柱狀殼體切邊送料機構設計

柱狀殼體切邊送料機構設計,柱狀殼體切邊送料機構設計,柱狀,殼體,切邊,機構,設計 柱狀殼體切邊送料機構設計 總計：畢業(yè)論文： 26 頁表 格： 3 表插 圖： 18 幅 指導教師 評 閱 人： 完成時間： 2017 年 5 月 21 日 摘 要 目前壓縮機外殼切邊和送料基本上是分開加工的，工人勞動強度高而且生產(chǎn)效率低下；隨著全球氣候不斷變暖的趨向和人類社會物質生活水平的持續(xù)提高對空調系統(tǒng)進行降溫的需求越來越高，然而空調的壓縮機外殼的制造技術并沒有顯著的提高從而導致壓縮機加工的生產(chǎn)效率十分低下。 論文研究的主要內容如下： 對切邊送料機構的整體設計方案進行細致的研究，主要研究了在滿足自動化要求前提下，機構運動原理及整體結構；通過基本的被輸送零件殼體的外形分析，故本設計采用四轉臂回轉循環(huán)送料，四轉臂采用可更換設計方便輸送不同尺寸的零件，根據(jù)具體的被輸送零件切換四轉臂的尺寸大小，并對其運動狀態(tài)進行分析。 運用 SolidWorks 軟件對整體結構設計進行了三維仿真設計和模擬裝配，并解決裝配過程中可能遇到的問題并進行改進。 本設計方案對其他機械零件的切邊送料機構的設計具有一定的參考應用價值。 關鍵詞：送料；切邊；機構設計；四轉臂；液壓缸 I ABSTRACT The compressor casing cutting and feeding basically is processed separately, high labor intensity and low production efficiency; with the continuous improvement of the global climate warming trend and the human society material life level of the air conditioning system to cool the increasingly high demand, but the manufacturing technology of air conditioning compressor shell was not significantly to improve the resulting compressor processing efficiency is very low. The main contents of this paper are as follows: A detailed research on the overall design scheme of the feeding mechanism of the cutting edge, is mainly discussed in this paper can meet the demand of automation under the premise of the mechanism movement principle and overall structure; through the basic shape of the shell is conveying parts analysis, so this design using four arm rotary feeding cycle, four rotating arms can be replaced by the design of convenient transportation different size of the parts according to the conveying parts switch four rotating arms the size of concrete, and the state of motion analysis. SolidWorks software is used to carry out the 3D simulation design and simulation assembly of the whole structure design, and to solve the problems that may be encountered during the assembly process and to improve them. This design has certain reference value for the design of the cutting edge feeding mechanism of other mechanical parts. Key Words：Feeding; cutting edge; mechanism design; four arm; Hydraulic cylinder II 目 錄 摘 要.................................................................................................................. I ABSTRACT................................................................................................................ II 1 緒 論................................................................................................................ 1 1.1 課題選擇的意義..................................................................................... 1 1.2 課題選擇的必要性................................................................................. 1 1.3 壓縮機制冷系統(tǒng)的工作原理................................................................. 1 2 總體方案............................................................................................................ 4 2.1 柱狀殼體切邊送料機構設計................................................................. 4 2.2 主體機構圖............................................................................................. 5 2.3 壓縮機殼體外形..................................................................................... 5 3 整體機構設計.................................................................................................... 6 3.1 夾緊機構................................................................................................. 6 3.2 循環(huán)機構的設計..................................................................................... 7 4 電機的選擇...................................................................................................... 10 4.1 電機的選擇........................................................................................... 10 5 主軸的設計和校核.......................................................................................... 11 5.1 主軸的設計........................................................................................... 11 5.2 主軸壽命的校核................................................................................... 14 5.3 鍵的校核............................................................................................... 15 5.4 軸的配合............................................................................................... 16 6 三維建模裝配.................................................................................................. 20 6.1 旋轉機構建模.......................................................................................... 20 6.2 切邊機構建模.......................................................................................... 22 6.3 主體結構總裝建模.................................................................................. 22 7 結 論.............................................................................................................. 25 參 考 文 獻.......................................................................................................... 26 - I - 柱狀殼體切邊送料機構設計 1 緒論 1.1 課題選擇的意義 機械工業(yè)的生產(chǎn)水平是一個國家現(xiàn)代化建設的主要標志之一，我國加入世界貿易組織以后，對于我國的機械工業(yè)的發(fā)展既是一個很好的機遇，又是一個十分嚴峻且困難的挑戰(zhàn)。要達到節(jié)省勞動動力降低生產(chǎn)成本的目的，只有實現(xiàn)機械自動化生產(chǎn)，增快制造速度，才能使我國的經(jīng)濟發(fā)展速度得到有效的提升，增加我國的人均收入，只有提速社會主義現(xiàn)代化的建設，才能從根本上減小我國與發(fā)達國家的差距。 壓縮機的用量成逐年上升的趨勢，我國的壓縮機從九十年代的 90%不怎么暢銷，而今年已經(jīng)擁有了龐大的生產(chǎn)線，而且產(chǎn)量是九十年代的幾十倍。雖然有產(chǎn)量有了大幅度的提高，但是我們的壓縮機還是供不應求。所以，我們要求擁有自動的生產(chǎn)線，使機器自動化生產(chǎn)。本設計的外殼切邊送料機構就是實現(xiàn)了外殼切邊的自動化。 1.2 課題選擇的必要性 由于國內民眾生活質量水平的不斷提高，所以民眾對高水平生活品質的需求也就越來越高。民眾在追求舒適的生活環(huán)境的同時，空調電器的需求也就逐漸增大了。壓縮機是空調電器的心臟，則壓縮機的需求量也就增大了。 在國外制造商先進的制造技術和制造設備的劣勢下，國外的產(chǎn)品對我們的市場競爭環(huán)境造成非常巨大的影響。只有提升國內整體的機械制造的自動化生產(chǎn)水平，才能在與國外制造商互相競爭中取得長久的立足之地。 柱狀殼體切邊送料機構的作用： （1）實現(xiàn)柱狀殼體制造加工的自動送料功能。 （2）大幅度降低工人作業(yè)的勞動強度，為企業(yè)降低大量的生產(chǎn)成本。 （3）實現(xiàn)了本機構的自動化。 從發(fā)達國家的工業(yè)發(fā)展歷程可以看出，完成機械行業(yè)的自動化生產(chǎn)制造，尤其是實現(xiàn)具有現(xiàn)代高靈敏度的現(xiàn)代化機械，不僅指出了現(xiàn)代化生產(chǎn)的發(fā)展方向，同時也可以獲得巨大的經(jīng)濟效益。 1.3 壓縮機制冷系統(tǒng)的工作原理 1.3.1 壓縮機 - 1 - 柱狀殼體切邊送料機構設計 壓縮機起著壓縮和輸送制冷劑的作用，相當于制冷系統(tǒng)的“心臟”是一個非常重要的零件；壓縮的機原理是壓縮機從電網(wǎng)吸收電能，將外部空氣轉化為高溫高壓空氣，并且壓縮機在進入和排出的過程中，不會發(fā)生相位變化 [1] 。 即：低壓、低溫氣體 ?壓?縮?機? 高溫、高壓氣體 1.3.2 冷凝劑 冷凝劑是一個換熱設備。其作用是吸收壓縮機所排出的高壓過熱氣體的熱能進而使其液化。在冷凝過程中，制冷劑發(fā)生的物理變化過程如下： 過熱氣體 ?(?來自?壓縮?機? 飽和空氣 ?? 氣液兩相共存 ?? 飽和液體 ?? 過冷液體（進入儲液器） 1.3.3 蒸發(fā)器 蒸發(fā)器也是一種交換熱量的機構。液態(tài)制冷劑在蒸發(fā)器中通過吸收被冷卻區(qū)域內的熱能，從而冷卻需要被冷卻的區(qū)域，降低目標區(qū)域溫度。所以蒸發(fā)器通常是被放在被降溫區(qū)域中。 飽和液體 ?? 飽和液體和氣體 ?? 飽和氣體 ?? 過熱氣體 1.3.4 膨脹閥 膨脹閥有很多種類，現(xiàn)在主要運用的是熱力膨脹閥，它的原理是通過感溫包感應蒸發(fā)器制冷劑的蒸汽過熱度大小，來改變膨脹伐的開啟度，從而自動實現(xiàn)制冷劑的流量調節(jié)。通過其調節(jié)作用，使流入蒸發(fā)器的制冷劑流量始終與負荷相匹配，保證制冷劑蒸發(fā)器有合適的過熱度。這樣既能充分利用蒸發(fā)器的傳熱面積，又防止壓縮機吸氣帶液造成壓縮機高溫現(xiàn)象。 在膨脹閥內部流動過程中，制冷劑沒有物理變化，但是壓力降低，因此其過程可表示為： 高壓液體 ?節(jié)?流? 低壓液體（含少量蒸發(fā)氣體） 以上四部分，是構成制冷系統(tǒng)的基本元件，因此稱為制冷系統(tǒng)的四大部件。在各個部件之間，配上連接管道 和閥門等，就構成一個最基本的制冷系統(tǒng)。在最基本的制冷 系統(tǒng)中，制冷劑經(jīng)過兩次物相變化，又分別經(jīng)過高、低壓的轉換。 1.3.5 滾動轉子式壓縮機 滾動轉子式壓縮機主要由滾動轉子、氣缸、滑動片及背部的彈簧、偏心曲軸、軸承、排氣消音器、電動機定子、電動機轉子、殼體、進氣管、氣液分離器、平衡塊、滾動轉子等組成。在氣缸 4 的空腔，與柱面相切的柱狀滾動轉子 3。裝置于氣缸體內的滑片 7 - 2 - 柱狀殼體切邊送料機構設計 其中一端和轉子 3 直接接觸。從而劃分出 l,h 相互封閉的空腔。當轉子與氣缸的切點轉過吸氣口 1 時，L 空間與吸氣口相通即開始吸氣。它的容積隨著轉子回轉而增大，氣體由吸氣口不斷地吸入；當轉子轉到與氣缸頂部相切時，即達到圖 1.1 中 V 點時，滑片 7 斷面上升至最高點，L 空間容積達到最大值。吸氣過程結束。隨著轉子回轉，L 空間的氣體轉變 H 空間中。當轉子在轉過β角，即越過吸氣口時，H 空間容積隨著轉子回轉而減下氣體開始受到壓縮而壓力上升，直到超過排氣腔內的壓力，并足以克服排氣閥片 5 的彈力時，便開啟排氣閥，氣體開始排出氣缸。從開始壓縮氣體到開始排氣，即為壓縮過程。當轉子與氣缸切點到達排氣口 D 點γ角范圍內的氣體持續(xù)不斷的膨脹，且不斷向吸騎腔流去，氣缸內的整體壓力持續(xù)降低到吸氣壓力?？梢缘贸觯瑵L動轉子式的壓縮機在完成吸氣、排氣、膨脹的過程中，偏心轉子旋轉 720 度在滑片兩側，容積的工作過程相差 360 度，因此，氣流的流動速度較為緩慢，壓力損失小 [2] 。 1-吸氣口 2-壓縮機偏心軸 3-滾動轉子 4-氣缸 5-排氣閥片 6-排氣口 7-滑片 圖 1.1 滾動轉子式壓縮機工作原理 - 3 - 柱狀殼體切邊送料機構設計 2 總體方案 2.1 柱狀殼體切邊送料機構設計 送料機構設計之前,必須考慮到場合與需求,對于本文的外殼切邊自動送料機構需要考慮以下幾點: （1）必須和電源和壓縮空氣管連接。 （2）電源須用截面至少四平方厘米的三相電纜加地線。（3）電壓為 380V。 （4）壓力大于 0.6MPa。 2.1.1 工作過程 方位 1:初始方位 方位 2：從初始方位下降，下降到夾緊機構能夠夾緊殼體的的方位 2，并通過四懸 臂夾緊機構夾緊殼體。 方位 3:從方位 2 上升到方位 1，然后四懸臂旋轉 90 度到達方位 3。 方位 4:從方位 3 下降到方位 4，置于卡盤上后夾緊機構放開殼體，并在此位置進行 切邊。 方位 5:完成切邊后夾緊機構重新將殼體夾緊，然后上升至方位 1，四懸臂旋轉 90 度，夾緊機構放開完成送料。 自動送料機構我采用油壓驅動的四轉臂回轉機構。并采用油壓進行驅動，使得本機構傳動更加的平穩(wěn)。無論是升降還是回轉都需要較高的精度，而且本機構對液壓控制部件的密封性由較高的要求。 - 4 - 柱狀殼體切邊送料機構設計 2.2 主體機構圖 圖 2.1 主體機構圖 2.3 壓縮機殼體外形 壓縮機殼體外形及加工部位如下圖： 圖 2.2 壓縮機外殼 - 5 - 柱狀殼體切邊送料機構設計 3 整體機構設計 本設計是要實現(xiàn)外殼切邊的自動送料，所以我采用四轉臂的循環(huán)旋轉運動來實現(xiàn)這個功能，整體機構主要分為夾緊機構和循環(huán)機構兩部分，本設計機構的夾緊機構和循環(huán)機構都是靠電機帶動液壓泵作為動力源驅動機構的精確和正常工作。整體機構具體的設計與計算如下： 3.1 夾緊機構 3.1.1 夾緊機構的結構設計 夾緊機構也是通過液壓缸進行工作的，首先液壓缸后面的進油孔進油推動活塞向夾緊方向移動，前進中帶動夾塊移動，夾住壓縮機的外殼，但是油的壓力不要 1.定位螺母 2.夾塊 3.內六角螺釘 4.端蓋 5.活塞 6.液壓缸 7.雙頭六角螺栓 8.六角鎖緊螺母 圖 3.1 夾緊機構 - 6 - 柱狀殼體切邊送料機構設計 過大，以免夾緊過大損傷了壓縮機的外殼；夾住后將通過回轉機構將外殼移動到加工位置，油缸旁邊的后退油管開始進油，使活塞向后退方向移動。這樣夾緊機構就完成了一個工作過程。結合壓縮機外殼的形狀（圖 2.2），夾緊機構設計如圖 3.1。 夾緊機構在夾緊過程中，一定要控制好夾緊力的大小，夾緊力不能過大夾傷壓縮機外殼，則夾塊選擇聚合類材料。此類材料有如下特點： （1）摩擦系數(shù)大，熱固性好，尺寸穩(wěn)定性好。（2）韌性高，剛性差，吸水性差，沖擊強度高。（3）耐腐蝕，化學性質穩(wěn)定，不導電，抗老化。（4）強度高、硬度高、耐熱性好。 3.2 循環(huán)機構的設計 旋轉機構是外殼切邊自動送料機構的重要組成部分，它的工作狀態(tài)的好壞將直接影響到整個機構的工作，所以旋轉機構的設計將直接影響到以后生產(chǎn)中的進程。 外殼切邊自動送料的循環(huán)機構是由油壓缸推動的每推動一次旋轉臂轉過 90 度的角度，循環(huán)機構旋轉 90 度是靠氣缸的活塞伸出的長度和前面的調整螺母來實現(xiàn)的。 3.2.1 機構的循環(huán)過程 機構的整體循環(huán)過程都由液壓控制，其過程是：首先由液壓缸和旋轉板聯(lián)結并推動旋轉板，旋轉板和爪聯(lián)結并帶動其轉動，然后爪和切除板一起轉動，內六角螺釘將切除板固定，從而帶動循環(huán)臂做回轉運動。當切除板運動 90 度之后，液壓缸反向進油做反向運動，液壓缸活塞重新回到初始狀態(tài)。 - 7 - 柱狀殼體切邊送料機構設計 1.支撐面板 2.軸 3.爪 4.切除板 5.可調螺母 6.液壓缸 7.支撐銷釘 圖 3.2 循環(huán)運動機構 柱狀殼體切邊送料循環(huán)機構設計的計算如下： 循環(huán)機構的心軸距離液壓缸定位銷釘 565.7mm，液壓缸連接處距離心軸 109.6mm，初始時候油缸和支撐板的夾角為 6°，回轉板兩個連接出之間的夾角為 140°，旋轉板與液壓缸相夾角度為 140° 根據(jù)公式計算出液壓缸的長度為： cosa = (a2 + b2 - c2 ) （3-1） 2ab 液壓缸的初始長為： c = a 2 + b2 - 2 ab cos a （3-2） 帶入數(shù)據(jù)得出： c = 470mm 循環(huán)機構旋轉 90°之后，a、b 長不變，α角增大 90° a:循環(huán)機構心軸至液壓缸定位銷釘?shù)拈g距 b:液壓缸連接處至循環(huán)機構心軸的間距 c:連接處至定位銷釘?shù)拈g距 - 8 - 柱狀殼體切邊送料機構設計 α：a、b 之間的夾角 旋轉 90 度之后： a = 180° -140° - 6° + 90° = 124° c 長度為： c ￠ = a 2 + b 2 - 2 ab cos a （3-3） 代入數(shù)據(jù)計算得： c￠ = 551.35mm 液壓缸外伸長度 l 為： l = c￠ - c 代入數(shù)據(jù)得： l = 551.35mm - 470mm = 81.35mm 因為實際生產(chǎn)中的外伸長度可能和計算的外伸長度有一些誤差，因此可以用調整螺母進行實際生產(chǎn)中的微調。由液壓行程開關來控制液壓缸的外伸長度，這樣一來使得循環(huán)旋轉機構在上下和旋轉運動過程中能保證比較高的運動精度。 如圖 3.2 循環(huán)運動機構主要由液壓缸、旋轉板，爪、切除板等部分構成。旋轉板：旋轉板是聯(lián)結液壓缸和爪的零件，對其加工精度有較高的要求。 圖 3.3 旋轉板 爪：爪與旋轉板聯(lián)結，然后旋轉板和液壓缸相連，通過液壓缸推動爪，從而帶動切除板運動。 - 9 - 柱狀殼體切邊送料機構設計 圖 3.4 爪 切除板：切除板和旋轉臂連接，通過爪傳遞過來的機械能使旋轉臂運動。旋轉臂通過內六角螺釘和切除板相固定。 圖 3.5 切除板 4 電機的選擇 4.1 三相異步電動機選取 三相異步電動機是一種能將電能轉換成機械能設備，在液壓驅動運動過程中通常用三相異步電動機作為動力源，而且三相異步電動機具有易于控制、運行穩(wěn)定、慣量大的特性。 首先需要估算電機的機械負載，使電機滿足功率和扭矩的要求。三相異步電動機的計算過程如下： 殼體被夾緊機構夾緊時，殼體的最大質量為 4kg ，殼體與夾塊之間的摩擦系數(shù)為 m = 0.4 ，所以夾緊力計算得： - 10 - 柱狀殼體切邊送料機構設計 F = 9.8Mμ = 9.80.4′4 = 98N 夾緊機構中，油缸活塞直徑為 φ = 25mm ，則所需要油的壓力為： P = 4F = 4 ′ 98 = 199KPa pf 2 3.14 ′ 0.0252 液壓油管直徑為： D = 10mm 三相異步電機轉速為： n = 3000r / min 由此電機功率計算公式如下： p = psv = 199 ′p ′ 0.0052 ′ 500 = 7.8kw 當旋轉機構進行回轉時，旋轉油缸給回轉機構的力為： F = 123T = 18400123 = 149.6 N 旋轉機構中，油缸活塞直徑為 φ = 25mm ，則所需要油的壓力為： P1 = 4F = 4 ′149.6 = 304KPa pf 0.0252 已知油管直徑 D = 10mm ，電機轉速 n = 3000r / min ，故計算電機功率得： P2 = PSV = 304 ′p ′ 0.0052 ′ 500 = 12KPa 因為兩個部分共用一個電機，所以電機的功率應以較大的為主。由于在機械傳動中有一部分的能量要被損耗掉，所以電機的功率應選擇的比計算的大一些約 10%到 15%則電機的功率應為： P = 1.15 ′ P2 = 1.15 ′12 = 13.8kw 由于本機構的設計都是由油壓泵進行驅動的，則本機構采用 Y 系列三相異步電動機。因為本機構對電機無調速的要求，又選出鼠籠三相異步電動機，又因為本機構的功率大于 3kw ，所以電動機采用三角形聯(lián)結。 結合計算結果保證電機滿足機械性能要求，以及電機本身運行穩(wěn)定、使用簡單結構的特點，查閱相關資料選取的電機型號如下： 表 4.1 選取電機數(shù)據(jù) 型號 功率（kw） 轉速(r/min) 效率（%） 工作電流(A) Y160M2 - 2 15 2930 89 29.4 壓縮機外殼小的時候所需要電機功率要比大的外殼的電機功率小，所以在加工小的壓縮機外殼時候需要對電動機進行調速，來達到小外殼時的夾緊力。 5 主軸的設計和校核 5.1 主軸的設計 - 11 - 柱狀殼體切邊送料機構設計 （1）主軸材料的選擇 本設計選取的材料是進行調制處理的 45#鋼。 s b = 590MPa,s s = 295MPa,s -1 = 255MPa,t -1 = 140MPa （2）擬定主軸軸端直徑 t t = T ? 9550000 P n (5-1) W 0.2 ′ d 3 t 其中，[τt]：許用扭轉切應力（單位 MPa） T：軸受的扭矩（單位 N · MM ）d：計算截面處軸的直徑（單位：mm） P：軸傳遞的功率（單位：KW） T：軸所受扭矩（單位： N · MM ）τt：扭轉切應力（單位：MPa）Wt：軸抗扭截面系數(shù)（單位： mm3 ） 表 5.1 軸常用材料的[τt]和 A0 軸的材料 Q235-A、20 Q275、35 45 40Cr、35SiMn [t t ]/MPa 15-25 20-35 25-45 35-55 A0 149-126 135-112 126-103 112-97 根據(jù)表 5.1 選取軸 A0 =126 又由公式： T = 9550000P/n 帶入數(shù)據(jù)計算得： P = 0.62kW Pd = 0.62 × 0.93 = 0.58kw ， d = A0 3 nP = 1263 0.5810 =48.774mm 考慮到鍵槽會削弱軸的強度，取軸端直徑增大 5%?7% ，所以取用軸的直徑至少為 60mm 。 軸承利用軸肩固定的方式進行軸向固定，,軸肩定位的長度 h 通常取用為： h = (0.07 ~ 0.1)d ，d 為與零件相配合處的軸的直徑。由于主軸是固定在機體上的所以主軸的形狀為上細下粗。設計結構如下圖表示： - 12 - 柱狀殼體切邊送料機構設計 圖 5.1 主軸 （3）按照扭合成強度條件的方式進行計算軸在做回轉運動時收到的扭矩非常小，所以可以直接忽略不計。畫出扭矩圖如下所示： 圖 5.2 受力簡圖 圖 5.3 扭矩圖 殼體與軸的滑動摩擦系數(shù)為： μ = 0.3 殼體與軸的接觸面積為 S = A × H 其中， H：接觸處長度 A：接觸底面周長 軸上所受的力： Fr = SN μ = 736N 其中， m ：滑動摩擦系數(shù)根據(jù)軸的結構圖以及扭矩圖中可以看出軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的危險截面 T 的值列于下表 5.2 - 13 - 柱狀殼體切邊送料機構設計 表 5.2 危險截面數(shù)據(jù) 載荷 危險截面 扭矩 T 18400 N·mm 對危險截面進行校核：公式如下： s = M 2 + (aT ) 2 (5-2) W 其中，W：軸的抗彎截面系數(shù)（單位： mm3 ）T：主軸所受的扭矩（單位： N · mm ）W：主軸的抗彎截面系數(shù)（單位： mm3 ） s ：主軸的計算應力（單位： MPa ） 截面為圓形的軸， W = pd 3 ? 0.1d 3 = 1562.5mm3 ，當折合系數(shù)a 取用 0.7 時，帶入 32 數(shù)據(jù)計算得：s = 11.77MPa ，s < s 0 ? 102MPa ，故滿足要求。 5.2 軸承壽命的校核 由上面扭矩的計算可以知道，軸承受最大的徑向力為 Fr = 736N ；機器微震動，軸向力最大為 Fa = 100 N ，預計計算壽命為 L￠ = 8000h （1）求比值 Fa/Fr = 100/736 = 0.133 (5-3) 根據(jù)表 13-6[濮良貴,紀名剛．機械設計[M] ．北京：高等教育出版社，2001]，查 表得出滾針軸承 e 值最大值是 0.44，所以： Fa F < e 。 r （2）計算當量動載荷 P，由公式： P = f P (XFr + YFa ) (5-4) 根據(jù)表 13-6， f P = 1.0 ~ 1.2 ，選用 f p = 1.2 表 5.3 載荷系數(shù) fp 載荷性質 fp 舉例 無沖擊或微沖擊 10.～1.2 電機、水泵 根據(jù)表 13-5， X = 1 , Y = 0 ，帶入數(shù)據(jù)計算得： - 14 - 柱狀殼體切邊送料機構設計 P = 1.2 × (1× 736 + 0 ×100) = 883.2N （3）計算軸承基本額定動載荷值，公式如下： C = Pe 60nL` h 106 帶入數(shù)據(jù)計算得： C = 883.2 ′ 3 60 ′ 600 ′ 600 = 5299.2 N 106 （4）根據(jù)設計手冊相關設計要求，選取 C = 6000N 的軸承。該軸承的基本額定靜載荷為： C0 = 2200 N 。該軸承的驗算過程如下所示： 按照公式（13-5），驗算該軸承的壽命，如下所示： L h = 106 ( C ) e 60 ′ n P 帶入數(shù)據(jù)計算得： L = 10 ′ ( 6000 )3 = 8306h > 8000h 。故滿足設計要求。 h 60 ′ 600 900 5.3 鍵的校核 5.3.1 鍵的校核: 鍵的強度也要滿足要求，如果強度不夠，可以采用雙鍵，這時應考慮鍵的合理布置；兩個鍵最好相隔 180 度；雙鍵的強度大概為單鍵的 1.5 倍。如果輪轂允許也可以適當加長，也可以相應地加長鍵的長度，以提高單鍵的連接承載能力。但是一般采用的鍵長不宜超過（1.6~1.8）d.必要是加大軸徑或改用其他的連接方式。 選用的是 A 型平鍵（GB/T 1096-1979）,與帶輪聯(lián)接處鍵的尺寸為 b ′ h ′ L = 18 ′11 ′ 50 。因主軸對稱，所以選擇傳遞扭矩的一端校核。鍵聯(lián)接強度校核按 表 5-3-16 公式計算，式中各參數(shù)為： 采用鍵連接所傳遞的扭矩 T 計算得： T = 9550 ′ 0.58 600 ? 9.2 N · m 鍵的工作面壓強計算如下： p = 2000T dkl = 2000 ′ 9.215 ′ 2.5 ′13 = 37.7MPa 所以： 37.7MPa < [p] 其中， k：輪轂和的接觸高度（單位：mm）l：鍵的長度（單位：mm）d：軸的直徑（單位：mm）T：負載的扭矩（單位：N.mm） 故鍵連接強度滿足設計要求。 - 15 - 柱狀殼體切邊送料機構設計 5.3.2 鍵的特點: 鍵的特點有：沒有軸向的固定作用，方便使用時的拆裝維護，結構簡單，通常使用螺釘將其固定在軸上。中間的螺紋孔用于起出鍵。常用于軸上零件沿軸移動量不大的情況，比如變速箱中的滑移齒輪。 5.4 軸的配合 各軸段配合及表面粗糙度選擇如下 [13] ： 孔的最大尺寸為 50.075mm ，最小為 50.030mm 。軸的基本尺寸為 φ50 ，最小尺寸 49.980mm ，最大尺寸 50.025mm 。 軸配合公差[Tf] 計算過程如下： [Tf ] ≥ | [Xmax] - [Xmin] |=| (ES - ei) - (EI - es) 帶入數(shù)據(jù)計算得： [Tf ]= 95 - 5 = 90mm 所以可得： [Tf ] ≥ [TD ] + [Td ] 其中，[TD ] ：與孔配合所允許公差 [Td ] ：與軸配合所允許公差 由標準公差數(shù)值表 GB1800-79，查閱得出： IT7 = 30 II8 = 46 IT9 = 74 與軸配合相關的計算過程如下所示 [14]：殼體與主軸上端配合的計算 殼體孔和主軸之間的過度配合 已知孔的基本尺寸為φ50 最大尺寸為： 如果孔、軸公差都選 7 級，則配合公差 Tf = 2 × IT7 = 60mm＜90mm ，雖然沒有超過其要求的允許尺寸值，但是不符合 6、7、8 級的孔與 5、6、7 級的軸相配合的規(guī)定。 如果孔選 IT9,軸選 IT8 其配合公差為 Tf=IT9+IT8 =74+46 =120＞90μm 已超過了配合公差的允許值，故不符合配合的要求。 - 16 - 柱狀殼體切邊送料機構設計 若選孔 IT8，軸選 IT7 其配合公差 Tf = 46 + 30 Tf = 76＜90mm 雖然距離允許值減少較多給加工帶來一定的困難，但是配合精度有一定的儲備，而且選用標準規(guī)定的公差等級。即： TD = IT8 = 45mm Td = IT7 = 30mm 由于本設計采用的是基孔制，所以其公差帶號為 φ50H8 、 EI = 0 、 ES = 46mm 。由于本設計采用基孔制且為間隙配合，因此需要從 a~h 之間選用基偏差作為軸的上偏差，且軸的基本偏差必須滿足以下要求： Xmin = EI - es ≥ [Xmin] Xmax = ES - ei ≤ [Xmax] Xmax = ES - ei ≤ [Xmax] 其中， [Xmin]：最小間隙允許量 [Xmax]：最大間隙允許量 由以上式子解得： es ≤ EI - [Xmin] es ≥ ES + IT7 - [Xmax] 由已知量 ES、 EI 、IT7、[Xmax]、[Xmin]帶入上述公式解得： es ≤ 0 - 5 = -5mm es ≥ 2 × IT7 - 95 = 60 - 95 = -35mm 所以 - 35 ≤ es ≤ -5 根據(jù)基本尺寸 φ50 與 - 35mm ≤ es ≤ -5mm ，查閱表 GB1800 - 79 得出軸的基本偏差代號為 f，所以軸的公差代號為 φ50f7 軸承與軸或銷的配合如下： - 17 - 柱狀殼體切邊送料機構設計 已知孔的基本尺寸為φ20 最大尺寸為 20.020mm，最小為 20.000 mm。軸的最大尺 寸為 20.020mm，最小尺寸為 20.000mm 基本尺寸為φ20。 配合公差[Tf ] 的允許量計算過程如下所示： [Tf ] ≥| [Xmax] - [Xmin] |=| (ES - ei) - (EI - es) 帶入數(shù)據(jù)計算得： [Tf ]= 40mm 20 + 20 = 40mm 所以： [Tf ] ≥ [TD ] + [Td ] 其中，[TD ] ：和孔配合允許的公差 [Td ] ：和軸配合允許的公差 查閱表 GB1800 - 79 得出： IT6 = 13 II7 = 21 IT8 = 33 如果孔、軸公差都選 7 級，則配合公差 Tf = 2 × IT7 = 42mm＞40mm ，超過其要求的允許尺寸值，是不符合要求的，同時也違背 5、6、7 級軸和 6、7、8 級孔的配合要求。 （1）如果選 IT9 的孔，選 IT8 的軸，其配合公差為： Tf = IT8 + IT7 計算得： Tf = 33 + 21 = 54 所以 Tf = 54mm＞40mm 所以不符合配合要求。 （2）如果選 IT7 的孔，選 IT6 的軸，計算出配合公差為： Tf = 13 + 21 = 34＜40mm 即使距離允許值減少較多給加工帶來一定的困難，然而配合精度有一定的儲備，加之公差等級是標準規(guī)定。所以： TD = IT7 = 21mm Td = IT6 = 13mm - 18 - 柱狀殼體切邊送料機構設計 因為采用的是基孔制，所以基準孔的公差帶號是： φ50H8 、 EI = 0 、 ES = 46mm 。由于采用的是間隙配合，因此須從 a~h 之間取用的基本偏差作為上偏差，而且軸的基本偏差必須滿足一下要求： Xmin = EI - es ≥ [Xmin] Xmax = ES - ei ≤ [Xmax] Es - ei = Td = IT7 其中，[Xmin]：最小間隙允許量； [Xmax]：最大間隙允許量； 由上式解得： es ≤ EI - [Xmin] es ≥ ES + IT7 - [Xmax] 把已知量 ES、EI、IT7、[Xmax]、[Xmin] 的具體數(shù)值帶入上式解得： es ≤ 0 - 20 = -20mm es ≥ 2 × IT7 - 40 = 42 - 40 = -35mm 所以 - 20mm ≤ es ≤ -2mm 根據(jù)基本尺寸必須滿足 φ50 以及 - 35mm ≤ es ≤ -5mm 的要求，查表 GB1800 - 79 得出軸的基本偏差代號為 f，然而滾動軸承容易損壞，而且軸承的內外圈都非常薄，況且在大多數(shù)機構中其內圈是同軸一起轉動的，殼體和軸承的外圈是相互固定的，為滿足軸承內圈和軸一起轉動，且保證接觸面之間不會發(fā)生錯位運動而使軸承磨損，軸徑和內圈的裝配必須要求有一定的過盈量，同時還要保證之間的過盈量不能過大或者過小，來保證日后方便維護，以及內圈不會因為所受應力過大從而使軸承損傷和變形。為兼顧傳遞扭矩和方便日后方便維護的目的，在標準中將軸承的上偏差取用為 0，下偏差取用為負數(shù)，同時將軸承的內圈平均直徑的公差帶設置在 0 以下。這時所需的軸徑公差帶從基孔制的標準中選取，這樣以來，軸承內圈與軸的配合要緊一些即一些過度配合在這里變成過盈配合有些間隙配合變?yōu)檫^度配合則軸的基本偏差應為 g，故軸承的公差代號為 φ20g6 。 本機構的其它配合可以依此類推。 - 19 - 柱狀殼體切邊送料機構設計 6 三維建模及裝配 6.1 旋轉機構建模 循環(huán)旋轉機構是完成殼體自動切邊的重要機構，主要功能是：夾持殼體并做上升和旋轉運動，將殼體放在切邊機構的卡盤上，在切邊機構完成切邊和去毛刺之后，再將殼體夾持再一次通過上升和旋轉運動將加工完成的殼體放在送料的裝置上，循環(huán)旋轉機構的運動貫穿整個切邊送料的過程。 主要包括的零件有：四轉臂、夾緊機構、旋轉軸、爪、切除板、旋轉板、液壓缸、液壓缸固定座、定位軸等，該部分機構的裝配圖如下圖所示: 圖 6.1 旋轉機構 - 20 - 柱狀殼體切邊送料機構設計 圖 6.2 旋轉機構 圖 6.3 旋轉機構 - 21 - 柱狀殼體切邊送料機構設計 6.2 切邊機構建模 切邊機構是對殼體進行切邊，由液壓系統(tǒng)控制兩組刀具，一組刀具進行切邊，另一組刀具負責去毛刺，從而保證殼體高質量的加工，同樣切邊機構也是自動化完成，節(jié)省了大量的勞動力，降低生制造成本。 組成切邊機構的主要零件有：兩組刀具、刀具固定座，定位軸、液壓缸、液壓缸固定座、機床卡盤等。 其三維建模如下圖所示： 圖 6.4 切邊機構裝配圖 6.3 主體結構總裝建模 主體結構總裝結構圖如下所示： - 22 - 柱狀殼體切邊送料機構設計 圖 6.5 主體結構 圖 6.6 主體機構 - 23 - 柱狀殼體切邊送料機構設計 圖 6.7 主體結構 - 24 - 柱狀殼體切邊送料機構設計 7 結 論 本文闡述了外殼切邊送料機構的工作原理，并簡要介紹了壓縮機的工作原理，提出了基于液壓驅動的具有自動功能的外殼切邊送料機構，并做了機械部分的設計以及主要零件的檢驗和校核計算，保證設計相關數(shù)據(jù)正確性。 本文分別對柱狀殼體切邊送料機構的循環(huán)旋轉轉機構，夾緊機構進行了設計和檢驗計算，而且對重要部分零件進行了分析，設計。電動機是本設計機構的動力源，用于支持液壓缸的正常工作，液壓缸則是本設計的直接動力用于驅動夾緊機構和循環(huán)旋轉機構準確工作，并配有完善的液壓控制系統(tǒng)。 運用三維建模軟件 solidworks 進行主體結構建模，對其進行裝配，并在裝配過程中發(fā)現(xiàn)可能會遇到的問題，通過分析出現(xiàn)相關問題的原因，對設計內容不斷的完善，最終得到比較完備整體設計方案。 本機構有如下的特點： （1） 采用液壓作為本機構的驅動源，保證了機構運動的精確性。 （2） 結構設計靈活，四轉臂旋轉一周完成四個工位。 本機構結構靈活，能夠實現(xiàn)自動化的生產(chǎn)，在將來的機械工業(yè)發(fā)展中，可以取代一些高 強度勞動力的機械工作，使我國工業(yè)在一定程度上得到進一步的完善發(fā)展。 - 25 - 柱狀殼體切邊送料機構設計 參 考 文 獻 [1