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變速箱輸出軸圓柱軸承自動壓裝設備結構設計 Structure Design of Automatic Press-fitting Equipment for Cylindrical Bearing of Gearbox Output Shaft · 設計題目：變速箱輸出軸圓柱軸承自動壓裝設備結構設計 學生姓名 學院名稱 專業(yè)名稱 班級名稱 學 號 指導教師 教師職稱 完成時間 畢業(yè)設計（論文） 變速箱輸出軸圓柱軸承自動壓裝設備結構設計 Structure Design of Automatic Press-fitting Equipment for Cylindrical Bearing of Gearbox Output Shaft 設計題目：變速箱輸出軸圓柱軸承自動壓裝設備結構設計 學生姓名 學院名稱 專業(yè)名稱 班級名稱 學 號 指導教師 教師職稱 完成時間 目錄 中文摘要 2 變速箱輸出軸圓柱軸承壓裝機設計 3 第1章．緒論 3 1．1 概述 3 1．2 變速箱輸出軸圓柱軸承壓裝機簡介 3 第2章． 設計內(nèi)容及任務要求 5 2．1 設計詳細內(nèi)容和具體要求 5 2．2 液壓系統(tǒng)的設計流程 5 第3章 壓裝設備的機械主體介紹 6 3.1壓裝設備的底座部分 6 3.2支架及油箱 6 3.3液壓缸 6 3.4導向裝置 6 3.5其他部件 6 第4章 液壓系統(tǒng)的設計計算 7 4.1圓柱軸承自動壓裝機液壓缸的設計及計算 7 4.1.1 分析工況及設計要求，簡單繪制出液壓系統(tǒng)草圖 7 4.1.2計算液壓缸的外部負載 9 4.2確定液壓缸的幾何參數(shù) 9 4.2.1壓配合缸的尺寸計算： 9 4.2.2確定定位缸及其主要尺寸 14 4.2.3 確定夾緊缸及其主要尺寸 18 4.3 設計液壓缸的結構 22 4.3.1 第一步設計壓裝液壓缸的結構 22 4.3.2 設計夾緊液壓缸和定位液壓缸的結構 23 4.4 分析和選擇液壓系統(tǒng)元件 23 4.4.1 確定理想的供油方式 23 4.4.2 選擇合理的調速方式 23 4.4.3 選擇合理的速度換接方式 24 4.4.4 選擇夾緊的回路 24 4.4.5 定位回路的選擇 24 4.4.6 傳感器和調理器的選擇 24 3.5油箱的結構 25 4.5.1 壓裝機油箱元件的組成 25 4.5.2 選擇液壓油 25 4.6 調整液壓缸 26 4.6.1 壓裝液壓缸的調整 26 4.7 布置壓裝機及其周圍環(huán)境 26 第5章經(jīng)濟性分析 26 第6章 畢業(yè)設計心得總結 27 參考文獻 28 中文摘要 變速箱輸出軸圓柱軸承自動壓裝設備是現(xiàn)代汽車生產(chǎn)制造和維修過程中被廣泛應用的專用設備，適用于變速箱輸出軸圓柱軸承的自動壓裝。該種類型的設備為各車輛生產(chǎn)制造廠、車輛修理廠等提供專門服務。和其他工程機械一樣，都經(jīng)歷了非常多次的迭代，才發(fā)展成現(xiàn)在這樣結構簡單、緊湊，運行高效，維修方便的產(chǎn)品。我既然選中了它作為我的大學畢業(yè)設計課題，便會盡全力的完成好這個任務。簡單的分析課題后，再結合學校給定的要求，我將此次的設計重點放在了對該設備的機械結構部分和液壓傳動部分上。自動化控制方面學校不做具體要求。 關鍵詞：圓柱軸承；自動壓裝；機械；液壓 Abstract： The gearbox output shaft cylindrical bearing automatic press-fitting equipment is a special equipment widely used in the production and maintenance of modern automobiles. This type of equipment provides specialized services for various vehicle manufacturing plants, vehicle repair shops, etc. Like other construction machinery, it has experienced many iterations before it has developed into a product that is simple, compact, efficient, and easy to maintain. Since I chose it as my college graduation project, I will do my best to complete this task. After a simple analysis of the subject, combined with the requirements given by the school, I focused this design on the mechanical structure and hydraulic transmission of the device. Schools do not make specific requirements for automation control. Keywords: cylindrical bearings; press-fitting; machinery; hydraulic pressure 變速箱輸出軸圓柱軸承壓裝機設計 第1章．緒論 1．1 概述 由于使用壓配合組裝軸承，他們在壓配合圓柱軸承的過程中經(jīng)歷了手動式液壓壓裝機，在這種初代產(chǎn)品中是沒有能力記錄下壓裝數(shù)據(jù)和壓力曲線的。隨著時代的不斷發(fā)展，歷史上不可避免地要消除手動壓力機和出現(xiàn)自動壓力機。雖然手動液壓壓裝機能夠滿足壓裝軸承的最基本要求，但它會消耗大量勞動力，造成工作效率低，勞動強度大的一些不利產(chǎn)品生產(chǎn)的缺點，還會降低該設備在市場上的競爭力（生產(chǎn)成本大，設備操作復雜）。且壓裝時壓力的測量是人工手動測量，會存在較大誤差。還有一個較大的缺點是實時數(shù)據(jù)的填寫也是人工的，工人在高強度工作中和外部環(huán)境的干擾下的出錯率會很大，造成數(shù)據(jù)填寫不準確。 以下設計的圓柱軸承壓裝設備因依托于當今傳感器方面和計算機技術的巨大發(fā)展，機器自動測量并且記錄每次壓裝的所有參數(shù)是沒有任何問題的，并將測得數(shù)據(jù)儲存在及設備自帶的超大硬盤中，方便工人的查閱。壓力結束后并自動給出壓力變化時間的關系曲線 。 手動液壓壓裝機很快被新的機器淘汰。 初代產(chǎn)品的設計制造必不可能非常完美的，設計師們能將最基本的問題完美解決便很厲害了。經(jīng)過多年的生產(chǎn)實踐和工廠、工人們的反饋，該類產(chǎn)品的功能也在逐步完備。 壓裝過程中記錄的時間-壓力關系存在差距導致調整壓力增加。 比較明顯。 為了達到軸承下沉曲線真正反映下沉質量的目的，在裝配過程中必須記錄由軸承運動及其相應壓力值組成的位移-壓力曲線。 壓力機是為滿足這一要求而開發(fā)和制造的新一代自動圓柱軸承壓力機。 1．2 變速箱輸出軸圓柱軸承壓裝機簡介 變速箱輸出軸圓柱軸承自動壓裝設備(下面會簡稱壓裝機)是應用在圓柱軸承的壓裝中的專用設備。 自動壓裝機由機械主體，油箱及傳動系統(tǒng)和控制系統(tǒng)組成。 這三個部分相互依存，缺一不可，不論缺少哪一個都無法正常運行機器，完成自動壓裝功能。主體由底座，支架，定位裝置，液壓缸，主油缸，輔助油缸和壓緊機構的夾緊機構組成。 與以前相比，大大提高了主體和機床支架的強度和剛度。獨特的主液壓缸設計，會使他的性能提高一大截。油箱的結構和液壓控制的原理，在經(jīng)過多年的使用和改進后，已具備了可靠、良好的密封性能。集成控制塊的主體是通過六個側面的鍛造及打磨制造的。控制臺是一種當下主流的依托計算機的控制結構，一旁安裝的電氣柜能為機器提供穩(wěn)定的電能還具備強大的抗電磁干擾能力。 該設備兩端的壓裝缸能單獨控制，也可同時控制。在工期短時可以開足馬力，兩端同時進行壓裝操作。訂單少時也可以一頭工作，另一頭做保養(yǎng)。就和數(shù)控機床一樣有多個功能，他能壓裝多種型號的軸承，只需按下相關的操作按鈕并更換壓裝缸前的導套和卡盤，便可以對192309e和42308e軸承這兩種類型的軸承進行壓裝配合。在壓裝配合開始時，操作員可以將軸的型號，軸的類型，軸承型號輸進計算機以及兩端輸入控制系統(tǒng)。當打印機打印出圖形時，這些數(shù)據(jù)同時被打印出來。壓入配合后，打印機將自動打印出位移 -壓力曲線和相關數(shù)據(jù)記錄。使用計算機控制的控制系統(tǒng)，輸入端為鼠標和鍵盤，而在必要時將電腦記錄的數(shù)據(jù)通過打印機打印成紙質版。由于計算機的巨大存儲能力，它可以存儲數(shù)百萬個軸的壓裝數(shù)據(jù)，從而可以完全替代設備的書面數(shù)據(jù)存儲?？梢噪S時調用所有必要的數(shù)據(jù)，并且打印機可以打印出任何軸承壓力機的匹配曲線。另附“位移-壓裝力曲線”打印圖一張: 第2章． 設計內(nèi)容及任務要求 2．1 設計詳細內(nèi)容和具體要求 這次的設計是針對變速箱輸出軸圓柱軸承壓裝設備的機械部分的設計，液壓傳動系統(tǒng)的液壓缸也需要一并給出詳細型號。根據(jù)老師給定的數(shù)據(jù)和進行現(xiàn)場的取樣，設計出滿足要求的軸承壓力。 液壓傳動系統(tǒng)是線性往復高推力機器的重要組成部分， 該系統(tǒng)的設計必須與壓力機主體的設計同時進行，不然會有安裝上的問題。 在設計時，我們必須從現(xiàn)實出發(fā)，將各種形式的傳動裝置有機地結合起來，以充分利用液壓傳動裝置的優(yōu)勢。 在對上一代產(chǎn)品的消化理解后，對他進行一些必要的改進，設計出一個功能更多，機械結構更加精簡的設備。 同時，它易于使用和維護。詳細圖紙看附頁機械圖紙 圓柱軸承自動壓裝設備的主要性能和功能參數(shù) （1）總壓強 11.3/Mpa （2）最大壓裝力 457/KN （3）外形尺寸 5000*850*1500/mm （4）許用壓力 高壓 9.5/Mpa 低壓 2.5/Mpa （5）液壓缸行程 400/mm （6）壓裝端數(shù) 單、雙端 （7）壓裝方式 自動 （8）在掃描工件后自動記錄軸號、軸承號及其單位 （9）系統(tǒng)資料存儲：5，000/根軸 （11）自動生成時間，打印參數(shù)表 2．2 液壓系統(tǒng)的設計流程 a．確定液壓缸主要參數(shù) b．明確液壓系統(tǒng)設計要求 c．編制液壓元件工況圖 d．工況分析(動力功率分析、運行線路及方式分析) e．液壓缸結構設計、運算 f．選擇和設計液壓元件 g．擬訂液壓系統(tǒng)圖 28 第3章 壓裝設備的機械主體介紹 3.1壓裝設備的底座部分 底座之于機械設備好比汽車之于底盤，它要承擔整個設備的自重和加工零件的重量，而且要保證設備在運行過程中盡量少的產(chǎn)生振動，具有較好的緩沖吸振能力。 鑒于需要這些能力，所以選擇鑄鐵充當這次底座的材料。底座不需要精確的尺寸和高強度，因此選擇鑄造成型。詳細尺寸數(shù)據(jù)見附頁圖紙。 3.2支架及油箱 支架是支撐待壓裝的軸和軸承的部件。它起到了固定起被壓裝零件的作用，只有軸承被架起來液壓缸才能更好更精確的壓裝軸承，使其與軸之間的配合更加精密，結構更加緊密。 油箱是給液壓缸提供液壓油的部件。油箱安裝在底座的內(nèi)部，可以遠離設備的工作區(qū)域，也更利于管道中的油液回流的油箱，油箱采用防腐不銹鋼制造，能夠保證油液長期干凈無鐵屑，管道在油箱內(nèi)的部分也安裝有過濾器，防止液壓缸在長時間工作后發(fā)生磨損掉落的鐵屑隨油液流到油箱。 3.3液壓缸 液壓缸分主工作油缸和輔助油缸。液壓缸部分會在第四章詳細給出計算過程及尺寸和最大推力。它是壓裝設備的機械核心部分，壓裝工作是依靠液壓缸巨大的直線推力來完成的。液壓缸的活塞前端的卡盤會抓住軸承隨著油泵的給油，將活塞向前推進，以完成壓裝工作。 3.4導向裝置 該裝置為液壓缸活塞的行進運動加以限制。將卡盤安裝在三根直線軸承上，以保證液壓缸運動路線精確，軸承的壓裝精確。 3.5其他部件 其他一些非主要部件在這里就不一一贅述了，圖紙上上有詳細內(nèi)容。 第4章 液壓系統(tǒng)的設計計算 4.1圓柱軸承自動壓裝機液壓缸的設計及計算 4.1.1 預先分析給出的設計要求和產(chǎn)品的工作情況，搭建出液壓傳動系統(tǒng)的草圖 壓裝機工況分析： 壓裝缸： （圖1） 夾緊缸工作路線： 頂起定位缸工作路線： (圖2) (圖3) 活塞運動順序及方向圖和液壓系統(tǒng)原理圖請參見下附詳細圖4，圖5： （圖4） 以下是液壓系統(tǒng)原理圖: （圖5） 4.1.2計算液壓缸的外部負載 4.1.2.1壓裝缸 已知的條件是保壓5s，最大壓力為475KN，額定壓力為196KN 4.1.2.2夾緊缸 在查看同類產(chǎn)品和結合自己設計的要求后，預選夾緊力為6120N 4.1.2.3頂起定位缸 該設備是兩端皆可壓裝的對稱設計，按照此類軸承的最大重量取1500 g，單一液壓缸的負載經(jīng)計算得 500 * 9.8 = 4900 N 4.1.2.4確定液壓傳動系統(tǒng)的工作壓力 液壓傳動系統(tǒng)有個壓力值的范圍，是2.55MPa-9.45MPa，工作中的壓力值不得超出此范圍。 4.2確定液壓缸的幾何參數(shù) 4.2.1壓配合缸的尺寸計算： 4.2.1.1液壓缸工作壓力的確定 工進時為9.5 / Mpa，快進時為2.56 / Mpa 4.2.1.2初步確定液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d 由下圖可知： 圖6 最大下壓力R=475 KN；機械效率η=0.95；Pmax=9.45MPa。P3是系統(tǒng)背壓，此處無背壓，所以P3=0MPa。然后： 查看表2-4（GB2348-80）取。 查表2-3、2-5取。 4.2.1.3 初步計算液壓缸所需壁厚和外徑 可以根據(jù)液壓缸工作時的壓力和缸體材料的強度計算出液壓缸的缸壁厚度。就和木桶理論一樣，它的整體性能取決于最弱的環(huán)節(jié)，所以得取液壓缸最薄處計算，此處合格那缸體便合格。由材料力學可知，缸體的內(nèi)部應力分布是和缸體自身的薄厚程度有關。一般的，計算可以分為薄壁圓柱體和厚壁圓柱體。 薄壁缸的缸體內(nèi)徑D與壁厚之比＜10。其計算公式為： 式中——液壓缸壁厚（m）; ——液壓缸內(nèi)徑（m）; ——試驗壓力，計算時乘以安全系數(shù)K=（1.25—1.5）; ——許用應力。此處取. 一級缸的內(nèi)徑計算 ，， 查表4-11及C 表2-115 選用無縫鋼管做缸筒和活塞桿，其外徑分別為160mm和90mm，壁厚分別為18mm和5mm。 二級缸的內(nèi)徑計算 ，， 查表4-11及C 表2-115 外徑取325mm，壁厚取38mm。 4.2.1.4 初步確定主工作缸行程 可以根據(jù)待安裝零件的長度來合理確定液壓缸的工作行程，并參考標準液壓缸表中的尺寸系列來選擇標準值。 由查表得，工作缸的工作行程長度定為200mm； 輔助缸的工作行程長度定位400mm 4.2.1.5 初步確定缸蓋的厚度 完成上述工作的液壓缸使用平底缸蓋即可，按照強度要求，其有效厚度t用下列兩個公式計算得到： 無孔時 有孔時 式中 ——缸蓋有效厚度（mm）; ——缸蓋止口內(nèi)徑（mm）; ——缸蓋孔的直徑（m）. 一級缸缸蓋厚度計算 后缸蓋 前缸蓋 取=15mm. 二級缸缸蓋厚度計算 后缸蓋 取=45mm: 前缸蓋 取=45/mm. 4.2.1.6初步確定最小導向長度 最小導向長度H等于活塞桿最前端裝置和圓柱軸承表面中點間的間距，前提是活塞桿到達最大行程。 像我這種普通的液壓缸，其最小導向長度H應符合下式 ： 式中——液壓缸的最大行程; ——液壓缸內(nèi)徑。 液壓缸的內(nèi)徑?jīng)Q定缸蓋滑動軸承表面的長度; 當時，??； 當時，取。 對一級缸最小導向長度 ， 活塞寬度及滑動支承面的長度 因，故無需設計隔套。 對二級缸最小導向長度 活塞寬度及滑動支承面的長度 為了確保最小的導向長度H，在氣缸蓋和活塞之間增加了一個墊片K以增加H的值。 4.2.1.7初步確定液壓缸的長度 缸體內(nèi)部總長度等于活塞行程加上活塞寬度。缸筒的長度應加上兩端缸蓋的厚度。而且缸體的長度不是隨意設計的，它只能是在缸體內(nèi)徑的20-30倍的范圍中。 第一級缸體內(nèi)部長度為： 輔助缸的活塞桿的長度決定了該缸體外部尺寸。 副缸內(nèi)部長度 缸體外形尺寸為 4.2.1.8檢查活塞桿穩(wěn)定性的計算 這兩級缸體的支撐長度都符合，活塞桿的彎曲穩(wěn)定性是不必考慮的，都滿足要求。 活塞桿到達最大行程是時，缸體的支點與活塞桿前端之間的距離稱之為缸體的支撐長度，用表示?；钊麠U直徑為d，也可看作缸體內(nèi)徑。 4.2.2確定定位缸及其主要尺寸 4.2.2.1確定液壓缸工作壓力 液壓缸的工作壓力主要取決于油泵的輸出功率和油管的承受壓力。液壓裝備的不同種類，由于工況不同，所以使用的壓力范圍也是不大相同的。在設計過程中使用類比方法進行確定。軸承壓裝機是工業(yè)機械，查看（“液壓系統(tǒng)設計簡明手冊”）得到定位缸的壓力為2．0Mpa。 3.2.2.2確定液壓缸的內(nèi)徑D和活塞桿的直徑d 可以先確定的是定位缸的結構是柱塞桿。如下圖所示，它成對排列。軸的自重將其 重置，而且可以肯定的是柱塞液壓缸在回油管路上沒有背壓。 （圖7） 由公式： 可得: 其中: D－－液壓缸柱塞直徑 －－缸體工作壓力,取系統(tǒng)的工作壓力; F－－工作中的最大負載； －－缸體密封處的摩擦力很難測得精確值。按照機械設計原則，這里用缸體的機械效率進行估值。 －－液壓缸的機械效率，一般=0.89-0.98。 根據(jù)老師給定的數(shù)據(jù)，外部工作負載F = 4900 KN，請參見（“液壓和氣動系統(tǒng)設計手冊”），活塞的密封可以用U形環(huán)，前缸蓋的FA型防塵環(huán)上得安裝上上述同一個U形環(huán)，通過，增大了相當于0.3倍工作負載的摩擦力。這里機械效率η取0.9，算得： D===67.14/mm 算出D=67.14mm查表（GB2348-80），再結合實際情況，直徑圓整為D=70mm 參考“液壓氣動設計手冊”選擇柱塞式液壓缸，活塞與缸壁之間有2至8 mm的間距。 工程上默認柱塞蓋子的直徑很大，需要很大的力才能工作，運轉。 再次調整缸體內(nèi)徑為80 mm，且柱塞與缸壁之間有5mm的間距。 4.2.2.3最終計算并選擇液壓缸體壁厚和外徑 根據(jù)缸體的強度條件計算出缸體的壁厚。 一般都是選取最薄處尺寸用來計算缸體的整體壁厚。根據(jù)材料力學中所學，缸體內(nèi)部應力分布隨壁厚變化而變化。根據(jù)缸體壁厚分類可分為薄壁型和厚壁型兩大類。 缸體內(nèi)徑D與壁厚δ之比＞10的液壓缸稱為薄壁缸。 根據(jù)下列公式計算缸體壁厚： 式中：δ---液壓缸壁厚（mm）； D---液壓缸內(nèi)徑（mm）； ---試驗壓力，當乘以安全系數(shù)K（k=1.25～1.5）； ---許用壓力，這里為鍛鋼=102～118Mpa； 鑄鋼：=102～113 /Mpa；無縫鋼管：=102～115 /Mpa； 高強度鑄鐵：=65Mpa；灰鑄鐵：=24Mpa。 在中、低壓液壓傳動系統(tǒng)中，上述計算出的缸體壁厚都比較小，這些缸體的剛度一般是達不到要求的，以經(jīng)驗來看取 15毫米。 缸體的壁厚計算好了，缸體的外徑也就出來了： D+2δ 式中值按照無縫鋼管的標準，選取110 /mm。 4.2.2.4最終確定液壓缸工作行程 末端執(zhí)行器的最大行程就是液壓缸的工作行程長度。 所以，活塞缸的工作行程為140 mm。 它屬于一系列活塞沖程參數(shù)（GB2349-80）中的第二優(yōu)先級組。 4.2.2.5 最終確定缸蓋厚度 液壓缸通常選用平底缸蓋，通過下列兩個公式近似算出其有效厚度t： 無孔時： 有孔時： 式中：t---缸蓋有效厚度（mm）； ---缸蓋上口內(nèi)徑（mm）； ---缸蓋孔的直徑（mm）。 在此，根據(jù)經(jīng)驗將氣缸蓋的厚度選擇為25mm。 4.2.2.6 最終確定最小導向長度 最小導向長度H等于活塞桿最前端裝置和圓柱軸承表面中點間的間距，前提是活塞桿到達最大行程。 如果說導向的長度太短了，那么缸體的初始撓度將會增加，從而影響到液壓缸的穩(wěn)定性。 由于選擇了柱塞缸，因此引導長度相對較長。 此處，引導長度選擇為70 mm。 4.2.2.7 最終確定缸體長度 缸體內(nèi)部總長度等于活塞行程加上活塞寬度。缸筒的長度應加上兩端缸蓋的厚度。而且缸體的長度不是隨意設計的，它只能是在缸體內(nèi)徑的20-30倍的范圍中。所以，缸體的長度取為250 mm，符合設計要求。 缸內(nèi)活塞沖程的長度和寬度等于Hidrauliskās的總和。 圓柱的頂端的長度和厚度，以及兩端的末端。 通常，缸體的直徑在直徑的20到30倍之內(nèi)。防止液壓缸的缸體的Hic不等于250mm，必須確保滿足要求。 4.2.2.8 計算液壓缸主要零件的強度和剛度 柱塞直徑D與壁厚δ之比＜10，根據(jù)厚壁的強度要求用下列公式估算： 代入數(shù)值，計算： =1.77/mm 該壁厚完全符合要求。 校核活塞桿的強度： 因為活塞桿長度滿足的條件，所以按強度條件可以校核出活塞桿直徑d 式中： ---活塞桿推力N； ---許用應力Mpa； 代入數(shù)值，計算： =59.4/mm 算出的結果為59.4mm還要小于柱塞的直徑70mm 活塞桿的強度滿足要求 4.2.3 確定夾緊缸及其主要尺寸 4.2.3.01 確定液壓缸的工作壓力 夾緊缸的主要作用是產(chǎn)生徑向推力，該缸的活塞桿推出后夾緊軸承，而它的工作壓力也是小于2.48MPa?？梢赃x擇2.1/ Mpa進行計算。 4.2.3.02 最終確定活塞桿的直徑d和缸體內(nèi)徑D 這里會采用單活塞桿式的液壓缸作為夾緊缸。 夾緊缸在回油管路上沒有背壓，可以忽略背壓的影響。 由公式： 式中：D－－液壓缸柱塞直徑 －－缸體的工作壓力P,取系統(tǒng)工作壓力計算; F－－工作循環(huán)中的最大的外負載； －－缸體密封處的摩擦力很難測得精確值。按照機械設計原則，這里用缸體的機械效率進行估值。 －－液壓缸的機械效率，一般=0.9-0.97。 根據(jù)已知數(shù)據(jù)，夾緊液壓缸的密封采用將U形密封圈與O形密封圈結合使用的形式。工作中的摩擦因素不可忽略，其大小可定為0.03 /次，因此D： 查表（GB2348-80），得出的值取整為80mm。 可以從d / D值計算出活塞桿的直徑，而計算出的D是基于工作壓力并參考《液壓和氣動系統(tǒng)設計手冊》，結合活塞桿直徑系列，最終可以選擇活塞桿直徑為：d = 45mm。 4.2.3.03 最終校驗夾緊缸壁厚和外徑 以缸體的強度作為校核缸體壁厚的條件。因為內(nèi)徑D與壁厚δ之比＜10，所以應該用厚壁缸公式計算： 式中：δ---液壓缸的壁厚（m）； D---液壓缸的內(nèi)徑（m）； ---試驗壓力，最大壓力乘以安全系數(shù)K，保證安全（k=1.25～1.5）； ---許用壓力，鍛鋼：=112～121Mpa； 鑄鋼：=99～112Mpa；無縫鋼管：=101～110Mpa； 高強度鑄鐵：=60Mpa；灰鑄鐵：=25Mpa。 在中、低壓液壓傳動系統(tǒng)中，上述計算出的缸體壁厚都比較小，這些缸體的剛度一般是達不到要求的，因此憑經(jīng)驗選擇10毫米。 算出了缸體的壁厚便可以求得缸體的外徑為： D+2δ 式中值按經(jīng)驗選取100 /mm。 4.2.3.04 最終確定夾緊缸的工作行程 末端執(zhí)行器的最大行程就是液壓缸的工作行程長度。所以說，夾緊缸的工作行程為112 mm。 它是（GB2349-90）的第二優(yōu)先級。 4.2.3.05 確定缸蓋的最終厚度 這個無孔的平底缸蓋，其有效厚度t使用下式計算得： 式中： ---缸蓋上口內(nèi)徑（mm）； ---缸蓋孔的直徑（m）。 這里按經(jīng)驗選取缸蓋厚度為22mm。 4.2.3.06 確定最小的導向長度 活塞的寬度B的取值范圍是（0.6-1.0）倍的D；經(jīng)簡單計算，活塞的寬度B=35 mm。缸蓋的滑動支撐面長度，于缸體內(nèi)徑D存在下列關系； 當D<80/mm時,取=(0.6-1.0)D; 當D>80/mm時,取=（0.6-1.0）d。 為了確保最小導向長度H的值精確，如果過度增加最小導向長度B和滑動支撐面的長度，則只能在缸蓋和活塞之間添加墊圈K來增加H的值。長度C 墊片的長度由由H所需的最小導向長度確定，即： 上式算得D=80mm，代入=（0.6-1.0）D，計算所得=（48～80）mm 查資料《液壓缸結構設計》，圓整后的標準值H=40mm。 4.2.3.07 最終確定缸體長度 缸體內(nèi)部總長度等于活塞行程加上活塞寬度。缸筒的長度應加上兩端缸蓋的厚度。而且缸體的長度不是隨意設計的，它只能是在缸體內(nèi)徑的20-30倍的范圍中。所以，氣缸長度為212mm，不超過規(guī)定要求，并滿足條件。 4.2.3.08 校核缸體主要部件的強度和剛度 由于直徑D與壁厚δ的比＜10，因此根據(jù)下式可以計算： =110Mpa，總壓力乘以1.4的安全系數(shù)，將數(shù)據(jù)代入則： =2.02/mm 計算的結果遠小于實際尺寸，初步選取的壁厚10mm是完全符合強度要求。 校核活塞桿： 當活塞桿長度符合的條件時，活塞桿直徑d按照彎曲穩(wěn)定性校核 直桿在受到壓力時，在其軸向負荷超過穩(wěn)定臨界力時，將會失去原有的直線狀態(tài)的平衡，工程上這種現(xiàn)象稱為失穩(wěn)。對于液壓缸，其穩(wěn)定條件為： 式中：F---最大推力（F），F(xiàn)=； ---穩(wěn)定臨界力（N）； ---穩(wěn)定安全系數(shù)，一般取=1～3。 該裝置的外觀、材料、兩端支撐狀況等都會對液壓缸的穩(wěn)定臨界力（N）造成影響。 當細長比時， 當細長比時， 式中：---活塞桿長度（mm），參考《液壓和氣動系統(tǒng)設計手冊》 K- --活塞桿實體半徑（m） L- （m）（對實心活塞桿） j---活塞桿的轉動慣量（），； A---活塞桿橫截面積（）； m---柔性系數(shù)，此處取m=80； n---安裝系數(shù)，參考《液壓和氣動系統(tǒng)設計手冊》 其中一端固定且一端鉸接，因此n為2； E---材料的彈性摸量（Pa），此處為“鋼的”取E=2.7GPa； f---強度實驗值（Pa），此處為“鋼的”取f=490Mpa。 細長比計算：=/mm，=340，因此選后一個公式： /N 穩(wěn)定安全系數(shù)取值為1.1，則，因為F=6000/N 所以該設計符合穩(wěn)定性要求，設計合格。 4.3 設計液壓缸的結構 4.3.1 第一步設計壓裝液壓缸的結構 4.3.1.1 選擇缸蓋與缸體的連接形式 用螺紋連接缸體與壓入式液壓缸的缸蓋。 優(yōu)點： （1）體積小 （2）重量輕 缺點： （1）端部結構復雜，工藝要求高 （2）需要用到專用工具進行拆卸 4.3.1.2 選擇連接活塞桿和活塞的結構 用一體結構連接活塞桿與它的一級缸體的活塞： 用螺紋連接活塞桿和副缸的活塞。 4.3.1.3 確定活塞桿導向部分的結構 由導向套作為主缸活塞桿的導向結構； 由端蓋直接作為輔缸活塞桿的導向結構。 4.3.1.4 選用活塞及密封圈 選擇主缸密封件： 選用高低唇的Y形密封圈，型號：110×90×16 GB10708和Y 185×160×20 GB10708，材料為耐油橡膠。 二級氣缸活塞和氣缸體的密封圈的選擇： 選用V型密封圈，型號： 250×220×49.5 GB10708-89 4.3.1.5 考慮液壓缸的緩沖裝置 當液壓缸活塞桿推動工件運動時，由于運動部件的高質量和速度，當行程結束時會發(fā)生液壓沖擊，甚至在活塞間發(fā)生機械碰撞。液壓缸端蓋會出現(xiàn)變形甚至損壞。為了防止出現(xiàn)這種不利現(xiàn)象，在行程結束時設置了緩沖裝置。 但是在這里，需要設計的壓力機缸的移動速度很慢，基本上不需要設計緩沖結構。 4.3.1.6 簡介液壓缸的排氣裝置 對于需要高速度穩(wěn)定行駛的大型液壓設備，需要用到排氣裝置。 在壓配合缸體的上方限定了油孔，這有助于排出加壓油中的氣體。 4.3.2 設計夾緊、定位液壓缸的結構 液壓定位、夾緊缸采用單輸出桿和固定形式的缸。 為了減小氣缸和活塞的體積并簡化結構，采用U形密封環(huán)和O形密封環(huán)的組合結構，夾緊缸的O型圈的型號為：71×5.3G GB3452; GB3452.1-92為11.8×3.55G；U形密封圈型號為：45×65 HG-336-56，材料為橡膠材料為NBR。定位液壓缸的防塵圈型號為：FA100×115×9.5 D GB10708.4-89，材料為丁腈橡膠；U形密封圈型號為：45×65 HG4-336-76，材料為：橡膠。 在工程上這個行程是比較短的，運動部件的質量不大，速度也不大，在這里直接用油管接頭代替。 4.4 分析和選擇液壓系統(tǒng)元件 4.4.1 確定理想的供油方式 考慮到該設備在工作進給時負載大，油泵轉速高，而在快進和快退時負載小，從節(jié)能減排的角度考慮，采用雙泵的泵源系統(tǒng)。泵型號為： YB-E34-76雙葉片泵。 4.4.2 選擇合理的調速方式 采用了雙葉片泵和調速閥的結構。它會在高壓供油管上分流，兩個旁通閥的閥和出口通向兩個壓配合缸。方向閥的主要功能是使兩個氣缸同步。如果由于負荷減小而使左氣缸速度降低，則旁通閥將減少左側的出油口，而增加右側的出油口，以保持兩側相同的速度。換句話說，在本設備的壓裝過程中，兩個液壓缸是不同的（您可以觀察到兩個液壓缸之間的差異），并且兩個液壓缸可以同時繼續(xù)。分流閥調節(jié)示意圖如圖8： （圖9） 4.4.3 選擇合理的速度換接方式 由于系統(tǒng)在設計之初就強調了自動化快速響應，所以在這里給出兩種方案，一是使用電磁閥的快、慢速變速電路。其特點是閥門安裝方便，結構簡單，但變速穩(wěn)定性較差。二是如果要提高系統(tǒng)的穩(wěn)定性，可以使用由行程閥切換的速度切換電路。 4.4.4 選擇夾緊的回路 換向動作的夾緊和松動采用三位四通電磁閥控制。采用功率損耗鉗位方法有效避免工作中突然的松動和功率損耗。還連接了止回閥以保持壓力。 4.4.5 定位回路的選擇 三位四通電磁閥用于控制下降的復位和頂升的定位動作。為避免工作中突然的功率損耗和松動，應采用功率損耗鉗位的方法。當油路的壓力瞬間下降時，夾緊動作仍然可以保持，所以要在供油管路上安裝單向閥以保持系統(tǒng)壓力不會降低?；芈分羞€安裝了一個節(jié)流閥，可以在降低過程中軸承不會損壞。 4.4.6 傳感器和調理器的選擇 選擇CYG-30型壓力傳感器。范圍是16Mpa。傳感器的內(nèi)部電路等效于電橋，但橋壁可變。當壓力改變時，可變橋壁的電阻改變，從而獲得壓力改變信號。為了使傳感器正常工作，它必須提供由信號調節(jié)器提供的工作電流。 機器裝備了TKF-2信號調節(jié)器。它是一個雙通道，每個通道都有三個調節(jié)裝置。正面一個電源開關，背面有兩個輸入，一個輸出。 3.5油箱的結構 4.5.1 壓裝機油箱元件的組成 工作壓力：低壓管路為2.5 Mpa，高壓管路為9.5 Mpa，根據(jù)實際壓力選取各種閥門。 壓裝設備的油箱中有6個集成塊，其他液壓元件的選擇見下表： （1）油泵電機：Y160-6-B5電機; （2）雙葉片泵：YB-E32 / 63; （3）高壓壓力表：Y-60； （4）網(wǎng)狀機油濾清器：WU-250X180F-J; （5）集成塊底板； （6）歧管塊1：2個電磁閥22E-10BH，1個Y-63B中壓溢流閥，1個Y2-HB10高壓溢流閥； （7）集成塊2：一個FL-B10-S換向閥，一個22E0-H10B電磁閥，一個Q-10H高速閥和一個AJ-Ha10B單向閥； （8）歧管塊3：一個FL-B15-S換向閥和一個??34E-63B電磁閥; （9）歧管塊4：兩個電磁閥22E2-063B和一個電磁閥23E-63B； （10）歧管塊5：兩個23E-63B電磁閥和一個34E-63B電磁閥； （11）歧管塊6：1個23E-63B電磁閥，1個34E-63B電磁閥和1個X-63B順序閥； （12）集成塊頂部塊：1個34E-63B電磁閥，1個I-63B止回閥，1個L-63B節(jié)流閥和2個Y-60低壓表。 4.5.2 選擇液壓油 本著經(jīng)濟性、安全和高效性原則，選擇經(jīng)濟適用的液壓油，可以有效降低生產(chǎn)安全事故，降低生產(chǎn)成本，讓設備更具競爭力。 對于這種設計的液壓系統(tǒng)，液壓油的選擇可以參考手冊（“液壓和氣動手冊”）中的選擇原則以及液壓油使用范圍。 首次使用或更換機油時，一次添加的工作油量為364-384升，即油箱中工作油的正常液位應在最大和最小標記之間。油箱。首次啟動后，機油進入管道和氣缸，此時油位會下降，因此必須補充機油。 使用中可能會發(fā)生少量泄漏。因此，應該經(jīng)常檢查光標。當達到最低分數(shù)線時，您應及時加油。 應檢查工作油并定期更換。換油間隔因使用條件而異。 通常，應每兩年更換一次。 在連續(xù)運行中，高溫，高濕，多塵的地方必須縮短更換周期。 4.6 調整液壓缸 4.6.1 壓裝液壓缸的調整 根據(jù)壓配合液壓缸前端的結構，可以更換導套和端蓋，也可以調節(jié)軸承托架之間的距離。使壓裝設備可以壓裝192309e和42308e型軸承。 4.7 布置壓裝機及其周圍環(huán)境 壓裝設備由機械主體，液壓傳動系統(tǒng)，油箱和計算機控制系統(tǒng)等夠成。油箱和計算機控制裝置應該放在靠近機械主機的位置，保證供油和控制實時響應?，F(xiàn)場的鋼軌和機身上的滑軌應連接且平坦。壓裝設備在工作時，底座會承受很大的拉力和彎矩，所以地基必須壓實且鋪平，根據(jù)現(xiàn)場情況進行微調至符合要求。當主體就位時，下部應平整，尤其是所有地腳螺栓。地腳螺栓是受壓的部件，必須牢固地埋入以防止工作期間床身變形并導致床身變形，從而影響壓配合檢測的準確性。 第5章經(jīng)濟性分析 本次的設計內(nèi)容是：變速箱輸出軸圓柱軸承自動壓裝設備結構設計。 首先可以確定該設備為中小型機器，在前面章節(jié)中提到它的工作壓力并不大，壓裝的零件也是小型件。所以不需要用高強度的材料打造，只用到了鑄鐵和普通鋼材，這樣非標準件的材料的成本就降下來了。 其次該壓裝設備所用到的標準件如：液壓缸及其輔助器件，都采用的是中低壓液壓缸，這樣可以有效的降低成本又能夠很好的完成對上述型號的軸承的壓裝工作，高壓型的在這里并不適用，壓裝壓力只要那么大，壓力過大還可能損壞軸承，致使其不能夠更好的工作，損耗更多的能量，機器壽命也會有較大的縮短。所以在選型時要選合適的，不選最貴的。切記，不能以最貴就是最好的原則來選型。 像油泵電機，高壓壓力表，集成塊頂部塊，雙葉片泵等零件都是選的經(jīng)濟實用的，他們都不是同類型器件里最貴的，但都是最適合該設備的。 在各個環(huán)節(jié)都采用經(jīng)濟策略，該設備最后的成品也是同類型里最經(jīng)濟實用的。 第6章 畢業(yè)設計心得總結 大四最后一學期，就要以大家都沒有預料到的方式（在家做畢設，不能去學校，網(wǎng)上答辯，沒有畢業(yè)照）結束了。對于我們畢業(yè)生來說，這是結束，也是新的開始。 我的畢業(yè)設計題目是：變速箱輸出軸圓柱軸承自動壓裝設備結構設計。 設計主要是針對變速箱輸出軸圓柱軸承自動壓裝設備的機械和液壓系統(tǒng)部分進行設計，設計之時，本著以解決實際問題為導向的理念，結合大學四年所學知識，設計了這么一款工程機械。我知道，這里面還有很多沒考慮周全的方面，我會在今后的工作中繼續(xù)完善它。在設備里，我想到了用液壓傳動的方式實現(xiàn)壓裝動作，是因為液壓傳動的有諸多優(yōu)點，完全能勝任這次的設計要求，達到設計出結構簡單、成本低、操作簡單、維修方便的壓裝設備。 這種設計使我受益匪淺。首先，它是對四年研究的系統(tǒng)回顧，并在此基礎上進一步與實踐進行理論整合，并通過實踐加深理論知識。第二個是學習查找參考資料，過濾有用的信息并使用Internet獲得更多知識，并培養(yǎng)自己分析和解決實際問題的能力。最后是鍛煉合作能力，學會堅持和妥協(xié)以及培養(yǎng)團隊合作精神。 大學生涯以此種方式宣告結束，這是我們向學校提交的最后一份學業(yè)答卷。感謝四年來我的授業(yè)恩師們對我的栽培。 參考文獻 [1] 劉新德.[袖珍液壓氣動手冊].2版.北京:機械工業(yè)出版社,2004.1 [2] 張云電.[薄壁缸套生產(chǎn)技術].北京:國防工業(yè)出版社,2001.11 [3] 成大先.[機械設計手冊],液壓傳動篇.北京:化學工業(yè)出版社,2004.1 [4] 葉君.[實用緊固件手冊].北京:機械工業(yè)出版社,2002.9 [5] 成大先.[機械設計圖冊].北京:化學工業(yè)出版社,2004.1 [6] 成大先.[機械設計手冊],聯(lián)結與緊固篇.北京:化學工業(yè)出版社,2004.1 [7] 趙應樾.[常用液壓缸與其修理].上海:上海交通大學出版社,1996 [8] 鄧星鐘，機電傳動控制（第三版），華中科技大學出版社，2001 [9] 李堯忠.軸承清洗機液壓系統(tǒng)的設計.液壓系統(tǒng)，2009 [10]葉修梓、陳超祥，ProE基礎教程：零件與裝配體，機械工業(yè)出版社，2007 [11]T.Ramayah and Noraini Ismail,Process Planning Concurrent Engineering,Concurrent Engineering,2010 [12]Cole Thompson Associates．“Directory of Intelligent Buildings”1999