新型轿车轮毂轴承单元铆合装配专用设备的动力头设计

1 毕 业 设 计 毕业设计题目：新型 轿车轮毂轴承单元铆合装配专用设备的动力头设计 (160学生姓名： 学 号： 院 （系）： 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 指导教师姓名及职称： 起止时间： （教务处制表） 2 新型轿车轮毂轴承单元铆合装配专用设备的 动力头设计 摘 要： 本课题任务是设计用于骄车轮毂轴承单元铆合装配机床的动力头部分。 本课题针对国内外轿车轴承单元的发展状况，对第三代轴承单元铆合装配生产进行了分析，并设计了改设备。着重介绍了对 总体方案的分析与设计以及动力头的设计计算、各零部件的合理布置等，并对关节轴承、球面副、弹簧等主要零件进行了校核计算；对动力头进行了运动仿真，仿真显示了较为理想的设计目的与要求。 关键词： 轴承单元 铆合装配 动力头 3 of is of of of of at of is of of so so 4 1 设备发明 背景 车轮毂轴承单元及其装配技术的国内外概况 轿车轮毂轴承的作用主要是 承受汽车的重量并为轮毂的传动提供精确的向导。轮毂轴承既承受径向载荷又承受轴向载荷，是一个非常重要的轿车安全件。传统的轿车轮毂轴承通常采用两套单独 的圆锥滚子轴承或角接触球轴承， 这种结构在轿车装配时要经过调隙、预紧、添脂等诸多工序，搀杂的人为控制因素多，装配难度较大，从而使得装配线长，成本高且可靠性差，难以适应激烈的市场竞争。 而在当今社会，与环境、安全和节能有关的问题在汽车技术领域正越来越受到重视。为了满足这种社会需求，对汽车轮毂轴承进行了重大革新。 随着技术进步和轿车使用性能要求的不断提高， 从原来由两个单个轴承 ，如圆锥滚子轴承或深沟球轴承配对设计，发展为轮毂单元，其配合零件如轮毂和轴已经与轴承融为一体。 轮毂轴承单元自从 1938 年出现以来，经过多年的发展，不断升级换代，第一、二代（ 品已相当成熟并得到广泛应用，第三代（ 品则成为当前主推的产品（如图 1而设计开发已进入第四代（ 甚至第五、六代（ 如图 1 第一代轮毂轴承 整体外圈的两套单列轴承组成，带密封圈，脂润滑。 第二代轮毂轴承 第一代轮毂轴承改成整体凸缘外圈，根据外圈旋转还是内圈旋转，有两种类型。 第三代轮毂轴承单元 三代轮毂轴承单元是第二代的改进型，内圈旋转型轮毂单元的内圈外缘与轮毂合成一体。在这一代轮毂轴承单元中，有许多增加了嵌入式高性能传感器。 第四代轮毂轴承单元 四代是把等速万向节与轴承做成整体化，这种形式废除轮毂花键轴，更加小型化，安装更加合理。未来的汽车轮毂轴承，总的发展趋势是微型化、多功能化、集成化和智能化。 5 a 第一代轿车轮毂轴承 b 第二代轿车轮毂轴承 c 第三代轿车轮毂轴承 图 1当前的轿车轮毂轴承 a b c 1正在设计开发的新一代轿车轮毂轴承示意图 如图 1示，从结构上看， 将两套单独的圆锥滚子轴承或角接触球轴承的外圈集成为一个整体式外圈； 外圈与安装轮毂的凸缘集成为整体式带凸缘的外圈； 进一步将 一个小内圈、轮毂轴与安装制动盘或轮毂的凸缘集成为一个整体式的零件。经过轻量化与集成化， 有突出的节能效果，是新一代轮毂轴承单元的结构基础：如 等速万向节的半轴与 带小内圈的轮毂轴 集成为一个整体零件； 制动鼓与 外圈凸缘组合起来； 带模拟浮动制动盘组装件的综合制动盘转子 组合进轮 毂轴承 （如图 1）。 前处于试制阶段，大规模市场开发应用尚需时日，而 前仅限于在赛车上使用。 合装 配式与螺母卡紧式的优劣对比 在当前生产条件下，影响我国新型轿车轮毂轴承产品性能的关键因素是轮毂轴承单元的装配工艺和装配质量。传统的装配是采用螺母卡紧（如图 3a 所示），在装配时要通过控制预紧量来控制轮毂单元的轴向卡紧力，由于单元中的零件存在制造 误差而使卡紧力的控制不精确，预压量的波动较大，从而导致轴承的负游 6 隙量偏离最优值而使轴承寿命下降，寿命离散度大大增加，使得 其韦布尔分布 中的 斜率较小 ，产品可靠性下降；特别是在使用过程中，由于螺纹卡紧采用的螺纹防松结构可能因振动等因素而松动，而存在重大安全隐患。解决这一问题的关键是实施铆合装配（如图 1示）。 图 1螺母卡紧式与轴铆合式第三代轿车轮毂轴承单元 传统的模压 使整个工件压缩，产生塑性变形，当运用于轴承上时，在加工过程 中变形往往超出中心区域，在这种巨大压力作用下，球与滚道受到挤压，在加工过程中轴承损坏率高，轮毂轴承单元装配完成后质量低。 轴端铆合装配可采用旋压成形（又称为摆辗）工艺（如图 1示）进行，其特点是：而旋压成形只在局部产生变形，所需的压力很小，通过控制加载的压力，就可实现轴承的装配。 图 1轴铆合旋压成形工艺示意图 7 轴铆合装配通过轴 目 录 1 绪论 （ 06） 明设备的背景（ 06） 铆合装 配式与螺母卡紧式的优劣对比（ 11） 车轮毂轴承的形状和工艺分析 （ 13） 承单元轴铆合装配的认识 （ 13） 2. 摆动辗压基本原理及工艺特点 （ 14） 动辗压基本原理及工艺特点 （ 16） 动辗压的特点 （ 18） 3 摆辗的力能参数计算 （ 23） 触面轮廓曲线方程 （ 23） 辗的接触面投影面积 （ 24） 触面积系数 （ 24） 4. 摆辗旋压设备总体方案 （ 25） 辗机的主要技术指标 （ 25） 体方案的论证设计 （ 27） 床总体结构布局设计 （ 28） 力头结构布局设计 （ 25） 力头结构装配图设计 （ 27） 力头特点及工作原理简介 （ 28） （ 30） 合装配机床的各预选参数（ 30） 选参数的计算与校核（ 30） 电机的计算（ 30） 节轴承的计算（ 31） 面副的计算（ 34） 簧的设计（ 36） 力头运动仿真（ 37） 总结和致谢 （ 38） 参考文献 （ 39） 8 端的旋压成形，使带凸缘的内圈产生塑性变形，从而与小内圈压紧。这种方式的优点在于：因去掉螺母，从而有助于减小轮毂单元的重量和尺寸， 降低成本，使紧固部分更加紧凑，提高燃油经济性，而且旋压过程中对轴向载荷（卡紧力）可实时精确控制，消除零件制造误差的影响，从而使预紧量的波动大大减少，保证每个轮毂单元都在装配后获得最佳预紧量，提高轴承使用寿命，并使韦布尔分布曲线的斜率变大，产品可靠性得到显著提高；由于铆合联接是不可逆装配，不会因使用过程中的振动等因素发生变化，从而消除螺纹防松结构中可能的卸载隐患，大大提高可靠性，也就提高了产品的安全性。这种装配技术克服了现有的螺母卡紧式的缺点，具有诸多优势： 安全 不可逆的铆合装配，能避免螺纹防松结构所存在 的安全隐患，提高汽车使用的安全性； 高效 螺母卡紧式单元装配及轴向卡紧力的调整需用时 2 分钟以上；相对比来说，轴铆合式装配整个装配过程用时在 57 秒以内，单是装配效率就可提高20 倍以上！ 省材 用于非驱动轮的轴铆合式轮毂轴承单元可比传统的螺母卡紧式单元减轻重量 400g 以上； 节能 轴铆合式装配节省单元的零件数量，简化工艺，能减少制造环节的能量消耗；使用轻量化的轴铆合式轮毂单元可减轻轿车车轮质量，降低燃油消耗率，节省燃油； 环保 降低整车燃油消耗的同时，减少了汽车的排放，有利于环保； 近净成型 无切削 加工方法，可实现净形加工。 由于轴铆合装配方式的先进性，其代表了轿车轮毂单元装配技术的发展方向，在新一代轿车轮毂单元中必须采用轴端铆合装配，因为包含外圈、滚动体、凸缘轴和小内圈的轴承组件是新一代轿车轮毂单元的基础，这些组件在装配成一个单元的过程中，采用铆合装配是保证其高性能的关键，因而掌握旋压铆合装配技术，具有十分重要的意义。 车轮毂轴承的形状和工艺分析 车轮毂轴承的形状 如图 1汽车轮毂轴承单元轴铆合装配工艺主要是将图 铆合成图 B 所示的的形状。此零件是筒 形件，材料为 50 号钢适合于摆辗成 9 形，而且只对轴端进行铆合加工因此可一次摆辗成形。 对此零件的摆辗加工是轴向铆装，适于采用立式加工避免受自身重力的影响。 A B 图 1装轮毂轴承单元对比 艺分析 (1) 材料 旋压的零件为法兰盘外圈，法兰盘外圈的材料为 50#毛坯锻造后进行正火处理，硬度不大于 在常温下旋压，一次旋成。 (2) 几何要素 几何要素是机床设计的主要依据，机床形式、 规格、精度等都要由它来决定。如图 1(3) 零件极限尺寸统计与机床几何尺寸 在同一机床上加工零件的范围太 大，会使机床过于复杂，从而给设计、制造、使用带来不必要的麻烦。因此，应将零件的形状分类，尺寸分级，把机床系列化来解决这一矛盾。机床的几何尺寸一般是由零件极限尺寸决定的，旋压力的大小主要由零件的最大厚度来决定；铆头到工作台的距离主要由旋压件的最大长度确定。 加工对象的零件图 (如图 1 10 图 1法兰盘 车轮毂轴承单元的 3D 建模与分析 对加工对像的深入了解是设计设备的第一步。为了对加工对象有一个非常清晰的认识与研究。我们利用 术， 采用国际先进的 3D 设计软件行汽车轮毂轴承单元的 3D 建模，并对产品的装配关系结构进行必要的分析。 11 图 1合装配式第三代汽车轮毂轴承 3D 模型 图 1示为铆合式第三代轮毂轴承单元（非驱动轮） 3D 模型示意图，该轴承单元用 件建立其三维模型 ,一共有 11 个零件。在画零件实体过程中，我们设计小组发现实体模型与实物 某些细节部分不相符，经过到工厂进行实物观察，作了修改。模型装配先加载内法兰盘 1，再装内圈 2、密封圈 3，接着装 ,保持架 4 与滚珠 5 的组合体，紧接着装法兰外圈 6；下道“工序”再装保持架 7 与滚珠 8 的组合体，再次装另一个内圈 9，最后装感应圈 10 与感应圈外罩 11。装配过程中的定位都采用设计的定位基准。装配时发现最难的部分是保证滚珠的压力角。每个零件都是按工程图所给的尺寸画出来的，装配才发现有的零件之间产生干涉现象。从以上在实体建模与虚拟装配过程中发现的问题中看出， 以发现产品设计的不足，有利于指导产品设计，可以降 低开发成本，缩短开发周期。 承单元轴铆合装配的认识 承单元轴铆合装配的试验 在韶关东南轴承有限公司参观中，了解到 以普通车床改装的简易旋压试验装置 。通过实地考察了解到轴承单元轴铆合装配的铆接过程，由于铆接力的作用，（图 1示）内半兰盘（图中 B 部分）产生了径向的塑性铆合变形，实际变形效果如图中 B 所示。由于摆动旋压具有力量大的特点，铆接非常快，整个纯铆接时间仅为 8 秒多，而且铆接过程未产生任何切屑。因此，摆动旋压是一种高效、清洁和安全的加工技术。 图 1制成形的轮毂轴承 轮毂轴承单元轴铆合装配旋压过程的分析 12 传统的轴铆装工艺采用所谓的“回转式锻压” 或“摇摆模锻”。在这种方法中，冲头与轮毂轴的 圆柱形端头之间的相对旋转运动使轴端形成规定的形状。如铆装过程的示意图（图 1冲头中心轴 头围绕着 冲头压人轮毂轴时，轮毂轴逐渐被旋压成图示虚线形状 。 图 1接过程示意图 与整体表面压锻方法比较 。铆装工艺的优点在于减小了加工载荷 (冲头 压力 P)，这是因为减小了冲头与工件之间的接触面积。虽然由于冲头呈 倾角加工载荷减小，但铆装过程中对组件施加的轴向和径向载荷会对轴承性能造成潜在的不利影响 ， 如滚动体和滚道变形或产生压痕。因此必须精确控制冲头的压力才能消除这些不利影响，精确控制冲头压 力是稳定轴承性能的关键因 素 。在旋压过程中轮毂轴的变形可分为三个阶段 ： （ 1）第一阶段，冲头下降，与轮毂轴接触，变形开始； （ 2）第二阶段，变形进一步扩展 ,轮毂轴沿径向扩展 ,与内圈倒角接触； （ 3）最后是第三阶段，铆装过程完成。在第一阶段中，几乎所有的冲头压力都用于轮毂轴的最初成形，内圈载荷很小且恒定。进入第二阶段，冲头压力传递到内圈，内圈载荷迅速增大。在第三阶段，冲头压力使内圈载荷逐渐增大直至饱 合。铆装结束后，甚至冲头已抬起，内圈载荷仍未消除，仍保留某些载荷。 传统的模锻使整个工件压缩，产生塑性变形 。因此，加工大尺寸工件时，需要很大的压力，而且当运用于轴承上时，变形往往超出中心区域。在这种巨大压力作用下，球与滚道受到挤压，在加工过程轴承很可能损坏，而铆接工艺只在局 13 部产生变形并且只用很小的压力。通过控制加载的压力，这种加工用于轴承的装配十分适合。通过重载下的运转耐久性试验检验了铆压成形缘的疲劳强度和内圈抗蠕变能力，进行静强度试验以考察铆压成形缘的静强度以及轴承的力矩载荷刚变试验，因为轴承的刚性会影响车辆转弯时的操纵稳定性 ，结果表明，轴铆合装配式轮毂轴承性能合格。 由于此工艺要求，所以本旋压机床必须具有以 下特点： 1）动力头能产生足够的径向力、轴向力，电动机要有足够的功率。进给采用液压传动并能进行无级调速。 2）机床的床身、动力头、工作台等部份要有足够的刚度，以减少在加工中主轴与工作台的变形、偏摆。 3）主轴需采用重型滚动轴承承受较大的工作压力。对轴承需进行良好的冷却与润滑。 4）为保证产品质量、提高效率、减轻体力劳动，应采用半自动或自动工作循环。 2 摆动辗压基本原理及工艺特点 动辗压的工作原理 摆动辗压又称旋转锻造 (是 20 世纪 60 年代发展起来的金属压力加工新工艺 ，也是锻件生产行业中的特种锻造成形工艺，可用于中小型锻件精化生产。 摆动辗压和我们日常生活中常见的擀饺子皮道理相似。所谓摆动辗压，是利用一个带圆锥形的上模对毛坯局部加压，并绕中心连续滚动的加工方法摆动辗压工作原理如图 2示。 14 图 2动辗压工作原理示意图 图 2示，圆锥形上模的中心线 与摆轴中心线 角，称为摆角 。当摆轴旋转时，摆头中心线 绕摆轴中心线 旋转，于是摆头产生回摆运动，同时坯料在下模里由进给油缸推动作等速度垂直送进，摆头的母线便在工件上连续不断地滚动，局部地、顺次地对工件施加压力。随着坯料不断地送进，最后达到整个坯料在下模膛内充满成形。 摆头运动轨迹不仅对金属流动和填充影响很大 , 而且对电机功率及设计刚度等均有影响 , 特别是对于形状不同的锻件成型影响更大 。 因此 , 摆头要设计出不同的轨迹以适 应不同形状的锻件需要 , 目前常用的四种摆头轨迹为 : 圆轨迹、多叶玫瑰线轨迹、 螺旋线轨迹 和直线轨迹 , 如图 2示 . 本文设计的冷摆碾机属于通用型 , 摆头轨迹可以用以上四种轨迹。 实现摆头的四种轨迹 , 可以有多种方法 , 最常用的是内、外偏心套法 , 如图2示 . 采用偏心套的方法 , 就是将摆头的一端置于内偏心套内 , 通过内偏心套和外偏心套不同的相对转动 ,合成出四种不同的摆头轨迹 。 内、外偏心套不同的相对转动主要是用它们的速比来表现的 , 即： 图 2头的四种轨迹 15 1)圆轨迹：当内、外偏心套的速比 1 时，摆头轨迹为圆轨迹； 2)直线轨迹：当内、外偏心套的速比 1 时，摆头轨迹为直线轨迹； 3)螺旋线轨迹：当内、外偏心套的速比 时，摆头轨迹为螺旋线轨迹； 4)多叶玫瑰线轨迹：当内、外偏心套的速比 时，摆头轨迹为多叶玫瑰线轨迹。 动辗压的特点 （ 1）省力。因摆辗是以连续局部变形代替常规锻造工艺的 一次整体变形，因此可以大大降低变形力。实践证明，加工相同锻件，其辗压力仅是常规锻造方法变形力的 1/5 1/20； （ 2）产品质量高，节省原材料，可实现少无切削加工。如果模具制造尺寸精度很高，且进行过抛光，则辗压件垂直尺寸精度可达 m。 （ 3） 摆动辗压适合加工薄而形状复杂的饼盘类锻件。加工薄饼类锻件，摆辗所需的变形力比常规锻造力小很多，而且工件愈薄，用摆辗法成形愈省力。 （ 4）劳动环境好，劳动强度低。摆辗时机器无噪声、震动小，易于实现机械化、自动化。 （ 5）设备 投资少，制造周期短，见效快，占地面积小。 3 摆辗的力能参数计算 触面轮廓曲线方程 摆辗过程中工件与铆头接触的端面为螺旋曲面，其 螺距为每转进给量 S（ mm/s） 。因 S 的大小与工件半径相比很小（ / 1 / 40），可以把工件的这个端面近似为平面。在图示 3示的三维坐标系中，该平面方程为（将螺旋曲面简化为螺旋面）： c o s s i nz x s 摆辗的摆动模锥面方程为 16 2 2 2()图 3辗的接触面积 联立上式，解得接触轮廓曲线方程 222 2 22c o s c o ss s g t g 0 c o s 1当 时 ， ,( 6 , c o s 6 0 . 9 9 51 0 c o s 1 0 0 . 9 8 5 ) 上式可简化为： 2 1s x s 17 辗的接触面投影面积 盘件 其受力后的投影图如土 3示。在滚压过程中，忽略工件和模具的弹性变形，也忽略工件在径向的塑性变形，则 过圆心的直线。 图 3辗的接触投影分析图 接触面投影 面积由 廓围成，忽略辗压引起的工件外轮廓变形，则工件轮廓方程为： 2 2 2x y R 联立 2 1s x s（ 曲线方程） 求得 C 点坐标为： 2 1 t g sA 点坐标为： 2A sx 018 定 义： / 2 g 由几何关系： 则： 1 1 1c o s c o s ( 1 ) c o s ( 1 )2cx t g 截面轮廓曲线 化为极坐标方程： 21 形件 其投影分析图如图 3示，由前面可以知： 图 3影分析图 1c o s (1 ) 1 联立 2 2 2x y r 2 1s x s求得 A 点坐标为： 19 2 1As r s触面积系数 接 触 面 积 与 坯 料 原 始 面 积 之 比 2/F 触 （ R ） 波兰马尔辛民克教授提出的公式： 0 . 4 5 / ( 2 t a n ) 胡克民公式： 32 241(1 )3( 0 )2 t a 其 中 当 是变值时， 也是变值 4 摆辗旋压设备总体方案 辗机的主要技术指标 表 辗机的主要技术指标 序 号 要求 数值 1. 1 1. 2 1. 3 1. 4 1. 5 1. 6 旋压铆合直径 最大铆接力 油泵 最大输出压力 功耗 自动方式 轴承变形情度 内孔 16径 2860 20 2 . 2 2. 3 2. 4 2. 5 2. 6 2. 7 2. 8 2. 9 生产效率 旋压铆合最大行程 滚碾压头到工作台距离 工作台升降距离 主轴到床身立柱距离 滚压头伸出长度 工作台尺寸 机床外形尺寸 机床净重 450 个 /小时 253025025000 10012000 200 720 720 2500 1000 2200 3. 1 3. 2 3. 3 3. 4 3. 5 安全可靠 容易传送轴承 外形美观、噪音小 故障自检、易排除 损坏零件易更换 体方案的论证设计 由于汽车轮毂轴承单元为粗短零件且需要的铆接力较大，综合考虑卧式、立式的优缺点，选用立式机床。而立式机床又可分单立柱式和多立柱式，下图为立式方案的简图： 图 定方案：四柱立式结构 21 单柱式方案：一根立柱既要承受拉伸力，又要承受切应力，立柱弯曲变形情度较大。对于小功率的情况，变形情度可以控制在允许的范围之内，另外结构紧凑，节省空间，操作方便 ，开敞性好，工件装卸方便；但刚性不好，对中性差；并在加工过程中，由于工作台处于悬臂，而使工作台受力不均，产生震动和噪音，影响了零件的加工精度，难保零件的合格。 多立柱式方案：机床对中性好，刚度强，钢性特佳，结构永不变形，使用寿命长。适用于大平面、大出力之裁断作业。一种液压机工作台四柱支撑结构，在液压机下梁顶出缸接触面上至少设置有四组支撑柱，各组支撑柱分 为上支撑柱和下支撑柱，上支撑柱与液压机移动工作台连接固定，下支撑柱连接固定在下梁与下梁顶出缸接触面上，在上支撑柱和下支撑柱之间设置有一定的间隙，与下梁顶出缸连接的液压垫上开有大于上支撑柱和下支撑柱直径的导向孔。其优点在于：可大大降低了液压机移动工作台上面板的厚度，不仅节省材料、降低了制造成本，同时还能保证机器的强度和加工精度，因此该结构具有较为广阔的发展前景。综合考虑，选择四柱式液压机床结构。 机床方案设计包括运动功能分析，机床布局，机床总体结构设计，在设计过程中充分考虑到加工操作方便，加工质量好，制造成本 合理。 动功能分析 本机床主运动为电动机主轴带动铆头旋转，进给运动设计为液压缸驱动工作台进行铆接，同时考虑到缩短铆接工作行程，设计工作台升降机构形式，调节工作台与动力的距离，减少铆接过程的空行程。使铆接过程更节省时间。整个过程的运动置于动力头内。旋压机床需要两个运动即主轴旋转运动和主轴纵向往复运动来完成铆接。 床总体结构布局设计 机床的总体 布局设计需要根据工作的要求，充分考虑到操作方便，加工效率高，性能稳定、安全，加工质量好等因素；对于 立式铆接摆辗机包括主传动部分、进给传动部分、床身 本体、电控与液压系统，液压站和电控箱，开关等。主传动系主要布置在动力头处，包括电动机、偏心机构。进给传动系统采用液压系统进行驱动。另外，主传动、进给传动要考虑各自的稳定性以及配合的，为节省空间，电控与检测系统包含于床身本体。对于液压站其包括了 液压系统的供油装置、控 22 制调节装置等，将其独立于机床之外，可以使安装维修方便，液压装置的振动、发热都与机床隔开。考虑到工人操作的方便和效率的提高，选用用脚踏开关作为操作的控制，结合安全操作，脚踏开关开关设置在底座的开槽内。 根据运动系统组合的不同，拟定以下布局方案。 图 摆辗机方案确定形式 动力头与液压缸部分分开，主轴只作旋转运动而不作上下往复运动，铆合时由液压缸推动工作台实现向上进给运动。这种立案让动力头只负责旋转轨迹运动，而纵向往复运动则由工作台来完成。大大简化了动力头里面的机构，使得整个机械机构更加简单，另外用液压系统实现工作台的纵向往复运动也是比较容易实现的。 与传统铆合机床相比，这种设计结构更加简单，把两个运动分开，省去了原来复杂的结构。由于铆头只要实现 螺旋线摆动 ，结构简化了许多，对轴承和整体的精度和工艺要求也降低了许多，降低制造成本的同时也使机器维修 起来更加方便。工作台把原先四柱或单柱支持改成液压升降机构实现上下位移，实现起来很简单，液压系统不复杂，更加有利于现代化生产。 四柱式液压机床结构的特点： 精密四柱导向承载机构有润滑加油系统，保证机床长期使用寿命； 更加独特的是，四柱尾部有定位套，确保机床在承受侧向负荷时，工作可靠 ,四柱式结构简单、经济、实用。框架式结构刚性好、精度高、搞偏载能力强。 23 力头结构布局设计 动力头的结构 设计需要根据工作的要求，充分考虑到操作方便，加工效率高，性能稳定、安全，加工质量好等因素；动力头机构设计应包括铆头的结 构，铆头的运动形式，铆头倾角的调节方式，主轴的运动形式；考虑到工人操作的方便、安全、效率的提高和性能稳定，设计为工作台做可升降运动，主轴做旋转运动。 根据运动系统组合的不同以及对照以前的方案，拟定设计方案。如图 4中， 铆头的摆角只能在停机状态下通过螺母调整 ，机床工作时不能调整。调整时通过偏心套筒使调整传动轴的偏心角度，这样在通过关节轴承连接传动轴与球面副时就会使铆头产生摆角。 图 4力头机构运动原理简图 力头结构装配图设计 24 如图 4动力头设计装配图。根据各零部件之间的配合 要求，设计的各个装配的配合尺寸如图中所标注。其中偏心轴套与传动轴的配合、传动轴与关节轴承的配合、关节轴承与摆头的配合、摆头与铆头的配合等为重要配合。 图 4力头装配图 25 图 4力头 3D 设计 力头特点及工作原理简介 现今市场上的铆合装备设备中的动力头结构复杂，生产成本及维修成本高。为了改进这一缺点，提高生产效益。本课题所设计的动力头结构简单，具有实用性及创新性。其中摆辗角度的调整结构为本课题的创新设计点。 动力头的特点：（ 1）市场上所出现的铆合装备设备的倾角是不可调的，限制了 加工工艺参数的优化，限制了铆装加工的范围，增加了企业的生产成本。本课题所设计动力头采用了创新性的 偏心结构调整，使得铆头倾角可调， 这是本课题 26 的最大创新亮点。由于铆头倾角的可调，为优化工艺参数提供了可能。同一台铆装机床，通过对铆头倾角的调整，可以 对不同尺寸不同加工要求的工件进行加工，提高了机床的使用率，降低了生产成本。采用了偏心调整结构的动力头结构紧凑、简单，在使用过程中操作简单，可以减少故障出错。精简的结构增加了动力头的稳定性，提高了加工精度。（ 2）市场上的铆装设备的球面副采用的是行星轮带动摆头做摆辗运动的结 构，摆头摆辗轨迹为多 叶玫瑰线轨迹，这样的运动轨迹会造成压力波动 ，导致被铆工件易损坏。本课题设计球面副（如图 4用用关节轴承带动摆头做匀速圆轨迹的摆辗运动，匀速的圆轨迹运动传递的压力平稳，使得加工的工件光洁度高，质量高，减少对被铆工件的损伤。 图 4面副结构 图 4力头倾角调整结构 动力头倾角调整原理：图 4动力头倾角调整结构。初始状态下，偏心轴 27 套的对称中心偏离动力头摆辗旋转中心，传动轴旋转对称中心与摆辗旋转中心重合，摆头对称中心与旋转中心重合。在停机状态下，松开锁紧螺母，利用扳手旋转偏心轴套，由于传动轴与偏心轴套为过盈配合，在偏心轴套的带动下 ，传动轴旋转对称中心偏离摆辗旋转中心 ，这样就会使通过关节轴承连接的摆头的对称中心偏离旋转中心，从而产生倾角。倾角的大小通过旋转偏心轴套的角度确定。 动力头工作原理：（ 2）启动控制，进入自动加工状态。在接通电源之后，电机在套筒的连接下带动偏心套筒做旋转运动，通过偏心套筒的带动，传动轴做偏心旋转运动，将电机输出的扭矩传送到关节轴承，由于传动轴做偏心运动，关节在带动摆头做旋转运动过程中就会产生摆辗力矩，由摆头带动铆头对工件做摆辗运动，进行铆装。 5. 动力头部件设计计算与选取 合装配机床的各预选参数 铆装压力： 160加载速度： 30 /mm s (即每转进给量为 0 0 m m r，本设计取 mm r ) 铆头摆动速度： 3 0 0 1 0 0 0 / m 倾摆角度： 6 工作台行程： 5 0 ( 1 0 0 )m m m m 工作台行程调节量： 100 生产量： 2 1 0 / m 最大摆辗工件直径： 5 0 ( 1 0 0 )m m m m 轨迹：圆轨迹 选参数的计算 1 摆头电机功率 , / 9 5 5 0 ( )N M n K W 其中 M 为转矩， n 为转速。 5. 摆头倾角 的大小直接影响接触面积系数 ，影响生产效率 28 ，金属容易轴向流动， ，金属容易径向流动 接触面积 ，金属变形容易，轴向力 ，径向力和切向力 ，总辗压力 ，即 越大越省力 但 太大时，省力效果减小，且径向力和切向力 ，机床震动，机床精度 ，轴承寿命 ，对机床刚度要求 ，且金属变形不均 0 时，与静压一样，失去摆辗意义。 转进给量 s 0 60 /s v n0 均 值v 工 作 台 进 给 速 度 （ mm/ n 铆 头 转 速 （ r/ 6 0 / ( )s H t n H 变 形 量 （ 坯 料 压 下 高 度 t 铆 头 与 坯 料 接 触 面 的 辗 压 时 间 （ s ） n 铆 头 转 速 据压力估算摆辗力矩 c o s s i tM p d F 简单摆辗时： c o s s i n ( ) c o s 2R x a x p B 摆角 6 0 . 6 7 0 . 6 7 2 5 1 6 . 7 5R R m m 所 对 应 的 接 触 面 积 的 转 角= 0 . 0 5 0 . 0 0 9 52 t a n 2 2 5 t a n 6 29 112 2 2 5c o s (1 ) c o s (1 0 . 0 0 9 5 ) 1 3 . 6 8 81 6 . 7 5 0 . 6 5 1 3 . 6 8 8 8 . 9 4 6c o s c o s 6 辗 压 作 用 反 力 的 摆 动 模 回 转 切 向 的 分 量3 8 . 9 4 6s i n c o s 1 6 0 1 0 s i n 6 c o s 1 6 6 6 9 . 8 4 022 N B 有 限 轴 的 系 数 8001 7 t a n 1 0 . 7 3 5 0 . 2 1 . 9 3 5800 则 c o s s i n ( ) c o x a x p B8 . 9 4 6c o s 6 1 6 . 7 5 s i n ( 0 . 6 5 1 3 . 6 8 8 ) c o s 1 6 6 6 9 . 8 4 0 1 . 9 3 5 8 3 . 1 2 32 m 初步选取 7 . 5 , 7 5 0 / m i nK w r 电 机 电机的选用 安装方式： 低部端盖凸缘 选用 14 。 查机械设计手册得 机参数如下： （ 1）电机所受力矩为： 7 . 59 5 5 0 9 5 5 0 9 5 . 5 8 3 . 1 2 3750 m N 30 m a x 59 5 5 0 6 3 . 6 6750T m i n 7 . 59 5 5 0 4 7 . 7 51500T 最大外径 335D 后由安装凸缘确定 350D 节轴承的计算 关节轴承的失效形式主要是摩擦，磨损，而不是疲劳失效 选择轴承时，一般是根据轴承所承载荷情况和 力，确定所需轴承的额定载荷，并据此来选择轴承类型及型号。本次设计所选轴承为纯径向载荷。 心关节轴承的额定动载荷为： dr r mC f 额定静载荷为： sr s mC f 5 4 0 0 , 8 5 , 4 2 5m m f f 时B 关 节 轴 承 内 圆 的 公 称 宽 度 C 关 节 轴 承 外 圆 公 称 宽 度 m d 关 节 轴 承 滑 动 滚 子 公 称 直 润滑寿命计算： t p v z 作能力计算： 关节轴承的材料选用：钢 钢。查机械设计手册可得： 1 1 0 0v v m m s 2 1 0 0p p N m m 21 4 0 0p v p v N m m m m s 42 . 9 0 8 9 1 0 mv f d 6 31 7 2 0 / m i 摆 动 频 率 ， 主 电 机 m 滑 动 球 子 有 效 直 径 ： d （ 1 ） 42 . 9 0 8 9 1 0 6 7 2 0 1 . 2 5 7d d 由 1 1 0 0v v m m s 得 6 8 md m m k 耐 压 系 数 ， 取 100 Mp=s i n 6M d d r mC f c d额 定 动 载 荷 ， 由 前 面 可 知 0 9 9 . 4 8 1 0 17 9 9 9 . 6 7s i n 6 1 4 0 s i n 6 8 5d r m m f c d c d c d 117 9 9 9 . 6 7 1 . 2 5 7 1 0 0 5 5 . 5 9v dc d c 由 =400 21N m m m m s 得 11 0 0 5 5 4 0 02 5 cc m m由 6 8 md m m 查机械设计手册符合要求的向心关节轴承的型号为： 32 其中： 45d 75D 43B 28C 1 50d 66015 验算所选的关节轴承： 412 . 9 0 8 9 1 0 6 7 2 0 6 6 8 2 . 9 4 1 0 0v m m s 3 2001 0 0 9 9 . 4 8 1 0 4 . 3 2 1 0 0s i n 6 1 4 0 s i n 6 8 5 2 8 6 6d r K N m f c d 218 2 . 9 4 4 . 3 2 3 5 8 . 3 4 0 0p v N m m m m s 三项指标都符合要求，故最后选取关节轴承为： 面副的验算： 选取的材料：铜 钢组合的 球面副 （ 3045） 上球面副材料为 30下球面副材料为 45 号钢， 30各项参数 33 45 号钢的各项参数 查机械设计手册得， 45 号钢主要力学性能都高于 30故只需校核上球面副 30尺寸。 其中： 25p 12v m s 30p v M p a m s 0 R = 1 5 0 m m h = 1 0 m m = 60011s i n 63 0 3 013 . 1 4 7 2 0 ( 1 5 0 1 0 ) s i n 6 1 . 1 030v r e e n n R hv m s 12v v m s 符合要求 2250 . 8 ( ) D d 其中 160000 由于 62 5 1 0p p p a 34 故 62 2 2 25 5 1 6 0 0 0 0 2 5 1 0( ) 3 . 1 4 ( 0 . 0 8 2 )0 . 1 2 7d 解 得 2 8 ()d 由 63 0 1 0p v p v M p a m s 得 综上所得： 130D 考虑安全和经济性的要求，取 150D 簧的设计 用切应力 根椐弹簧工作条件 ,属 I 类载荷弹簧 ,假设 12d ,当弹簧材料直径12d 时 ,用采用 / 1 2 2 0 1