同步矩形傳送機械設計與分析【17張cad圖紙+文檔全套資料】

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According to the predetermined requirements of automation technology and equipment or hold the tools to operate. The heavy labor synchronous rectangular transmission can substitute for manpower, greatly reduce the labor intensity of workers, improve working conditions, improve labor productivity and automation level of production. Industrial production in the often cumbersome workpiece handling and frequent, the long, monotonous operation, using synchronous rectangular transfer is effective; in addition, it can operate in high temperature, low temperature, water, the universe, radioactive and other toxic, environmental pollution condition, but also show its superiority, there are broad prospects for the development.The main content of this paper is using synchronous rectangular transmitting motion machine, design of shogging mechanism, make the product moves 1100mm along the horizontal direction, ensure that the stiffness of the structure is adequate, reasonable structure, reliable. Design of lifting mechanism, make the product vertical lifting 150mm. Meter synchronization mechanism, so that the 30 groups of transverse beam motion synchronization, error in the controllable range.Combined with the design of all aspects of knowledge, in the design process, learn how to find problems. To solve the problem. The problem. And into his thoughts and ideas in the design, improve their innovation ability. Try to make synchronous rectangular transmission is easy to use, simple in structure. Keywords ：synchronous rectangle; structure design; stepping motor; rotary目 錄1 緒 論12 同步矩形傳送機構總體方案設計22.1規(guī)格參數22.2有效負載22.3運動特性22.4 工作范圍（工作半徑）22.5 同步矩形傳送材料的選擇22.6同步矩形傳送的驅動元件32.7 水平方向移動計算42.7.1 電機計算42.7.2齒輪齒條的設計計算72.7.3齒條齒部彎曲強度的計算112.8 小齒輪的強度計算112.8.1齒面接觸疲勞強度計算112.8.2齒輪齒跟彎曲疲勞強度計算142.9 升降方向結構計算163 液壓部分的設計計算183.1油缸主要參數的確定183.1.1液壓缸內徑的計算183.1.2活塞桿直徑的設計183.1.3液壓缸缸體厚度計算183.1.4.液壓缸長度的確定193.1.5活塞桿直徑的設計193.2油缸主要部位的計算校核213.2.1缸筒壁厚的計算213.2.2 活塞桿強度和液壓缸穩(wěn)定性計算213.2.3缸筒壁厚的驗算233.2.4 缸筒的加工要求253.2.5法蘭設計253.2.6 (缸筒端部）法蘭連接螺栓的強度計算263.3 活塞的設計283.4 導向套的設計與計算283.5 端蓋和缸底的設計與計算303.6 液壓泵的參數計算313.7 電動機的選擇313.8 液壓元件的選擇323.8.1 液壓元件的選擇323.8.2 油管的選擇343.9 驗算液壓系統(tǒng)性能353.9.1 壓力損失的驗算及泵壓力的調整353.9.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算373.10 油箱設計383.10.1油箱有效容積的確定383.10.2 油箱容積的驗算383.11輔助元件404 橫梁等其他結構件的設計41總 結52致 謝53參考文獻541 緒 論隨著人類科技的進步，社會經濟的發(fā)展，同步矩形傳送機械設計成為近幾十年來迅速發(fā)展的一門綜合學科。它體現了光機電一體化技術的最新成就，同步矩形傳送作為其中的佼佼者更是發(fā)揮了不可磨滅的作用。在人類社會中，凡是有機械活動的地方，都能看到同步矩形傳送的身影。同步矩形傳送產品的應用已經由核工業(yè)和軍事科技等高端科學領域向醫(yī)療、農業(yè)甚至是服務娛樂等民用領域發(fā)展了，并且各式各樣的同步矩形傳送正在涌現出來，以驚人的速度延伸到人類活動的各個領域。本文研究主要內容通過利用網絡工具、圖書館的書籍和各類期刊、雜志查閱了解同步矩形傳送的相關知識，確定本設計符合要求，滿足需要。具體設計方法如下：1、查閱資料、結合所學專業(yè)課程，產生同步矩形傳送結構設計的基本思路；2、查閱各類機械機構手冊，確定合理的同步矩形傳送結構；3、根據給定技術參數來選擇合適的手部、腕部、臂部等部位；4、重點對驅動機構及控制機構進行設計研究；5、通過研究國內外情況，確定本設計課題的重點設計；6、完成2D裝配圖的設計和繪制，并由此繪制零件圖；7、編寫設計說明書；8、檢查并完善本設計課題。本設計采用的方法是理論設計與經驗設計相結合的方案，所運用的資料來源廣泛，內容充足。542 同步矩形傳送機構總體方案設計本文的重要任務是完成同步矩形傳送的設計，本章內容是圍繞同步矩形傳送機構設計任務來展開，介紹同步矩形傳送執(zhí)行機構設計思路。2.1規(guī)格參數用途：傳送產品最大質量1200kg產品最大質量1200kg,產品長度：1528m；水平橫移行程11mm；垂直行程：150mm；輸送速度08.5m/min；橫移梁寬2.1m；橫移梁間距1.2m。 2.2有效負載有效負載是指同步矩形傳送操作臂在工作時臂端可能搬運的物體重量或所能承受的力或力矩，它表示了同步矩形傳送的負載能力。同步矩形傳送的載荷不僅僅取決于負載的質量，還與同步矩形傳送運動的速度和加速度的大小及方向有關。為了安全起見，有效負載是指高速運行時的有效負載。產品最大質量1200kg。2.3運動特性速度和加速度是表明同步矩形傳送運動特性的主要指標。它反映了同步矩形傳送的使用效率和生產水平，同步矩形傳送的運動速度越高，則其使用效率越高，生產水平越高。但速度越快產生的沖擊和震動也越大，因此提高同步矩形傳送的加減速速能力，保證同步矩形傳送加速過程的平穩(wěn)性是非常重要的。對于本文中的同步矩形傳送，在沒有負載時可以適當地加快其運動速度;而在其有負載時，末端執(zhí)行器(手爪)通常要和物體直接接觸，為了安全起見，務必要盡量減少手臂的運動速度?？偟膩碚f，同步矩形傳送的速度在一定范圍內要是可調的，這樣才能滿足在各種不同情況下的使用需要。2.4 工作范圍（工作半徑）工業(yè)同步矩形傳送的工作范圍是根據工業(yè)同步矩形傳送作業(yè)過程中的操作范圍和運動的軌跡來確定的,用工作空間來表示的。2.5 同步矩形傳送材料的選擇同步矩形傳送手臂的材料應根據手臂的實際工作情況來進行選擇，在滿足同步矩形傳送的設計和運動要求前提下。從設計的理論出發(fā)，同步矩形傳送手臂要進行各種運動。因此，對材料的一個要求是作為運動的部件，它應是輕型材料并要求有一定剛度。另一方面，手臂在運動過程中往往會產生沖擊和振動，這必然大大降低它的運動精度。所以在選擇材料時，需要對質量、剛度、強度、彈性進行綜合考慮，以便有效地提高手臂的運動性能。此外，同步矩形傳送手臂選用的材料與一般的結構材料不同。同步矩形傳送手臂是要受到控制的，必須考慮它的可控性。在選擇手臂材料時，可控性還要和材料的可加工性、成本、質量等性質一起考慮?？傊x擇同步矩形傳送手臂的材料時，要綜合考慮強度、剛度、重量、彈性、抗震性、外觀及價格等多方面因素。下面介紹幾種同步矩形傳送手臂常用的材料(l)碳素結構鋼和合金結構鋼等高強度鋼：這類材料強度好，尤其是合金結構鋼強度增加了很多倍、彈性模量大、抗變形能力強，是應用最廣泛的材料;(2)鋁、鋁合金及其它輕合金材料：其共同特點是重量輕、彈性模量不大，但是材料密度小，但仍可與鋼材相比;(3)陶瓷：陶瓷材料具有良好的品質，但是脆性大，可加工性不高，一般用于和金屬連接的特殊部位。然而，國外已經設計出純陶瓷的同步矩形傳送臂了。從本文設計的同步矩形傳送的角度來看，在選用材料時不需要很大的負載能力，也不需要很高的彈性模量和抗變形能力，此外還要考慮材料的成本，可加工性等因素。在衡量了各種因素和結合工作狀況的條件下，初步選用鋁合金作為機械臂的構件材料。2.6同步矩形傳送的驅動元件在同步矩形傳送驅動系統(tǒng)中，電氣驅動是利用各種電動機產生的力或力矩，直接或經過減速機構去驅動同步矩形傳送的關節(jié)，來獲得動力。電氣驅動主要有步進電機、直流伺服電機、交流伺服電機、直線電動機以及最近幾年出現的超聲波電機和HD電動機【10】等幾種。步進電機是一種用電脈沖信號進行控制，每輸入一個脈沖，步進電機就進行回轉一定的角度，脈沖數與角度數成正比，旋轉方向取決于輸入脈沖的順序。步進電機可在很寬的范圍內，通過脈沖頻率同步，能夠按照脈沖要求進行起動、停止、反轉和制動變速，有較強的阻礙偏離穩(wěn)定的能力。在同步矩形傳送中位置控制系統(tǒng)中得到了極大的應用。主要有永磁式、反應式、永磁感應子式三種。直流伺服電機是用直流電供電的電動機。其功能是將輸入的受控電壓/電流能量轉換為電樞軸上的角位移或角速度輸出。直流伺服電機的工作原理和基本結構均與普通動力用直流電機相同。特點是穩(wěn)定性好、可控性好、響應迅速、轉矩大。一般有永磁式和電磁式，在同步矩形傳送驅動系統(tǒng)中多采用永磁式直流伺服電機。.交流伺服電機的使用情況與直流伺服電機相同，但交流伺服電機與直流伺服電機相比，結構簡單、工作可靠、功率大、過載能力強、無電刷、維修方便，因而交流伺服電機是今后同步矩形傳送用電機的主流。低速電機主要用于系統(tǒng)精度要求高的同步矩形傳送。為了提高功率效率比，伺服電機制成高轉速，經齒輪減速后帶動機械負載。由于齒輪傳動存在間隙，系統(tǒng)精度不易提高，若對功率效率比要求不十分嚴格，而對于精度有嚴格的要求，則最好取消減速齒輪，采用大力矩的低速電機，配以高分辨率的光電編碼器及高靈敏度的測速發(fā)電機，實現直接驅動。環(huán)形超聲波電動機具有低速大轉矩的特點，使用在同步矩形傳送的關節(jié)處，不需齒輪減速，可直接驅動負載，因而可大大改善功率重量比，并可利用其中空結構傳遞信息。HD電動機是一種小型大轉矩(大推力)的電動機，電動機可直接與負載連接，可應用在系統(tǒng)定位精度要求高的同步矩形傳送產品中。通過上述對幾種同步矩形傳送常用電機的分析和比較，綜合考慮本文同步矩形傳送臂并不要求有很高的扭矩，但是要求有較高精度并要求能夠快速啟動和制動，所以選擇應用較為廣泛的步進電機作為驅動電機。2.7 水平方向移動計算 2.7.1 電機計算（1）選擇步進電機齒輪齒條工作時，需要克服摩擦阻力矩、工件負載阻力矩和啟動時的慣性力矩。根據轉矩的計算公式15： （3.1） （3.2） （3.3） （3.4） （3.5） （3.6） （3.7） （3.8）式中： 偏轉所需力矩（Nm）；摩擦阻力矩（Nm）；負載阻力矩（Nm）；啟動時慣性阻力矩（Nm）；工件負載對回轉軸線的轉動慣量（kgm2）；對回轉軸線的轉動慣量（kgm2）；偏轉角速度（rad/s）；質量（kg）；負載質量（kg）；啟動時間（s）；部分材料密度（kg/m3）；末端的線速度（m/s）。根據已知條件：=1200 kg，m/s，m，m，m，s，采用的材料假定為鑄鋼，密度kg/m3。將數據代入計算得： kg r/s kgm2 kgm2 Nm Nm Nm因為傳動是通過齒輪齒條實現的，所以查取手冊15得：彈性聯軸器傳動效率；滾動軸承傳動效率（一對）；齒輪齒條傳動效率；計算得傳動的裝置的總效率。電機在工作中實際要求轉矩 Nm （3.9）根據計算得出的所需力矩，結合北京和利時電機技術有限公司生產的90系列的五相混合型步進電機的技術數據和矩頻特性曲線，如圖3.3和圖3.4所示,選擇90BYG5200B-SAKRML-0301型號的步進電機。圖3.3 90BYG步進電機技術數據圖3.4 90BYG5200B-SAKRML-0301型步進電機矩頻特性曲線2.7.2齒輪齒條的設計計算1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數a. 選直齒圓柱齒輪;b. 貨叉為一般工作機械，速度不高，故選用7級精度（GB/0095-88）;c. 材料選擇。選擇齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，齒條材料為45鋼（調質），硬度為240HBS；d. 初選齒輪齒數為Z=20。2. 按齒面接觸強度計算 設計公式為dt2.32 (4-3-1)a. 確定公式內各參數的值。（1）.試選載荷系數Kt=1.2(2).計算齒輪傳遞的轉矩T= (4-3-2)=1.47*N.mm(3).選齒寬系數=0.45（4）.查得材料的彈性影響系數ZE=189.8 (5).按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強度極限，齒條的接觸疲勞強度極限（6）取齒輪接觸疲勞壽命系數kH=0.90, 齒條接觸疲勞壽命系數kH=0.95（7）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1，安全系數S=1，由公式=求得：齒輪的接觸疲勞許用應力=540MPa,齒條的接觸疲勞許用應力=522.5Mpa。b. 按齒面接觸強度計算(1) 計算齒輪的分度圓直徑dt2.32 (4-3-3) =2.32 =36.5mm（2）.計算圓周速度v= (4-3-4) = =0.05m/s（3）.齒寬b=*dt=0.45*36.5=16.425mm (4-3-5)(4).計算齒寬與齒高之比 模數 mt=36.5/20=1.825mm (4-3-6) 齒高 h=2.25mt=2.25*1.825=4.11mm (4-3-7) =16.425/4.11=3.996（5）.計算載荷系數 根據v=0.05m/s,7級精度，由圖可查得動載系數Kv=1.002 直齒輪，KH=KF=1由表查得使用系數KA=1.25由表查得7級精度，齒輪懸臂布置時，KH=1.189由=3.996，KH=1.189，查得KF=1.14；故載荷系數 K=KAKvKHKH=1.002*1*1.25*1*1.189=1.489 (4-3-8)（6）.按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由公式得： d=dt=36.5=39.222mm (4-3-9)(7).計算模數m m=d/z=39.222/20=1.96mm (4-3-10)3.按齒根彎曲強度計算彎曲強度的設計公式為 m (4-3-11)a. 確定公式內各參數的值（1）.查得齒輪的彎曲疲勞強度極限；齒條的彎曲疲勞強度極限（2）.查得齒輪的彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.83；齒條的彎曲疲勞壽命系數KFN2=0.88；（3）.計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由公式得： 齒輪的許用應力=296.43Mpa (4-3-12) 齒條的許用應力=238.86Mpa (4-3-13)(4).計算載荷系數K K=KAKvKFKF=1.002*1.25*1*1.14=1.428 (4-3-14) (5).查取齒形系數查得齒輪的齒形系數YFa=2.80 (6).查取應力校正系數查得YSa=1.55(7).計算 =0.01464 (4-3-15)b. 設計計算m (4-3-16) =1.51mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數1.51并就近圓整為標準值m=2mm,按接觸強度算得的分度圓直徑d=39.222mm，算出齒輪齒數z=d/m=39.222/2 =20這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。4.幾何尺寸的計算a.計算分度圓直徑 d=mz=2*20=40mm (4-3-17)b計算齒輪齒條寬度 b=*d=0.45*40=18mm, (4-3-18)取齒輪寬度B=17mm,齒條寬度為B=16mm.c.計算齒頂圓直徑 da=d+2ha*m=40+2*2=44mm (4-3-19)d.計算齒根圓直徑 df=d-2(ha+c)m=40-2*1.25*2=35mm (4-3-20)e.計算齒輪齒條的節(jié)距 P=m=2 (4-3-21)f.計算齒頂高ha=m=1*2=2 (4-3-22)g.計算齒根高 hf=(+)m=(1+0.25)*2=2.5 (4-3-22)2.7.3齒條齒部彎曲強度的計算齒條牙齒的單齒彎曲應力： 式中： 齒條齒面切向力 b 危險截面處沿齒長方向齒寬 齒條計算齒高 S 危險截面齒厚 從上面條件可以計算出齒條牙齒彎曲應力： =451.16N/mm上式計算中只按嚙合的情況計算的，即所有外力都作用在一個齒上了，實際上齒輪齒條的總重合系數是2.63（理論計算值），在嚙合過程中至少有2個齒同時參加嚙合，因此每個齒的彎曲應力應分別降低一倍。 = 182.2N/mm 齒條的材料我選擇是 45剛制造，因此：抗拉強度 690N/mm (沒有考慮熱處理對強度的影響)。齒部彎曲安全系數 S = / = 3.8 因此，齒條設計滿足彎曲疲勞強度設計要求。又滿足了齒面接觸強度，符合本次設計的具體要求。2.8 小齒輪的強度計算2.8.1齒面接觸疲勞強度計算計算斜齒圓柱齒輪傳動的接觸應力時，推導計算公式的出發(fā)點和直齒圓柱齒輪相似，但要考慮其以下特點：嚙合的接觸線是傾斜的，有利于提高接觸強度 ；重合度大，傳動平穩(wěn)。齒輪的計算載荷為了便于分析計算，通常取沿齒面接觸線單位長度上所受的載荷進行計算。沿齒面接觸線單位長度上的平均載荷P（單位為N/mm）為 P = Fn 作用在齒面接觸線上的法向載荷L 沿齒面的接觸線長，單位mm法向載荷Fn 為公稱載荷，在實際傳動中，由于齒輪的制造誤差，特別是基節(jié)誤差和齒形誤差的影響，會使法面載荷增大。此外，在同時嚙合的齒對間，載荷的分配不是均勻的，即使在一對齒上， 載荷也不可能沿接觸線均勻分布。因此在計算載荷的強度時，應按接觸線單位長度上的最大載荷，即計算Pca （單位N/mmm）進行計算。即 Pca = KP =K K載荷系數載荷系數K包括 ：使用系數，動載系數，齒間載荷分配系數及齒向載荷分布數，即 K = 使用系數是考慮齒輪嚙合時外部領接裝置引起的附加動載荷影響的系數。 = 1.0 動載系數齒輪傳動制造和裝配誤差是不可避免的，齒輪受載后還要發(fā)生彈性變形，因此引入了動載系數。 = 1.0 齒間載荷系數齒輪的制造精度7級精度2 = 1.2 齒向荷分配系數 齒寬系數 d = b/d = 18.14/12.13 = 1.5 = 1.12+0.18(1+0.6d) + 0.23*10b = 1.5 所以載荷系數 K= = 1*1*1.2*1.5 = 1.8斜齒輪傳動的端面重合度 = bsin = 0.318d*ztan = 1.65 在斜齒輪傳動中齒輪的單位長度受力和接觸長度如下： P ca = KP =K 因為 Fn = Ft/(cos*cos1) 所以 =1.8*3297.6/18.14/1.65/0.67= 296N/mm利用赫茲公式，代入當量直齒輪的有關參數后，得到斜齒圓柱齒輪的齒面接觸疲勞強度校核公式2 ： = 式中： Z 彈性系數 主動小齒輪選用材料20CrMo制造，根據材料選取，均為0.3， E，E都為合金鋼 ， 取189.8 MPa求得 Z = 5.7節(jié)點區(qū)域系數Z = 2.24齒輪與齒條的傳動比 u , u趨近于無窮則 所以 = 51.6 MPa小齒輪接觸疲勞強度極限 = 1000 MPa 應力循環(huán)次數 N = 2*10 所以 = 1.1 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數S = 1，可得 = 1.1*1000MPa = 1100MPa （4-38）K 接觸疲勞壽命系數由此可得 所以，齒輪所選的參數滿足齒輪設計的齒面接觸疲勞強度要求。2.8.2齒輪齒跟彎曲疲勞強度計算齒輪受載時，齒根所受的彎矩最大，因此齒根處的彎曲疲勞強度最弱。當齒輪在齒頂處嚙合時，處于雙對齒嚙合區(qū)，此時彎矩的力臂最大，但力并不是最大，因此彎矩不是最大。根據分析，齒根所受的最大玩具發(fā)生在輪齒嚙合點位于單對齒嚙合最高點時。因此，齒根彎曲強度也應按載荷作用于單對齒嚙合區(qū)最高點來計算。斜齒輪嚙合過程中，接觸線和危險截面位置在不斷的變化，要精確計算其齒根應力是很難的，只能近似的按法面上的當量直齒圓柱齒輪來計算其齒根應力。將當量齒輪的有關參數代入直齒圓柱齒輪的彎曲強度計算公式，考慮螺旋角使接觸線傾斜對彎曲強度有利的影響而引入螺旋角系數，可得到斜齒圓柱齒輪的彎曲疲勞強度計算校核公式： 齒間載荷分配系數= 1.2 齒向載荷分配系數 = 1.33 載荷系數K= = 1*1*1.2*1.3 =1.56 齒形系數 校正系數 = 1.4螺旋角系數 校核齒根彎曲強度= = = 323.8MPa彎曲強度最小安全系數=1.5 計算彎曲疲勞許用應力 彎曲疲勞壽命系數 = 1.5 可得， = 1.5*1000/1.5 = 1000 MPa所以 因此，本次設計及滿足了小齒輪的齒面接觸疲勞強度又滿足了小齒輪的彎曲疲勞強度，符合設計要求。2.9 升降方向結構計算 基于同步矩形運動的型材輸送機械的結構示意圖，如圖 1所 示。其中，橫移梁覺料機構組件 、橫移同步及其相關組件安裝在活 動機架 3 上，3 組轉動拐臂升 降機構組件安裝在固定機架 11 上。 該機械作同步矩形運動的工作過程如下：（ 1）當型材產品從油壓機 擠壓出來，由軌道輸送并經隨動熱鋸機按尺鋸斷后，橫移液壓缸 5 活塞桿同步向后動作，帶動與其活塞頭聯接在一起的一級齒條 4 向后運動，使小齒輪 6 及其同軸的增程大齒輪 8順時針同步轉動 ， 推動安裝在橫移梁 9 下部的二級齒條 7 帶動橫移梁向前運動 ，使 橫移梁伸入鋸切輸送軌道（圖 中未畫出）中產品下部的規(guī)定位置并 停止運動。這里橫移液壓缸共6 組 ，30 根間距為 1200mm 的橫移 梁通過傳動軸 1及聯軸器 2 聯接在一起，從而實現由 6 組橫移液 壓缸傳動的橫移梁作機械與液壓同步控制的同步運動。（2）拐臂升 降機構的升降液壓缸活塞桿向右運動，使轉到拐臂 12 繞固定軸 13順時針轉動 ，從而推動活動架及其固定在其上的橫移梁組件一 起向上運動，抬起型材產品 10 上升。在將轉到拐臂的旋轉運動變 成活動機架的垂直直線運動，是通過固定機架四個角上的導向軸15來實現的。這里升降液壓缸共 3 組，由PLC 控制來做 3 缸液壓 同步運動。升降液壓缸向左行程 32mm ，使型材產品上升 150mm, 到達規(guī)定位置。（3）橫移液壓缸作回程動作（活塞桿向前運動），推 動其啃合齒條向前運動，使小齒輪做逆時針轉動 ，帶動大齒輪同步 轉動，推動橫移梁底部的被動啃合齒條做向后直線運動，從而實現 橫移梁橫移產品到拉矯機過橋段的第一段過橋皮帶上方規(guī) 定位 置。（4 ）升降液壓缸作回程動作（活塞桿向右運動），使轉到拐臂繞 固定軸逆時針轉動 ，從而實現活動機架及其其上的所有物品向下 垂直降落 150mm，將型材產品放置在第一段過橋皮帶上的規(guī)定位 置，完成一個同步的矩形運動 ，實現產品橫移輸送。最后橫移油缸 復位，升降油缸復位，進入下個同步矩形的工作流程。1連接軸 2聯軸器 3活動機架 4.一級齒條 5橫移液壓缸 6.小齒輪7.二級齒條 8.大齒輪 9橫移梁 10型材產品 11.固定機架 12.轉動拐臂13.固定軸 14.升降液壓缸 15.導向軸2.3 轉動拐臂設計轉動拐臂受力簡圖，如圖2 所示。在忽略摩擦力的情況下 ，由力矩平衡方程有式中：H一升降行程；F1 一制品及活動機架組件的重力 W 的一部 道分，忽略摩擦時 ，理論上 F, =Wl6 ;L2 一豎臂板長；Fz 一升降 感器組油缸對拐臂的拉力。在式（ 1）中 ，H 和 F，可視為常數 ，要使 乓相對較小且波動幅度較小，其與 Lz 和 取值有關。通過模糊優(yōu)化和運動仿真分析 ， 在設計時取 19。15 ，L2 =241mm 。3 液壓部分的設計計算基本技術數據，是根據用途及結構類型來確定的，它反映了工作能力及特點，也基本上上確定了輪廓尺寸及本體總質量等。3.1油缸主要參數的確定主液壓缸采用單作用柱塞式套缸，缸徑較大，能提供很大載荷作用下的舉升力，同時能夠滿足靠重力回落和撤收的要求。并且工作過程為快進工進快退三個過程的工作循環(huán)。液壓缸的機械效率工進時候的負載是最大的，3.1.1液壓缸內徑的計算 D=10-3=108mm 表3.1 液壓缸內徑系列 mm810121620253240506380100125160200250320400500查得油缸的液壓缸的內徑為125mm,活塞桿直徑為90mm,有效行程為200 mm3.1.2活塞桿直徑的設計查液壓傳動與控制手冊根據桿徑比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。本設計我選擇d/D=0.7，即d=0.7D=0.7125=87.5mm。表3.2 活塞桿直徑系列456810121416182022252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360400故取d=90mm。3.1.3液壓缸缸體厚度計算 缸體是液壓缸中最重要的零件，當液壓缸的工作壓力較高和缸體內經較大時，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，實驗壓力，MPa。當液壓缸額定壓力Pn5.1MPa時，Py=1.5Pn，當Pn16MPa時，Py=1.25Pn。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=5.1MPa2.最高允許壓力PmaxPmax1.5Pn=1.255.1=6.375MPa液壓缸缸筒材料采用45鋼，則抗拉強度：b=600MPa安全系數n按液壓傳動與控制手冊P243表210，取n=5。則許用應力=120MPa =2.66mm,滿足。取液壓缸厚度10mm。取液壓缸缸體外徑為150mm。3.1.4.液壓缸長度的確定液壓缸長度L根據工作部件的行程長度確定。 L=200mm 查油缸參數得到的3.1.5活塞桿直徑的設計查液壓傳動與控制手冊根據桿徑比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。本設計我選擇d/D=0.7，即d=0.7D=0.7125=87.5mm。表3.2 活塞桿直徑系列456810121416182022252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360400故取d=90mm。2.活塞桿強度計算：式中 許用應力；（Q235鋼的抗拉強度為375-500MPa，取400MPa，為位安全系數取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，應根據負載的具體情況，選擇適當的活塞桿端部結構。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。 液壓缸工作行程長度可以根據執(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）62550801001251602002503204005006308001000125016002000250032004000表4-4（b） 液壓缸行程系列（GB 2349-80）6 40 6390110140180220280360450550700900110014001800220028003600表4-4（c） 液壓缸形成系列（GB 2349-80）62402603003403804204805306006507508509501050120013001500170019002100240026003000340038003.2油缸主要部位的計算校核3.2.1缸筒壁厚的計算在中、低壓系統(tǒng)中，液壓缸的壁厚基本上由結構和工藝上的要求確定，壁厚通常都能滿足強度要求，一般不需要計算。但是，當液壓缸的工作壓力較高和缸筒內徑較大時，必須進行強度校核。當時，稱為薄壁缸筒，按材料力學薄壁圓筒公式計算，計算公式為 式（3-2） 式中，缸筒內最高壓力； 缸筒材料的許用壓力。=, 為材料的抗拉強度，n為安全系數，當時，一般取。當時,按式（3-3）計算 (該設計采用無縫鋼管) 式（3-3）根據缸徑查手冊預取=30此時最高允許壓力一般是額定壓力的1.5倍，根據給定參數，所以： =71.5=10.5MP=100110（無縫鋼管），取=100，其壁厚按公式（3-3）計算為 滿足要求，就取壁厚為6mm。3.2.2 活塞桿強度和液壓缸穩(wěn)定性計算A.活塞桿強度計算活塞桿的直徑按下式進行校核式中，為活塞桿上的作用力；為活塞桿材料的許用應力，=,n一般取1.40。滿足要求B.液壓缸穩(wěn)定性計算活塞桿受軸向壓縮負載時，它所承受的力不能超過使它保持穩(wěn)定工作所允許的臨界負載，以免發(fā)生縱向彎曲，破壞液壓缸的正常工作。的值與活塞桿材料性質、截面形狀、直徑和長度以及液壓缸的安裝方式等因素有關。若活塞桿的長徑比且桿件承受壓負載時，則必須進行液壓缸穩(wěn)定性校核?；钊麠U穩(wěn)定性的校核依下式進行式中，為安全系數，一般取=24。 a.當活塞桿的細長比時 b.當活塞桿的細長比時式中，為安裝長度，其值與安裝方式有關，見表1；為活塞桿橫截面最小回轉半徑，；為柔性系數，其值見表3-2； 為由液壓缸支撐方式決定的末端系數，其值見表1；為活塞桿材料的彈性模量，對鋼??；為活塞桿橫截面慣性矩；為活塞桿橫截面積；為由材料強度決定的實驗值，為系數，具體數值見表3-3。表3-2液壓缸支承方式和末端系數的值支承方式支承說明末端系數一端自由一端固定1/4兩端鉸接1一端鉸接一端固定2兩端固定4表3-3 、的值材料鑄鐵5.61/160080鍛鐵2.51/9000110鋼4.91/500085c.當時,缸已經足夠穩(wěn)定，不需要進行校核。此設計安裝方式中間固定的方式，此缸已經足夠穩(wěn)定，不需要進行穩(wěn)定性校核。3.2.3缸筒壁厚的驗算下面從以下三個方面進行缸筒壁厚的驗算： A液壓缸的額定壓力值應低于一定的極限值，保證工作安全： 式（3-4）根據式（3-4）得到：顯然，額定油壓=7MP，滿足條件；B為了避免缸筒在工作時發(fā)生塑性變形，液壓缸的額定壓力值應與塑性變形壓力有一定的比例范圍： 式（3-5） 式（3-6）先根據式（3-6）得到：=41.21再將得到結果帶入（3-5）得到：顯然，滿足條件；C耐壓試驗壓力，是液壓缸在檢查質量時需承受的試驗壓力。在規(guī)定的時間內，液壓缸在此壓力 下，全部零件不得有破壞或永久變形等異?，F象。各國規(guī)范多數規(guī)定: 當額定壓力時（MPa）D為了確保液壓缸安全的使用，缸筒的爆裂壓力應大于耐壓試驗壓力： (MPa） 式（3-7）因為查表已知=596MPa，根據式（3-7）得到：至于耐壓試驗壓力應為：因為爆裂壓力遠大于耐壓試驗壓力，所以完全滿足條件。以上所用公式中各量的意義解釋如下：式中: 缸筒內徑（）； 缸筒外徑（）； 液壓缸的額定壓力（） 液壓缸發(fā)生完全塑形變形的壓力（）； 液壓缸耐壓試驗壓力（）； 缸筒發(fā)生爆破時壓力（）； 缸筒材料抗拉強度（）； 缸筒材料的屈服強度（； 缸筒材料的彈性模量（）； 缸筒材料的泊桑系數 鋼材：=0.33.2.4 缸筒的加工要求缸筒內徑采用H7級配合，表面粗糙度為0.16，需要進行研磨；熱處理：調制，HB240；缸筒內徑的圓度、錐度、圓柱度不大于內徑公差之半；剛通直線度不大于0.03mm；油口的孔口及排氣口必須有倒角，不能有飛邊、毛刺；在缸內表面鍍鉻，外表面刷防腐油漆。3.2.5法蘭設計液壓缸的端蓋形式有很多，較為常見的是法蘭式端蓋。本次設計選擇法蘭式端蓋（缸筒端部）法蘭厚度根據下式進行計算： 式（3-8）式中， -法蘭厚度（m）；密封環(huán)內經d=40mm（m）；密封環(huán)外徑（m）；=50mm系統(tǒng)工作壓力（pa）；=7MPa附加密封力（Pa）；值取其材料屈服點353MPa；螺釘孔分布圓直徑（m）；=55mm密封環(huán)平均直徑（m）；=45mm法蘭材料的許用應力（Pa）；=/n=353/5=70.6MPa法蘭受力總合力（m） 所以=13.2mm為了安全取=14mm3.2.6 (缸筒端部）法蘭連接螺栓的強度計算連接圖如下：圖3-1缸體端部法蘭用螺栓連接1-前端蓋；2-缸筒螺栓強度根據下式計算：螺紋處的拉應力:(MPa) 式（3-9）螺紋處的剪應力(MPa) 式（3-10）合成應力 (MPa) 式（3-11）式中, 液壓缸的最大負載，=A，單桿時，雙桿是螺紋預緊系數，不變載荷=1.251.5，變載荷=2.54；液壓缸內徑；缸體螺紋外徑；螺紋內經；螺紋內摩擦因數，一般取=0.12;變載荷取=2.54；材料許用應力，,為材料的屈服極限，n為安全系數，一般取n=1.21.5；Z螺栓個數。最大推力為：使用4個螺栓緊固缸蓋，即：=4螺紋外徑和底徑的選擇：=10mm =8mm系數選擇：選取=1.3=0.12根據式（3-9）得到螺紋處的拉應力為：=根據式（3-10）得到螺紋處的剪應力為：根據式（3-11）得到合成應力為：=367.6MPa由以上運算結果知，應選擇螺栓等級為12.9級；查表的得：抗拉強度極限=1220MP;屈服極限強度=1100MP；不妨取安全系數n=2可以得到許用應力值：=/n=1100/2=5