自动打螺丝机

自动打螺丝机 毕业(论文) 题目:汽车减震器自动生产线螺栓自动装配机设计 姓 名 学 院 专 业 指导教师 职 称 年 月 日 摘 要 本文首先介绍了本次毕业设计的主要和本次设计作品的目的与意义，然后描述了总体的选择以及传动方案的分类，并对几类传动方案进行了阐述和比较最终选择出更适合本设计的方案，最后进行了整体结构的设计，包括整体框架、工作台、带动方案以及主要外购件的计算选型与校核等工作。 I 目 录 摘要............................................................... 1 Abstrac.......................................................... 错 误～未定义书签。 前言 ............................................................. 1 第一章 绪论..................................................... 2 1.1毕业设计的主要内容........................................... 2 1.2打螺丝机研究的目的与意义..................................... 2 1.3论文的主要工作............................................... 2 第二章 方案选择................................................. 3 2.1总体的方案选择............................................... 3 2.2传动方案的选择............................................... 3 2.3机架的方案选择............................................... 4 第三章 总体设计................................................. 5 3.1总体机构..................................................... 5 3.2总框体支架的设计............................................. 6 3.3工作台部分的设计............................................. 6 3.4万向节部分装配体............................................. 8 3.4.1万向联轴器............................................... 8 3.4.2万向节其他部分设计...................................... 12 3.5主要外购件的计算与选型...................................... 13 3.5.1导轨和滑块的选择........................................ 13 3.5.2电改锥的选择............................................ 13 3.5.3推动电改锥气缸的选择.................................... 16 3.5.4压紧气缸的选择.......................................... 19 3.5.5直线轴承的选择.......................................... 23 3.6下滑动支架带动方案的设计.................................... 25 结 论.............................................................. 26 参考文 献......................................................... 27 II 谢辞.............................................................. 28 附 录.............................................................. 29 III 前 言 螺栓自动装配机是当代工业中不可缺少的一种提高成产效率的机器，在许多领域都广泛应用。螺栓自动装配机是许多大型设备生产线的一部分，可以大大降低工人的劳动强度。自动打螺丝控制实现了对拧螺丝过程的全自动控制，可根据工作需求编制程序输入PLC中从而进行准确分离、传送、拧紧螺钉等一些列动作的控制。控制器可以对电源作全面的检测即对显示电压，频率，功率因数，输出电流等参数并自动进行补偿。同时控制器可以设置自动分步补偿功能。当工件螺丝没有拧紧或无法拧紧时，机器通过检测自动发出更换工件的信号，保证了工件的良品率。而且还实现了不同尺寸的工件和螺丝均可使用目的。 目前，许多大型汽车制造商为了为提高汽车零部件制造水平和生产效率，针对加工零件的生产而设计了符合自己生产需求的非标自动化设备。本次螺栓自动装配机的设计主要是针对汽车减震器的生产，采用单轴设计。拧螺丝靠由私服电机驱动的电改锥并经精密万向节传动来完成;螺钉直径范围适应性广，可通过更换枪头来实现不同型号螺丝的装配，此外还通过更换工作台来实现对不同型号的工件进行装配的功能，可满足柔性化生产 的需要。主要进行螺栓自动装配机机构、传动、框架、工作台的设计和改锥、供螺丝机的选型。 在拧螺钉过程中，影响螺纹连接质量的因素有:电动改锥的电流、传感器的检测、工件的定位，特别是PLC对伺服电机的驱动和气缸动作有很高的，如果这两个动作不能协调就很容易出现废品。因此为了减少废品的出现，在工作台周围安装了很多传感器，而且在螺钉通过气管时也有传感器来检测是否有螺钉通过，借此来降低废品率。因此，传感器是很重要的，一定要谨慎选择。 注:为了方便叙述下文用打螺丝机来代替螺栓自动装配机。 - 1 - 第一章 绪论 1.1毕业设计的主要内容 针对汽车减震器这个工件的特点来设计符合加工此工件的打螺丝机。锁螺丝机采用模块化单轴设计。拧螺丝靠由私服电机驱动的电改锥并经精密万向节传动来完成;自动供螺丝通过自动供螺栓机和螺栓嘴来实现，螺钉直径范围适应性广，可通过更换枪头来实现不同型号螺丝的装配，此外还通过更换工作台来实现对不同型号的工件进行装配的功能。目前关于锁螺丝机的研究国外处于领先地位，我国关于打螺丝机的探讨和研究起步比较晚，与世界发达国家之间还有较大的差距，但是国家很重视工业基础的发展给予很大的鼓励和支持，目前正在快速的发展中。 本毕业设计主要设计打螺丝机的整体结构设计，主要是机械部分，电器和控制方面有其他的同学负责。通过对总体结构方案的探讨，选择最合 适的结构形式;绘制整体装配、部件装配图和零件图，对一些重要的外购零件进行设计计算和选择。 1.2打螺丝机研究的目的与意义 螺丝机是一种有着很长应用历史的机器，是为了提高汽车零部件的制造水平和生产效率。随着劳动力成本的不断提高,越来越多的企业关注工厂自动化这一领域。非标自动化设备作为其中的代表越来越成为企业发展的方向。对于螺栓装配来说，传统的装配需要人工完成，不仅效率低，产品质量差，而且在装配过程中由于疲劳容易受伤。而自动螺栓装配机的非设备的设计，将会解决这些问题。自动螺栓装配机能够实现螺栓的自动装配更加准确可靠。全程只需要人为放上零件按下启动开关即可，具有工作效率高，产品质量好，对工人身体健康影响小等优点。 1.3 论文的主要工作 本文的主要工作是研究自动打螺丝的设计过程。具体内容如下: (1)方案的比较和选择 (3)传动部分(万向节)和螺栓嘴的设计 (4)对有要求的气缸、电改锥和供螺丝机进行了计算和选型 - 2 - 第二章 方案选择 2.1总体的方案选择 2.2传动方案的选择 方案一:气压传动 气压传动以空气压缩机为动力源，以压缩空气为工作介质，通过电磁 阀进行能量和信号传递，是实现传动与控制的重要手段之一。选用气压传动主要是因为气压传动的工作介质是非常丰富和免费的空气流动，此外损失小可集中供气以及气动装置轻便简单，容易安装和维护，压力等级不高和使用安全;气动元件结构简单容易制造，适合系列化、标准化和通用化，而且气动元件可靠性高，使用寿命长，有效往复动作最多可达到一亿次可以很好的保证和满足螺丝机频繁上下移动的使用要求;气压传动具有动作较快，响应速度高，对过负载和冲击负载有很好的适应能力;同时气动装置具有耐潮，防火，防爆的能力，能适应强电磁干扰，高温，粉尘等恶劣的工作环境。并且电动改锥上下移动所需力并不是很大，气动执行元件的输出力足以提供工作要求所需要的条件。 方案二:液压装置 - 3 - 液压元件的制造精度要求较高因而价格昂贵，而且液压传动出故障时不易找出原因和维修困难。故综合以上性能，从经济、安全各方面考虑不选用液压传动系统。 综合比较以上两种传动方案，在能满足工作性能的前提下，从经济性、安全性、售后维护及结构外观等方面综合考虑选择气压传动方案，同时选择PLC实现中间动作调整。 将工作台(包含夹具)、PLC、电控箱和电动改锥放、控制面板和控制装置合理的安装到机架上去，将整体机器立起来放，这样既节省了空间又使得整个机器显得紧凑、美观。PLC使各个机构之间协调动作。其机构方框图如图2-1所示 图2-1 结构图 2.3机架的方案选择 图2-2 机架制作方框图 - 4 - 第三章 总体设计 3.1总体机构: - 5 - 3.2总框体支架的设计 考虑到成人一般的身高在175cm左右，为了方便工作人员的控制和更换工件，将下框体支架的高度设计为975cm，这样的高度正好使工作台呈现在人体的腰部位置，使工作人员操作起来更加舒服;根据各种零件和工位的安放位置将支架的长和宽设为650cm和600cm，为了方便加工选用型材通过焊接和铆钉组装起来。大体尺寸见图3— 2 图3—2框体下支架 有了下支架的尺寸，上架体的尺寸基本也就确定出来了，因为上架体是通过架体下地板和螺栓连接在下支架上的，所有根据安装完各部件后和满足行程需 - 6 - 求确定上架体的高度，上架体就设计出来了。最终设计的高度为930cm。这样以来打螺丝机的总体框架就设计出来了。 3.3工作台部分的设计 工作台通过架体下底板与下框体支架连接具体如图3—3工作台 图3—3工作台 工作台由治具底板、治具托盘、工件定位销、把手、治具托盘定位销、治具压条组合而成，然后通过架体下底板与下框体支架连接。 因为架体下底板直接连接在框体下支架上，所以架体下底板的尺寸由框体下支架而定具体尺寸如图3—3所示。工作台的主要定位部分治具托盘以及上面安装的定位销和把手是可以随时拆卸的，治具托盘是通过治具压条和治具托盘定位销固定在治具底板上面的，治具托盘上面的工件定位销是根据工件的特点而设计安装的(包括它们之间的位置和本身的大小)，这样在加工过程中既方便操作，又能保证工件位置的准确性，从而提高生产效率。不同的 - 7 - 治具托盘上边安装有不同的工件定位销，这样通过更换治具托盘就能对不同的工件进行加工，保证了机器加工零件的多样化。 工作台的尺寸是根据工件的尺寸和整体安装尺寸而设计的。其原则就是能够保证这批零件中最大的零件能进行加工，而且不阻碍其他部分的安装的情况下选择最小的设计尺寸，这样既能节省成本又使整个机器看起来紧凑美观。 3.4万向节部分装配体 万向节部分装配体由电改锥连接轴、万向联轴器、连接杆、螺丝刀头夹持杆、螺丝头、螺钉嘴连接管和螺钉嘴组成。如下图3-4。 图3-4、万向节部分装配体 工作原理:螺钉经螺钉自动分离及输送装置和气管进入上图左图右侧 的管口，在气压和重力的作用下螺钉掐在下面的螺钉嘴上，当传感器检测到喷嘴的螺钉到位时给电控箱发射信号，由电控箱控制电动改锥转动，电动改锥带动螺丝刀转动把螺钉拧在工件上。 - 8 - 其中螺丝刀头有很多种型号，可以根据不同的工件需求进行更换。 3.4.1万向联轴器 联轴器的种类很多，根据联轴器所连接的有无弹性元件、对连接件间的各种相对位移有无补偿性能，即能否在连接件之间发生相对位移条件下保持联轴器联接功能和用途等，联轴器可分为刚性联轴器，挠性联轴器和安全联轴器三大类。刚性联轴器包括凸缘联轴器、套筒联轴器、夹壳联轴器等。此类联轴器只能传递运动和转矩，不具备其他功能。挠性联轴器分为有弹性元件的挠性联轴器和无弹性元件的挠性联轴器。其中无弹性元件的挠性联轴器不仅能传递运动和转矩，而且具有不同程度的轴向、径向、角向补偿性能。挠性联轴器主要包括齿式联轴器、万向联轴器、链条联轴器、滑块联轴器等。 不同的联轴器有其自己的特点和用途例如:?固定式联轴器，其特点是结构一般较简单，容易制造，且两轴瞬时转速相同，主要用于两轴要求严格对中并在工作中不发生相对位移的地方，主要包括凸缘联轴器、套筒联轴器、夹壳联轴器等。?可移式联轴器，主要用于两轴有偏斜或在工作中有相对位移的地方。根据补偿位移的方法又可分为弹性可移式联轴器和刚性可移式联轴器。弹性可移式联轴器(简称弹性联轴器)利用弹性元件的弹性变形来补偿两轴的偏斜和位移，同时弹性元件也具有缓冲和减振性 能;刚性可移式联轴器利用联轴器工作零件间构成的动联接具有某一方向或几个方向的活动度来补偿，如齿轮联轴器(允许综合位移)、牙嵌联轴器(允许轴向位移)、链条联轴器(允许有径向位移)、十字沟槽联轴器(用来联接平行位移或角位移很小的两根轴)、万向联轴器(用于两轴有较大偏斜角或在工作中有较大角位移的地方))等，由于联轴器所联接的两轴制造及安装误差、温度变化、承载后的变形等的影响，会引起两轴发生相对位移，往往不能保证严格的对中，所以选用万向联轴器，这样就能保证在传动过程中有一点角向位移不会对工作有影响 万向联轴器又分为球铰柱塞式、十字轴式、三叉杆式、球笼式、三球销式、球叉式、球销式、球铰式、三销式、凸块式、铰杆式等多种结构型式，最常用的为十字轴式，其次为球笼龙。万向联轴器有个共同特点是可以允许适量的角向位移，不同结构型式万向联轴器所允许的角位移不相同，一般为5到10度之间。万向联轴器利用其机构的特点，使两轴不在同一轴线，存在轴线夹角的情况下能实现所联接的两轴连续回转，并可靠地传递转矩和运动。在实际应用中根据所传递转矩大小分为重型、中型、轻型和小型。本设计中选用小型凸块式万向联轴器其结构如图3—5 - 9 - 图3—5 现在联轴器有各个型号的成品，可以说是标准件，一般我们不对联轴器进行设计，根据工作的需求通过计算来选择合适的型号。 联轴器的选择主要考虑所需传递轴转速的高低、载荷的大小、被联接两部件的安装精度等、回转的平稳性、价格等，参考各类联轴器的特性， 选择一种合用的联轴器类型。 具体选择时可考虑以下几点: 1、由于制造、受载变形、安装和温度变化等原因，当安装调整后，很难保持两轴严格精确的对中。多少会存在一定程度上的X、Y方向上的位移和偏斜角。当径向位移较大时，可选用滑块联轴器;当角位移较大或两相交轴的联接时，可选用万向联轴器等;当工作过程中两轴需要产生一定的附加相对位移时，应选用挠性联轴器。 2、联轴器的工作转速高低和引起的离心力大小。对于高速转动的轴，应选用平衡精度高的联轴器，而不适合选用有一定偏心的滑块联轴器等。 3、所需传递的转矩大小和性质以及对缓冲振动功能的要求。例如，对大功率的重载传动，可选用齿式联轴器。对严重冲击载荷或要求消除轴系扭转振动的传动，可选用轮胎式联轴器等。 4、联轴器的制造、安装、维护和成本。在满足便用性能的前提下，应选用装拆方便、维护简单、成本低的联轴器。例如刚性联轴器，不但结构简单，而且装拆方便，可用于低速、刚性大的传动轴。一般的非金属弹性元件联轴器(例如弹性套柱销联轴器、弹性柱销联轴器、梅花形弹性联轴器等)，由于具有良好的综合能力，广泛适用于一般的中、小功率传动。 万向联轴器的计算转矩: 拧螺丝需要的扭矩大约为10N?m，其选用的电改锥转速为300—800r/min，功率P=850W。 - 10 - Tn=TP/n =9550x0.85/800 N?m =10.15 N?m 式中 Tn——万向联轴器的公称转矩，N?m，(它是在给定条件下的理论计算数值) T——万向联轴器的理论转矩，N?m T=9550 P——驱动功率，kw n——万向联轴器转速，r/min Tc=KnKhK KaTn =0.98x1x0.99x1x10.15 N?m =9.85 N?m?Tn(N?m) 式中 Kn——万向联轴器的转速修正系数 查表得Kn=0.98 Kh——万向联轴器的轴承寿命修正系数 查表得Kh=1 K ——万向联轴器的两轴线折角修正系数 取K=0.99 Ka——载荷修正系数。载荷均匀，工作平稳时，Ka=1.0;载荷不均匀，中等冲击时，Ka=1.1,1.3;较大冲击载荷和频繁正反转时，Ka=1.3,1.5，特大冲击载荷和频繁正反转时Ka,1.5。 根据Tc查的选用UNCA型号d=8万向联轴器 交变载荷时: Tc?Tf (N?m) Tf——万向联轴器的疲劳转矩，N?m查表的Tf=35 N? m 表3—1 十字万向联轴器是一种挠性联轴器，它可以调节被链接轴不同轴的问题，使轴在转动时能过运转流畅不至于因为轴线不在一条直线上而发生干涉问题。而且和其 - 11 - 他的挠性联轴器相比，十字万向联轴器有更好的调节范围而且使用两个万向联轴器能更好的解决本次设计中出现的问题。 3.4.2万向节其他部分设计 根据电改锥和所选的联轴器设计制作了电改锥连接轴，使电改锥能和联轴器进行有效的连接;然后根据螺丝刀头夹持杆和联轴器有设计制作了连接杆，使联轴器能和螺丝刀头夹持杆进行有效的连接，从而是电改锥能带动螺丝刀头工作。见图3— 6 图3—6 为了能使自动供螺栓机提供的螺丝能卡在工件上面，有设计了螺钉嘴和螺钉嘴连接管，螺钉嘴通过螺钉嘴连接管和螺丝刀头夹持杆配合形成万向节。螺钉嘴主要由螺钉嘴支架、卡唇(2)、弹簧(2)、螺丝输送管、螺丝刀头进入管等几部分组成，见图3—7 工作原理:螺丝通过自动供螺丝机送入螺丝输送管内，然后由螺丝自身的重力和卡唇的作用，将螺丝卡在螺钉嘴的下部，当电改锥工作时，弹簧开始压缩卡唇张开是螺丝通过拧在工件上，当螺丝通过之后弹簧恢复原长使卡唇再次闭合等待下一个螺丝的到来，如此这样循环工作。 注:螺钉嘴哥各零件之间的连接是通过螺纹和螺栓进行连接的。下图 中未 表达出来。 - 12 - 图3—7 此外螺丝刀头是可以简单拆卸更换的这样来保证对不同型号的螺丝进行加工。 3.5主要外购件的计算与选型 3.5.1导轨和滑块的选择 直线导轨又称线轨、滑轨、线性滑轨、线性导轨，用在直线往复运动的场合，与直线轴承相比有更高的额定负载，同时可以承担一定的扭矩，可以在高负载情况下实现高精度的直线运动。其作用是用来支撑和引导运动部件，按给定的方向做往复直线运动。按摩擦性质而定，直线导轨可以分为滑动摩擦导轨、滚动摩擦导轨、弹性摩擦导轨、流体摩擦导轨等种类。 直线轴承主要用在自动化机械上比较多，当然直线轴承和直线轴是配套用的。而直线导轨主要用在进度要求比较高的机械结构上，与直线轴承相比滑块使运动由曲线转变为直线。这种新型的导轨系统可以使移动间获得快速的进给速度。直线导轨有两个基本元件:一个做为导向的固定元件，另一个是移动元件。由于直线导轨是标准部件，对于设计人员来说唯一要做的是加工一个安装导轨的平面和校调导轨的平行度。在多数情况下安装起来比较简单的。 考虑到在拧螺丝过程有一定的扭矩、设计简单化以及安装拆卸方便等综合因素选用滑块—直线导轨。 3.5.2电改锥的选择 为了提供足够的转矩和有效的和气缸配合，选用推动式电改锥，此类电改锥在拧螺钉时，锥头的轴向运动被传递给装在齿轮减速器上的开关，使之接通或断开，该齿轮减速器与电动机的转轴相啮合(在此改锥中，开关与承受锥头推力的离合器之间的距离很小，借以消除开关行程的偏差，而构成开关操作机构的各零部件的累积轴向误差便是可能导致这种偏差的原因。因此，锥头的运动可以准确地传给开关，电动机的起动和停止都非常稳定。 推动式电改锥由电动机、电动机配用的齿轮减速器、用以传递和阻断电动机 - 13 - 驱动力的离合器、包容电动改锥全部零件的外壳等组成。当有压力施于锥头时，开关拉杆执行运动，使开关闭合，电动机开始转动，当螺丝拧紧时其离合器开始起作用使传动轴停止转动，然后传感器检测到信号并将信号传递给PLC，PLC下达命令使气缸工作，这时锥头压力消失开关断开，电机停止转动。特征如下:齿轮减速器包括若干正齿轮，每个正齿轮都可以绕中心轴线旋转，但不能在同一轨道运动;开关置于齿轮减速器的附近;开关操作机构与齿轮减速器相结合;在锥头沿轴向运动时，开关操作机构动作，使开关闭合和断开。 既然推动电改锥由电机驱动，那么在选择电改锥时应考虑采用何种电机驱动的电改锥。一般用的比较多的是步进电动机、伺服电动机和单机异步电动机。 一、伺服电动机与单机异步电动机相比，有三个显著特点: 1、起动转矩大 由于转子电阻大，其转矩特性曲线与普通异步电动机的转矩特性曲线相比，有明显的区别。它可使临界转差率S0,1，这样不仅使转矩特性(机械特性)更接近于线性，而且具有较大的起动转矩。其特点为:起动快、灵敏度高。 2、运行范围较广 3、无自转现象 正常工作的伺服电动机，当电机失去控制电压时，电机就会马上停止转动，这时它处于单相运行状态，由于转子电阻大，定子中两个相反方向旋转的旋转磁场与转子作用所产生的两个转矩特性(T1,S1、T2,S2曲线)以及合成转矩特性(T,S曲线)，从而是电机处于无法自传的状态。而且交流伺服电动机运行平稳、噪音小。 因此在伺服电动机和单机异步电动机中选用伺服电动机。 二、伺服电机和步进电机的性能比较 步进电机作为一种开环控制的系统，和现代数字控制技术有着本质的联系。在目前国内的数字控制系统中，步进电机的应用十分广泛。随着全数字式交流伺服系统的出现，交流伺服电机也越来越多地应用于数字控制系统中。为了适应数字控制的发展趋势，运动控制系统中大多采用步进电机或全数字式交流伺服电机作为执行电动机。虽然两者在控制方式上相似(脉冲串和方向信号)，但在使用性能和应用场合上存在着较大的差异。现就二者的使用性能作一比较。 1、控制精度不同 两相混合式步进电机步距角一般为1.8度，0.9度，五相混合式步进电机步距角一般为0.72度，0.36度。也有一些高性能的步进电机通过细分后步距角更小。 交流伺服电机的控制精度由电机轴后端的旋转编码器保证。以山洋全数字式交流伺服电机为例，对于带标准2000线编码器的电机而言，由于驱动器内部采用了四倍频技术，其脉冲当量为0.045度。对于带17位编码器的电机而言，驱动器每接收131072个脉冲电机转一圈，即其脉冲当量为0.0027466度，是步距角为1.8度的步进电机的脉冲当量的1/655. - 14 - 2、低频特性不同 步进电机在低速时易出现低频振动现象。振动频率与负载情况和驱动器性能有关，一般认为振动频率为电机空载起跳频率的一半。这种由步进电机的工作原理所决定的低频振动现象对于机器的正常运转非常不利。当步进电机工作在低速时，一般应采用阻尼技术来克服低频振动现象，比如在电机上加阻尼器，或驱动器上采用细分技术等。 交流伺服电机运转非常平稳，即使在低速时也不会出现振动现象。交流伺服系统具有共振抑制功能，可涵盖机械的刚性不足，并且系统内部具有频率解析机能(FFT)，可检测出机械的共振点，便于系统调整。 3、矩频特性不同 步进电机的输出力矩随转速升高而下降，且在较高转速时会急剧下降，所以其最高工作转速一般在300,600RPM。交流伺服电机为恒力矩输出， 即在其额定转速(一般为2000RPM或3000RPM)以内，都能输出额定转矩，在额定转速以上为恒功率输出。 4、过载能力不同 步进电机一般不具有过载能力。交流伺服电机具有较强的过载能力。以山洋交流伺服系统为例，它具有速度过载和转矩过载能力。其最大转矩为额定转矩的二到三倍，可用于克服惯性负载在启动瞬间的惯性力矩。步进电机因为没有这种过载能力，在选型时为了克服这种惯性力矩，往往需要选取较大转矩的电机，而机器在正常工作期间又不需要那么大的转矩，便出现了力矩浪费的现象。 5、运行性能不同 步进电机的控制为开环控制，启动频率过高或负载过大易出现丢步或堵转的现象，停止时转速过高易出现过冲的现象，所以为保证其控制精度，应处理好升、降速问题。交流伺服驱动系统为闭环控制，驱动器可直接对电机编码器反馈信号进行采样，内部构成位置环和速度环，一般不会出现步进电机的丢步或过冲的现象，控制性能更为可靠。 6、速度响应性能不同 步进电机从静止加速到工作转速(一般为每分钟几百转)需要200,400毫秒。交流伺服系统的加速性能较好，以山洋400W交流伺服电机为例，从静止加速到其额定转速3000RPM仅需几毫秒，可用于要求快速启停的控制场合。 综上所述，交流伺服系统在许多性能方面都优于步进电机，所以，在控制系统的设计过程中要综合考虑控制要求、成本等多方面的因素，选用 伺服控制电机。 由于拧螺丝大约需要10N?m，所以在满足需求的条件下选用华艺电 改锥801，主要参数: 输出力矩——4-16N.M - 15 - 空载转速——300-800r/m 自重——0.68kg 3.5.3推动电改锥气缸的选择 1(驱动力计算 设气缸所推动的所有物件的重量M=4kg，导轨的摩擦系数为受到压力 与重力比 b=0.1 f?0.10，导轨 图3—8 根据手部结构的传动示意图3—8，其驱动力为: p?N 根据其安装的方位，可得负载力计算公式: N?Mg?Mgbf ?4?9.8?4?0.1?9.8?0.1 ?39.6N 所以p?N?39.6N 实际驱动力: - 16 - 因为传力机构有能量的损耗，故取??0.94，并取K1?1.5 若被推起部件的最大加速度取a?3g时，则: K2?1?a?4g p实际?pK1K2? 1.5?4?252.7N 0.94 所以推动部件的气缸的驱动力为252.7N。 p实际?39.6? 2(气缸直径的计算 本气缸属于双向作用气缸。根据力平衡原理，气缸活塞杆上的输出推力必须克服弹簧的反作用力和活塞杆工作时的总阻力，其公式为: ?F1?F2 4 式中: Fi - 活塞杆上的推力，N Fi??D2P F1- 弹簧反作用力，N F2- 气缸工作时的总阻力，N P- 气缸工作压力，Pa 弹簧反作用按下式计算: Ft?Gf(1?s) Gd 8Dn 式中: Gf-弹簧刚度，N/m i- 弹簧预压缩量，m s- 活塞行程，m d1- 弹簧钢丝直径，m Gf?4131 D1- 弹簧平均直径，.m n- 弹簧有效圈数， G- 弹簧材料剪切模量，一般取G?79.4?109Pa 在设计中，必须考虑负载率?的影响，则: Fi??D2p? 4?F1?F2 由于采用的是双作用气缸，所以在计算工程中没有弹簧的反作用力。 由以上分析得单向作用气缸的直径: - 17 - 4(Fi?F2) ?p? 代入有关数据，可得 D? Fi?400N F2=252.7N 所以 查有关手册整圆，得D?40mm 由d/D?0.2?0.3,可得活塞杆直径:d?(0.2?0.3)D?8?12mm 2F/(?/4d)?[?] 1整圆后，取活塞杆直径d?12mm校核，按公式 0.5d?(4F1/?[?])有: 其中，[?]?120MPa，F1?750N 0.5d?(4?490/??120)?2.28?12 则: 满足实际设计要求。 3(缸筒壁厚的设计 缸筒直接承受压缩空气压力，必须有一定厚度。一般气缸缸筒壁厚与 内径之比小于或等于1/10，其壁厚可按薄壁筒公式计算: ??DPf/2[?] 式中: ?- 缸筒壁厚，mm D- 气缸内径，mm Pf- 实验压力，取Pf?1.5Pa 材料为:ZL3，[?]=3MPa 代入己知数据，则壁厚为: ??DPf/2[?] ?40?6?105/(2?3?106) ?4mm 取??4mm，则缸筒外径为:D1?40?4?2?48mm 4(气缸尺寸的校核 根据计算初步选用防水气缸标准型CM2系列 CD2L40-200-M9B 其主 要参数为: 安装方式——脚座型 缸径——40mm 最大行程——200mm 其结构简图见图3—9 - 18 - 图3—9 气缸结构简图 在校核尺寸时，只需校核气缸内径D1=40mm,半径R=20mm的气缸的 尺寸满足使用要求即可,设计使用压强P?0.4MPa。 则驱动力: F?P?R2 ?0.4?106?3.14?0.022 ?502.4N 测定推动部件质量为4kg, 重力: G?mg ?4?10 ?40N 2a?10m/s设计加速度，则惯性力 F1?ma ?4?10 ?40N 考虑活塞等的摩擦力，设定摩擦系数k?0.2, F摩?kF1 ?0.2?40 ?8N 总受力F总?F1?F摩?G ?40?8?40 ?88N F总?F 所以防水气缸标准型CM2系列气缸的尺寸符合实际使用驱动力要求 要求。 3.5.4压紧气缸的选择 1(驱动力计算 设气缸所推动的所有物件的重量M=0.5kg，直线轴承的摩擦系数为 直线轴承受到压力与重力比b=0.1 f?0.10， - 19 - 图3—10 根据手部结构的传动示意图3—10，其驱动力为: p?N 根据其安装的方位，可得负载力计算公式: N?Mg?Mgbf ?0.5?9.8?0.5?0.1?9.8?0.1 ?4.95N 所以p?N?4.95N 实际驱动力: p实际?pK1K2 因为传力机构有能量的损耗，故取??0.94，并取K1?1.5 若被推起部件的最大加速度取a?3g时，则: K2?1?a?4g - 20 - ? 1.5?4?31.6N 0.94 所以推动部件的气缸的驱动力为31.6N。 p实际?4.95? 2(气缸直径的计算 本气缸属于双向作用气缸。根据力平衡原理，气缸活塞杆上的输出推力必须克服弹簧的反作用力和活塞杆工作时的总阻力，其公式为: 4 式中: Fi - 活塞杆上的推力，N Fi??D2P?F1?F2 F1- 弹簧反作用力，N F2- 气缸工作时的总阻力，N P- 气缸工作压力，Pa 弹簧反作用按下式计算: Ft?Gf(1?s) Gd 8Dn 式中: Gf-弹簧刚度，N/m i- 弹簧预压缩量，m s- 活塞行程，m d1- 弹簧钢丝直径，m Gf?4131 D1- 弹簧平均直径，.m n- 弹簧有效圈数， G- 弹簧材料剪切模量，一般取G?79.4?109Pa 在设计中，必须考虑负载率?的影响，则: Fi??D2p? 4?F1?F2 由于采用的是双作用气缸，所以在计算工程中没有弹簧的反作用力。 由以上分析得单向作用气缸的直径: 4(Fi?F2) ?p? 代入有关数据，可得 D? Fi?375N F2=31.6N 所以 - 21 - 查有关手册整圆，得D?32mm 由d/D?0.2?0.3,可得活塞杆直径:d?(0.2?0.3)D?6.4?9.6mm 2F/(?/4d)?[?] 1整圆后，取活塞杆直径d?9mm校核，按公式 0.5d?(4F1/?[?])有: 其中，[?]?120MPa，F1?750N 0.5d?(4?490/??120)?2.28?9 则: 满足实际设计要求。 3(缸筒壁厚的设计 缸筒直接承受压缩空气压力，必须有一定厚度。一般气缸缸筒壁厚与 内径之比小于或等于1/10，其壁厚可按薄壁筒公式计算: ??DPf/2[?] 式中: ?- 缸筒壁厚，mm D- 气缸内径，mm Pf- 实验压力，取Pf?1.5Pa 材料为:ZL3，[?]=3MPa 代入己知数据，则壁厚为: ??DPf/2[?] ?32?6?105/(2?3?106) ?3.2mm 取??3.2mm，则缸筒外径为:D1?32?3.2?2?38.4mm 4(压紧气缸的尺寸选择与校验 通过计算初步选用薄型气缸CQ2系列 CQ2A32-100DMZ ，气缸内径为 D1=32mm,半径R=16mm,其结构简图如图3—11，气缸运行加速度时间?t=0.1s,压强 p=0.4MPa 图3—11 气缸结构简图 - 22 - 则驱动力: G0?p?R2`` ?0.4?106?3.14?0.0162 ?321.54N 测定压紧装置的质量为0.5kg,则重力: G?mg ?0.5?10 ?5N 2设计加速度a?5m/s，则惯性力 G1?ma ?5?5 ?2.5N 考虑活塞等的摩擦力，设定摩擦系数k?0.1， G摩?kG1 ?0.1?25 ?0.25N 总受力 Gq?G?G1?G摩 ?5?2.5?0.25 ?7.75N Gq?G0 所以设计尺寸符合实际使用要求。 3.5.5直线轴承的选择 经测定其轴承工作时所承受的静载荷P0 =0.5kg，动载荷P=0.4kg。其轴的直 径为8mm。 轴承使用时，冲击力很难测定，常用选取适当的静载荷安全系统来保证轴承静载荷不超过基本额定静载荷。选型时使轴承承受的静载荷P0 ?C0/FS，不受振动和冲击场合FS取1.0, 1.5，受振动和冲击工作场合FS 7.0。C0为基本额定静载荷 取2.0 , 初步选用LM8UU型号直线轴承其具体参数见表3— 2 表3—2 - 23 - P0 =0.5?C0/ FS =41/(1.0, 1.5)=(41,27.33) 轴承使用寿命的计算: 长度寿命错误～未找到引用源。 (单位:10Km万米) 基本额定动载荷C (位单:kg公斤): 工作行程短于轴承长度1.5倍时，轴寿命比轴承寿命短，当行程为0.2 ,1.5倍轴承长度时，额定动载荷按原来的0.4,1.0倍计算。开口型轴承侧面受力和承受开口方向力时额定动载荷按原来的三分之一计算。 工作载荷PC (位单:kg公斤)。 C/PC称为载荷比。 硬度系数FH:硬度HRC58以上，FH=1.0;硬度HRC52-58，FH=0.6-1.0。 温度系数FT:工作温度小于100oC，FT=1.0，工作温度100oC-125oC， FT=1.0-0.95。 接触系数FC: 每根轴装一套轴承，FC=1.0 每根轴装二套轴承，FC =0.81 每根轴装三套轴承，FC =0.72 每根轴装四套轴承，FC =0.66 载荷系数FW: 运行速度小于15米/分钟，无冲击、无振动，FW =1.0-1.5; 运行速度小于60米/分钟，微小冲或振动，FW =1.5-2.0; 运行速度大于60米/分钟，或有较大冲击、振动，FW =2.0-5.0。 由表5—2可得载荷比C/PC=27/0.4=67.5 因为轴的硬度在HRC58以上，所以硬度系数FH =1.0 因为工作的温度小100oC，所以温度系数FT =1.0 有安装方式可知每根轴上装有一套轴承，所以接触系数FC=1.0 经观察和计算得其工作是的速度小于15米/分钟，且工作过程中无冲击、无振动，所以载荷系数FW =1.0-1.5，取FW =1.0 将以上数据带入公式得 错误～未找到引用源。 错误～未找到引用源。 错误～未找到引用源。 时间寿命 错误～未找到引用源。 (位单:h小时) L:长度寿命 (万米)， LS:工作行程 (米)， N1:每分钟往复次数 工作行程LS =100mm=0.1m 每分钟往复次数LS =20 将数据带入公式得: 错误～未找到引用源。 错误～未找到引用源。 错误～未找到引用源。 3.6下滑动支架带动方案的设计 - 24 - 因为螺丝刀头要等螺丝送到螺钉嘴之后才能开始下移工作，所以螺钉嘴和螺丝刀头之间要发生一定的相对位移，而为了节省设计成本和安装方便，采用一个气缸来带动两个装置的升降，因此用上下两个滑动支架来分别固定在滑块上带动螺丝刀头和螺钉嘴的上下移动。 在工作过程中在螺钉嘴未到达工件面之前，上下滑动支架是要一起先下移动，而当螺钉嘴到达工作面时，螺丝刀头还需要向下移动一段距离来对工件进行拧螺丝动作;当完成一个拧螺丝动作之后，螺丝刀头要先向上移动一段距离来保证下一个螺丝能够进入螺钉嘴为下一次工作做准备。而 这些动作要在一个气缸的带动下来完成，为此我用两个限位杆把两个滑动支架连接起来，限位杆的下端要伸出下滑动支架一段距离并且安装上缓冲垫和螺母，而在俩个滑动支架之间的限位杆上安装上弹簧，限位杆固定在上滑动支架上，但可以与下滑动支架发生一段距离的相对滑动，在轨道的下端安装有两个止动块来使下滑动支架停止下降，这样就能满足工作要求了。其工作示意图如图3— 12 图3—12 结 论 随着社会的进步和劳动力成本的不断提高，一些工业设备不足以满足实际工作的需要，而且越来越多的企业关注工厂自动化这一领域，因此，对工业设备的改造和非标自动化的研究和设计势在必行。 - 25 - 采用气压传动，动作迅速，反应灵敏，能实现过载保护，便于自动控制，不会因环境变化影响传动及控制性能。阻力损失和泄漏较小，不会污染环境，同时成本低廉。 参考文献 [1] 雷天觉等 液压工程手册[M](北京:机械工业出版社，1991( [2] 赵则祥.公差配合与质量控制[M].开封:河南大学出版社，1998. [3] 朱家诚编著.机械设计手册[M].北京:机械工业出版社，1996 - 26 - [4] 曾正明.机械工程材料手册[M].北京:机械工业出版社，2003 [5] 郑文纬,吴克坚,机械原理[M].第七版 高等教育出版社,2003 [6] 濮良贵,纪名刚,机械设计[M].第八版 高等教育出版社,2006 [7] 白柳.液压与气压传动[M].机械工业出版社.2009年8月 [8] 黄红.气动缓冲和液压缓冲器的原理和特性研究.浙江大学，2003. [9] 徐永生.气压传动.北京:机械工业出版社，1990. [10]郑洪生.气压传动及控制.北京:机械工业出版社，1987. [11]蔡光起，原所先. 机械制造技术基础[M].沈阳:东北大学出版社，2006. [12]刘杰.机电一体化设计.北京:冶金工业出版社，2003. [13]黄锡恺，郑文伟.机械原理.北京:人民教育出版社，1981. [14]王雄耀.近代气动机器人(气动机械手)的发展及应用.液压气动与密封，1999，05. [15]机械设计手册编委会.机械设计手册单行本.直线轴承，北京:机械工业出版社，2007.2 [16]大连理工大学工程图学教研室.机械制图.第六版 高等教育出版社，2007.7 [17]唐金松.简明机械设计手册.第三版 上海科技技术出版社，2009.1 致 谢 在进行毕业设计这这段时间里，我通过方案的论证，理论设与计计算，机械结构的设计，工程图的绘制，设计说明书的撰写等环节的训练，使个人理论水平 - 27 - 和实际动手能力有了一次飞跃，锻炼了自己在设计、分析、动手实践等方面的能力，同时使所学专业知识得到一次全面的巩固和加强。 在毕业设计过程中，我的指导老师—张迎春老师给予我很多专业方面的帮助。在设计前期的准备时，老师就非常关注我的选题，指明选题方向，帮助分析题目的可行性和在实际中可能出现的问题以及需要注意的事项;在进行方案选择时，为我指出所需要重点掌握的知识范围，并帮助我分析相应知识难点的原理，使我的毕业设计能顺利进行。 同时，我也要感谢大学四年所有教过和没有教过但给我很多帮助的老师，是他们的教导让我能在这里学到很多的专业知识，给我以后学习和工作打下了坚实的基础，是他们的谆谆教诲使我明白了更多为人处事的道理，给我今后的人生足迹烙下更深的印迹。此外，非常感谢我的同学们，他们很多想法和建议对我启发很大，在此一并致谢～ 由于时间和个人知识及能力水平有限，论文中难免会有一些纰漏或错误之处，恳请各位老师批评指正，不胜感谢～ - 28 -