USB接口元件整理机设计【7张CAD高清图纸和文档】【YC系列】
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XXXXX毕 业 设 计 (论 文) USB接口元件整理机设计系 名： 专业班级： 学生姓名： 学 号： 指导教师姓名： 指导教师职称： 年 月目录摘 要IIAbstractIII第一章 绪论11.1课题背景及目的11.2课题设计意义11.3课题设计内容1第二章 总体方案设计32.1USB接口元件特征分析32.2方案选择32.2.1总体方案构思32.2.2USB横向放置装置42.2.3传送机构42.2.4挡隔装置52.2.5整理装置52.3总体方案确定6第三章 传动机构设计73.1传送电动机的选择73.1.1电动机类型的选择73.1.2电动机容量的选择73.1.3电动机转速的选择73.2运动及动力参数计算83.2.1传动比计算83.2.2各轴的转速83.2.3各轴的输入功率83.2.4各轴的输入转矩83.3蜗轮蜗杆的设计计算93.3.1选择蜗杆传动类型93.3.2选择材料93.3.3按齿面接触疲劳强度进行设计93.3.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸103.3.5校核弯曲疲劳强度113.4轴的设计计算113.4.1轴的材料的选择113.4.2轴的结构尺寸设计123.4.2轴的校核计算（以轴为例）133.5轴承的选择与校核143.6键的选择与校核153.7联轴器的选用16第四章 挡隔装置设计174.1挡隔开关选择174.2挡隔气动系统设计174.3推料气缸设计174.3.1系统参数确定174.3.2气缸主要尺寸的确定184.3.3气缸的结构设计234.4推料拨叉设计26第五章 横向放置及整理装置设计275.1横向放置装置275.2整理装置27总 结28参考文献29致 谢30摘 要在大批量工业产品的生产线上，很多细小的机械、电子元件的装配是由自动化设备来完成。这些元件制造出来时，一般处于杂乱无章状态，需要进过整理、排序、固定、包装成管式或卷带式元件匣仓，才能提供给自动化设备使用。本设计旨在完成USB接口元件整理机的设计。本次设计的USB接口元件整理机主要由：横向放置装置、传送机构、挡料装置、整理装置等组成。本次设计首先，通过对设计要求及USB接口元件特性进行分析，在此分析基础上提出了USB接口元件整理机总体方案构思和各主要装置的设计方案；然后，对各主要装置的组成零部件进行了设计与校核；最后，通过AutoCAD制图软件绘制了USB接口元件整理机装配图及主要零部件图。通过本次设计，巩固了大学所学专业知识，如：机械原理、机械设计、材料力学、公差与互换性理论、机械制图等；掌握了普通机械产品的设计方法并能够熟练使用AutoCAD制图软件，对今后的工作于生活具有极大意义。关键词：USB接口；整理；传送；气缸AbstractIn a large volume industrial production line, many small assembly machinery, electronic components by automated equipment to complete. When these elements are produced, generally in disorganized state, we need to enter through the finishing, sorting, fixed, packaged in a tube or tape for the magazine-style elements to provide automation equipment. This design is intended to complete the USB interface element finishing machine design. The design of the USB interface element finishing machine is mainly composed of: horizontal placement device, the transmission mechanism, gauge means finishing devices and other components.The design First, analyze the design requirements and USB interface element characteristics, the analysis presented in this design USB interface element finisher overall program concept and on the basis of the principal means; then, on the constituent parts of the main unit Design and Verification carried out; and finally, through AutoCAD drawing software to draw the USB interface element finishing machine assembly drawing and major components Fig.Through this design, the consolidation of the university is the professional knowledge, such as: mechanical principles, mechanical design, mechanics of materials, tolerances and interchangeability theory, mechanical drawing and the like; mastered the design of general machinery products and be able to skillfully use AutoCAD mapping software on the future work of great significance in life.Keywords: USB interface; Finish; Transfer; Cylinder31第一章 绪论1.1课题背景及目的在大批量工业产品的生产线上，很多细小的机械、电子元件的装配是由自动化设备来完成。这些元件制造出来时，一般处于杂乱无章状态，需要进过整理、排序、固定、包装成管式或卷带式元件匣仓，才能提供给自动化设备使用。本设计旨在完成USB接口元件整理机设计，作为元件匣仓生产的前置工序，实现将大量无序输入的USB接口元件，按照确定的方位要求，有序输出。本次毕业设计的课题要求我们学生综合力学、机械等理论基础知识，灵活运用工程软件（Auto CAD、UG、ADAMS）从事机械产品设计和开发，以培养我们的工程应用能力。1.2课题设计意义通过对本课题进行设计，综合考虑实际情况，我们能够将课本上学到的力学、机械等理论知识更好地应用到专业领域当中去，同时更有针对性的进行方案设计，灵活运用工程软件（Auto CAD、UG、ADAMS）从事机械产品设计和开发，掌握一个产品的设计研发过程，培养我们的工程应用能力，有益于我们日后的学习工作。此外我们还可以巩固所学到的知识，并在设计当中学到新的东西。此次设计全部要求我们采用电脑作图、电脑制作毕业论文，更接近现代设计方法，为我毕业后的工作奠定了良好的基础。1.3课题设计内容（1）课题名称：电子元件分选机设计（2）课题研究方法设计自动化机械应以满足使用要求和保证高生产率为前提，做到技术先进，经济合理，制造方便，安全可靠，一般应具有以下性能：、使用性能。、技术性能。、经济性能1。自动机械的设计过程可分为四个阶段：初步设计阶段；技术设计阶段；工作图设计阶段；安装调试阶段。在整个设计过程中可按以下几个程序进行：、熟悉设计任务书明确加工对象的材料、性能及要求，自动机械的使用范围、生产率要求等。、确定自动机械的加工循环时间。、确定自动机械的运动参数，拟定传动原理图，绘制传动系统图。、决定自动机械的运动特性，选择执行机构的运动规律，进行运动分析和动力分析。、选择自动机械的执行机构，绘制机构运动简图，进行执行机构运动循环图和自动机械工作循环图的设计。、初步确定主要结构和尺寸。、确定自动机构的总体方案。包括选择自动机械的控制方案，绘制控制系统原理图，进行总体方案可行性分析等。、确定自动机械的总体布局。、进行自动机械技术经济指标的初步估算以验证设计方案的先进合理性。、具体结构设计1。（3）课题设计构成及研究内容本次论文构成主要有：、前置部分。其中包括封面、扉页、中文摘要、英文摘要、目录等；、正文部分。其中主要包括绪论、正文主体、结论、致谢参考文献；、附录部分；、附件部分。本次毕业设计论文的研究内容如下：、根据分选的要求选定所需要的电动机。、拟定传动原理图，绘制传动系统图。、通过蜗轮蜗杆减速，根据电机功率，计算蜗轮蜗杆的参数。、通过槽轮的间歇运动，使转盘在达到槽轮停歇时间时停止运动，检测头开始进行检测，同时挡料机构开始上料。计算出槽轮的运动参数。、计算齿轮的运动参数。使跟小齿轮固连在一起的槽轮转过90度时转盘只转过30度。、设计计算凸轮的运动参数。凸轮运动时带动四杆机构运动，使转盘在转动过程中时停止送料，转盘停止转动时开始送料。（4）课题的设计任务要求完成一台USB接口元件整理机的结构设计，此设备能够将大量无序输入的USB接口元件，按照确定的方位要求，有序输出。 主要设计内容包括：（1）原理和方案设计：通过分析元件特征，确定元件筛选排序方案。（2）运动计算：按照设计指标，完成运行逻辑图设计，计算传动系统的运动参数。（3）动力计算：计算与动力和能量相关的参数。（4）静态结构设计：分析设备组成，完成各功能部件总体布置设计，完成静态结构设计。（5）运动结构设计：完成运动零部件设计。（6）关键零件强度、刚度计算校核。（7）最终提交：（a）不少于15000字的设计说明书；（b）工程图若干张，其中1张装配图（A2以上）、等零件图。第二章 总体方案设计2.1USB接口元件特征分析下图为对USB接口元件实物测量的结构及尺寸，可以看出USB接口元件，长宽厚：20mm12mm4mm且在一端有一个5mm长的缺口。图2-1 USB接口元件结构尺寸2.2方案选择2.2.1总体方案构思初步设想本次设计的USB接口元件整理机主要由进料漏斗、横向放置装置、传送带、挡隔装置、整理装置组成。 图2-2 USB接口元件整理机方案构思从上图2-2可以看出横向放置装置、挡隔装置、整理装置属于三个未知暗箱，各暗箱需要实现的功能为：暗箱一：横向放置装置，使落入到传送带的USB接口元件通过暗箱一后全部横向放置。暗箱二：挡隔装置，四种不同状态的USB接口元件通过暗箱2后，只有一种状态被保留下进入下一工序，其余三种状态会被弹开落入落料筒后被人工再次送入漏斗。暗箱三：整理装置，把排列有序但是间距不一的USB接口元件一个贴着一个排列好。为了满足这三个暗箱的功能，下面对处在暗箱中的三个装置进行详细的设计。2.2.2USB横向放置装置由于USB接口元件长度和宽度不相同，因此可以利用该结构特点设计出如下图2-3所示漏斗出料口结构，使得USB接口元件从在重力作用下从漏斗落入传送带时便是横向放置的。图2-3 USB横向放置装置2.2.3传送机构本次采用传送带传送待整理及整理好的USB接口元件，在传送带与电动机之间需要增加减速机构。如果直接把电机连接到执行机构上，那么执行机构的速度会非常大，这肯定是不满足设计要求的，所以需要设计一个减速机构，要实现电机的减速有多种方法，现讨论两种方案，如图2-4（a）（b）所示。方案一：通过蜗轮蜗杆减速。方案一与其他方案相比，能实现大的传动比、机构很紧凑、冲击载荷小、传动平稳、噪声低、具有自锁性等特点，因此是比较符合这次设计的。方案二：通过一对直齿轮和一对锥齿轮减速。齿轮传动具有效率高、结构紧凑、工作可靠、寿命长、传动比稳定等特点。但是与方案一相比，所占空间位置较大。综合以上考虑，选择方案一。 （a） 蜗杆减速机构 （b）齿轮减速机构 1电机；2蜗杆；3蜗轮 1电机；2直齿轮；3锥齿轮 图2-4 减速机构简图2.2.4挡隔装置为了确保其他三种状态的USB接口元件被快速准确的弹出，本次采用如下图2-5所示气缸驱动推料爪的装置，其动作原理是：气缸通过接触式传感器控制伸缩，当USB接口元件带缺口的一端朝向传感器侧时由于缺口的存在USB接口元件可以顺利通过，其他状态时USB接口元件会触及到接触式传感器使其发出信号给气动系统的电磁换向阀使得气缸伸缩快速推动推料爪把USB推出传送带落入传送带下方的落料桶内。图2-5 USB挡隔装置2.2.5整理装置USB接口元件整理装置就是在传送带末端加入一带导向功能的静止平台，USB接口元件从传送带被后一个元件推着进入平台内，后一个又被再后一个推动进入平台，就这样USB接口元件一个紧贴一个的进入平台，其结构如下图2-6所示。图2-6 USB整理装置2.3总体方案确定汇总上述各装置得到USB接口元件整理机总体方案如下图2-7所示：图2-7 USB接口元件整理机总体方案第三章 传动机构设计3.1传送电动机的选择3.1.1电动机类型的选择电动机是标准部件。因为室内工作，运动载荷平稳，所以选择Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。3.1.2电动机容量的选择取USB接口元件传送带抗运行阻力：F=400NUSB接口元件传送过程中，速度应选择合适，速度过大USB接口元件容易被甩出且，速度过小生产率小，因此在保证USB接口元件不被甩出的情况下尽量选取大的运行速度，通常USB接口元件切口机运行速度为0.20.25m/s，本次选用USB接口元件传送速度为：v=0.23m/s则，工作机所需功率为：电动机至滚筒轴的传动装置总效率。取蜗杆传动效率，联轴器传动效率，轴承效率，电动机至滚筒轴的传动装置总效率为：电动机的输出功率为电动机额定功率只需略大于即可，查机械设计手册表19-1选取电动机额定功率为550W。 3.1.3电动机转速的选择为使USB接口元件整理机结构紧凑性，本次取传送带主动轮分度圆直径为：传送带主动轴工作转速：蜗杆的传动比为：所以电动机实际转速的推荐值为：符合这一范围的同步转速为750、1000、1500r/min。综合考虑传动装置机构紧凑性和经济性，选用同步转速1500r/min的电机。由电机转速查表选择全封闭自散式笼型三相异步电动机：Y系列型号为Y801-4。其额定功率：P=0.55KW；转速：N=1390 r/min.。同步转速：1500r/min。3.2运动及动力参数计算3.2.1传动比计算满载转速。故总传动比为：取3.2.2各轴的转速电机轴 传送带主轴；3.2.3各轴的输入功率电机轴 ；传送带主轴；3.2.4各轴的输入转矩电机轴 ；传送带主轴；整理列表轴名功率转矩转速传动比电机轴0.553.78139031传送带主轴0.39684.3444.843.3蜗轮蜗杆的设计计算3.3.1选择蜗杆传动类型因为蜗轮蜗杆传动的特点，并考虑到传动系统空间的布置，和啮合等特点选择为圆柱蜗杆传动。并根据GB/T 10085-1998 的推荐，在此传动系统中采用渐开线蜗杆（ZI蜗杆）。3.3.2选择材料因为考虑到蜗杆传动的功率不大，速度只是中等，所以蜗杆用45钢；又因希望效率高些，耐磨性好些，所以蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度选为45-55 HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，用金属模铸造。并且为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，但轮芯用灰铸铁HT100 制造。3.3.3按齿面接触疲劳强度进行设计从根据闭式蜗杆传动的设计准则，首先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。由机械设计中式（11-12），传动中心距为： （3.1）（1）确定作用在蜗轮上的转矩T1按z1=1，故取效率=0.8，则T1=9.55106p1/n1=9.55106p/(n/i12)=9.55106N.mm=8.245104Nmm（2）确定载荷系数K因为工作载荷较稳定，故载荷分布不均匀系数K=1;由表11-5选取使用系数K=1.15；由于转速一般不高，冲击载荷也不大，可取动载荷系数Kv=1.05；则 K=KKKv=1.051.151=1.21（3）确定弹性影响系数ZE因为选用的蜗轮材料是铸锡磷青铜，蜗杆材料是45号钢，因此弹性影响系数ZE=160MPa1/2（4）确定接触系数Zp我们先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值为d1/a=0.35，因此我们可以从机械设计图11-18中可查到：Zp=2.9。(5)、确定许用接触应力H因为根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，采用金属模制造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，因此我们可以从机械设计表11-7中查到蜗轮的基本许用应力是：H=268MPA。(6)、计算循环次数： N=60jn1Lh=6011390/2012000=5.004107(7)、寿命系数: KHN=0.8177则：H = KHN H=0.8177268MPA=219MPA(8)、计算中心距 =76.5mm考虑到本次设计中传动系统的空间布局，涡轮转速较低，所需功率较低的特殊性，因此为了设计的合理性选取中心距a=80，因为传动比为：i=31，因此我们可以从机械设计表11-2中取模数m=4，蜗杆分度圆直径：d1=40mm。这时d1/a=0.4，从机械设计图11-18中可查得接触系数Zp=2.74，所以ZpZp，所以以上计算结果可用。3.3.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸（1）蜗杆蜗杆的主要参数与几何尺寸如表3.1所示：表3.1 蜗杆几何参数名称代号计算数值蜗杆的头数Z11蜗杆直径的系数q10蜗杆分度圆的直径d140蜗杆齿顶圆的直径da148蜗杆齿根圆的直径df130蜗杆轴向的齿距pa16分度圆的导程角111836 （2）蜗轮蜗轮的主要参数与几何尺寸如表3.2所示：表3.2 蜗轮几何参数名称代号计算数值蜗轮的齿数Z231涡轮分度圆的直径d2124蜗轮齿根圆的直径df2110.4蜗轮喉圆的直径da232变位系数X2-0.5涡轮的宽度B303.3.5校核弯曲疲劳强度 （3.2）当量齿数：zv2=z2/cos3=41/（cos111836）3=42.42因为x2=-0.5，zv2=42.42， 从机械设计图11-19中查到齿形的系数YFA2=2.87。所以螺旋角的系数： YB=1-11.31/140=0.9192。因为蜗轮的制造材料为ZCuSn10P1，从 机械设计表11-8中查得基本许用弯曲应力为：F=56 MPa寿命系数： KFN=0.647 许用弯曲应力： F = KFN F=0.64756MPa=36.232MPa F=MPa=7.8MPa所以弯曲强度是满足的。3.4轴的设计计算轴是组成机器的主要零件之一。轴可分为转轴、心轴和传动轴三类。轴按照轴线形状的不同，分为曲轴和直轴两大类。轴的设计也和其他零件的设计相似，包括结构设计和工作能了计算两方面的内容。轴的材料主要是碳钢和合金钢。轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。轴的计算通常都是在初步完成轴的结构设计后进行校核计算，计算准则是要满足轴的刚度或强度要求，轴的校核方法有两种：、按扭转强度计算。、按弯曲合成强度计算。33.4.1轴的材料的选择因为分选机所传递的功率比较小，对轴的重量和尺寸也没有什么特殊的要求，所以全部选择为常用的材料：45#钢。3.4.2轴的结构尺寸设计、初步确定各轴的最小直径根据已知的数据，列出各轴的转速、功率和转矩如表3.5所示：表3.5 轴的转速 功率和转矩项目轴轴轴转速（r/min）68175.67功率（kw）0.560.530.51转矩(n.m)78.6297.7859传动比20.543效率0.750.950.97按机械设计中式（15-2）估算最小直径： （3.9）根据表15-3，可查得A0=112。于是可算得：轴： 22.6mm轴： 35.3mm、各段轴径的确定初步估计出轴的最小直径后，就可以按照轴上零件的安装顺序，从上往下开始确定轴的各段直径。轴：最上面安装轴承，该段直径可选择为：30mm。从而可从机械设计课程设计中表15-3中查得轴承的型号为：6206。外形尺寸为：d1=30mm，D1=55mm，B1=13mm。该段长度为：20mm。轴承依靠轴肩定位，所以该段的直径为：35mm，下面接一个凸轮，凸轮上端与轴承之间用套筒定位，套筒长度为：30mm，下端靠轴肩定位，该段长度为：60mm。下面接一个槽轮的拨盘，拨盘与凸轮之间用套筒定位，套筒长度为：40mm，拨盘厚度为60mm，下面靠轴肩定位，所以该段长度为：100mm。再下段接的是蜗轮，该段直径为：45mm，蜗轮与拨盘之间也靠套筒定位，套筒长度为：20mm，蜗轮厚度为：50mm，所以该段长度为：70mm。蜗轮下端靠轴肩定位，该段直径为：50mm，长度为：20mm。接下来的是轴承，轴承内圈靠轴肩定位，该段直径为：35mm，长度为：20mm，最后那段的直径为：30mm，长度为：20mm。如图3.4所示： 图3.4 轴1的结构轴：最上面安装轴承，该段直径可选择为：40mm。从而可从机械设计课程设计中表15-3中查得轴承的型号为：6208。外形尺寸为：d2=40mm，D2=68mm，B2=15mm。该段长度为：40mm。轴承依靠轴肩定位，所以该段的直径为：45mm，这段所接的为一个小齿轮，齿轮宽度为90mm，该段长度为小齿轮宽度：90mm，槽轮与小齿轮之间通过套筒定位，长度为：20mm，槽轮所在段直径为：50mm，槽轮厚度为：45mm ,最后各段分别为：直径：55mm ,长度：30mm。直径：45mm，长度：90mm。直径：40mm，长度：20mm。如图3.5所示： 图3.5 轴2的结构3.4.2轴的校核计算（以轴为例）（1）求轴上的载荷 对于30209型深沟球滚子轴承载荷水平面垂直面支反力F弯矩M总弯矩扭矩T（2）按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，即安装齿轮处，取，轴的计算应力：前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计， 查得，因此，安全。计得：，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。如下图所示。3.5轴承的选择与校核（1）轴承选择因为轴承受一定的轴向力的作用，所以选用角接触轴承。轴：从机械设计课程设计中表15-3中查得轴承的型号为：36206。外形尺寸为：d1=30mm，D1=62mm，B1=16mm。轴：从机械设计课程设计中表15-3中查得轴承的型号为：36208。外形尺寸为：d2=40mm，D2=80mm，B2=18mm。已输入轴为例，其他各轴校核过程类似不一一复述：（2）轴承校核1）按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为深沟球滚子轴承，轴承的预期寿命取为：Lh29200h由上面的计算结果有轴承受的径向力为Fr1=340.43N，轴向力为Fa1=159.90N，2）初步选择滚动轴承型号为30206，其基本额定动载荷为Cr=51.8KN，基本额定静载荷为C0r=63.8KN。3）径向当量动载荷 动载荷为，查得，则有，满足要求。3.6键的选择与校核（1）键的选择键的类型有平键、半圆键、切向键等，是一种实现轴与轮毂间周向固定、用以传递转矩的标准件，应用非常地广泛。3、凸轮所用键：凸轮所在轴径为35mm，从机械设计中表14-1中查得键宽为：b=10mm，键高为：h=8mm，从键的长度系列可选择L=20mm。、拨盘所用键：拨盘所在轴径为40mm，从机械设计中表14-1中查得键宽为：b=12mm，键高为：h=8mm，从键的长度系列可选择L=32mm。、蜗轮所用键：蜗轮所在轴径为50mm，从机械设计中表14-1中查得键宽为：b=14mm，键高为：h=9mm，从键的长度系列可选择L=40mm。、小齿轮所用键：小齿轮所在轴径为45mm，从机械设计中表14-1中查得键宽为：b=14mm，键高为：h=9mm，从键的长度系列可选择L=70mm。、槽轮所用键：槽轮所在轴径为50mm，从机械设计中表14-1中查得键宽为：b=14mm，键高为：h=9mm，从键的长度系列可选择L=28mm。、大齿轮所用键：大齿轮所在轴径为60mm，从机械设计中表14-1中查得键宽为：b=18mm，键高为：h=11mm，从键的长度系列可选择L=63mm。、转盘所用键：转盘所在轴径为55mm，从机械设计中表14-1中查得键宽为：b=16mm，键高为：h=10mm，从键的长度系列可选择L=20mm。（2）键的强度校核键、轴材料都是钢，由机械设计查得键联接的许用挤压力为键的工作长度，合适，合适3.7联轴器的选用根据前面计算，蜗杆轴最小直径：取查机械手册，根据轴径和计算转矩选用弹性柱销联轴器： 联轴器转矩计算查表课本14-1， K=1.3，则启动载荷为名义载荷的1.25倍，则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选择联轴器型号为选用HL3（J1型）弹性柱销联轴器，其允许最大扭矩T=630,许用最高转速 n=5000，半联轴器的孔径d=35，孔长度l=60mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=82。第四章 挡隔装置设计4.1挡隔开关选择挡隔开关选用接触式传感器，其能够灵敏的感应USB非缺口位置时的碰触，准确的控制气缸的伸缩，实现推出其他三种状态的USB接口元件。4.2挡隔气动系统设计本次设计的USB接口元件整理机属于小型设备，不需自带气源及系统，只需通过供气管外接车间现有的气源，并在接入的气管上加入一电磁换向阀感应上述接触式传感器的信号并切换回路气流方向，使得气缸做伸缩动作。4.3推料气缸设计4.3.1系统参数确定（1）气缸的工作压力的确定执行元件的工作压力可以根据负载循环图中的最大负载来选取，也可以根据主机的类型了确定（见表3-1和表3-2）。表3-1 按负载选择执行元件的工作压力负载/ KN50工作压力/MPa0.811.522.5334455表3-2 各种机械常用的系统工作压力设备类型机 床农业机械或中型工程机械气动机、重型机械等磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力0.82.0352881010162032由于推动USB接口元件的推力非常小，设定气缸推力为10N，其它工况时的负载都相对较低，参考表3-1和表3-2按照负载大小或按照气动系统应用场合来选择工作压力的方法，初选气缸的工作压力。（2）气缸内径D和活塞杆直径d的确定为了节省能源宜选用较小流量的油源。利用单活塞缸差动连接满足快进速度的要求，且往复快速运动速度相等，这样就给气缸内径D和活塞杆直径d规定了的关系。由此求得气缸无杆腔面积为:活塞杆直径可以由值算出，由计算所得的D与d的值分别按表3-4和表3-5圆整到相近的标准直径，以便采用标准的密封元件。表3-4 气缸内径尺寸系列 (GB2348-1980) (mm)810121620253240506380（90）100（110）125（140）160（180）200（220）250320400500630注：括号内数值为非优先选用值表3-5 活塞杆直径系列 (GB2348-1980) (mm)45681012141618222252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360400由GB/T2348-1980查得标准值为D=20mm，d=8mm。4.3.2气缸主要尺寸的确定气缸工作压力主要根据气动设备的类型来确定，对不同用途的气动设备，由于工作条件不同，通常采用的压力范围也不同。所以设计时，可用类比法来确定。气缸的工作压力MPa，缸筒内径 D=20mm，活塞杆外径d=8mm。（1）气缸壁厚和外径的计算气缸的壁厚由气缸的强度条件来计算。气缸的壁厚一般指气缸中最薄处的厚度。从材料力学可以知道，承受内压力的圆筒，其内应力分别规律因为壁厚的不同而各异。一般计算时可以分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。气缸的内径D与其壁厚的比值D/10的圆筒称为薄壁圆筒。起重运输机械和工程机械的气缸，一般采用无缝钢管，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒壁厚公式计算 式中 气缸壁厚（m）。 D气缸内径（m）。 试验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5）倍（MPa）。额定压力16Mpa,取=1.5 MPa。 缸筒材料的许用应力。 = ，其中为材料抗拉刚度，n为安全系数，一般取n = 5。的值为：锻钢： = 110120 MPa；铸钢： = 100110 MPa；无缝钢管： = 110110 MPa；高强度铸铁： = 60MPa；灰铸铁： = 25MPa。在中低压气动系统中，按上式计算所得气缸的壁厚往往很小，使得气缸的刚度往往不够，如在切削加工过程中的变形、安装变形等引起气缸工作过程卡死或者漏油。因此一般不作计算，按经验选取，必要时按上式公式进行校核。对于D/10时，应该按材料力学中的厚壁圆筒公式进行壁厚的计算。对于脆性材料以及塑性材料 式中的符号意思与前面相同。气缸壁厚算出后，即可以求出缸体的外径为 +式中值应该按无缝钢管标准，或者按有关标准圆整为标准值。在设计中，取试验压力为最大工作压力的1.5倍，即 = 1.50.2MPa =0.3MPa。而缸筒材料许用应力取为= 100 MPa。应用公式 得， 下面确定缸体的外径，缸体的外径 + = 20+24.06mm =28.12mm。在气动传动设计手册中查得选取标准值 = 30mm。在根据内径D和外径重新计算壁厚， = = mm = 5mm。（2）气缸工作行程的确定气缸工作行程长度，可以根据执行元件机构实际工作的最大行程来确定，并且参照表4-1中的系列尺寸来选取标准值。表4-1气缸活塞行程参数系列 （mm）255080100125160200250320400500630800100012501600200025003200400040639011014018022028036045055070090011001400180022002800390024026030034038042048053060065075085095010501200130015001700190021002400260030003800注：气缸活塞行程参数依、次序优先选用。由已知条件知道最大工作行程为80mm,参考上表系列，取气缸工作行程为80mm。（3）缸盖厚度的确定一般气缸多为平底缸盖，其有效的厚度t按强度要求可以用下面两式进行进似计算。无孔时： 有孔时： 式中 缸盖有效厚度（m）。 缸盖止口内径（m）。 缸盖孔的直径（m）。在此次设计中，利用上式计算可取t=5mm（4）最小导向长度的确定当活塞杆全部外伸时，从活塞支撑面中点到缸盖滑动支撑面的距离H称为最小导向长度（图3-2）。如果导向长度过小，将使气缸的初始挠度（间隙引起的挠度）增大，从而影响气缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定得最小导向长度。对于一般的气缸，最小导向长度H应满足以下要求式中 气缸的最大行程。 气缸的内径。为了保证最小导向长度H，如果过分增大和B都是不适宜的，必要时可以在缸盖和活塞之间增加一个隔套K来增加H的值。隔套的长度C由需要的最小导向长度H决定，即在此设计中，气缸的最大行程为80mm，气缸的内径为20mm，所以应用公式的 =mm =14mm。活塞的宽度B一般取得B =（0.61.0）D；缸盖滑动支撑面的长度，根据气缸内径D而定。当D80mm时，取；当D80mm时，取。活塞的宽度B = （0.61.0）D =1220mm，取15mm（5）缸体长度的确定气缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体外形长度还要考虑到两端端盖的厚度。一般气缸缸体长度不应该大于内径的2030倍。缸体长度L = 80+15mm=95mm。（6）固定螺栓得直径气缸固定螺栓直径按照下式计算式中 F气缸最大负载。 Z固定螺栓个数。 k螺纹拧紧系数，k = 1.121.5。根据上式求得 = = 2.3mm（7）气缸强度校核1）缸筒壁厚校核：。 前面已经通过计算得：D = 20mm, = 5mm。则有10，所以为厚壁缸。 = 5mm = = 4.12mm可见缸筒壁厚满足强度要求。2）活塞杆稳定性的验算：活塞杆受轴向压缩负载时，它所承受的轴向力F不能超过使它稳定工作所允许的临界负载，以免发生纵向弯曲，从而破坏气缸的正常工作。的值与活塞杆材料性质、截面的形状、直径和长度以及气缸的安装方式等因素有关。活塞杆的稳定性的校核依照下式（稳定条件）进行式中 安全系数，一般取=24。当活塞杆的细长比时 = 当活塞杆的细长比时，且 = 20120时，则 = 式中 安装长度，其值与安装方式有关。 活塞杆截面最小回转半径， = 。柔性系数。由气缸支承方式决定的末端系数。E活塞杆材料的弹性模量，对刚取E = 。J活塞杆横截面惯性矩，A为活塞杆横截面积。f由材料强度决定的实验值。根据验算，气缸满足稳定性要求。4.3.3气缸的结构设计气缸主要尺寸确定以后，就进行各部分的结构设计。主要包括：气缸缸体与缸盖的连接结构、活塞杆与活塞的连接结构、活塞杆导向部分的结构、密封装置、缓冲装置、排气装置、以及气缸的安装连接结构等。由于工作条件的不同，结构形式也各不相同。设计时根据具体情况进行选择。（1）缸体与缸盖的连接形式缸体与缸盖常见连接方式有法兰连接式、半环连接式 、螺纹连接式 、拉杆连接式 、焊接式连接等。图4-1 常见的缸筒和缸盖结构图4-1所示为常见的缸盖和缸筒连接形式。图4-1a 为法兰式连接结构，这种连接结构简单、成本低廉，容易加工，便于装卸，强度较大，能够承受高压。但是外形尺寸较大，常用于铸铁制的缸筒上。图4-1b 为半环式连接结构，这种连接分为外半环连接和内半环连接两者形式。它们的缸筒壁部由于开了环形槽而削弱了强度，为此有时要增加壁厚。它容易加工和装卸、重量较轻，半环连接是一种应用较为普遍的连接结构，常用于无缝钢管和锻钢制的缸筒上。图4-1c、f 为螺纹连接形式，这种连接分为外螺纹连接和内螺纹连接两者形式。它的缸筒端部结构复杂，外径加工必须要求同时保证内外径同心，装卸要使用专用工具，它的外形尺寸和重量都比较小，结构紧凑，常常用于无缝钢管和锻钢制的缸筒上。图4-1d 为拉杆式连接形式，这种连接结构简单，工艺性好、通用性强、易于装拆，但是端盖的体积和重量都非常大，拉杆在受力后容易拉伸变长，从而影响密封效果，仅适用于长度不大的中低压缸。图4-1d 为焊接式连接，这种连接形式强度高，制造简单，但是焊接时容易引起缸筒的变形。缸体端部与缸盖的连接形式与工作压力、缸体材料以及工作条件有关。通过综合考虑，在此设计中，缸体端部与缸盖采取法兰连接的形式。（2）活塞杆与活塞的连接结构活塞和活塞杆的结构形式有很多，常见的有一体式、锥销式连接外、还有螺纹式连接和半环式连接等多种形式，如图4-2所示。半环式连接结构复杂，装卸不便，但是工作可靠。图4-2 活塞杆与活塞的结构此外，活塞和活塞杆也有制成整体式结构的，但是它只能适应于尺寸较小的场合。活塞一般用耐磨铸铁制造，活塞杆则不论是空心的还是实心的，大多用钢料制造。经过综合考虑，在此设计中，活塞杆与活塞的连接采取螺纹连接的形式，如图4-3所示。图4-3 活塞杆与活塞的连接形式这种连接方式结构简单，便于拆卸，成本低廉，但是在震动的过程中容易松动，所以加了防松装置，应用范围较广。（3）活塞杆导向部分的结构活塞杆导向部分的结构，包括活塞杆与端盖、导向套的结构，以及密封、防尘和锁紧装置等。导向套的结果可以做成端盖整体式直接导向，也可以做成与端盖分开的导向套导向结构。后者导向套磨损后便于更换，所以应用比较普遍。导向套的位置可以安装于密封圈的内侧，也可以安装于密封圈的外侧。机床和工程机械中一般采用装在内测的结构，有利于导向套的润滑；而压油机常采用装在外测的结构，在高压下工作时，使得密封圈由足够的油压将唇边张开，以提高系统的密封性能。活塞杆处的密封形式由O型、V型、Y型和型密封圈。为了清除活塞杆处外漏部分粘附的灰尘，保证油液清洁以及减少磨损，在端盖外侧增加防尘圈。此设计经过综合考虑，采取端盖直接导向。（4）密封装置气缸中常见的密封装置有间隙密封，摩擦环密封，密封圈密封等。间隙密封依靠运动件间的微笑间隙来防止泄露。为了提高这种装置的密封能力，常在活塞的表面制造出几条微小的环形槽，用以增大油液通过间隙时的阻力。它结构简单，摩擦阻力小，可以耐高温，但是泄露大，加工要求高，磨损后无法恢复原有能力，只有在尺寸小、压力较低、相对运动速度较高的缸筒和活塞间使用。摩擦环密封依靠活塞上的摩擦环（尼龙或者其他高分子材料制成）在“O”形圈弹力作用下贴紧缸壁而防止泄露。这种材料密封效果好，摩擦阻力较小并且稳定，可以耐高温，磨损后有自动补偿能力，但是加工要求高，装拆不方便，适用于缸筒和活塞之间的密封。油缸主要采用密封圈密封，密封圈有O形、V形、Y形及组合式等数种，其材料为耐油橡胶、尼龙、聚氨脂等。它利用橡胶或者塑料的弹性使各种截面的环形圈贴紧在静、动配合面之间来防止泄露。它结构简单，制造方便，磨损后有自动补偿能力，性能可靠，在缸筒和活塞之间、活塞和活塞杆之间、缸筒和缸盖之间都能使用。（1）O形密封圈（如图4-4）O形密封圈的截面为圆形，主要用于静密封。与唇形密封圈相比，运动阻力较大，作运动密封时容易产生扭转，故一般不单独用于油缸运动密封。 图4-4 O形密封圈（2）V形密封圈（如图4-5）V形圈的截面为V形，如图所示，V形密封装置是由压环、V形圈和支承环组成。当工作压力高于10MPa时，可增加V形圈的数量，提高密封效果。安装时，V形圈的开口应面向压力高的一侧。图4-5 V形密封圈（3）Y形密封圈（如图4-6）Y形密封圈的截面为Y形，属唇形密封圈(Lip Seal)。它是一种摩擦阻力小、寿命较长的密封圈，应用普遍。Y形圈主要用于往复运动的密封。根据截面长宽比例的不同，Y形圈可分为宽断面和窄断面两种形式，图所示为宽断面Y形密封圈。图4-6 Y形密封圈对于活塞杆外伸部分来说，由于它很容易把脏物带入气缸，使油液受到污染，使密封件磨损，因此常需要在活塞杆密封处增添防尘圈，并且放在向着活塞杆外伸的一段。4.4推料拨叉设计推料拨叉结构如下，其由尼龙材料加工而成：第五章 横向放置及整理装置设计5.1横向放置装置由于USB接口元件长度和宽度不相同，因此可以利用该结构特点设计出如下图5-1所示漏斗出料口结构，使得USB接口元件从在重力作用下从漏斗落入传送带时便是横向放置的。图5-1 USB横向放置装置5.2整理装置USB接口元件整理装置就是在传送带末端加入一带导向功能的静止平台，USB接口元件从传送带被后一个元件推着进入平台内，后一个又被再后一个推动进入平台，就这样USB接口元件一个紧贴一个的进入平台，其结构如下图5-2所示。图5-2 USB整理装置总 结这次毕业设计几乎用到了我们大学所学的所有专业课程,可以说是我们大学
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