柱狀殼體切邊送料機構設計含7張CAD圖

柱狀殼體切邊送料機構設計含7張CAD圖,柱狀,殼體,切邊,機構,設計,cad 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 II 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 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 附錄 1：外文翻譯 27 附錄 2：外文原文 41 致 謝 47 - 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)的生產水平是一個國家現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成本的目的，只有實現機械自動化生產，增快制造速度，才能使我國的經濟發(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，而今年已經擁有了龐大的生產線，而且產量是九十年代的幾十倍。雖然有產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線，使機器自動化生產。本設計的外殼切邊送料機構就是實現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)降低大量的生產成本。 （3）實現了本機構的自動化。 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)的自動化生產制造，尤其是實現具有現代高靈敏度的現代化機械，不僅指出了現代化生產的發(fā)展方向，同時也可以獲得巨大的經濟效益。 1.3 壓縮機制冷系統(tǒng)的工作原理 1.3.1 壓縮機 - 9 - 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，制冷劑經過兩次物相變化，又分別經過高、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 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?，滾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 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。 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 3 整體機構設計 本設計是要實現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 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結并推動旋轉板，旋轉板和爪聯結并帶動其轉動，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)。 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° 根據公式計算出液壓缸的長度為： (a2 + b2 - c2 ) 液壓缸的初始長為： cosa= c = 2ab a 2 + b2 - 2ab cos a （3-1） （3-2） 帶入數據得出： 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的間距 b:液壓缸連接處至循環(huán)機構心軸的間距 c:連接處至定位銷釘的間距 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￠ =  （3-3） 代入數據計算得： c￠ = 551.35mm 液壓缸外伸長度 l 為：  l = c￠ - c 代入數據得： l = 551.35mm - 470mm = 81.35mm 因為實際生產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。 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為 m= 0.4 ，所以夾緊力計算得： - 19 - F = 9.8M = 9.8′ 4 = 98N μ 0.4 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 pf2 = 4 ′ 98 3.14 ′ 0.0252 = 199KPa 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 = T 123 = 18400 = 149.6N 123 旋轉機構中，油缸活塞直徑為φ = 25mm ，則所需要油的壓力為： P = 4F 1 pf = 4 ′149.6 = 304KPa 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： 2 P = 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 選取電機數據 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 （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。 sb = 590MPa,ss = 295MPa,s-1 = 255MPa,t-1 = 140MPa （2）擬定主軸軸端直徑 T W tt = ? t  0.2 ′ d 3 (5-1) 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（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 [tt ]/MPa 15-25 20-35 25-45 35-55 A0 149-126 135-112 126-103 112-97 根據表 5.1 選取軸A0 =126 又由公式： T = 9550000P/n 帶入數據計算得： P = 0.62kW Pd = 0.62 × 0.93 = 0.58kw ，  d = A0  = 1263  0.58 10  = 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： 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 根據軸的結構圖以及扭矩圖中可以看出軸的危險截面?，F將計算出的危險截面 T 的值列于下表 5.2 表 5.2 危險截面數據 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 = (5-2) W 其中，W：軸的抗彎截面系數（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（單位： mm3 ） s：主軸的計算應力（單位： MPa ） pd3 3 3 a 截面為圓形的軸， W = 32 ? 0.1d = 1562.5mm ，當折合系數 取用 0.7 時，帶入 數據計算得：s = 11.77MPa ，s < s0 ? 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 Fr < e 。 （2）計算當量動載荷 P，由公式： P = f P (XFr + YFa )  (5-4) 根據表 13-6， f P = 1.0 ~ 1.2 ，選用f p = 1.2 表 5.3 載荷系數 fp 載荷性質 fp 舉例 無沖擊或微沖擊 10.～1.2 電機、水泵 根據表 13-5， X = 1, Y = 0 ，帶入數據計算得： 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： 帶入數據計算得： C = 883.2 ′ 60nL` C = Pe ?h 106 = 5299.2N （4）根據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： 106 Lh = 60 ′ n ( C )e P 帶入數據計算得： Lh = 10 60 ′ 600 ′ ( 6000 )3 = 8306h > 8000h 。故滿足設計要求。 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。鍵聯接強度校核按表 5-3-16 公式計算，式中各參數為： 采用鍵連接所傳遞的扭矩 T 計算得： 鍵的工作面壓強計算如下： T = 9550 ′ 0.58 600 ? 9.2N · m a p = 2000T dkl = 2000 ′ 9.215 ′ 2.5 ′13 = 37.7MP 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。 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) f 帶入數據計算得： [T ]= 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。 若選孔 IT8，軸選 IT7 其配合公差Tf Tf = 46 + 30 = 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： 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) 帶入數據計算得： [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 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， 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。 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 - 26 - 圖 6.2 旋轉機構 圖 6.3 旋轉機構 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： 圖 6.5 主體結構 圖 6.6 主體機構 圖 6.7 主體結構 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，保證設計相關數據正確性。 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)現可能會遇到的問題，通過分析出現相關問題的原因，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，能夠實現自動化的生產，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。 參 考 文 獻 [1]孫恒，陳作模.機械原理[M].第八版.北京：高等教育出版社.2013.5 [2]濮良貴,陳國定.機械設計[M].第九版.北京：高等教育出版社.2013.5 [3]關慧貞，馮辛安.機械制造裝備設計[M].第三版.北京：機械工業(yè)出版社.2011.1 [5] 大連理工大學工程圖學教研室.機械制圖[M].第六版.北京：高等教育出版社.2007.7 [6] 楊練根.互換性與技術測量[M].華中科技大學出版社2010.1 [7] 秦曾煌.電工學[M].第七版：北京：高等教育出版社.2012.6 [8] 陳炎嗣.直接切邊模結構[M].機械工業(yè)出版社.2010.4 [9] 徐麗春.自動上下料通用機械手系統(tǒng)設計與研究[J]. 液壓與氣動. 2013(08) [10]盧秉恒.機械制造技術基礎[M].第三版.北京：機械工業(yè)出版社.2008.3 [11] 蘇江,楊志剛,田豐君,沈燕虎.慣性式壓電振動送料器[J]. 農業(yè)機械學報. 2013(08) [12]沈燕虎.基于垂直驅動的壓電振動送料器結構設計分析與試驗研究[D].吉林大學.2014.12.1 [13]成大先. 機械設計手冊[M].第五版.北京:化學工業(yè)出版社.2010.1 [14] 平海濤,姬鵬飛.擺桿式送料機構設計[J]. 安陽工學院學報. 2014(04) [15] 盧志芳,楊琳.擺動式轉接料裝置的分析與設計應用[J]. 機械研究與應用. 2016(05) [16]劉鴻文.材料力學.[M].第五版.北京：高等教育出版社.2013.5 [17]李健.齒輪送料工業(yè)機器人研制.[D].哈爾濱工業(yè)大學.2015.7.1 [18] 王曉燕.機電一體化產品的可靠性設計分析[J]. 中國高新技術企業(yè). 2014(01) [19] 孫長義,吳海濤,劉泓濱.基于 ADAMS 的步進送料機主運動機構運動仿真[J]. 新技術新工藝. 2014(05) [20]王雷、李明、楊成剛,魏書平.工業(yè)送料機構設計、建模與 PLC 控制[J].重慶理工大學學報(自然科學).2015(07) [21]Antonio C. Caputo、Pacifico M. Pelagagge、Paolo Salini.Selection of assembly lines feeding policies based on parts features.[J].IFAC-PaperOnLine2016.7(5) [22]S.Udhayakumar、P.V.Mohanram、S.Deepak，P.Goballakrishnan.Development of Sensorless Part Feeding System for Handling Asymmetric Parts.[J].The International Journal for manufacturing Science and Production 2009.10(3) 附錄 1：外文翻譯 選擇基于零件特征的裝配線進料策略 摘 要 本文探討了零件特征（即單位尺寸和成本）對總交貨量的影響組裝線工作站的材料成本，被視為直接選擇進料的標準，每種零件類型采用的方法。建立不同物料進料成本模型后進程進行參數化分析，了解在可用的供應替代品之間是否存在經濟盈虧平衡點由零件的相關屬性假設的值。這可以映射每個送料策略的區(qū)域更方便，并且在經濟基礎的情況下還允許一種快速的方法為每個部分選擇最佳的進料方式。 關鍵詞：物料搬運錯誤，起重，裝配線，零件進給，線路存儲，及時。 1 緒論 在工作站供應零件是主要的裝配線設計師面臨的問題經理。有幾種方法可用，每種都是具有明顯的優(yōu)點和缺點，配件是經常采用的方法將零件運送到裝配線。在一個配套策略組裝一個單位所需的所有部件產品被放置在一個或多個試劑盒容器中。套件是在儲存室準備并交付給裝配線，在行的開始（旅行套件概念）或到具體工作站（固定工具包），根據生產計劃。作為連續(xù)群帶供應政策也普遍存在，每個不同的部分編號在單獨的容器中提供給組件線。這允許每個的股票需要的部件類型在工作站上連續(xù)保持。小時間的集裝箱可能會在及時（JIT）中移動時尚從超市存儲區(qū)通過拖輪列車在工作站之間進行牛奶運行。否則大容納大量數量的容器簡單地儲存在該容器中，線路并定期補充（線性儲存，LS）。每政策提出利弊，所以不可能一般說明進料政策明顯優(yōu)于其他方式。成本問題，個案具體要求和約束可能在組裝系統(tǒng)中有利于其他選項。因此，選擇最佳零件進料方式是 a 相關決策問題。這往往是一個問題定性判斷，受產品和生產的影響系統(tǒng)結構， 操作限制，公司具體實踐和傳統(tǒng)，但它強烈影響組裝系統(tǒng)的表現。其實，雖然是基本的權衡是勞動力成本與空間占用和 WIP 持有成本，甚至額外的因素，如質量控制程度和組裝支持，流量控制和可見性問題，人體工程學，材料安全，淘汰，兼容性產品種類繁多，混合變化頻繁，易于使用的實施等，可能有利于一個政策方面另一個在具體的制造環(huán)境中。不過，華和約翰遜（2010）指出，進料政策文獻，選擇令人困惑，研究顯示對比導致類似的制造環(huán)境。因此，許多行業(yè)都不確定每一個地點和時間應使用系統(tǒng)類型， - 27 - 并可以切換多次從連續(xù)供應，不確定哪個是最適合他們的環(huán)境。標準之間進行選擇已經開發(fā)了替代零件送料方法文學，但現有的方法不是窮盡的或者是很難在車間應用，經常依據數學優(yōu)化方法。 布德和馬克（1992）開發(fā)了一個 Kitting vs LS 描述模型。法西奧 （2014）比較了肯庭和 JIT 解決方案，甚至考慮混合政策，而 Sali 等人（2015）比較肯庭，LS 和測序解決方案。 巴尼等人（2009）比較手推車到工作站，托盤到工作臺和工具箱裝配線方法?？ㄆ仗睾推绽瘢?011）建議采用基于 ABC 類的方法開發(fā)混合動力進料策略包括肯庭，JIT 和 LS。線性 Caputo 等人已經使用了編程（2015c）至為其分配不同的饋送策略（即肯庭，LS 或 JIT）每個單一項目，以盡量減少總運輸成本，和由黎曼等人（2012）在 Kitting 和 LS 之間進行選擇。根據詳細的成本模式（包括所有政策選擇）選擇材料供應系統(tǒng)的一種系統(tǒng)方法，并且不夠適用于車間應用。 為了給這個問題提供一個更實際的解決方案，在本文中，通過開發(fā)合適的經濟模型來探討相關和可測量部件特征（即單位體積，重量和成本）對零件進料成本的影響。這樣可以根據基本零件屬性來確定成本盈虧平衡點，以便映射每個飼料政策更方便的區(qū)域其他選擇。因此，只有在不利用復雜的全局優(yōu)化程序的情況下，才能依靠對相關零件特征的檢查，即時快速地進行供貨政策的選擇。本文的結構如下：首先針對三種考慮的政策制定了基于其相關屬性估算每種零件類型的進料成本的經濟模型。然后，通過改變每個部分屬性的值來進行參數分析，以便確定替代策略之間的成本盈虧平衡點（如果有的話）。還對容器尺寸變化的影響進行了考察，并提供了多維度決策空間的樣本圖，以評估每個方案直接選擇供方政策的方便區(qū)域，結果討論結束。 2.部分送料策略的成本建模 在本文中，我們假設單個模型裝配線必須供給部件，以獲得預定義的日常生產量 D （單位/天）。成本估算的時間范圍是一天。我們計算將零件類型提供給使用該倉庫的通用工作站的總體成本，該位置距離倉庫一定距離。如果配套套件從位于的起落區(qū)域交付倉庫 I / O 站到線路的第一站，然后它們與組裝的產品一起行進（旅行工具包）。在 JIT 政策材料中，使用專用于每個組件類型的單獨容器中的提前期 LT 進行重新配置。所需的容器數量，取決于零件的日常消耗量和補充量 LT。在線放養(yǎng)每個車站每個不同的組件都使用獨立的容器（通常為一個），按照所采集的容器容量和零件消耗率的時間間隔定期補充。恒速車輛或步行操作員用于運輸工具包和組件容器。然而，不同類型的車輛和集裝箱尺寸可用于不同的送料方式?？杖萜鞣祷刂醒雮}庫進行補貨。包括在模型中的成本項目是人員成本（這包括運營商分批散裝紙箱和拾取倉庫中的組件，將材料運送到工作站，以及工作人員在線準備和揀選時間），投資成本（集裝箱，儲物架和運輸車輛）， WIP 持有成本（與車站平均庫存水平成比例）和與工作站累積庫存所占用的占地面積和具體樓面面積成本。我們定義 CM p 等效勞動力成本（€/天），CE p 等效投資成本（€ - 28 - /天），C WIP p 工作持有成本（€/天），CS p 占空間占用成本（€/天），當策略 p 被選擇以遞送組件時，p = [1,2,3]策略標識符。即，在 kitting 策略中，在 LS 策略 p = 2 和 JIT 策略 p = 3 中 p = 1。 2.1 人力成本計算 2.1.1 配套政策 在配套政策中，相當數量的套件容器要求持有單位最終物品的零件 取決于容器體積（V C）或其允許重量（p max）以及單位重量（p），體積（v）和所考慮部件類型的每單位最終產品的零件消耗量（n）。管理零件進行日常生產所需的總容量（每天使用一次）總數為 d。工作人員必須在倉庫的倉庫位置挑選部件，以供應接頭區(qū)域，放置各個部件進入套件容器，并將容器移動到線路的起點。到達零件存儲位置并返回到起動區(qū)域的平均時間為（t r / s）。達到存儲位置，操作人員可以選擇足夠多的部件來完成 Q 單獨的套件（Q 整數和≥1），或者檢索存儲在附近位置的 Q 個不同的零件類型，以避免多次跳閘。選擇和組裝一個零件類型的單位所需的平均時間是 t pick， 包括零件的計數/加權，以確保套件中包含正確的數字;在插入試劑盒之前（即切割測量， 包裝去除，清潔和質量控制）中部件的準備;套件準備（以正確的順序插入零件，并在正確的外殼插槽中，包括正確的定位控制）。零件類型的相當數量的每日移動（從倉庫到具有完整容器的線和從空行到倉庫的空容器）的日移動量為 2 n cont D /ω。 （ω= V L / V C，其中 V L 是車輛的裝載體積，V C 是容器容積），ω是由物料搬運車輛同時輸送 的容器的數量。我們假設每個行程涉及 k 個操作員，并且單程行程時間是 L / VV，基于工廠布局估計（L 是起落區(qū)域和第一個工作站之間的距離）和物料搬運車輛平均速度 （VV ）。在工作站上通過線路操作員選擇組件所需的時間（n D）2 L WSK / V O 也可以根據物料搬運政策而變化。在這種情況下，V O 是操作員行走速度，需要將 2 次行程L WSK 從組裝位置行進到工作站的工具箱存儲點。搜索正確部分的時間被忽略，因為部件已經訂購并正確提交給選擇器。根據上述假設，假設每個操作員每天工作時間為 h 小時，并具有效率ηop，則可以計算準備和移動考慮部分所需的等效數量套件所需的日常工作人員的等效數量。那么工人的工資時間 C op（€/天）就可以計算總體人力成本。 - 29 - 這里，零件屬性，即單位體積和重量在相關情景參數是容器體積和運輸距離的同時，扮演角色確定對象。 2.1.2 線路存儲策略 在 LS 或 JIT 策略中，專用于零件類型的容器從倉庫或 JIT 策略中的超市區(qū)域移動到使用該零件的工作站。主要區(qū)別是容器的大小和由此產生的處理頻率。在這兩種情況下，適合容器的零件的等效數量為 Z = min（V C / v; p max / p）。顯然，對于任何給定的零件類型，根據與每個策略相關聯的容器尺寸和重量限制，Z 會發(fā)生更改。因此，在JIT 或 LS 中每天向車站移動的等效容器的數量（零）緩沖液儲備變?yōu)椋― n / Z）。因此， （D n /ωZ）是每日補充旅行的當量數。在 LS 通常為ω= 1 的情況下。單程行程時間到達距離倉庫距離 L WS 的工作站為 L WS / V V。我們假設需要一個時間 t fr 來對倉庫中的散裝容器進行分段，以便將要處理的零件容器填滿該行。如果整個 SKU 或托盤被移動到 t t = 0 的行 t 在工作站上拾取零件的時間是（n D）（t pb + 2 L BWS / VO），其中L BWS 是從組裝位置到存儲點的單向步行距離tpb 是從批量存儲中搜索和挑選每個零件所需的時間。因此，LS 政策中的等值人員成本是：