机械毕业设计（论文）-多工位管端成形机多模具换位装置设计【全套图纸】.doc

本科毕业设计说明书（论文） 第33页共33页全套图纸，加1538937061 引言“机电一体化”是机械技术、微电子技术相互交叉、融合（有机结合）的产物。到目前为止，较为人们所接受的“机电一体化”的函义是日本机械振兴协会经济研究所提出的解释：“机电一体化乃是在机械的主功能，动力功能，信息功能和控制功能上引进微电子技术，并将机械装置与电子装置用相关软件有机结合而构成系统的总称”。这个说法体现了机电一体化“产品”与“技术”的内容和特征。数控机床是工厂自动化中最典型的机电一体化系统（产品）之一，它在实际生产中的应用对实现柔性制造和柔性自动化具有重大的意义，随着社会的不断发展和人类文明的不断进步，科学技术的发展进入了一个崭新的时代，机械产品的性能和质量不断提高，产品的更新换代也不断加快，特别是一些涉及到节省原辅材料、精简加工工艺所需要的无切削加工的管材类产品。因此对机床不仅要求具有较高的精度和生产率，而且应能迅速适应产品零件的变化，数控管材加工机床正是适应时代的发展需要而产生的，随着电子技术，特别是计算机技术的发展，数控管材加工机床在性能、可靠性、速度、成本等方面得到了很大的提高。2 课题的来源及现实意义金属管材加工行业中，管端成形机是常用的机器。主要用于汽车高精度配管、空调管、航空高精度油管、造船、化工、体育器材、金属家具、摩托车、旅游休闲用品等行业管材加工。随着社会的不断发展，市场竞争日益激烈，为满足宝马、奥迪等汽车空调管件的高精度管端成形加工要求，需要一种自动化、高精度、能实现复杂外形的管端成形柔性加工机床。为了满足市场需求，构思一种自动化管端成形机，该项目通过对伺服马达，比例液压等机械、电子、液压、气动的综合运用，极大提高了设备的加工精度和自动化程度，实现一次装夹完成多工序加工，减少多种设备多次装夹累计误差对产品质量的影响，同时也减少了因多设备加工带来的多模具装夹，多检验工序的资源浪费，节省人力，提高效率，加快高端管件国产化和管件加工快速成形机械国产化，从而推动汽车、空调等工业的发展。3 设计任务与总体方案的确定31 设计任务随着汽车、空调等工业的发展，对管端成形的精度要求越来越高，特别是涉及到多工序的管端成形，包括旋沟和倒角。普通的二工位、三工位管端成形机已满足不了高精度的要求。多道工序如果放在两台或三台机床上做的话，其定位则是关键的问题，会给调试工作带来很大的麻烦，要求水平相当高的专业人员来调试，而如果把所有工序放到一台机器上来做的话，则可省去机床调试的麻烦，简单的操作，便可做出高精度的产品。为了适应市场需求，设计多工位管端成形换模机构，用于数控全自动的液压管端成形机，征对空调、汽车配管等高精度、复杂外形的管端成形柔性加工。32 总体设计方案的确定此多工位管端成形换模机构要求扩、缩工位与旋沟、倒角工位相结合，考虑到各工位间距离尽量短降低换模时间、提高工效，在工位分布上提出来两种方案：Y轴方向Z轴方向12345678图3.1 多工位上下两排分布图方案一是将各工位分布成上下两排（图3.1）。Y轴方向（水平）换模由伺服电机驱动，经过滚珠丝杠螺母副，用密封的滚动体直线导轨导向，将电机的转动转化为各工位的水平移动，由光栅尺检测精确定位；Z轴方向（上下）换模由油缸直接推动，用密封的滚动体直线导轨导向，并用气缸插、拨垫块辅助精确定位；旋沟与倒角由液压马达驱动，经过气缸推动拨叉拨动双联齿轮与旋沟齿轮、倒角齿轮的啮合实现动力的切换。方案二是将各工位分布在一个圆周上（图3.2）。圆周方向换模由伺服电机驱动，经过齿轮传动将工位盘旋转，并用气缸插、拨插销辅助精确定位；旋沟与倒角由电机驱动，经过同步带与齿轮传动来实现旋沟与倒角工位同时旋转。12345786图3.2 多工位圆周分布图方案一的优点是：Y轴方向动作由伺服电机驱动滚珠丝杠来实现，由光栅尺检测精确定位，切换工位的水平精度得到了保障；Z轴方向由升降油缸和定位气缸协同工作，通过定位垫块和基准凸块定位，切换工位的上下层精度得到了保证，能准确完成工位切换动作，重复定位精度不大于0.01mm。相结合的部件安装方便、简单、刚性强。方案二的优点是：各工位圆周分布，换模只需要一个圆周旋转动作便可实现；缺点是：传动机构复杂，各工位顺序不好排连贯，必须有重复回转才能实现一个工作循环，旋沟和倒角不好分开驱动，只能同时旋转。经过反复论证和比较之后，确定了方案一为本机构的设计方案。并确定了各部件的设计参数。3.3 主要设计参数及依据换模速度：0.51模/s重复定位精度：0.01 mm旋沟同心度：0.01 mm旋沟转速：500 r/min倒角转速：1350 r/min4 旋沟部分与倒角部分传动设计4.1 旋沟部分与倒角部分的确定传统的旋沟头（图1）为卡盘式，其结构为：成形模具、支架和支架收放装置，成形模具通过轴承和锁紧螺母活动设置在支承销上，支承销通过其两端固定设置在支架中，所述的支架收放装置包括：卡爪、楔块和固定在旋转轴上的卡盘，卡爪又包括爪身和倾斜的T型头，爪身的中部两侧分别开设有定位凹槽，爪身的右端部开设有T型螺母槽， T型螺母槽中设置有T型螺母，锁定螺栓穿过支架与T型螺母连接，爪身与支架的相邻端面上还开设有相互配合的定位齿和；卡盘呈圆筒状，卡盘的中心孔中活动设置有同样呈圆筒状的楔块，中心孔中位于楔块的右侧设置有基准块，楔块的侧壁上沿着其圆周面的三等分线分别开设有与T型头相配合的倾斜的T型长槽，卡盘的侧壁上沿着其圆周面的三等分线分别开设有与爪身相配合的安装豁口，安装豁口的两侧壁上分别设置有与定位凹槽相配合的定位凸块，使得活动设置在安装豁口中的卡爪只能沿着定位凸块作径向移动；T型头卡设在楔块的T型长槽中；所述的旋转轴沿着其中心线开设有阶梯形活塞通孔，阶梯形活塞通孔中穿设有与之相配合的阶梯形活塞杆，使得活塞杆可在活塞通孔中沿着旋转轴的轴线作相对直线移动，活塞杆中开设有内螺纹孔，螺栓穿过楔块与螺母连接，螺栓伸出螺母的部分穿过垫圈与活塞杆的内螺纹孔螺纹连接，从而将楔块和活塞杆固定在一起。上述旋沟头的缺点是：结构过于复杂，尤其是楔块、卡盘和卡爪等零部件的结构过于复杂，加工十分困难，其精度不易得到很好的保证；此外，由于每个支架仅靠两个锁定螺栓固定在卡爪中，其刚性较弱，在旋沟过程中，支架相对于卡爪有挠动，使得成形模具与管子的同轴度较差，一般在0.20毫米左右；另外，旋沟头与夹持管子的夹持装置各自为政，也是导成形模具与管子同轴差的一个重要因素。传统的旋沟头结构不紧凑，刚性不稳，模具的收放装置需由外部机构控制，在本管端成形换模机构中很难适用，需要设计一种独立的结构紧凑的旋沟头装置。本机构的旋沟头的设计结构为（图2）：三个支架和支架收放装置，每个支架中设置有一个成形模具，所述的支架收放装置包括收紧套，收紧套滑动嵌套在外套中，外套的底部开设有工作孔，收紧套中设置有旋动芯，旋动芯、收紧套和外套的侧壁上分别开设有与带孔销相配合的定位腔、腰形孔和定位孔，带孔销穿设在定位孔、腰形孔和定位腔中，外套上位于定位孔处设置有带孔销止脱装置；所述的三个支架通过旋向、径向和轴向进行三维定位，旋向：旋动芯的左侧端面上设置有三个径向的定位卡槽，支架的右侧部卡设在定位卡槽中；径向外侧：支架底部的外壁与收紧套的内壁上分别设置有相互抵压在一起的滑动斜面，径向内侧：支架的右侧部与定位卡槽的结合部开设有径向弹簧腔，径向弹簧腔中设置有径向弹簧；轴向：旋动芯通过轴向弹簧抵靠在收紧套的底部，支架的左侧抵靠在外套的底部，支架的右侧抵靠在定位卡槽的底部。上述的带孔销止脱装置的具体结构包括：所述的带孔销中开设有与锁紧螺栓相配合的锁紧螺纹孔，外套位于定位孔处套装有护套，护套上开设有与锁紧螺纹孔相配合的锁紧孔，锁紧螺栓穿过锁紧孔与锁紧螺纹孔螺纹连接。上述的定位卡槽的具体结构为：所述的旋动芯左侧端面的以旋动芯的轴线为中心的三等分线上，分别设置有一个呈径向布置的挡压板，两挡压板之间的空隙构成定位卡槽；所述的径向弹簧的具体设置方式为：支架的右侧端面与定位卡槽的底部即旋动芯的端面上分别开设有相互配合的径向凹槽、构成径向弹簧腔，径向弹簧腔中设置径向弹簧；所述的轴向弹簧的具体设置方式为：所述旋动芯中至少正对着一块挡压板开设有至少一个轴向弹簧孔，轴向弹簧设置在轴向弹簧孔中，其一端抵压在挡压板上，另一端抵压在收紧套的底部。上述的收紧套的底部开设有导引腔，所述的轴向弹簧设置在导引腔中。上述的旋动芯的右侧还设置导向轴，收紧套的底部开设有与导向轴相配合的导向孔，导向轴滑动设置在导向孔中；上述的工作孔中设置有与夹紧哈夫模相配合的定位轴承。本机构中旋沟头的工作原理为：首先将待加工的管子夹持在夹紧哈夫模中，然后将与管子的外径相适应的三支成形模具分别装入三个支架中，接着将装有成形模具的三个支架装入支架收放装置中，并调整收紧套与外套之间的相对位置，确保带孔销靠足腰形孔的左侧，使得三个支架张开至最大；这时，便可将定位轴承套在夹紧哈夫模上，管子穿过工作孔伸入三支成形模具形成的加工空间中，启动旋沟轴旋转，旋沟轴带动收紧套旋转，收紧套通过带孔销带动旋动芯和外套一起旋转，旋动芯再带动支架和设置在支架中的成形模具一起旋转；然后将旋沟轴沿着其轴线向前推进，旋沟轴带动收紧套相对于外套作相向直线运动，每个支架底部的滑动斜面在相对应的收紧套的滑动斜面的压迫下，三个支架分别通过其右侧部沿着相对应的定位卡槽向内移动，从而带动三个支成形模具同步向内收紧，这样，通过成形模具与管子管壁的不断挤压、由浅至深旋出沟槽，当带孔销靠足腰形孔的右侧时，旋沟过程结束，沟槽的深度由滑动斜面的斜率以及腰形孔的长度即旋沟轴的行程所决定；然后，将旋沟轴向后退回，旋沟轴带动收紧套一起向后退，使得支架在径向弹簧的作用下逐渐张开，当带孔销靠足腰形孔的左侧时，旋沟头便回到了加工前的状态。在旋沟轴带着收紧套相对于外套作来回直线平移时，旋动芯在轴向弹簧的作用下，其相对于外套的位置始终不变，从而将支架牢牢地夹持在外套的底部和旋动芯的定位卡槽的底部之间。本旋沟头机构中零部件的结构均比较简单，使用起来也十分方便；由于支架的左、右侧面分别抵靠在外套的底部和旋动芯的端面上，支架与收紧套通过其相互配合的滑动斜面和紧密抵靠在一起，而且收紧套的外面还依次套装有外套和护套，使得支架的刚性得到了很好的保障，在旋沟过程中不会发生支架的挠动现象，从而保证了成形模具与管子的同轴度；另外，由于工作孔中还设置有与夹紧合夫模相配合的定位轴承，以及旋动芯的导向轴与收紧套的导向孔的配合，使得成形模具与管子的同轴度得到了进一步的提高。本机构的倒角头设计结构为：一个可装刀片的刀盘，将刀片磨到所需的角度后装到刀盘的刀片槽内，然后用紧定螺钉锁紧。4.2 齿轮传动机构的确定齿轮机构是现代机械中应用最广泛的一种传动机构，可以用来传递空间任意两轴间的运动和动力，并且具有传动平稳、传动精度高、传动效率高、工作可靠、寿命长和工作安全可靠等特点。本机构中旋沟、倒角两个工位采用低速大扭矩液压马达作动力，比例流量阀精确控制转速，低速状态下通过气缸与拨叉拨动传动轴上的双联齿轮分别与旋沟主轴上的旋沟齿轮或倒角轴上的倒角齿轮啮合。保证旋沟、倒角在平稳，低噪音状态下运行。4.2.1 传动机构的方案由于是由一个马达给两个输出轴分别传动，为了节省动力在传动上采用两位置拨叉拨动的双联齿轮；旋沟头的直径比较大，旋沟时需要的扭矩也较大，采用减速传动；倒角头倒角时需要的转速相应较高，采用增速传动。为了使结构紧凑，旋沟、倒角两工位与其它扩、缩工位距离相对较小，提高工效，将旋沟与倒角两个工位分布在上、下两层上，且旋沟主轴、倒角轴与马达传动轴呈三角形排列（图3）。由于最大加工管径为35mm，可先确定旋沟头和倒角刀盘直径分别为172mm和70mm，综合上下层距离60mm，确定旋沟头和倒角头水平距离为120mm。根据传动比再确定马达传动轴位置为：与旋沟轴中心距120mm，与倒角轴中心距150mm。4.2.2 齿轮传动设计计算初选液压马达为BMR-50-P1-Y1：额定扭矩：100 Nm额定转速：755 r/min连续转速：970 r/min传动件设计计算： 材料及热处理： 选择驱动双联齿轮材料为40Cr（调质），硬度为26-28HRC，倒角齿轮与旋沟齿轮材料为45钢（调质），硬度为22-24HRC，二者材料硬度差为4HRC。 精度等级选用7级精度； 根据中心距初定模数：m=3旋沟转速：500 r/min旋沟传动比：i2=970/500=1.94 小齿轮齿数：Z2=120*2/3*(1.94+1)=27.2取小齿轮齿数为28，则大齿轮齿数为：Z22=120*2/3-28=80-28=52实际传动比为：i2=52/28=1.857旋沟转速为：970/1.857=522 r/min倒角转速：1350 r/min倒角传动比：i1=970/1350=0.719（倒角为增速传动）大齿轮齿数：Z1=150*2/3*(0.719+1)=58.17取大齿轮齿数为58，则小齿轮齿数为：Z11=150*2/3-58=100-58=42实际传动比为：i1=42/58=0.724倒角转速为：970/0.724=1340 r/min4.3 齿轮传动的强度计算4.3.1 轮齿的受力分析进行齿轮的强度计算时，首先要知道齿轮上所受的力，这就需要对齿轮传动作受力分析。当然，对齿轮传动进行力分析也是计算安装齿轮的轴及轴承时所必需的。齿轮传动一般均加以润滑，啮合轮齿间的摩擦力通常很小，计算轮齿受力时，可不予考虑。沿啮合线作用在齿面上的法向载荷Fn垂直于齿面，为了计算方便，将法向载荷Fn在节点P处分解为两个相互垂直的分力，即圆周力Ft与径向力Fr, 。由此得 Ft=2T1/d2 ； Fr=Fttan ； Fn=Ft/cos (a)式中：T1小齿轮传递的转矩，即液压马达的转矩100Nm； d1小齿轮的节圆直径，对标准齿轮即为分度圆直径，84mm； 压力角，对标准齿轮，=20。Ft=2T1/d2=2*100*103/84=2380.95NFr=Fttan=2380.95*tan20=866.59NFn=Ft/cos=2380.95/cos 20=253.75N4.3.2 齿根弯曲疲劳强度计算轮齿在受载时，齿根所受的弯矩最大 ，因此齿根处的弯曲疲劳强度最弱。当轮齿在齿顶处啮合时，处于双对齿啮合区，此时弯矩的力臂虽然最大，但力并不是最大，因此弯矩并不是最大。根据分析，齿根所受的最大弯矩发生在轮齿啮合点位于单对齿啮合区最高点。因此，齿根弯曲强度也应按载荷作用于单对齿啮合区最高点来计算。由于这种算法比较复杂，通常只用于高精度的齿轮传动（如6级精度以上的齿轮传动）。对于制造精度较低的齿轮传动（如7，8，9级精度），由于制造误差大，实际上多由在齿顶处啮合的轮齿分担较多的载荷，为便于计算，通常按全部载荷作用于齿顶来计算齿根的弯曲强度（图4.1）。当然，采用这样的算法，齿轮的弯曲强度比较富余。图4.1齿根应力在齿根危险截面AB处的压应力c仅为弯曲应力F的百分之几，故可忽略，仅按水平分力pcacos所产生的弯矩进行弯曲强度计算。假设轮齿为一悬臂梁，则单位齿宽（b1）时齿根危险截面的弯曲应力为取，并将(a)式代入。对直齿圆柱齿轮，齿面上的接触线长L即为齿宽b(mm)，得令YFa是一个无量纲系数，只与齿轮的齿廓形状有关，而与齿的大小（模数m）无关。因此，称为齿形系数。S值大或h值小的齿轮，YFa的值要小些；YFa小的齿轮抗弯曲强度高。载荷作用于齿顶时的齿形系数YFa可查表确定。齿根危险截面的弯曲应力为：上式中的F0仅为齿根危险截面处的理论弯曲应力，实际计算时，还应计入齿根危险截面处的过渡圆角所引起的应力集中作用以及弯曲应力以外的其它应力对齿根应力的影响，因而得齿根危险截面得弯曲强度条件式为(b)式中Ysa为载荷作用于齿顶时的应力校正系数（可查表确定）。令： d=b/d2=28/84=0.33d成为齿宽系数，并将Fd=2T2/d2及m=d2/z2代入式(b),得 F= Flim/SF式中Flim-试验齿轮齿根弯曲疲劳强度极限，MPa，按图查取SF -齿根弯曲疲劳强度安全系数，SF =1.25-1.5按曲线图查得Flim=250MPa，取SF=1.3，故F= Flim/SF=250/1.3=192MPa令YFS=YFaYSa，YFS称为复合齿形系数，按曲线图查得YFS=3.95F=21.61001033.95/(0.3333282) =179MPaF，安全4.3.3 齿面接触疲劳强度计算齿面接触疲劳强度计算的基本公式为: Fca为计算载荷,L为接触线长度,为计算方便，取接触单位长度上的计算载荷式中：啮合齿面上啮合点的综合曲率半径；ZE弹性影响系数，数值列于下表，则上式为(d)由机械原理得知，渐开线齿廓上各点的曲率（1/）并不相同，沿工作齿廓各点所受的载荷也不一样。因此按式(d)计算齿面的接触强度时，就应同时考虑啮合点所受的载荷及综合曲率（1/）的大小。对端面重合度2的直齿轮传动，以小齿轮单对齿啮合的最低点产生的接触应力为最大，与小齿轮啮合的大齿轮，对应的啮合点是大齿轮单对齿啮合的最高点，位于大齿轮的齿顶面上。如前所述，同一齿面往往齿根面先发生点蚀，然后才扩展到齿顶面，亦即齿顶面比齿根面具有较高的接触疲劳强度。因此，虽然此时接触应力大，但对大齿轮不一定会构成威胁。大齿轮在节处的接触应力较大，同时，大齿轮单对齿啮合的最低点处接触应力也较大。但按单对齿啮合的最低点计算接触应力比较麻烦，并且当小齿轮齿数z120时，按单对齿啮合的最低点所计算得的接触应力与按节点啮合计算得的接触应力极为相近。为计算方便，通常即以节点啮合为代表进行齿面的接触强度计算。令区域系数（标准直齿轮=20时，ZH2.5），则可写为MPa将Ft=2T1/d1、d=b/d1代入上式得H=于是mm若将ZH2.5代入上面两式,得 MPa 及 在齿面接触强度计算中，许用接触应力可按下式计算：H= Hlim/SH式中Hlim接触疲劳强度极限，MPa，按图查取SH 接触疲劳强度安全系数，SF =1-1.25按曲线图查得Hlim=630MPa，取SH=1.1，故H= Hlim/SH=630/1.1=573MPa弹性影响系数：ZE=189.8 MPaH=2.5189.81.62380.95(1.857-1)/(28841.857)1/2 =410MPaH，安全5 机械部分XYZ工作机构的设计5.1 XYZ工作系统结构的设计机电一体化系统的控制对象是机械。从执行驱动部件到受控对象往往通过机械传动，机械传动机构是伺服系统重要的组成部分之一。机械传动采用滚珠丝杠传动，以提高传动精度，消除传动冲击。机械传动本质上是一种转矩和转速的变换器，实现驱动电动机与负载之间转速与转矩的合理匹配。从而在电动机不变的情况下尽量提高电动机的输出功率，即提高电动机的利用率。在机电一体化系统中，机械传动又往往是闭环伺服系统的一个组成部分。多模具换位装置经过反复研究和计算，确定XYZ工作系统结构（图4）包括：大底板，大底板通过其底部的滑块滑动设置在床身上面一组相互平行的进退导轨上，在大底板上设置有一对相互平行的平移导轨、其与进退导轨相互垂直，安装框架滑动设置在这对平移导轨上，安装框架的后侧面上设置有滑行导轨，主推油缸的顶杆滑动设置在滑行导轨上，在进退导轨上推动换模装置，构成X轴方向移动机构；进退导轨上设置一大底板，在大底板上设置有一对相互平行的平移导轨、其与进退导轨相互垂直，安装框架滑动设置在这对平移导轨上，安装框架底面设置丝杠螺母座，大底板上还设置有固定支座与支承座，滚珠丝杠通过轴承活动设置在固定支座与支承座轴承孔内，与一对平移导轨相互平行，伺服电动机设置在固定支座端，电动机轴通过连轴接与滚珠丝杠相连接，滚珠丝杠螺母与安装框架底面的丝杠螺母座相连接，大底板与安装框架之间设置有光栅尺，构成Y轴方向闭环控制移动机构（图5.1）；安装框架的内壁上设置有升降导轨，安装框架的底部设置有升降定位装置，设置在升降定位装置上的浮动箱通过升降导轨与安装框架滑动连接，浮动箱中设置冲头模座，冲头模座中设置有呈两排多列布置的多个扩缩工位，构成Z轴方向移动机构。上述的冲头模座中设置有呈两排多列布置的多个扩缩工位；与此相适应，所述的升降定位装置的具体结构包括：设置在安装框架底部的升降油缸和基准凸块，基准凸块的顶部开设有T型槽，该T型槽中滑动设置有一个定位垫块，升降油缸的顶杆与浮动箱的底部相固定；安装框架上还设置有定位气缸，定位气缸的顶杆与定位垫块固定在一起。滚珠丝杠光栅尺（位置反馈）速度传感器（速度）指令输入运算处理电路驱动电路伺服电动机1 2 3 4 5图5.1 Y轴方向伺服电动机闭环控制的形式5.2 XYZ工作机构动态特性的确定根据传动系统运动链的等效力学模型计算传动系统的动态特性，确定其主要性能指标为：工作台行程为320mm，工作台快移速度为12m/min；启动加速时间为30ms；定位精度为0.02mm。并根据设计计算的外形尺寸估算YZ工作系统重力约为5880N；5.3 XYZ工作机构动作的确定图3.1直观地描述了本换模机构所述的八个工位的排序布置，这八个工位在管端成型过程中的工作过程中，按照从一至八的升序方式进行换模，其具体过程为：第一工位：首先启动升降油缸正向工作，升降油缸的顶杆将浮动箱不断向上顶起，直至浮动箱的底部高于定位垫块的高度，这时停止升降油缸工作，启动定位气缸正向工作，将定位垫沿着基准凸块中的T型导槽向基准凸块靠拢，到过合适位置后，停止定位气缸工作，然后启动升降油缸反向工作，让浮动箱缓慢回落，当其底部抵靠在定位垫块时，停止升降油缸工作；接着启动平移驱动电机工作，平移驱动电机通过滚珠丝杠带动安装框架和设置在安装框架中的浮动箱一起作直线移动，直至第一工位的轴线与夹模中的管子的轴线重合；这时，便可以启动主推油缸工作，通过设置在第一工位上的冲头或冲模进退一次完成扩（缩）成形动作。第二工位：由平移驱动电机带动滚珠丝杠向左横向移动一个冲模间距，然后启动主推油缸动作，进退一次完成扩（缩）成形动作。第三工位：动作过程与第二工位相同。第四工位：升降油缸先顶起浮动箱，使浮动动箱的底面离开定位垫块，这时启动定位气缸反向工作，将定位垫块抽出，然后再启动升降油缸反向工作，浮动箱跟随升降油缸的顶杆不断向下回落，当其底部抵靠在基准凸块上时，停止升降油缸工作。这样，第四工位的轴线就与夹模中的管子的轴线重合；便可以启动主推油缸工作，进退一次完成扩（缩）成形动作。第五工位：由平移驱动电机带动滚珠丝杠向右横向移动一个冲模间距后，主推油缸动作，进退一次完成扩（缩）成形动作。第六工位：动作过程与第五工位相同。旋沟工位即第七工位：首先通过平移驱动电机带动滚珠丝杠将第七工位向右横向移动，使得其轴线与夹模中的管子的轴线重合；然后启动拨叉气缸正向工作，拨叉气缸通过其顶杆带动拨叉绕着拨叉销轴顺时针旋动，使得双联齿轮中的旋沟驱动齿轮与旋沟齿轮啮合，这时通过比例阀的开启驱动液压马达工作，液压马达通过马达传动轴将动力传送到旋沟头上，使旋沟头旋转，然后主推油缸工作，向前推进完成旋沟后退回，旋沟成形完成，关闭比例阀液压马达停止工作。倒角工位即第八工位：首先通过升降油缸和定位气缸协同工作，将浮动箱抵靠在定位垫块上，接着启动拨叉气缸反向工作，拨叉气缸通过其顶杆带动拨叉绕着拨叉销轴逆时针旋动，使得双联齿轮中的倒角驱动齿轮与倒角齿轮啮合；通过平移驱动电机带动滚珠丝杠将第八工位向左横向移动，使得其轴线与夹模中的管子的轴线重合即找准第八工位位置；这时开启比例阀驱动液压马达工作，液压马达通过马达传动轴将动力传送到倒角头上，使倒角头旋转，然后主推油缸工作，向前推进完成倒角后退回，倒角成形完成，关闭比例阀液压马达停止工作。6 直线滚动导轨的选型导轨主要是用来保证各运动部件的相对位置和相对运动精度，以及用来承受载荷（换模机构的重量与主油缸推力）。对导轨性能的基本要求是导向精度高、刚度大、耐磨性好、精度保持性好、运动灵活而平稳、结构简单和工艺性好。影响导向精度的主要因素有导轨的结构类型、导轨的几何精度和接触精度、导轨和机座的刚度、导轨的油膜厚度和油膜刚度及导轨和机座的热变形等。Y轴方向运动选用凯特精机的HTSD-LG型滚动直线导轨副支承系统，一根导轨上用两个滑块，已知参数为：换模机构自重W=600kg，有效行程Lm=0.32m，每分钟往复次数n=6次，运行条件为，无明显冲击和振动，目标寿命为20年（以每天开机8小时，每年300个工作日计）。fH=1,fr=1,fc=0.81,fw=1.5目标寿命为：L=203008600.326210-3=11059km四个滑块的载荷为：P1=P2=P3=P4=6009.8/4=1.47kN由于L=50(fHfrfc/fw)(C/Pc)可以计算出：C(11059/50)1/31.471.5/(0.8111) =16.46kN=1680kgf选用HTSD-LG25FA-P1-2840-E-滚动直线导轨副。其额定动载荷为：1950kgf，额定静载荷为：3500kgf。摩擦阻力受导轨副的结构形式、润滑液的粘度、所受的载荷以及运动速度的影响而变化，预紧后摩擦阻力将会有所增大。摩擦力的计算：F=P+f式中-摩擦系数：=0.003-0.005法向载荷：P=6009.8=5880N密封件阻力（查表知）：f=6N所以：F=P+f=0.0055880+6=35.4N7 滚珠丝杠传动机构的确定7.1 滚珠丝杠副的确定普通的螺旋传动广泛的用于将回旋运动变换为直线运动。由于螺杆与螺母之间为滑动摩擦，在磨损与精度等方面不能满足一些高精度机电一体化系统的要求。滚珠丝杠螺母副则是为了克服普通螺旋传动的缺点发展起来了一种传动机构。它用滚动摩擦螺旋取代了滑动摩擦螺旋。具有磨损小传动效率高，传动平稳，寿命长，精度高，温升低等优点。但是它不能自锁。在设计机床的过程中，为了减少机床的径向尺寸，选择内循环反向器式滚珠丝杠螺母副，它具有传动精度高，抗冲击性能好，运行平稳等优点。由于丝杠与螺母副之间配合有间隙，间隙会产生冲击和回差，对机床的运行精度有很大影响，所以应设法消除间隙，在设计中采用双螺母螺纹预紧式结构。7.2 滚珠丝杠副的选择步骤在选用滚珠丝杠副时，必须知道实际的工作条件，在本YZ工作机构中：最大工作载荷Fmax（N），平均工作载荷下的使用寿命T（h），丝杠的工作长度l（mm），丝杠的转速n（r/min），滚道的硬度HRC及丝杠的工况，然后按下列步骤进行选择。（1） 承载能力的计算： 计算作用于丝杠轴向最大动载荷FQ，然后根据FQ值选择丝杠副的型号。 FQ=L1/3fHfWFmaxCa式中：L滚珠丝杠寿命系数（单位为1106转）。L=60nT/106（其中T为使用寿命时间，数控机床选择15000h）；fW载荷系数（中等冲击时为1.21.5）；fH硬度系数（HRC58时为1.0）；Ca滚珠丝杠的额定动载荷（N）。支承方式为(固定支承)W =600kg （YZ工作机构重量） g=9.8m/sec2(重力加速度)I=1 (电机至丝杠的传动比)Fmax=W g = 0.16009.8 588 N(摩擦阻力)L=60nT/106=60300015000/106=2700FQ=L1/3fHfWFmax=27001/311.5588=12.282kN=1253.4kgf（2） 滚珠丝杠长度的选取： 轴承到螺母间距离(临界长度) ln=450mm固定端轴承到螺母间距离 Lk=450mm设计后丝杠总长 =720mm最大行程 =450mmY轴方向最高移动速度 Vman=12m/min摩擦系数：=0.1电机最高转速 nmax=3000r/min导程l0=Vman/nmaxI=12000/3000=4在此为了安全性考虑取：l0 =5(mm) 丝杠螺纹长度Lu=L1-2Le L1=Lu+2Le=320+240=400mm丝杠螺纹长度不得小于400mm加上螺母总长一半55mm(从系列表中查出螺母总长110mm)。 得丝杠螺纹长度 455m。 在此取丝杠螺纹长度 L1=600mm 则轴承之间的距离Ls=600mm选用FDW-R32-5B2-600-850-0.012滚珠丝杠螺母副（法兰式双螺磨制丝杠）。公称直径： d0=32mm 丝杠底径： d0=29mm 导程：l0=5mm，其额定动载荷为：1886kgf，额定静载荷为：5666kgf。（3） 压杆稳定性核算：Fk=fk2EI/(Kls2)Fmax式中：Fk实际承受载荷的能力； fk压杆稳定性支承系数（本机构中双推-简支时为2）； E钢的弹性模量2.1105MPa；I丝杠小径d1的抗弯截面惯性矩（I=d14/64）；K压杆稳定安全系数，一般取为2.5-4，垂直安装时取小值。I=d14/64=2.94/64=3.4719cm4Fk=fk2EI/(Kls2)=222.11051063.471910-8/(4600210-6)=99.94kNFmax，合格（4） 刚度的验算：滚珠丝杠在轴向力的作用下，特产生伸长和缩短，在扭矩的作用下将产生扭转而影响滚珠丝杠导程的变化，从而影响传动精度及定位精度，故应验算满载时的变形量。其验算公式如下：滚珠丝杠在工作负载F和扭矩M共同作用下，所引起的每一导程变形量为L=Fl0/ESMl02/2IE式中：E钢的弹性模量2.1105MPa； S丝杠的最小截面积，cm2； M扭矩，Ncm；I丝杠小径d1的截面惯性矩；L的单位为cm；“+”号用于拉伸时，“-”号用于压缩时，在本机构中按拉伸时计算。在丝杠副精度标准中一般规定每一米弹性变形所允许的基本导程误差值。L=Fl0/ES+Ml02/2IE=588510-3/2.1105106(2.9/2)2+3.575210-8/23.471910-82.1105106=0.21210-9+1.94810-9m=0.00216m12m，合格（5） 预紧载荷的确定为了防止造成丝杠传动系统的任何失位，保证传动精度，提高丝杠系统的刚度是很重要的，而要提高螺母的接触刚度，必须施加一定的预紧载荷。 施加了预紧载荷后，摩擦转矩增加，并使工作时的温升提高。因此必须恰当地确定预紧载荷（最大不得超过10%的额定动载荷），以便在满足精度和刚度的同时，获得最佳的寿命和较低的温升效应。8 伺服电机及传动机构的确定8.1 伺服电机的性能机电一体化系统主要的受控物理量是机械运动的位置和速度等。控制指令经变换和放大，通过执行机构转化为所希望的机械运动。本机构中选用全数字式交流伺服电动机。伺服电动机也称为执行电动机，在控制系统中用作执行元件，将电信号转换为轴上的转角或转速，以带动控制对象。伺服电动机有交流和直流两种，它们的最大特点是可控。在有控制信号输入时，伺服电动机就转动；没有控制信号输入，则停止转动；改变控制电压的大小和相位（或极性）就可改变伺服电动机的转速和转向。因此，它与普通电动机相比具有如下特点：（1） 调速范围宽广，伺服电动机的转速随着控制电压改变，能在宽广的范围内连续调节；（2） 转子的惯性小，即能实现迅速启动、停转；（3） 控制功率小，过载能力强，可靠性好。两相交流伺服电动机的基本结构与普通异步电动机关不多，其定子绕组则与单相电容式异步电动机的结构相类似。两相交流伺服电动机是以单相异步电动机原理为基础的，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。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360/131072=0.0027466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。8.2 伺服电机的选择计算原则上应该根据负载条件来选择伺服电机。在伺服电机轴上所有的负载有两种，即阻尼转矩和惯量负载。这两种负载都要正确地计算，其值应满足下列条件:由于丝杠的转动惯量为：Js=ds4l/32g=3.14160.03240.857.8104/329.8=6.9510-4kgm2设电动机的转动惯量为Jm=3.1310-4kgm2（当等效到电动机轴上的负载转动惯量大于电动机转子转动惯量一个数量级时，值可以忽略，但当等效到电动机轴上的负载转动惯量较小时，就不能轻易地忽略它。现预选电动机为MDMA750WZSIH，其电动机转子的转动惯量为3.1310-4kgm2）Jeq=Js/i2+(l0/2)2W/gi2=ds4l/32gi2+(l0/2)2W/gi2=3.14160.03240.857.8104/321012+0.005/(23.1416)258801012=6.9510-4+3.7210-4=1.03110-3kgm2等效负载转矩为：Teqm=(FZ+FM)VL/2nm=(588+35.4)15/23.14162000=0.744Nm启动惯性阻转矩（T惯）的计算。本机构中以最不利于启动的快进速度进行计算，设启动加速（或制动减速）时间为t=0.3s，由于电动机转速m=2nm/60=(22000/60)s-1=209.44 s-1，取加（减）速曲线为等加（减）速梯形曲线，故角加速度为m=m/t=209.44/0.3=698.13s-2则T惯= Jeqm=1.03110-3698.13=0.72Nm（3）伺服电动机输出轴上总负载转矩T的计算。T=Teqm+ T惯=0.744+0.72=1.464Nm伺服电动机的匹配选择：当选择机械传动总效率=0.7时T= T/=1.464/0.7=2.09Nm如果取安全系数K=2，则伺服电动机可按以下总负载转矩选取T=K T=22.09=4.18Nm若选用上述预选的电动机MDMA750WZSIH，其最大静转矩Tjmax=10.7Nm。为保证带负载能正常加速起动和定位停止，电动机的起动转矩Tq必须满足：TqT查表可知Tq/Tjmax=0.6，则Tq=0.610.7= 6.42NmT，所以选用合适。9 机电一体化系统分析本机构是一个由交流伺服电动机驱动的全闭环系统，大底板与安装框架之间设置有光栅尺。系统的主谐振频率和由于丝杠系统轴向刚度引起的矢动量计算如下：(1) 换模机构的主谐振频率n：Jm=3.1310-4kgm2,Jeq=Js/i2+(l0/2)2W/gi2=ds4l/32gi2+(l0/2)2W/gi2=3.14160.03240.67.8104/321012+0.005/(23.1416)258801012=6.5910-4+3.7210-4=10.3110-4kgm2从刚度计算方法可知：轴与轴的扭转刚度为K1=Km=dm4G/32l式中：Km电动机输出轴的扭转刚度；dm电动机输出轴的直径（dm=19mm）；lb可能变形的长度（lb =100mm）；G钢的扭转弹性模量，取8.11010Pa。则 K=Km=dm4G/32lb =3.14160.01948.11010/(320.1) =1.04104Nm/radK=Ks=ds4G/32l =3.14160.03248.11010/(320.6) =1.39104Nm/rad因为机械系统的总扭转刚度K为K=1/1/Km+1/(Ksi2)=1/1/1.04104+1/(1.3910412)=5949Nm/rad故由机械传动系统的扭转刚度引起的主谐振频率n为n=KJmeq/(JmJeq)1/2 =5949(3.1310-4+8.5410-4)/( 3.1310-48.5410-4)1/2 =5096rad/s(2) 由于丝杠系统轴向刚度引起的矢动量x0由于丝杠的一端由角接触球轴承支承，所以丝杠的轴向刚度，即压缩刚度Kc由下式求得（E为纵弹性模量，取2.11011Pa） Kc=ES/l=Eds2/4l=2.110113.14160.0322/40.6 =2.81108N/m因为丝杠的一端由角接触球轴承支承，所以可取l=0.6/2m=0.3m，故 Kc=5.62108N/m，取丝杠螺母的刚度KN=2.14109N/m，角接触球轴承的刚度KB=1.07109N/m。由于单个轴承的刚度与l/2长的丝杠串联，故K=1/(1/KB+1/Kc)=KBKc/KB+Kc又因为l/2长丝杠的并联作用，所以它们合成后的刚度是K=2KBKc/KB+Kc =21.071095.62108/(1.07109+5.62108)=7.37108N/m由于与螺母刚度串联，故丝杠系统的总刚度为Ke= KKN/ K+KN =7.371082.14109/(7.37108+2.14109) =5.48108N/m又因为工作台起动时的磨擦阻力F=58800.005+6=35.4N，所以到工作台开始移动，只压缩了F/ Ke =x1，又因为由压缩引起的失灵区是所以x0=2x1=2F/ Ke =235.4/(5.48108)=1.2910-7m=0.13m10 润滑与防尘10.1 润滑系统的选择 润滑方法有分散润滑和集中润滑两种，集中润滑供油系统是指从一个润滑油供给源把需要量的润滑油准确地供往多个润滑点的系统。集中润滑系统从润滑泵供油可分为手动供油系统和自动电动供油系统，而从润滑方式可分为间歇供油系统和连续供油系统。连续供油系统在润滑过程中产生附加热量，造成浪费、污染等，而且由于过量供油，往往得不到最佳的润滑效果。间歇供油系统周期性定量对各润滑点供油，使摩擦副形成和保持适量润滑油膜，是现今大多机械设备所采用的润滑系统。本机构中使用滚珠丝杠副和滚动直线导轨较多，与滑动导轨相比，滚动直线导轨副需油量少且给油周期长。但是，如果在无润滑状态时使用，滚动接触部位的磨损将增加,寿命将减少, 而且需要润滑的位置分散润滑加油时很不方便，因此必须