

最小碟簧外径为，最大碟簧外径为。

单片碟簧最小工作负荷为，最大负荷可达。

如标准正找不到合适的碟簧尺寸，可自行设计。

碟簧可用作重型机器桥梁，大炮的支承缓冲吸振弹性元件等。

其截面为矩形，在承受轴向负荷后，截面的锥底角减小，碟簧产生轴向压缩变形般当碟簧厚度时，因受负荷较小，支承部分为两个圆当碟簧厚度时，因受负荷较大，可在内外缘加工成导师的悉心指导下，我完成了本科毕业论文的写作。

在此，我衷心地感谢老师针对论文中每阶段研究内容所给与我的专业指导与建议，我对于所研究课题在学术水平上的每点滴进步都凝结着他辛勤汗水，同时，他渊博的学识及敬业精神严谨务实的学术态度始终督促着我在研究中不断地超越自我，追求更大的进步，使我终身受益。

我要感谢机械学院的全体老师在我大学四年中对于专业知识学习方面的教授与关怀，这也是我能够完成专业论文写作的基础。

感谢天津理工大学给我们创造的良好学习环境及配备的高水平的师资力量及所提供的丰富的学术研究资源，这些都为论文写作提供的基础条件。

此外，还要感谢机械学院的各位领导都论文写作的大力支持。

在论文的写作过程中，我遇到了很多困难，是家人和身边同学的鼓励与支持在精神上不断地鞭策着我继续前进下去，在此我要衷心地感谢他们，正是因为有了他们，我的论文才能顺利完成。

最后，在即将结束大学学习生活之际，我要对以上所有关心帮助过我的人再次表示衷心的感谢，他们都将是我人生中最美好的回忆。

支承面。

碟簧的主要尺寸有外径，内径以锥高度，厚度，般在端受载，另端支于支承面上，其主要结构和尺寸见图。

图碟簧尺寸图初定碟形弹簧为系列类，弹簧的外径，内径，锥高度，厚度，选用对合组合碟簧组合方式对合组合碟簧由个相向同规格的碟簧组成见图。

图组合碟簧压平弹簧时的载荷对合组合的片数未受载荷是的自由高度弹簧压平时，点的应力弹簧的刚度式中单个弹簧的载荷弹簧的厚度碟形弹簧压平时的变形量的计算值单片碟形弹簧的变形量碟形弹簧外径泊松比弹性模量计算系数由式可得压平弹簧时的载荷式中无支承面由，，可查得单片碟形弹簧的变形量由式可得对合组合的片数取片由式可得未受载荷是的自由高度由式可得弹簧压平时，点的应力超计中的注意问题尽量使液压缸的活塞杆在受拉状态下承受最大负载，或在受压状态下具有良好的纵向稳定性。

考虑液压缸行程终了处的制动问题和液压缸的排气问题。

缸内如无缓冲装置和排气装置，系统需有相应的措施。

根据主机的要求和结构设计要求，正确确定液压缸的安装固定方式。

但液压缸只能端定位。

液压缸各部分的结构需根据推荐的结构形式和设计标准进行设计，尽可能做到结构简单紧凑，加工装配和维修方便。

液压缸推力的确定，见式式式中工作负载摩擦阻力可粗略地估计为惯性负载对运动质量小，速度慢而起动时间长的其值很小可以不计回油阻力，对柱塞油缸或没有背压的活塞油缸，可认为。

液压缸的工作负载为托轮的支承力，取最大值。

确定油缸的工作压力压力的选择要根据载荷的大小和设备类型而定，还要考虑执行元件的装配空间经济条件及元件供应情况等的限制。

在载荷定的情况下，工作压力低，势必要加大执行元件的结构尺寸，对些设备来说，尺寸要受到限制，从材料消耗的角度看也不经济，反之，压力选得太高，对泵缸阀等元件的材质密封制造精度也要求很高，必然要提高设备成本。

般来说，对于固定的尺寸不太受限的设备，压力可以选得低些，行走机械重载设备压力要选得高些。

液压系统按照工作压力的高低分成几个不同的等级低压系统，中压系统，中高压系统，高压系统，超高压系统以上。

油缸的工作压力还不是系统的工作压力，系统的压力般是指泵的出口压力，是系统的最高可能达到的压力。

从泵出口到油缸的入口之间，通常还有许多元件以及连接管路存在，油液流经这些元件和管路时，不可避免地要产生压力损失，最后使油缸入口的压力低于泵的出口压力。

由于千斤顶的推力很大，为了使结构紧凑，般多采用高压系统。

拟选用的工作压力。

考虑到系统的阻力损失，扣除，因而油缸工作压力只。

液压缸主要几何尺寸的计算液压缸的主要几何尺寸包括液压缸内径和活塞杆直径等。

液压缸内径，见式。

式查液压设计手册按表圆整取活塞杆直径根据速度比的要求来计算活塞杆直径，见式。

式式中速度比，查液压设计手册按表取。

查液压设计手册按表圆整取液压缸缸筒长度液压缸的缸筒长度由最大工作行程长度决定，缸筒的长度般最好不超过其内径的倍。

④活塞的宽度活塞的宽度，般取，液压缸结构参数的计算液压缸的结构参数，主要包括缸筒壁厚缸底厚度等液压缸厚度对于中高压系统，液压缸缸筒厚度般按厚壁筒计算，缸体材料为，则缸筒厚度应按第四强度理论计算，见式。

式式中试验压力，缸体材料的许用应力，。

取缸底厚度，见式。

平形缸底，当缸底无油孔时式则液压缸的外径，见式。

式则④活塞杆强度验算，见式。

式查机械设计手册钢活塞杆强度合格液压缸稳定性校核对受压的活塞杆来和性能取决于所采用的各类液压元件的安排连接或组合方式，根据千斤顶的运作过程分析，设计液目，螺栓数目，考虑摩擦传力的可靠系数，。

假设螺钉的直径，材料为钢，那么查手册可得螺钉的几何尺寸，由式可得螺钉的危险截面面积由式可得螺钉的应力由于螺钉的性能等级拉伸强度极限屈服极限螺钉的疲劳极限由式可得极限应力由表可查得尺寸系数，螺纹应力集中系数，各圈螺纹牙受力分配不均系数，螺纹制造工艺系数。

由式可得许用应力其中安全系数该螺栓符合要求。

丝杠的校核最大工作载荷的计算工作台所受到进给方向的载荷，受到的横向载荷，已知移动部件总重量，按矩形导轨进行计算，按颠覆力矩影响系数，滚动导轨上的摩擦系数。

求得滚珠丝杠副的最大工作载荷丝杠转速动载荷，未找到引用源。

由式可得最大工作载荷最大动工作载荷的计算设调整速度，初选丝杠导程。

由式可得丝杠转速取滚珠丝杠的使用寿命，代入，得丝杠寿命系数单位为。

查表，取载荷系数，滚道硬度为时，取硬度系数，代入式中，求得最大由式可得动载荷，未找到引用源。

初选型号根据计算出的最大动载荷初选的丝杠导程，选择济宁博特精密丝杠制造有限公司生产的系列型滚珠丝杠副，为内循环固定反向器单螺母式，其公称直径为，导程为，循环滚珠为圈系列，精度等级取级，额定动载荷为，大于，满足要求。

导轨的校核滑动直线导轨副是竖直安装，最高移动速度，单向行程长度，每分钟往返次数，每天工作小时，年工作日天，寿命年。

任务书规定加工范围为，考虑工作行程应留有定余量，查表选取导轨的长度为。

由使用条件，选择使用两根导轨滑块移动，滑块的装配螺栓取下方向。

工作载荷是影响直线滑动导轨副使用寿命的重要因素。

倒棱机工作台为水平布置，采用双导轨的支撑形式。

单滑块所受的最大垂直方向载荷为抗距离额定寿命导轨副的滑道硬度力为，硬度系数，工作温度不超过，温度系数，每根导轨上配有两只滑块，接触系数，无明显外部冲击或震动的低速运动场合，载荷系数，为基本额定动载荷，查表得，为计算载荷代入下式，得距离寿命由式可得单滑块所受的最大垂直方向载荷为抗由式可得距离额定寿命用小时表示的额定寿命所以该导轨满足要求导。

选择计算轴承的选择由条件可知，轴承的径向载荷。

轴向载荷很小，有轻微冲击。

轴颈直径，轴承预期使用寿命，转速可靠度。

当量动载荷额定动载荷初选轴承型号为，查手册可得，轴承的径向基本额定静载荷，判断系数，径向动载荷系数，轴向动载荷系数，冲击载荷系数。

由式可得当量动载荷由式可得额定动载荷查手册，基本额定动载荷选用深沟球轴承可以满足要求。

碟簧的选择碟形弹簧简称碟簧，它是种由钢板冲压成碟形的薄板弹簧，体积小，承载能力大，加压均匀，缓冲和减震能力强，采用不同的组合叠合或对合可以得到不同的负荷