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升板机前后辅机的设计1.引言1.1升板机前后辅机装置的提出及意义素有“秦砖汉瓦”之称的实心粘土砖，在我国烧制使用已有2000多年的历史。对我国生态环境的破坏和能源的浪费触目惊心。二十一世纪已预示知识经济的到来，我国政府从可持续发展的战略高度进一步加大了墙体材料的革新步伐。为了巩固全国的“禁实”成果，继续推进墙改工作，国家发改委、国土资源部、建设部、农业部联合发文发改办环资(5004)2450号决定：在全国范围内联合开展禁止使用实心粘土砖。免烧砖做为实心粘土砖的有效替代品，其独特性在墙体砖中独树一帜。随着国家与政府部门的逐步推广，免烧砖机制造行业的发展前景越来越广阔，在新型墙材的发展上逐步占据主导的位置。在国外发达国家，免烧砖砌块成型设备的开发与研究已经相当成熟，而在我国，由于砌块成型设备的开发与研究起步较晚，砌块成型生产技术与国外生产水平相比，普遍存在巨大差距。除个别先导企业外，在我国大部分中小型生产厂家中，砌块成型生产线上还远未达到生产线自动化的要求。免烧砖砌块成型生产线可简化为配料搅拌砌块成型叠砖传送养护成品出厂。其中，单独的配料系统、搅拌系统、砌块成型系统以及养护系统都已基本成型，在叠砖与传送的对位系统开发上，升板机的二工位设计以及重型摆渡车的液压与电气传动设计，有效解决了部分人力操作的问题。但受到装配空间的限制，升板机与重型摆渡车的衔接处仍然需要通过人力传送来完成有效的补位，在自动化的生产线上，这样的反复人力推送显得极不协调。针对目前企业中存在的升板机与重型摆渡车的机械化衔接难题，本课题的提出，在一定程度上，可以有效的进行人力补位，通过机械推动来完成整个衔接过程，进一步节省人力，初步实现免烧砖砌块成型的全自动化生产要求。1.2升板机前后辅机装置基本原理 升板机前后辅机装置主要依靠液压缸的推力作用，通过两次伸缩推进将送砖车从升板机位置推入重型摆渡车上。以下是升板机前后辅机装置的工作原理图： 升板机前后辅机装置工作原理图1（图1-1）升板机前后辅机装置工作原理图2（图1-2）如图1-1示，甲送砖车停于B位置等待推送，乙送砖车停于C位置正在进行砖块的装载，丙送砖车停于D位置等待装载。升板机前后辅机装置安装在水平面以下，前推爪作用于甲送砖车后部，后推爪作用于乙送砖车中部。如图1-2示，当乙送砖车在C位置装载完成后，液压缸活塞杆做前伸推进，带动前后推爪向前平移，前推爪将甲送砖车推至A位置，后推爪将乙送砖车推至B位置，同时丙送砖车正在升板机内进行砖块的装载。升板机前后辅机装置将甲乙送砖车推入指定位置后，液压缸活塞杆做回缩平移。前推爪退回至B位置，作用于乙送砖车后部；后推爪退回至C位置，作用于丙送砖车中部。同时重型摆渡车通过横线摆渡将甲送砖车送入养护窑中。当丙送砖车在C位置装载完成，同时重型摆渡车也空载回到原始位置后，液压缸活塞杆又开始做前伸推进，如此反复运动。这样，送砖车在升板机上装载完成后通过两次推送便可顺利到达重型摆渡车上的指定位置。1.3升板机前后辅机装置重点研究问题及解决思路升板机前后辅机装置工作原理虽然较为简单明确，但在实际的设计过程中，难免会遇到许多的细节问题，在此列举出本课题需要重点研究的关键性问题以及可行性的解决方案，为整个机构设计提供明确的设计思路。(1)空间设计限制升板机前后辅机装置的安装位于升板机与重型摆渡车之间，并且处在同一直线上。因此，机构的装夹空间以及自身的外形尺寸必须结合升板机与重型摆渡车的相关尺寸参数来确定，同时需要考虑到送砖车的车身长、宽、高度等问题。如何解决升板机前后辅机装置的空间设计限制，关键在于对位尺寸参数的确定和机构的安装尺寸计算，最后再根据安装尺寸确定出机构自身的外形尺寸。(2)推进行距不足将送砖车推入重型摆渡车中部位置时，受到重型摆渡车外形的影响，导致机构的推进行距不足。同时，一味加长机构的设计总长来加长推进行距，又会产生空间设计上的矛盾。首先，推进行距不足的问题可以通过提高水平顶车装置（与送砖车直接接触的推进装置）的水平伸长度来弥补，在设计上要避免与重型摆渡车外形发生碰撞。再次，为避免空间设计上的矛盾，可以采用推进行程放大的相关装置，以缩短液压缸的设计总长及整个机构的设计总长。(3)定位由升板机前后辅机装置的原理可知，自动推进系统需要两次推送才能将送砖车送入重型摆渡车上。如何将送砖车送入中端固定位置以及重型摆渡车上的指定位置，完成有效的定位，是设计中必须要解决的问题。在液压传动系统中加入定位设计，可以保证送砖车在升板机与重型摆渡车间任一位置的停止。同时，在机构上必须加入终端限位装置，保证机构的推进安全。(4)速度平衡为保证送砖车的运载平稳，减小送砖车在推力作用撤消瞬间产生的惯性缓冲，必须减小机构的推进速度。但如果推进速度过小，就不能保证后备送砖车的及时跟进。因此，应解决送砖车推进速度的平衡推算问题。在此，可以通过砌块成型周期等相关参数推算出最佳的推进速度，进而推算出液压缸的相关设计参数。(5)机械磨损机械磨损是所有的机械设备都要面临的问题。本机构的日常磨损主要因砖屑、粉尘掉入而造成部分零件的配合失效。机构外形采用封闭式的机械设计来防止砖屑、粉尘的掉入，在部分精密配合处设置密封防尘装置和润滑装置，加强工作性能。(6)成本衡量在保证机构各功能实现的同时，衡量设计成本，尽量减少总资金的投入。节约成本需要从细节着手，可以从各个零件外形设计、表面粗糙度的选定来衡量加工难易度，推算出加工成本。也可以从零件材料选定、标准件选定等方面考虑成本节约。2.升板机前后辅机装置主要参数设计2.1二工位送砖车基本参数计算2.1.1 二工位送砖车基本结构的设计(1)本机构送砖车采用工程常用的二工位结构。二工位结构与一工位结构相比，具有盛载量多、稳定性高等特点。(2)送砖车架采用槽钢焊接，滚轮轴与车架进行定位焊接，并选用一定规格的轴承配合车轴使用。2.1.2二工位送砖车基本尺寸计算本机构送砖车需与51块砖砌块成型机配合使用，依照给定的盛砖板尺寸进行对位设计。(1)二工位送砖车长度计算 二工位送砖车结构示意图（图2-1）已知盛砖板宽度为800mm，按两盛砖板并齐摆放，两板间需有150 mm的间隔余量，因此送砖车的总长度应1750mm，为使送砖车头尾留有些许余量，特确定总长度为1800mm（见图2-1）。 (2)二工位送砖车宽度计算已知导轨内侧距离为640mm，为保证送砖车滚轮与车架间留有些许间隙，且需保证对盛砖板有足够的支撑宽度，特确定送砖车宽度为600mm（见图2-1）。(3)二工位送砖车滚轮轴轴心距离计算 滚轮轴两轴心距离一般以车架总长度的2/3为准，且两轴心到车架中线距离相等，即两轴心距为1200mm，轴心到车架中线距离为600mm（见图2-1）。(4)二工位送砖车总高度计算已知升板机托板爪可下降到达的最低高度为100mm，因此送砖车总高度应100mm。同时，总高度过高，会影响导向机构上推爪对小车的作用力，因此，送砖车总高度应处于160200mm之间。2.1.3二工位送砖车满载质量计算送砖车满载质量用表示，其表达式为=+ （2-1）式中：空载送砖车的质量，在此取20kg送砖车上成型砖的总质量，在此取每板盛51块砖，每砖重3.5 kg盛砖板的总质量，在此取每板3kg按叠层数5层计算，可得=203.55152352=1835 kg取理想值可得=2000 kg2.2升板机前后辅机装置空间尺寸计算升板机前后辅机装置空间结构示意图（图2-2）如图2-2示，S1为重型摆渡车行走时空出的安全余量，在此取S1=100mm。 S2为地面顶端到升板机前端的距离，S3为两送砖车之间的安全余量，在此取S3=500 mm。送砖车车身距离为1800mm。 已知自动推进系统需要两次推送才能将送砖车送入重型摆渡车上，为保证自动推进系统一次推进时后备送砖车的有效补位，S2需保证有1.5倍车身的距离，在此取S2=3000mm。 由此可推知：一次推进行程需1800500=2300mm，在此取2300mm。2.3二工位送砖车自动推进系统基本参数计算二工位送砖车自动推进系统安装结构示意图（图2-3）如图2-3示，S1为二工位送砖车自动推进系统装夹时的总长度，S2为总宽度，S3为升板机总宽度。已知S3=1600mm，为保证自动推进系统与升板机余有些许地面间隔，确定自动推进系统总宽度S2=1400mm。由于液压缸活塞杆导向装置采用行程双倍放大机构，因此液压缸行程为一次推进行程的1/2，在此取液压缸行程为1200 mm，则液压缸的总长度可估算为13001600mm。在活塞杆推进的同时，导向架推进距离为活塞杆的两倍，因此，S1需考虑活塞杆推至顶端时导向架的伸长距离，即自动推进系统装夹总长度S1需120013001200=3700mm，在此取S1=4100mm。为保证送砖车在水平位置上的顺利行走，因此自动推进系统需安装在水平面以下，具体装夹详见升板机前后辅机地基图。3.液压缸的设计选用说明3.1液压缸基本结构的选择由于在送砖过程中受到砖屑、粉尘等外界环境的影响。加之设计空间的限制，本机构必须采用密封性强的焊接型液压缸。3.2液压缸主要参数的计算3.2.1额定压力的选定额定压力（公称压力）Pn是液压缸能用以长期工作的压力。由于本机构作用力较小，液压缸压力分级属中压，现选定额定压力Pn=4MPa。3.2.2活塞杆实际推力计算活塞杆导向装置实际推力即直接作用在二工位送砖车的推力，用F表示。导向装置上安装有两处推爪，同时对两辆送砖车施于推力。其表达式为： （3-1）式中：满载送砖车与导轨的摩擦力满载送砖车滚轮与导轨的摩擦系数，在此取=0.1导轨对满载送砖车的支撑力满载送砖车的总重力单辆满载送砖车的总质量，取=2000kg重力的速度，在此取=10N/kg即由于活塞杆导向装置采用行程双倍放大机构，因此根据力矩平衡，活塞杆上的实际推力。3.2.3液压缸理论推力的计算液压缸理论推力用F1表示。其表达式为： （3-2） 式中：活塞杆上的实际推力，已算出为=8 kN负载率，一般取=0.50.7,在此取=0.5液压缸的总效率机械效率，由活塞及活塞杆密封处的摩擦阻力所造成的摩擦损失，在额定压力下，通常可取=0.90.95,在此取=0.9容积率，由各密封件泄漏所造成。当密封件为弹性材料时=1，当密封件为钢性材料时=0.95。在此采用了弹性材料，取=1 即F1取理想值，可得F1=20kN。3.2.4液压缸理论拉力的计算液压缸理论拉力用F2表示，由于活塞杆缩回时仅对导向装置发生作用，在此不做具体计算。液压缸理论拉力F2范围为812kN。3.2.5活塞杆伸缩速度计算由于与本机构配对的砌块成型机成型周期为20秒一次，为保证一个周期内导向装置伸出长度为一个车身距离，需要保证导向装置伸出速度6m/min，即活塞杆伸出速度V13m/min，在此取V1=4m/min。活塞杆缩回速度V2表达式为 （3-3） 式中：速比，在此取=2。即V2=24=8m/min。3.3液压缸主要零件的设计3.3.1缸筒的设计(1)缸筒内径计算 缸筒内径D表达式为： （3-4）式中：液压缸理论推力，已算出=20000N额定压力，已选定=4MPa即参照机械设计手册表17-6-2选择液压缸内径为标准值，即D=80mm。(2)缸筒壁厚计算缸筒壁厚表达式为： （3-5） 式中：缸筒内最高工作压力，一般规定为1.5 Pn,在此取=6MPa缸筒内径，已算出为=80mm缸筒材料的许用应力，根据机械设计手册表17-6-7推算出=46 MPa即为留出安全余量，在此取=8mm即缸筒外径(3)焊缝应力计算焊缝应力表达式为： （3-6） 式中：缸内最大推力，取=1.5=1.520=30kN缸筒外径，已算出=96mm焊缝底径焊接效率，取=0.7焊条材料的抗拉强度，取=550MPan安全系数，取n=12即解得92.3mm，在此取=92mm3.3.2活塞标准件的选用根据本机构液压缸孔径小、压力低、速度小等特点，应采密封性强的组合活塞。选取活塞标准件型号为TB3IIA805.3(见中国机械设计大典表42.4-18),以下是活塞的结构示意图:活塞结构示意图（图3-1）3.3.3活塞杆的设计(1)活塞杆的计算活塞杆直径计算活塞杆直径d可根据往复运动速比来确定,其表达式为： （3-7） 式中：缸筒内径，已知为=80mm速比，已知为=2即活塞杆的强度计算 活塞杆在稳定工况下，只受轴向推力或拉力，可用直杆承受拉压载荷的简单强度计算公式进行计算，其表达式为： （3-8） 式中：液压缸理论推力，已知为=20kN活塞杆直径，已知为=56mm缸筒材料的许用应力，取=46MPa即可知=56mm满足受力条件。(2)活塞杆结构设计选用在活塞杆结构选用上，采用实心杆体，杆外端采用单耳环连接。连接螺纹尺寸为M362，螺纹长度为72mm。(3)活塞杆前端盖的设计选用活塞杆前端盖主要用以对活塞杆的导向，内装有密封装置以保证有杆腔的密封。外侧装有防尘圈，以防止活塞杆在后退时把杂质、灰尘及水分带到密封装置处，损坏密封装置。根据本机构液压缸行程长、低压、低速的特点，采用如下结构型式：活塞杆密封与导向结构示意图（图3-2）活塞杆前端盖长度的确定前端盖的主要尺寸是支承长度，最小导向长度H表达式为： （3-9） 式中：最大工作行程，取=1200mm缸筒内径，已知为=80mm即前端盖长度在此取=100mm。3.3.4中隔圈的设计选用由于本机构采用长行程液压缸，因此需在活塞与有杆侧端盖之间安装中隔圈(见图3-1)，使活塞杆在全部外伸时仍能有足够的支承长度。在此选取中隔圈长度为100mm。3.3.5油口的选用根据机械设计手册表17-6-25选择油口连接螺纹为M221.5。3.3.6密封件、防尘圈的选用活塞及活塞杆密封件、防尘圈均采用标准型号。其中活塞外侧两端采用O型密封圈与滑环的配合密封，内侧采用O型密封圈与左右挡圈的配合密封。活塞杆采用组合式密封圈和双唇防尘圈配合密封，并采用导向套协助导向。分别见图3-1和图3-2。3.4液压传动系统的设计本机构液压缸与二工位升板机共用液压站，整个液压系统较为复杂，在此只针对本机构液压传动部分加以说明。本机构液压传动系统较为简单，只需在系统中加入溢流阀与换向阀。其中溢流阀用于维持压力稳定，换向阀用于控制液压缸的工进、快退与原位停止。 液压系统传动图（图3-3）电磁阀顺序动作表（表3-1） 本机构在此选用先导式溢流阀与三位四通电磁换向阀，液压系统传动如图3-3，电磁阀顺序动作表如表3-1。 4.二工位送砖车的设计4.1车架的设计4.1.1车架结构车架以10号槽钢做为支撑件，各钢件间均采用焊接连接。为防止车架纵撑长期受推力作用而发生变形，特在纵撑上加入护件，结构示意图如图4-1。4.1.2车架强度校核(1)最大应力计算 车架结构示意图（图4-1）如图4-1示，槽钢只受Y轴压力的 作用，因此只取Y方向应力计算。最大应力表达式为： （4-1） 式中： 槽钢受力图（图4-2）最大弯矩，根据中国机械设计大典表14.5-7，可推知=截面系数，根据中国机械设计大典表14.5-7，可知=7.8即(2)实际应力计算实际应力表达式为： （4-2）式中：Y向压力，在此取砖块重量N=G=3.5515210=17850N受力面积，在此取盛砖板与车架的接触面积，即S=0.80.0484=0.1536即由此可知实际应力远小于最大应力，因此车架结构设计合理。4.2车轴与车轮的设计 车轮采用轴承配合，外加密封套件的结构形式，车轴与车架为焊接连接。车轮密封套件由轴承顶圈，轴承端盖以及轴承外护套三部分组成，两两之间采用螺纹连接锁紧。以下是车轮的结构示意图：车轮结构示意图（图4-3）5.二工位送砖车自动推进系统主要零部件的设计二工位送砖车自动推进系统的设计涉及的零部件较多，在此选用几个需要说明与计算的主要零部件，其它部件的设计详见各零件图及总装配图。5.1导向装置的设计本机构导向装置分为两大部分，一部分专为实现液压缸活塞杆的滑动平衡及终端限位而设计的平衡导向装置；一部分专为实现行程双倍放大及推力作用点定位的负载导向装置。5.1.1平衡导向装置 由于本机构液压缸行程较长，活塞杆在伸缩过程中难免会发生颠簸，对液压缸的作用效果产生直接影响，因此必须在活塞杆两侧加入平衡导向，以保持液压缸的工作稳定。 平衡导向装置结构示意图（图5-1）同时，为确保活塞杆伸出终端的准确卡位，必须在终端位置加以限位装置。平衡导向装置设计相关零件为导柱、导柱套、O型缓冲垫圈、导柱支撑座、导柱前后支座等，相关结构示意图如图5-1。如图5-1示，导向套做为活塞杆与导柱的衔接零件，随着活塞杆的伸缩，在导柱上做水平移动。当活塞杆带动导向套做前伸移动时，会推至导柱套右O型缓冲垫圈处，形成有效的终端限位。导柱支撑座及导柱前后支座（详见总装配图）分别起到支撑和前后夹紧的作用，以防止导柱受力时发生振动及弯曲变形。为防止导向套及导柱的滑动磨损，在导向套与导柱间加入耐磨护环。耐磨护环采用工程上常用的MT-4（耐磨铸铁）做为耐磨材料，为便于装夹与更换，护环采用半环拼合装夹，护环与导向套采用螺钉联接进行定位。由于受砖屑、粉尘等环境的影响，在耐磨护环内需加入防尘圈，以保证护环与导柱的接触面光滑洁净。耐磨护环与防尘圈的安装详见总装配图。导向套来回滑动时需做定时滴油润滑，在导柱附近设置滴油装置。5.1.2负载导向装置 由于考虑到机构设计空间的局限性，以及液压缸设计的合理，实效性，因此必须采用推进行程双倍放大的相关装置，以缩短液压缸的设计总长及整个机构的设计总长。负载导向装置设计相关零部件为导向架、齿轮组件、导轮组件、推爪组件等，相关结构示意图如图5-2。如图5-2示，齿轮为活塞杆与导向架的衔接零件，随着活塞杆的伸缩带动导向架做水平移动。图中下齿条与机架焊接，做为固定件；上齿条与导向架下部焊接，做为平动件；顶撑做为推爪的支撑载体，与导向架上部焊接，前后推爪直接焊接于顶撑上部。 负载导向装置结构示意图（图5-2）当活塞杆带动齿轮做前伸移动时，齿轮滚动带动上齿条做双倍位置平移，则推爪的推进行程为活塞杆伸出行程的两倍。(1) 齿轮组件齿轮组件包括的零件为齿轮、上下齿条、齿轮轴、挡圈等，其安装结构示意图如图5-3：如图5-3示，齿轮轴安装液压缸耳环上，与耳环做自由转动配合。挡圈安装在耳环两端，与齿轮轴做过盈定位配合，以防止齿轮轴的水平滑动。齿轮安装在 齿轮组件安装结构示意图（图5-3）齿轮轴外侧两端，与齿轮轴做同轴转动，带动上齿条的水平移动。齿轮的相关设计及计算详见后一章节。 (2) 导轮组件齿轮组件包括的零件为导轮轴、导轮轴支座、导轮端盖、导轮外护套、导轮顶圈等，其内部装夹与送砖车滚轮相同（可参照图4-3），唯一区别在于导轮外观设计有一定斜度，以便在槽钢内做水平滚动。导轮轴顶端与送砖车导轴顶端设计相同，导轮轴后端与导轮轴支座做孔轴配合，并采用焊接做永久定位。导轮轴支座装夹在导向架两侧，采用螺栓联接定位。以上零件装夹具体见总装配图。(3) 推爪组件推爪组件包括的零件为推爪、推爪左耳环，推爪右耳环、推爪连接销、推爪定位角钢、扭转弹簧等，其安装结构示意图如下：推爪组件安装结构示意图（图5-4）如图5-4示，推爪装夹在正中间位置，推爪底部与装夹地面空有些许间隙，以便推爪的旋转。左右耳环分别装夹在推爪两侧，三者通过连接销完成连接与定位。扭转弹簧安装在推爪与左耳环之间的中空部分，用以实现推爪的回摆。推爪定位角钢用以推爪的回摆定位。其中左右耳环与定位角钢直接与支撑槽钢做定位焊接。5.2齿轮的设计选用5.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)根据本机构的传动要求，选用直齿圆柱齿轮传动。(2)本机构传动属一般的推力传动，传动速度较低，故选用10级精度。(3)由机械设计(第八版)表10-1选择齿轮材料为45号钢(调质)，硬度为210HBS。(4)初定齿轮齿数Z=27。5.2.2齿轮的设计已知液压缸活塞秆的输出功率P=5kW，齿轮转速n=600r/min,设定工作寿命为10年。齿轮的分度圆直径dt可由机械设计(第八版)式10-9a进行试算，其表达式为： （5-1） (1)确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 计算齿轮传递的转矩T。 由机械设计(第八版)表10-7选取齿宽系数。 由机械设计(第八版)表10-6查得材料的弹性影响系数 由机械设计(第八版)图10-21d按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限。由机械设计(第八版)表10-13计算应力循环次数，其表达式为： （5-2）式中：齿轮转速，已知=600r/minj每转一圈，同一齿面啮合的次数，在此取j =1 工作寿命；设定工作寿命为10年，每年按工作300天，两班制计算，即 即 由机械设计(第八版)表10-19取接触疲劳寿命系数。计算接触疲劳许用应力。 取安全系数为S=1，由机械设计(第八版)式10-12得 (2)计算试算齿轮分度圆直径计算圆周速度V 计算齿宽b 计算模数m 计算齿高h 计算齿宽与齿高之比 计算载荷系数K由机械设计(第八版)图10-8查得动载系数；由直齿轮可推知；由机械设计(第八版)表10-2查得使用系数；由机械设计(第八版)表10-4用插值法查得；由，查机械设计(第八版)图10-13得，故载荷系数按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由机械设计(第八版)式10-10a得计算实际模数m 确定齿数z模数m取就近标准值，按，算出齿轮齿数 确定分度圆直径d 确定齿轮宽度b 5.2.3齿轮其它基本参数的确定 (1)精度等级 根据GB10095-88标准，选取齿轮精度等级为10FH。(2)法向齿高法向齿高为全齿高的1/2，已知全齿高即法向齿高为。(3)齿厚齿厚E的计算公式为，即齿厚极限偏差的数值由机械设计课程设计手册(第二版)表10-12可推知上偏差为-0.224,下偏差为-0.448。(4)齿轮副中心距及其极限偏差 齿轮副中心距已知为98mm，极限偏差由机械设计课程设计手册表10-9查出为。(5)公差组 公差组I检验项目代号为，由机械设计课程设计手册表10-6查出公差值为0.140。公差组II检验项目代号为，由机械设计课程设计手册表10-7查出公差值为0.056。公差组III检验项目代号为，由机械设计课程设计手册(第二版)表10-8查出公差值为0.080。(6)其它参数的参照选定参照选定齿轮齿形角，齿顶高系数，径向变位系数x=0。（注：上下齿条基本参数与齿轮相同，在此不做具体说明。）5.3辅助机架的设计辅助机架做为本机构的主要支撑件，对许多机构零部件的装夹定位起到至关重要的作用。辅助机架主要采用槽钢组合焊接的结构型式，其结构示意图如下：辅助机架结构示意图（图5-5）如图5-5示，辅助机架由各个支撑件组合焊接而成，而每个支撑件所起的作用又各不相同。以下是各个支撑件相关作用说明。 5.3.1主边框与侧边框辅助机架的外框架由主边框与侧边框组合而成。其中，主边框位于图16中左右两端，主边框内侧直接与纵撑、中撑做焊接定位。侧边框位于图16上下两端，对辅助机架本身起到主支撑作用。与主边框对位装夹的零件为前后衬板、导柱支撑和液压缸后支座。前后衬板装夹在主边框内侧，而导柱支座对位装夹于边框外侧，三者通过螺栓联接配合，对导柱两端起到夹紧定位的作用。液压缸后支座装夹在右端主边框上，与后衬板做螺栓联接配合，共同作用于液压缸后端，防止液压缸工作时后端因重力不稳而上下摆动。5.3.2横撑与纵撑辅助机架的内框架以横撑和纵撑做为支撑件。横撑位于两主边框之间，是送砖车导轨与导轮导轨的承接载体。其中，送砖车导轨选用标准9号轻轨，直接焊接于横撑上部，导轮导轨采用16号槽钢做为支撑材料，直接焊接于横撑凹平处。纵撑安装于侧边框与横撑之间，起到机架加固的作用。5.3.3中撑中撑横卧于两主边框之间，是液压缸安装的主支撑件，也是辅助机架位置固定的衔接部件。与中支撑对位装夹的零件为液压缸耳轴夹紧座，下齿条，导柱支撑座和机架预埋件。液压缸耳轴夹紧座与下齿条焊接于中撑凹平处，导柱支撑座焊接于中撑外侧。机架预埋件位于辅助机架下部，通过中撑的螺柱联接夹紧，对整个机构起到位置锁定的作用。5.3.4垫板与护板垫板与护板采用钢板氧焊切割而制成。垫板位于中撑与机架预埋件夹紧处，焊接于两横撑之间，用于防止中撑受力后的弯曲变形，对整个辅助机架起到地面接触垫平的作用。护板安装在侧边框与横撑上部，用于机构的防尘与美观。结论及尚存在的问题1.结论本装置采用液压传动机构来代替
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