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西安科技大學高新學院 畢業(yè)設計 論文 系 別 機電信息學院 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 學 生 姓 名 學 號 0901140436 設 計 論 文 題 目 小型鹽浴爐快速淬火裝置 起 迄 日 期 2012 年 9 月 24 日 2012 年 12 月 16 日 設 計 論 文 地 點 西安科技大學高新學院 指 導 教 師 專 業(yè) 教 研 室 負 責 人 日期 2012 年 月 日 I 摘 要 鹽浴爐是用熔融鹽液作為加熱介質(zhì) 將工件浸入鹽液內(nèi)加熱的工業(yè)爐 根據(jù)爐子 的工作溫度 通常選用氯化鈉 氯化鉀 氯化鋇 氰化鈉 氰化鉀 硝酸鈉 硝酸鉀 等鹽類作為加熱介質(zhì) 鹽浴爐的加熱速度快 溫度均勻 工件始終處于鹽液內(nèi)加熱 工件出爐時表面又附有一層鹽膜 所以能防止工件表面氧化和脫碳 鹽浴爐可用于碳 鋼 合金鋼 工具鋼 模具鋼和鋁合金等的淬火 退火 回火 氰化 時效等熱處 理加熱 也可用于鋼材精密鍛造時少氧化加熱 鹽浴爐加熱介質(zhì)的蒸氣對人體有害 使用時必須通風 鹽液溫度依鹽液成分而不同 一般在 150 1300 之間 磁場的作用 能使鹽液循環(huán)翻動 有利于鹽液溫度均勻 又能提高工件的加熱速度 由于溫度超過人 體所能承受的范圍 必須要有一套裝置來完成淬火要求 關鍵詞 鹽浴爐 加熱介質(zhì) 淬火裝置 II Abstract Salt bath furnace with molten salt solution as the heating medium the workpiece to be immersed in salt solution for heating furnace According to the operating temperature usually using sodium chloride potassium chloride barium chloride sodium cyanide potassium cyanide sodium nitrate potassium nitrate salts as heating medium Salt bath furnace heating speed temperature uniformity The workpiece is always in a salt solution within the heating the workpiece surface and released when accompanied by a layer of salt film thereby preventing the surface oxidation and decarbonization Salt bath furnace can be used for carbon steel alloy steel tool steel die steel and aluminium alloy quenching annealing tempering cyanide and aging heat treatment heating can also be used for precision forging and less oxidatien heating Salt bath furnace heating medium steam is harmful to the human body must be used with ventilation Salt solution temperature in salt solution composition and different generally between 150 1300 The effect of magnetic field can make salt liquid circulating shift the benefit of salt liquid temperature uniformity but also can improve the heating speed of workpiece Because of the temperature exceeds the human body can bear the scope we must have a device to complete the quenching requirements Key Words salt bath furnace heating medium quenching device III 目 錄 摘 要 I Abstract II 目 錄 III 第 1 章 緒論 1 1 1 鹽浴爐介紹 1 1 2 選題依據(jù) 2 1 3 課題內(nèi)容及思路 2 第 2 章 液壓原理圖設計 5 2 1 液壓機液壓系統(tǒng)圖擬定 5 2 2 工作循環(huán)圖 7 第 3 章 升降液壓缸設計 8 3 1 初步確定液壓缸參數(shù) 8 3 2 活塞桿的設計與計算 9 3 3 液壓缸工作行程的確定 10 3 4 活塞的設計 11 3 5 導向套的設計與計算 11 3 6 端蓋和缸底的設計與計算 13 3 7 缸體長度的確定 14 3 8 緩沖裝置的設計 14 3 9 排氣裝置 14 3 10 密封件的選用 16 3 11 防塵圈 17 3 12 液壓缸的安裝連接結構 17 第 4 章 液壓泵的參數(shù)計算 19 第 5 章 電動機的選擇 19 第 6 章 液壓元件的選擇 20 6 1 液壓閥及過濾器的選擇 20 IV 6 2 油管的選擇 22 6 3 油箱容積的確定 22 第 7 章 驗算液壓系統(tǒng)性能 22 7 1 壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整 22 7 2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算 24 第 5 章 傳動部分設計 26 5 1 主傳動系統(tǒng)設計 26 5 2 減速系統(tǒng) 確定齒輪的參數(shù) 26 5 2 1 選擇材料 26 5 2 2 壓力角 的選擇 27 5 2 3 齒數(shù)和模數(shù)的選擇 27 5 2 4 齒寬系數(shù) d 27 5 2 5 確定齒輪傳動的精度 27 第 6 章 手臂結構設計 28 6 1 手臂伸縮與手腕回轉部分 28 6 1 1 結構設計 28 6 1 2 導向裝置 29 6 1 3 手臂伸縮驅(qū)動力的計 29 6 2 手臂升降和回轉部分 30 6 2 1 結構設計 30 6 3 手臂伸縮的設計 31 總結與展望 35 參考文獻 36 致 謝 37 第 1 章 緒論 1 第 1 章 緒論 1 1 鹽浴爐介紹 鹽浴爐 salt bath furnace 指用熔融鹽液作為加熱介質(zhì) 將工件浸入鹽液內(nèi)加熱的工 業(yè)爐 根據(jù)爐子的工作溫度 通常選用氯化鈉 氯化鉀 氯化鋇 氰化鈉 氰化鉀 硝酸鈉 硝酸鉀等鹽類作為加熱介質(zhì) 鹽浴爐的加熱速度快 溫度均勻 工件始終處 于鹽液內(nèi)加熱 工件出爐時表面又附有一層鹽膜 所以能防止工件表面氧化和脫碳 鹽浴爐可用于碳鋼 合金鋼 工具鋼 模具鋼和鋁合金等的淬火 退火 回火 氰化 時效等熱處理加熱 也可用于鋼材精密鍛造時少氧化加熱 鹽浴爐加熱介質(zhì)的蒸氣對 人體有害 使用時必須通風 鹽浴爐分內(nèi)熱式和外熱式兩大類 內(nèi)熱式鹽浴爐又分為 電極鹽浴爐和電熱元件鹽浴爐兩種 用途 電極鹽浴爐 通過金屬電極將低壓 5 5 36 伏 大電流交流電引入爐內(nèi) 電流流過 鹽液發(fā)熱 鹽液既是發(fā)熱體 又是對工件加熱的介質(zhì) 鹽液溫度依鹽液成分而不同 一般在 150 1300 之間 磁場的作用能使鹽液循環(huán)翻動 有利于鹽液溫度均勻 又能 提高工件的加熱速度 電極鹽浴爐由電極 耐火爐襯 密封金屬爐罐 絕熱層和爐殼 構成 由專用變壓器供電 因固態(tài)鹽不導電 開爐時先向起動電極送電 利用起動電 極的電阻發(fā)熱使一部分鹽先熔化 然后接通主電極使電流通過熔鹽發(fā)熱工作 主電極 有插入式和埋入式兩種結構形式 插入式電極 電極從爐口插入爐內(nèi) 這種電極結 構簡單 裝卸方便 埋入式電極 電極埋在鹽中 不接觸空氣 使用壽命較長 用 這種電極的爐膛容積利用系數(shù)高 但電極拆卸較困難 兩種電極都可用碳鋼或耐熱鋼 畢業(yè)設計 論文 2 鍛成 也可鑄造 構造 電熱元件鹽浴爐 它由管狀電熱元件 金屬槽 鍋 攪拌器 隔熱層和爐殼構成 通電后元件發(fā)熱將鹽熔化 這種爐多用硝鹽 故又稱硝鹽爐 硝鹽最高工作溫度不超 過 550 溫度超過此限會加劇硝鹽分解 發(fā)生事故 因此需要設置超溫報警裝置 如將硝鹽改為苛性鈉或苛性鉀 則成為堿浴爐 這種爐子適用于鋼的光亮淬火 外熱式鹽浴爐 鹽浴爐的金屬爐罐 坩堝 放在爐膛內(nèi) 用電或火焰進行加熱 熱 效率較低 僅在小型鹽浴爐上采用 1 2 選題依據(jù) 鹽浴爐是用熔融鹽液作為加熱介質(zhì) 將工件浸入鹽液內(nèi)加熱的工業(yè)爐 根據(jù)爐子 的工作溫度 通常選用氯化鈉 氯化鉀 氯化鋇 氰化鈉 氰化鉀 硝酸鈉 硝酸鉀 等鹽類作為加熱介質(zhì) 鹽浴爐的加熱速度快 溫度均勻 工件始終處于鹽液內(nèi)加熱 工件出爐時表面又附有一層鹽膜 所以能防止工件表面氧化和脫碳 鹽浴爐可用于碳 鋼 合金鋼 工具鋼 模具鋼和鋁合金等的淬火 退火 回火 氰化 時效等熱處 理加熱 也可用于鋼材精密鍛造時少氧化加熱 鹽浴爐加熱介質(zhì)的蒸氣對人體有害 使用時必須通風 鹽液溫度依鹽液成分而不同 一般在 150 1300 之間 磁場的作用 能使鹽液循環(huán)翻動 有利于鹽液溫度均勻 又能提高工件的加熱速度 由于溫度超過人 體所能承受的范圍 必須要有一套裝置來完成淬火要求 由于生產(chǎn)中許多工件需要快速淬火 而人工又不能滿足一些精密工件快速生產(chǎn) 安 全 穩(wěn)定性的需要 小型鹽浴爐快速淬火裝置似乎成了不可或缺的一套必備裝置 它 實現(xiàn)了工廠生產(chǎn)的快速 穩(wěn)定和可靠性 同時又大大降低了工人的風險 國內(nèi)許多工 廠由于不具備大批量購買能力和制作技術 此項器械制作技術為專利 未能實現(xiàn)普及 使用 盡量降低此類機器的生產(chǎn)成本從而降低價格同時還能保證廉價高質(zhì)量與等同效 率成為目前研究的最具價值型課題 市場需求量大能保證其具有非常大的市場價值 本次設計的目的在于盡量減少生產(chǎn)成本 簡化機械結構 便于操作 同時又能最大 程度的保障其安全性和使用壽命 用最簡單的一套裝置來達到復雜裝置的生產(chǎn)功能和 生產(chǎn)效率 達到安全快速生產(chǎn)的目的 第 1 章 緒論 3 1 3 課題內(nèi)容及思路 設計思路及工作方法 此裝置采用頂端 底端固定 中間利用一個可以旋轉的齒輪實 現(xiàn)機械臂 的轉動 底端液壓泵起升降作用 當機械臂正常旋轉時 液壓 泵處于頂起狀態(tài) 機械 臂每 4S 轉動半周 需要降下機械臂時 液壓泵處于下壓狀態(tài) 頂端齒輪與底端齒輪分 離 機械臂失去動力停止旋轉 僅做升降運動 頂起到兩個齒輪嚙合 機械臂恢復轉 動 從而實現(xiàn)每半周 4S 的停轉和起降 保障了快速淬火的需要和穩(wěn)定性 淬火過程較 長可用調(diào)節(jié)開關來關閉總電源節(jié)約能源 滿足了大部分工廠的生產(chǎn) 需要研究的主要內(nèi)容 1 快速淬火裝置的結構設計 1 1 裝置結構組成 主動力系統(tǒng) 減速系統(tǒng) 液壓升降系統(tǒng) 嚙合輪轉系統(tǒng)及機械臂 輔助裝置 1 2 裝置的總體布局 立式 上端主動力系統(tǒng)及減速系統(tǒng) 下端液壓升降系統(tǒng) 中端嚙合輪轉系統(tǒng)及機 械臂 1 3 主動力系統(tǒng)設計 采用直流伺服電機 型號 50 FRAME 功率 3kw 1 4 減速系統(tǒng) 畢業(yè)設計 論文 4 采用齒輪減速裝置 使頂端嚙合齒輪轉速為 4S 每半周 1 5 液壓升降系統(tǒng) 采用小型液壓機 型號 YHD30 200 型 公稱壓力 2000KN 1 6 嚙合輪轉系統(tǒng)及機械臂 機械臂吊起工件最大質(zhì)量 5 千克 吊起高度 1 5 米 橫移距離 1 5 米 工件溫度 450 500C 底端嚙合齒輪加裝滾動軸承連接液壓機 1 7 快速淬火裝置的輔助裝置 研究方法及措施 1 分析淬火裝置的工作原理 確定裝置的主要參數(shù) 2 對淬火裝置進行結構設計 工藝參數(shù)的確定 3 液壓機控制系統(tǒng)的設計 課題要解決的技術問題 1 如何保證系統(tǒng)工作的穩(wěn)定性 2 齒輪減速系統(tǒng)的結構和詳細參數(shù) 第 4 章 本章標題 5 第 2 章 液壓原理圖設計 2 1 液壓機液壓系統(tǒng)圖擬定 圖 2 1 1 斜盤式變量柱塞泵 3 小電機 4 大電機 6 濾油器 7 電控比例 溢流閥 8 22 24 溢流閥 9 18 23 換向閥 10 壓力繼電器 11 單 向閥 12 壓力表 13 18 液控單向閥 14 外控順序閥 16 順序閥 15 上液壓缸 19 下液壓缸 21 節(jié)流器 工作過程 A 啟動 電磁鐵全斷電 主泵卸荷 主泵 恒功率輸出 電液壓換向閥 9 的 M 型 中位 電液換向閥 20 的 K 型中位 T B 快進 液壓缸 15 活塞快速下行 1YA 5YA 通電 電磁鐵換向閥 17 接通液控單向 閥 18 的控制油路 打開液控單向閥 18 進油路 主泵 1 電液換向閥 9 單向閥 11 上液壓缸 15 回油路 液壓缸 15 下腔 液控單向閥 18 電液換向閥 9 電液換向閥 20 的 K 型 中位 T 液壓缸 15 活塞依靠重力快速下行 大氣壓油 吸入閥 13 液壓缸 15 上 腔的負壓空腔 C 工進 液壓缸 15 接觸工件慢速下行 增壓下行 液壓缸活塞碰行程開關 2XK 5YA 斷 畢業(yè)設計 論文 6 電 切斷經(jīng)液控單向閥 18 快速回油通路 上腔壓力升高 切斷 大氣壓油 吸入 閥 13 上液壓缸無桿腔 吸油路 回油路 液壓缸 15 下腔 順序閥 16 電液換向閥 9 電液換向閥 20 的 K 型中位 T D 保壓 液壓缸 15 上腔壓力升高達到預調(diào)壓力 壓力繼電器 10 發(fā)出信息 1YA 斷電 液壓缸 15 進口油路切斷 單向閥 11 和吸入閥 13 的高密封性能確保液壓缸 15 活 塞對工件保壓 主泵 恒功率輸出 主泵 電液壓換向閥 9 的 M 型中位 電液 壓換向閥 20 的 K 型位 T 實現(xiàn)主泵卸荷 E 保壓結束 泄壓 液壓缸 15 回程 時間繼電器發(fā)出信息 2TA 通電 1YA 斷電 液壓缸 15 上腔壓力很高 外控順序閥 14 使主泵 1 電液壓換向閥 9 吸入閥的 控制油路由于大部分油液經(jīng)外控順序閥 14 流回油箱 壓力不足以立即打開吸入閥 13 通油箱的通道 只能打開吸入閥的卸荷閥 13 或叫卸荷閥 13 的卸荷口 實現(xiàn) 液壓缸 15 上腔 只有極少部分油液經(jīng)卸荷閥口回油箱 先卸荷 后通油箱的順序 動作 此時 主泵 1 大部分油液 電液壓換向閥 9 外控順序閥 T F 液壓缸 15 活塞快速上行 液壓缸 15 上腔卸壓達到吸入閥 13 開啟的壓力值時 外控順序閥 14 關閉 切斷主泵 1 大部分油液 電液換向閥 9 外控順序閥 14 T 的卸荷油路實現(xiàn) 進油路 主泵 1 電液換向閥 9 液控單向閥 20 液壓缸 15 下腔回油路 液壓缸 15 上腔 吸入閥 13 T G 升降工件 液壓缸 15 活塞快速上行到位 PLC 發(fā)出信號 2YA 斷電 電液壓換向閥 9 關閉 3YA 通電電液壓換向閥 20 右位工作 進油路 主泵 1 電液壓換向閥 9 的 M 型中位 電液換向閥 20 液壓缸 19 無桿腔 回油路 液壓缸 19 有桿腔 電壓換向閥 20 T H 升降活塞退回 3YA 斷電 4YA 通電 電壓換向閥 20 左位工作 進油路 主泵 1 電液換向閥 9 的 M 型中位 電液換向閥 20 液壓缸 19 上腔 回油路 液壓缸 19 下腔 電液換向閥 20 T K 壓邊浮動拉伸 薄板拉伸時 要求升降液壓缸 19 下腔要保持一定的壓力 以便液壓缸 19 活塞能 隨液壓缸 15 活塞驅(qū)動的動模一起下行對薄板進行拉伸 3YA 通電 電液換向閥 20 右邊工作 6YA 通電 電磁換向閥 23 工作 溢流閥 24 調(diào)節(jié)液壓缸 19 下腔油墊工 作壓力 第 4 章 本章標題 7 2 2 工作循環(huán)圖 點動 半自動 自動 表 2 1 動作元件 工步 1YA 2 YA 3 YA 4 YA 5 YA 6 YA 7 YA PJ 原位 上缸快進 上缸工進 保壓 上缸快退 下缸工進 下缸快退 壓邊浮動拉伸 注 PJ 壓力繼電器 畢業(yè)設計 論文 8 第 3 章 升降液壓缸設計 3 1 初步確定液壓缸參數(shù) 表 3 1 按負載選擇工作壓力 1 負載 KN 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 床 機械類型 磨床 組合 機床 龍門 刨床 拉床 農(nóng)業(yè)機械 小型工程機 械 建筑機械 液壓鑿巖機 液壓機 大中型挖掘 機 重型機械 起重運輸機 械 工作壓力 MPa 0 8 2 3 5 2 8 8 10 10 18 20 32 由表 3 1 和表 3 2 可知 組合機床液壓系統(tǒng)的最大負載約為 13777N 初選液壓 缸的設計壓力 P1 3MPa 為了滿足工作臺快速進退速度相等 并減小液壓泵的流量 這里的液壓缸課選用單桿式的 并在快進時差動連接 則液壓缸無桿腔與有桿腔的等 效面積 A1 與 A2 應滿足 A1 2A2 即液壓缸內(nèi)徑 D 和活塞桿直徑 d 應滿足 d 0 707D 為防止切削后工件突然前沖 液壓缸需保持一定的回油背壓 暫取背壓為 0 5MPa 并 取液壓缸機械效率 則液壓缸上的平衡方程9 0m 1212PAFAP 故液壓缸無桿腔的有效面積 2232551 46106 410 210372 cmmb 液壓缸直徑 cAD 73 46 第 4 章 本章標題 9 液壓缸內(nèi)徑 按 GB T2348 1980 取標準值 D 80mm 因 A1 2A 故活塞桿直徑 d 0 707D 56mm 標準直徑 則液壓缸有效面積為 222 6 580 4 4 521 cmdDAc 2 缸體壁厚 的校核 查機械設計手冊 取壁厚為 10mm 則 15 08 D 根據(jù) 時 4 2 3 0 8 D max3p 2 可算出缸體壁厚為 1 25 滿足最低速度的要求 12c2 2 活塞桿強度計算 56mm 4 4 mF150 18374 d6 式中 許用應力 Q235 鋼的抗拉強度為 375 MPa84n b 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電機機構相連接 為了避免活塞桿在工作生產(chǎn)中 偏心負載力 適應液壓缸的安裝要求 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 3 3 液壓缸工作行程的確定 液壓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 液壓缸活塞行程參數(shù)優(yōu)先次序按表 4 4 中的 a b c 選用 表 4 4 a 液壓缸行程系列 GB 2349 80 6 25 50 80 100 125 160 200 250 320 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3200 4000 第 4 章 本章標題 11 表 4 4 b 液壓缸行程系列 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 液壓缸形成系列 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 3 4 活塞的設計 由于活塞在液壓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 會引起液壓缸內(nèi)部泄露 降低容積 效率 使液壓缸達不到要求的設計性能 活塞與缸體的密封形式分為 間隙密封 用于低壓系統(tǒng)中的液壓缸活塞的密封 活塞環(huán)密封 適用于溫度變化范圍大 要求摩擦力小 壽命長的活塞密封 密封圈密 封三大類 其中密封圈密封又包括 O 形密封圈 密封性能好 摩擦因數(shù)小 安裝空間 小 Y 形密封圈 用在 20Mpa 壓力下 往復運動速度較高的液壓缸密封 形密封xY 圈 耐高壓 耐磨性好 低溫性能好 逐漸取代 Y 形密封圈 V 形密封圈 可用于 50Mpa 壓力下 耐久性好 但摩擦阻力大 綜合以上因素 考慮選用 O 型密封圈 3 5 導向套的設計與計算 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 如果導向長度過短 將使液壓缸因間隙引起的初始撓度增大 影響液壓缸 工作性能和穩(wěn)定性 因此 在設計時必須保證液壓缸有一定的最小導向長度 根據(jù)經(jīng) 驗 當液壓缸最大行程為 L 缸筒直徑為 D 時 最小導向長度為 4 20LH 5 畢業(yè)設計 論文 12 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 活塞寬度 B 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 21BAC 圖 4 1 液壓缸最小導向長度 1 因此 最小導向長度 取 H 9cm 7cm2104 20 DLH 導向套滑動面長度 A c8 6 58 活塞寬度 B 7m9 隔套 K 的寬度 3c 1 2 74 19 21 BAC 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 1 普通導向套 這種導向套安裝在支承座或端蓋上 油槽內(nèi)的壓力油起潤滑作用 和張開密封圈唇邊而起密封作用 6 2 易拆導向套 這種導向套用螺釘或螺紋固定在端蓋上 當導向套和密封圈磨損 而需要更換時 不必拆卸端蓋和活塞桿就能進行 維修十分方便 它適用于工作條件 惡劣 需經(jīng)常更換導向套和密封圈而又不允許拆卸液壓缸的情況下 3 球面導向套 這種導向套的外球面與端蓋接觸 當活塞桿受一偏心負載而引起 方向傾斜時 導向套可以自動調(diào)位 使導向套軸線始終與運動方向一致 不產(chǎn)生 憋 勁 現(xiàn)象 這樣 不僅保證了活塞桿的順利工作 而且導向套的內(nèi)孔磨損也比較均勻 第 4 章 本章標題 13 4 靜壓導向套 活塞桿往復運動頻率高 速度快 振動大的液壓缸 可以采用靜 壓導向套 由于活塞桿與導向套之間有壓力油膜 它們之間不存在直接接觸 而是在 壓力油中浮動 所以摩擦因數(shù)小 無磨損 剛性好 能吸收振動 同軸度高 但制造 復雜 要有專用的靜壓系統(tǒng) 3 6 端蓋和缸底的設計與計算 在單活塞液壓缸中 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液壓力 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 端蓋的設計計算 端蓋厚 h 為 3p 1 cpdD 式中 D1 螺釘孔分布直徑 cm P 液壓力 2kgf m 密封環(huán)形端面平均直徑 cm cpd 材料的許用應力 2f c 2 缸底的設計 缸底分平底缸 橢圓缸底 半球形缸底 3 端蓋的結構 端蓋在結構上除要解決與缸體的連接與密封外 還必須考慮活塞桿的導向 密封 和防塵等問題 6 缸體端部的連接形式有以下幾種 A 焊接 特點是結構簡單 尺寸小 質(zhì)量小 使用廣泛 缸體焊接后可能變形 且內(nèi)缸不易加工 主要用于柱塞式液壓缸 B 螺紋連接 外螺紋 內(nèi)螺紋 特點是徑向尺寸小 質(zhì)量較小 使用廣泛 缸 體外徑需加工 且應與內(nèi)徑同軸 裝卸徐專用工具 安裝時應防止密封圈扭曲 C 法蘭連接 特點是結構較簡單 易加工 易裝卸 使用廣泛 徑向尺寸較大 質(zhì)量比螺紋連接的大 非焊接式法蘭的端部應燉粗 畢業(yè)設計 論文 14 D 拉桿連接 特點是結構通用性好 缸體加工容易 裝卸方便 使用較廣 外形 尺寸大 質(zhì)量大 用于載荷較大的雙作用缸 E 半球連接 它又分為外半環(huán)和內(nèi)半環(huán)兩種 外半環(huán)連接的特點是質(zhì)量比拉桿連 接小 缸體外徑需加工 半環(huán)槽消弱了缸體 為此缸體壁厚應加厚 內(nèi)半環(huán)連接的特 點是結構緊湊 質(zhì)量小 安裝時端部進入缸體較深 密封圈有可能被進油口邊緣擦傷 F 鋼絲連接 特點是結構簡單 尺寸小 質(zhì)量小 3 7 缸體長度的確定 液壓缸缸體內(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 一般液壓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 則液壓缸缸體長度 L 5 10cm 50cm 3 8 緩沖裝置的設計 液壓缸的活塞桿 或柱塞桿 具有一定的質(zhì)量 在液壓力的驅(qū)動下運動時具有很 大的動量 在它們的行程終端 當桿頭進入液壓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液壓缸和整個液壓 系統(tǒng)的強度及正常工作 緩沖裝置可以防止和減少液壓缸活塞及活塞桿等運動部件在 運動時對缸底或端蓋的沖擊 在它們的行程終端能實現(xiàn)速度的遞減 直至為零 當液壓缸中活塞活塞運動速度在 6m min 以下時 一般不設緩沖裝置 而運動速度 在 12m min 以上時 不需設置緩沖裝置 在該組合機床液壓系統(tǒng)中 動力滑臺的最大 速度為 4m min 因此沒有必要設計緩沖裝置 3 9 排氣裝置 如果排氣裝置設置不當或者沒有設置排氣裝置 壓力油進入液壓缸后 缸內(nèi)仍會 存在空氣 6 由于空氣具有壓縮性和滯后擴張性 會造成液壓缸和整個液壓系統(tǒng)在工作 中的顫振和爬行 影響液壓缸的正常工作 比如液壓導軌磨床在加工過程中 這不僅會 影響被加工表面的光潔程度和精度 而且會損壞砂輪和磨頭等機構 為了避免這種現(xiàn) 象的發(fā)生 除了防止空氣進入液壓系統(tǒng)外 還必須在液壓缸上設置排氣裝置 配氣裝 置的位置要合理 由于空氣比壓力油輕 總是向上浮動 因此水平安裝的液壓缸 其 第 4 章 本章標題 15 位置應設在缸體兩腔端部的上方 垂直安裝的液壓缸 應設在端蓋的上方 一般有整體排氣塞和組合排氣塞兩種 整體排氣塞如圖 4 2 a 所示 表 4 5 排氣閥 塞 尺寸 6 閥座 閥桿 孔 d c 12dD 1l23l1Ls4dl52L3d4 M16 6 11 6 19 2 9 3 2 31 17 10 8 5 3 48 4 6 23 M20 x2 8 14 7 25 4 11 4 3 39 22 13 11 4 59 4 8 28 圖 4 2 a 整體排氣孔 圖 4 2 b 組合排氣孔 圖 4 2 c 整體排氣閥零件結構尺寸 由于螺紋與缸筒或端面連接 靠頭部錐面起密封作用 排氣時 擰松螺紋 缸內(nèi) 空氣從錐面空隙中擠出來并經(jīng)過斜孔排除缸外 這種排氣裝置簡單 方便 但螺紋與 錐面密封處同軸度要求較高 否則擰緊排氣塞后不能密封 造成外泄漏 組合排氣塞 如圖 4 2 b 所示 一般由絡螺塞和錐閥組成 螺塞擰松后 錐閥在壓力的推動下脫 離密封面排出空氣 排氣裝置的零件圖及尺寸圖見 4 2 c 以及表 4 2 d 畢業(yè)設計 論文 16 圖 4 2 d 組合排氣閥零件結構尺寸 3 10 密封件的選用 1 對密封件的要求 液壓缸工作中要求達到零泄漏 摩擦小和耐磨損的要求 在設計時 正確地選擇 密封件 導向套 支承環(huán) 和防塵圈的結構形式和材料是很重要的 從現(xiàn)在密封技術 來分析 液壓缸的活塞和活塞桿及密封 導向套和防塵等應作為一個綜合的密封系統(tǒng) 來考慮 具有可靠的密封系統(tǒng) 才能式液壓缸具有良好的工作狀態(tài)和理想的使用壽命 在液壓元件中 對液壓缸的密封要求是比較高的 特別是一些特殊材料液壓缸 如擺動液壓缸等 液壓缸中不僅有靜密封 更多的部位是動密封 而且工作壓力高 這就要求密封件的密封性能要好 耐磨損 對溫度適應范圍大 要求彈性好 永久變 形小 有適當?shù)臋C械強度 摩擦阻力小 容易制造和裝卸 能隨壓力的升高而提高密 封能力和利于自動補償磨損 密封件一般以斷面形狀分類 有 O 形 U 形 V 形 J 形 L 形和 Y 形等 除 O 形 外 其他都屬于唇形密封件 2 O 形密封圈的選用 液壓缸的靜密封部位主要是活塞內(nèi)孔與活塞桿 支承座外圓與缸筒內(nèi)孔 缸蓋與 缸體端面等處 6 這些部位雖然是靜密封 但因工作由液壓力大 稍有意外 就會引起 過量的內(nèi)漏和外漏 靜密封部位使用的密封件基本上都是 O 形密封圈 O 形密封圈雖小 確實一種精密 的橡膠制品 在復雜使用條件下 具有較好的尺寸穩(wěn)定性和保持自身的性能 在設計 第 4 章 本章標題 17 選用時 根據(jù)使用條件選擇適宜的材料和尺寸 并采取合理的安裝維護措施 才能達 到較滿意的密封效果 安裝 O 形圈的溝槽有多種形式 如矩形 三角形 V 形 燕尾形 半圓形 斜底形 等 可根據(jù)不同使用條件選擇 不能一概而論 使用最多的溝槽是矩形 其加工簡便 但容易引起密封圈咬邊 扭轉等現(xiàn)象 3 動密封部位密封圈的選用 液壓缸動密封部位主要有活塞與缸筒內(nèi)孔的密封 活塞桿與支承座 導向套 的 密封等 形密封圈是我國液壓缸行業(yè)使用極其廣泛的往復運動密封圈 它是一種軸 孔xY 互不通用的密封圈 一般 使用壓力低于 16MPa 時 可不用擋圈而單獨使用 當超過 16MPa 并用于活塞動密封裝置時 應使用擋圈 以防止間隙 擠出 3 11 防塵圈 防塵圈設置與活塞桿或柱塞密封外側 用于防止外界塵埃 沙粒等異物侵入液壓 缸 從而可以防止液壓油被污染導致元件磨損 1 防塵圈 A 型防塵圈 是一種單唇無骨架橡膠密封圈 適于在 A 型密封結構形式內(nèi)安 裝 起防塵作用 B 型防塵密封圈 是一種單唇帶骨架橡膠密封圈 適于在 B 型密封結構形式 內(nèi)安裝 起防塵作用 C 型防塵圈 是一種雙唇密封橡膠圈 適于在 C 型結構形式內(nèi)安裝 起防塵 和輔助密封的作用 2 防塵罩 防塵罩采用橡膠或尼龍 帆布等材料制作 在高溫工作時 可用氯丁橡膠 可在 130 以下工作 如果溫度再高時 可用耐火石棉材料 當選用防塵伸縮套時 要注意 在高頻率動作時的耐久性 同時注意在高速運動時伸縮套透氣孔是否能及時導入足夠 的空氣 但是 安裝伸縮套給液壓缸的裝配調(diào)整會帶來一些困難 3 12 液壓缸的安裝連接結構 液壓缸的安裝連接結構包括液壓缸的安裝結構 液壓缸近處有口的連接等 1 液 畢業(yè)設計 論文 18 壓缸的安裝形式 液壓缸的安裝形式很多 但大致可以分為以下兩類 1 軸線固定類 這類安裝形式的液壓缸在工作時 軸線位置固定不變 機床上的 液壓缸絕大多數(shù)是采用這種安裝形式 A 通用拉桿式 在兩端缸蓋上鉆出通孔 用雙頭螺釘將缸和安裝座連接拉緊 一 般短行程 壓力低的液壓缸 B 法蘭式 用液壓缸上的法蘭將其固定在機器上 C 支座式 將液壓缸頭尾兩端的凸緣與支座固定在一起 支座可置于液壓缸左右 的徑向 切向 也可置于軸向底部的前后端 2 周線擺動類 液壓缸在往復運動時 由于機構的相互作用使其軸線產(chǎn)生擺動 達到調(diào)整位置和方向的要求 安裝這類液壓缸 安裝形式也只能采用使其能擺動的鉸 接方式 工程機械 農(nóng)用機械 翻斗汽車和船舶甲板機械等所用的液壓缸多用這類安 裝形式 A 耳軸式 將固定在液壓缸上的鉸軸安裝在機械的軸座內(nèi) 使液壓缸軸線能在某 個平面內(nèi)自由擺動 B 耳環(huán)式 將液壓缸的耳環(huán)與機械上的耳環(huán)用銷軸連接在一起 使液壓缸能在某 個平面內(nèi)自由擺動 耳環(huán)在液壓缸的尾部 可以是單耳環(huán) 也可以是雙耳環(huán) 還可以 做成帶關節(jié)軸承的單耳環(huán)或雙耳環(huán) C 球頭式 將液壓缸尾部的球頭與機械上的球座連接在一起 使液壓缸能在一定 的空間錐角范圍內(nèi)任意擺動 2 液壓缸油口設計 油口孔是壓力油進入液壓缸的直接通道 雖然只是一個孔 但不能輕視其作用 6 如果孔小了 不僅造成進油時流量供不應求 影響液壓缸的活塞運動速度 而且會造 成回油時受阻 形成背壓 影響活塞的退回速度 減少液壓缸的負載能力 對液壓缸 往復速度要求較嚴的設計 一定要計算孔徑的大小 液壓缸的進出油口 可以布置在缸筒和前后端蓋上 對于活塞桿固定的液壓缸 進出油口可以設在活塞桿端部 如果液壓缸無專用排氣裝置 進出油口應設在液壓缸 的最高處 以便空氣能首先從液壓缸排出 液壓缸進出油口的鏈接形式有螺紋 方形 法蘭和矩形法蘭等 第 4 章 本章標題 19 第 4 章 液壓泵的參數(shù)計算 由表 4 6 可知工進階段液壓缸壓力最大 若取進油路總壓力損失 510pPa 壓力 繼電器可靠動作需要壓力差為 則液壓泵 最高工作壓力可按式算出 jp 510Pa aapP 4 6 4 36 10551 因此泵的額定壓力可取 1 25 46 3 Pa 58 Pa rp 10 由表 4 6 可知 工進時所需要流量最小是 0 24L min 設溢流閥最小溢流量為 2 5L min 則小流量泵的流量應為 快進快退min 76 2in 5 24 1 Lqp 時液壓缸所需的最大流量是 20 1L min 則泵的總流量為 min 2in 1 20Lqp 即大流量泵的流量 in 35 19min 76 21 Lqpp 根據(jù)上面計算的壓力和流量 查產(chǎn)品樣本 選用 YB A26B 型的雙聯(lián)葉片泵 該泵 額定壓力為 7MPa 額定轉速 1000r min 第 5 章 電動機的選擇 系統(tǒng)為雙泵供油系統(tǒng) 差動快進 快退時兩個泵同時向系統(tǒng)供油 工進時 小泵 向系統(tǒng)供油 大泵卸載 1 小泵流量 smsmqp 1067 60 14 333 大泵流量 52 55 下面分別計算三個階段所需要的電動機功率 P 1 差動快進 差動快進時 大泵 3 的出口壓力油經(jīng)單向閥 6 后與小泵 4 匯合 然后經(jīng)三位五通 閥 15 進入液壓缸大腔 大腔的壓力 查樣本可知 小泵的出口apj511092 4 壓力損失 大泵出口到小泵出口的壓力損失 于是計514 0pPa 521 0pPa 算可得小泵的出口壓力 總效率 0 5 大泵出口壓力Pap51042 9 1 總效率 0 5 p529 0 畢業(yè)設計 論文 20 電動機功率 WqpPp 945 5 013792 15 067142 9 33211 2 工進 考慮到調(diào)速閥所需最小壓力差 壓力繼電器可靠動作需要壓力差51pPa 5210pPa 因此工進時小泵的出口壓力為 而大泵的卸載壓力取 小泵app 5211 104 6 5210pPa 的總效率 0 565 大泵的總效率 0 3 2 電動機功率 WqpPp 798 3 015265 01714 33212 3 快退 類似差動快進分析知 小泵的出口壓力 總效率 0 5 大泵Pap52 1 出口壓力 總效率 0 51 Pap52106 3 2 電動機功率為 WqPpp 203 51 0376 25 0167 3212 綜合比較 快退時所需功率最大 據(jù)此查樣本選用 Y132M 1 異步電動機 電動機功率為 3KW 額定轉速 750r min 第 6 章 液壓元件的選擇 6 1 液壓閥及過濾器的選擇 根據(jù)液壓閥在系統(tǒng)中的最高工作壓力與通過該閥的最大流量 可選出這些元件的 型號及規(guī)格 1 本例所有閥的額定壓力都為 額定流量根據(jù)各閥通過的流量 56310Pa 確定為 10L min 25L min 和 63L min 三種規(guī)格 所有元件的規(guī)格型號列于表 5 1 中 過濾器按液壓泵額定流量的兩倍選取吸油用線隙式過濾器 表 5 1 液壓元件明細表 第 4 章 本章標題 21 序號 元件名稱 最大通過流 量 1 minL 型號 1 雙聯(lián)葉片泵 22 5 YB A26B 2 單向閥 12 I 25B 3 三位五通電磁閥 32 35 63BY1D 4 二位二通電磁閥 32 22 63BH1 5 調(diào)速閥 0 32 Q 10B 6 壓力繼電器 D 63B1P 7 單向閥 16 I 25B 8 液控順序閥 0 16 XY 25B 9 背壓閥 0 16 B 10B 10 液控順序閥 卸載用 16 XY 25B 11 單向閥 12 I 25B 12 溢流閥 4 Y 10B 13 過濾器 45 XU B32 100 14 壓力表開關 K 6B 15 減壓閥 20 J 63B 16 單向閥 20 I 63B 17 二位四通電磁閥 20 24D 40B 18 單向順序閥 XI 63B 19 壓力繼電器 D 63B1P 20 壓力繼電器 D 63B 畢業(yè)設計 論文 22 6 2 油管的選擇 根據(jù)選定的液壓閥的連接油口尺寸確定管道尺寸 液壓缸的進 出油管按輸入 排出的最大流量來計算 由于本系統(tǒng)液壓缸差動連接快進快退時 油管內(nèi)通油量最大 其實際流量為泵的額定流量的兩倍達 45L min 則液壓缸進 出油管直徑 d 按產(chǎn)品樣本 選用內(nèi)徑為 10mm 外徑為 18mm 的冷拔鋼管 6 3 油箱容積的確定 中壓系統(tǒng)的油箱容積一般取液壓泵額定流量的 5 7 倍 本設計取 7 倍 故油箱容 積為 315L47 V 第 7 章 驗算液壓系統(tǒng)性能 7 1 壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整 1 工進時的壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整 工進時管路中的流量僅為 0 24L min 因此流速很小 所以沿程壓力損失和局部損 失都非常小 可以忽略不計 1 這時進油路上僅考慮調(diào)速閥的壓力損失 510pPa 回油路上只有背壓閥的壓力損失 小流量泵的調(diào)整壓力應等于工進時液壓缸的工作壓 力 加上進油路壓差 并考慮壓力繼電器動作需要 則 1p1p aaa PP5551 104 610 4 36 0 即小流量泵的溢流閥 12 應按此壓力調(diào)整 2 快退時的壓力損失驗算及大流量泵卸載壓力的調(diào)整 因快退時 液壓缸無桿腔的回游量是進油量的兩倍 其壓力損失比快進時要大 因此必須計算快退時的進油路與回油路的壓力損失 以便于確定大流量泵的卸載壓力 已知 快退時進油管和回油管長度均為 l 1 8m 油管直徑 d 25 m 通過的流310 量為進油路 22 5L min 1q sm10375 3 回油路 45L min 液壓系統(tǒng)選用 N32 號液壓油 考慮最低工作2 溫度為 15 攝氏度 由手冊查出此時油的運動粘度 v 1 5st 1 5 油的密度2 cs 液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式的配置形式 390 kgm 第 4 章 本章標題 23 1 確定油流的流動狀態(tài) 按式 經(jīng)單位換算為 vdRe 6 1 4410273 10 qvdRe 式中 v 平均流速 m s d 油管內(nèi)徑 m 油的運動粘度 2 cms q 通過的流量 3 則進油路中液流的雷諾數(shù)為 2301905 1072 1043 34 vdRe 回油路中液流的雷諾數(shù)為 2309805 1072 1043 34 vde 由上可知 進回油路中的流動都是層流 2 沿程壓力損失的計算 6 2 26 dlRpe 在進油路上 流速 則壓力損失為 sms 1 0154 37dq6 2321 PaalRpe 53 21 04 9 8641 在回油路上 流速為進油路流速的兩倍即 v 4 24m s 則壓力損失為 aadlpe 53 222 108 10598 4 4642 3 局部壓力損失 由于采用了集成塊式的液壓裝置 所以只考慮閥類元件和集 成塊內(nèi)油路的壓力損失 通過各閥的局部損失按式 計算 結果列于下表 2q ps 部分閥類元件局部壓力損失 元件名稱 額定流量 1 minnqL 實際通過流量 1 inqL 額定壓力損失 5 0 npPa 實際壓力損失 5 10 pPa 畢業(yè)設計 論文 24 單向閥 2 25 16 2 0 82 三位五通電磁閥 63 16 32 4 0 26 1 03 二位二通電磁閥 63 32 4 1 03 單向閥 25 12 2 0 46 若取集成塊進油路的壓力損失 回油路壓力損失為510 3jpPa 則進油路和回油路總的壓力損失為 520 1jpPa Paapj 551 1024 10 3 46 2 8 4 22 6 501302 查表一得快退時液壓缸負載 F 521N 則快退時液壓缸的工作壓力為 aApFp 103 28 76 5 445211 Pa50 43 計算快退時泵的工作壓力 6 3 11pp 而 PaPapp 55511 1028 024 3 因此 大流量泵卸載閥 10 的調(diào)整壓力應大于 5 從以上驗算可以看出 各種工況下的實際壓力損失都小于初選的壓力損失值 而 且比較接近 說明液壓系統(tǒng)的油路結構 元件的參數(shù)是合理的 滿足要求 7 2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算 在整個工作循環(huán)中 工進階段所占用的時間最長 所以系統(tǒng)的發(fā)熱主要是工進階段 造成的 故按工進工況驗算系統(tǒng)溫升 工進時液壓泵的輸入功率如前面計算 WP7981 工進時液壓缸的輸出功率 WFv2 13 60 231 2 系統(tǒng)總的發(fā)熱功率 為 P8 74 798 21 已知油箱容積為 V 315L 則油箱近似散熱面積 A 為 3 05m 6 4 2232 01m 56 VA 第 4 章 本章標題 25 假定通風良好 取油箱散熱系數(shù) 則油液溫升為 32150k mTCWC 17 4 6 5 8743 AT 設環(huán)境溫度 則熱平衡溫度為 2 5 25 17 4 42 4 T 55 21 所以油箱散熱基本可達要求 畢業(yè)設計 論文 26 第 5 章 傳動部分設計 5 1 主傳動系統(tǒng)設計 電動機的功率可按下式估算 3 4 LPmP M 5 21 式中 電動機功率 mPW 負載力矩 LMN 負載轉速 P srad 傳動裝置的效率 初步估算取0 9 系數(shù)1 5 2 5為經(jīng)驗數(shù)據(jù) 取1 5 1203 8 59mP 764Nm 估算 后就可選取電機 使其額定功率 滿足下式mPr 3 5 r m 選擇直流電動機 表3 1 50 FRAME直流電動機技術數(shù)據(jù) 功率 3kw 功率 W 額定電壓 V 額定電 流 A 額定轉速 r min 濾磁方式 絕緣等 級 工作制 min 800 24 46 2 1750 串勵 B 60 5 2 減速系統(tǒng) 確定齒輪的參數(shù) 采用齒輪減速裝置 使頂端嚙合齒輪轉速為 4S 每半周 5 2 1 選擇材料 根據(jù)表7 1 選擇齒輪的材料為45鋼 經(jīng)調(diào)質(zhì)硬度HBS可達229 286 27 5 2 2 壓力角 的選擇 由機械原理知識可知 增大壓力角 能使輪齒的齒厚和節(jié)點處的齒廓曲率半徑增大 可提高齒輪的彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度 此處 壓力角 可取 20 5 2 3 齒數(shù)和模數(shù)的選擇 對軟齒面的閉式齒輪傳動 其承載能力主要取決于齒面接觸疲勞強度 而齒面接 觸應力的大小與小齒輪的分度圓直徑有關 即與齒數(shù)和模數(shù)的積有關 因此在滿足彎曲 疲勞強度的前提下 宜選擇較小的模數(shù)和較多的齒數(shù) 這樣除能增大重合度 改善傳動 的平穩(wěn)性外 還因模數(shù)的減小而降低齒高 從而減小金屬的切削量 減少滑動速度 減少 磨損 提高抗膠合能力 軸上齒輪齒數(shù) 取 25 小齒輪齒數(shù) 取 100 軸上軸齒輪齒 1z2z 數(shù) 取 25 大齒輪齒數(shù) 取 300 模數(shù) m 取 2 3z4z 5 2 4 齒寬系數(shù) d 由強度公式可知 當載荷一定時 增大齒寬可以減小齒輪直徑 降低齒輪圓周速度 但增大齒寬 齒面上的載荷分布不均勻性也將增大 查表 7 7 中間軸上的齒輪與大齒輪 嚙合時取齒寬系數(shù) 為 1 0 懸臂上的齒輪與小齒輪嚙合時取 為 0 5 根據(jù)公式d d 計算結果圓整為 5 的整數(shù)倍 作為大齒輪的齒寬 小齒輪齒寬取1db 2b 以補償加工裝配誤差 m 05 2 所以 軸上齒輪 與之嚙合的小齒輪齒寬 b31 mb25 軸上的齒輪齒寬 與之嚙合的大齒輪齒寬 5 4 5 2 5 確定齒輪傳動的精度 根據(jù) GB10095 1988 規(guī)定 齒輪精度等級分為 12 級 1 級最高 12 級最低 常用 6 9 級 根據(jù)表 7 8 選用 7 級精度的齒輪 表 5 2 第一級嚙合齒輪的幾何尺寸 名稱 符號 公式 分度圓直徑 dmz5021 mzd2012 齒頂高 ahha1 齒根高 f chaf 5 齒全高 fa4 齒頂圓直徑 1ad da5421 hdaa202 齒根圓直徑 f ff ff 19 基圓直徑 1b mb98 6cos1 mb4 87cos2 齒距 pp 6143 畢業(yè)設計 論文 28 第 6 章 手臂結構設計 按照抓取工件的要求 本機械手的手臂有三個自由度 即手臂的伸縮 左右回轉 和升降 或俯仰 運動 手臂的回轉和升降運動是通過立柱來實現(xiàn)的立柱的橫向移動即 為手臂的橫移 手臂的各種運動由氣缸來實現(xiàn) 6 1 手臂伸縮與手腕回轉部分 6 1 1 結構設計 手臂的伸縮是直線運動 實現(xiàn)直線往復運動采用的是氣壓驅(qū)動的活塞氣缸 由于 活塞氣缸的體積小 重量輕 因而在機械手的手臂結構中應用比較多 同時 氣壓驅(qū) 動的機械手手臂在進行伸縮 或升降 運動時 為了防止手臂繞軸線發(fā)生轉動 以保證 手指的正確方向 并使活塞桿不受較大的彎曲力矩作用 以增加手臂的剛性 在設計 手臂結構時 必須采用適當?shù)膶蜓b置 它應根據(jù)手臂的安裝形式 具體的結構和抓 取重量等因素加以確定 同時在結構設計和布局上應盡量減少運動部件的重量和減少 手臂對回轉中心的轉動慣量 在本機械手中采用的是單導向桿作為導向裝置 它可以 增加手臂的剛性和導向性 17 該機械手的手臂結構如附圖所示 現(xiàn)將其工作過程描述如下 手臂主要由雙作用式氣缸 1 導向桿 2 定位拉桿 3 和兩個可調(diào)定位塊 4 等組成 雙作用式氣缸 1 的缸體固定 當壓縮空氣分別從進出氣孔 c e 進入雙作用式氣缸 1 的 兩腔時 空心活塞套桿 6 帶動手腕回轉缸 5 和手部一同往復移動 在空心活塞套桿 6 中通有三根伸縮氣管 其中兩根把壓縮空氣通往手腕回轉氣缸 5 一根把壓縮空氣通往 手部的夾緊氣缸 在雙作用式氣缸 1 缸體上方裝置著導向桿 2 用它防止活塞套桿 6 在 做伸縮運動時的轉動 以保證手部的手指按正確的方向運動 為了保證手嘴伸縮的快 速運動 在雙作用式氣缸 1 的兩個接氣管口 c e 出分別串聯(lián)了快速排氣閥 手臂伸縮 運動的行程大小 通過調(diào)整兩塊可調(diào)定位塊 4 的位置而達到 手臂伸縮運動的緩沖采 齒厚 s ms14 32 齒槽寬 ee 中心距 ada5 21 頂隙 cc 0 29 sG ZXORF 用液壓緩沖器實現(xiàn) 手腕回轉是由回轉氣缸 5 實現(xiàn) 并采用氣缸端部節(jié)流緩沖 其結構 見剖面圖 在附圖中所示的接氣管口 a b 是接到手腕回轉氣缸的 d 是接到手部夾緊氣 缸的 直線氣缸 1 內(nèi)的三根氣管采用了伸縮氣管結構 其特點是機械手外觀清晰整齊 并可避免氣管的損傷 但加工工藝性較差 另外活塞套桿 6 做成筒狀零件可增大活塞 套桿的剛性 并能減少充氣容積 提高氣缸活塞套桿的運動速度 6 1 2 導向裝置 氣壓驅(qū)動的機械手手臂在進行伸縮 或升降 運動時 為了防止手臂繞軸線發(fā)生轉 動 以保證手指的正確方向 并使活塞桿不受較大的彎曲力矩作用 以增加手臂的剛 性 在設計手臂結構時 必須采用適當?shù)膶蜓b置 它應根據(jù)手臂的安裝形式 具體 的結構和抓取重量等因素加以確定 同時在結構設計和布局上應盡量減少運動部件的 重量和減少手臂對回轉中心的轉動慣量 目前常采用的導向裝置有單導向桿 雙導向桿 四導向桿等 在本機械手中采用 單導向桿來增加手臂的剛性和導向性 18 6 1 3 手臂伸縮驅(qū)動力的計 手臂作水平伸縮時所需的驅(qū)動力 圖 4 3 所示為活塞氣缸驅(qū)動手臂前伸時的示意圖 在單桿活塞氣缸中 由于氣缸 的兩腔有效工作面積不相等 所以左右兩邊的驅(qū)動力和壓力之間的關系式不一樣 當 壓力油 或壓縮空氣 輸入工作腔時 驅(qū)使手臂前伸 或縮回 其驅(qū)動力應克服手臂在 前伸 或縮回 起動時所產(chǎn)生的慣性力 手臂運動件表面之間的密封裝置處的摩擦阻力 以及回油腔壓力 即背壓 所造成的阻力 19 畢業(yè)設計 論文 30 圖 5 3 手臂伸出時的受力狀態(tài) 因此 驅(qū)動力計算公式為 20 P 驅(qū) P 慣 P 摩 P 封 P 背 N 5 1 式中 P