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工业缝纫机压脚结构及气动控制系统改良设计,工业,缝纫机,结构,气动,控制系统,改良,设计
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本科毕业设计(论文) 题目：工业缝纫机压脚结构及气动控制系统改良设计 工业缝纫机压脚结构及气动控制系统改良设计摘 要 传统服装缝制过程中操作者的熟练程度是非常重要的，面临缝纫工人的严重缺乏，缝纫机性能的提高，使服装生产摆脱对操作者熟练程度的依赖是非常重要的。也是多年来缝制机专家一直在研究的课题，传统缝制对操作者熟练程度的依赖，主要体现在操作者在缝制过程中材料处理的手法与娴熟程度，这也是提高缝纫产量的关键。前面我们大篇幅的介绍过的缝纫机附件、专用压脚、操作样板等内容，是对缝纫机的一个重要补充。这一切都是规范缝纫操作、使操作标准化、程序化的研究结果，自动化、半自动化设备的出现就是这些研究成果机械化的表现。本文主要是对缝纫机的压脚机构进行气动改良设计说明。将压脚改良，设计一个气缸，并设计压脚机构，实现利用气缸来提供动力，实现压脚的压紧和放开，降低工人的操作要求从而提高工作效率。相关设计后，并用CAD进行装配图绘制和部分零件图的绘制。关键词：气缸；压脚机构；缝纫机The Improving of Industrial Sewing Machine Presser Foot and Pneumatic Control SystemAbstractProficiency in traditional clothing sewing process operator is very important, is facing a serious lack of sewing workers, improve the performance of the machine, so get rid of garment production operator proficiency dependence is very important. For year sexperts have been sewing machines are also in the research, the traditional sewing operator proficiency relies mainly reflected in the way the operator in the sewing process and the skill level of material handling, which is the key to improve the yield of sewing. Earlier we introduced the great length of sewing accessories, special presser foot, operating model and other content, is an important complement to the sewing machine. All this specification sewing operation,the operating standardized procedures results, automation,semi-automation equipment appears that these findings mechanization performance.This article is a pneumatic presser foot institutions improved design description.The presser foot improved design of a cylinder,and the presser foot mechanism design to achieve the use of the cylinder to provide power to achieve compression and release the presser foot and lower operational requirements of workers to improve work efficiency.After there levant design and assembly drawing with CAD drawing and some parts diagram.Key words: Cylinder；Presser Foot institutions；Sewing Machine目 录1 绪论1 1.1选题的目的和意义1 1.2国内外的研究现状1 1.2.1国内发展状况1 1.2.2国外发展状况2 1.2.3中国与国外先进技术的差距2 1.3设计研究的主要内容22 工业缝纫机的主要机构3 2.1刺料机构3 2.2钩线机构3 2.3挑线机构3 2.4送料机构4 2.5压料机构（压脚机构）43 压脚的分析设计5 3.1压脚的作用5 3.2常见压脚的种类5 3.2.1自由压脚（活压脚）5 3.2.2固定压脚（死压脚）5 3.2.3高低压脚（止口压脚）6 3.2.4防皱压脚6 3.3压脚线槽6 3.3.1线槽大6 3.3.2线槽小7 3.3.3没线槽7 3.4压脚的设计74 压簧的选择和调节螺钉的设计9 4.1压簧的选择9 4.2调节螺钉的设计95 压杆、导杆和压杆套的设计11 5.1 压杆的分析11 5.1.1压杆的稳定计算11 5.1.2压杆的设计16 5.1.3压杆的校核17 5.2压杆套（轴套）的设计17 5.2.1压杆套（轴套）的作用17 5.2.3导杆的设计19 5.3导架的设计196 抬压脚杠杆的设计207 气缸的设计21 7.1气缸内径确定22 7.2确定活塞杆直径22 7.3缸筒长度的确定22 7.4气缸壁厚的确定22 7.5活塞杆的校核23 7.6气缸进排气口直径23 7.7气缸的安装方式248 压脚机构的装配259 结论和展望26 9.1结论26 9.2展望26参考文献27致谢28III 1 绪论1.1选题的目的和意义我国是世界上最大的缝制机械生产和销售国，目前共有各类缝机生产企业近2000家。在高速工业缝纫机中，随着布料厚度的变化，针迹、图案容易发生偏差，必须对压脚的提升量进行严格控制。本课题通过对现有的工业缝纫机压脚控制技术进行改良，加入自动控制环节，实现均匀美观的缝制效果。1.2国内外的研究现状1.2.1国内发展状况工业缝纫机自2003年入围中国名牌产品评价目录，并于同年9月产生了上工、标准、飞跃、中捷、宝石等5个中国名牌产品以来，全行业品牌意识不断增强，并在规模化生产、市场占有率等方面呈现出良好态势，而且名牌产品的领跑作用越发明显。目前，中国工业缝纫机的产量已占全球市场的70%以上，但力与国际先进水平相比还有一段差距。十一五期间，中国缝制机械协会将加大培育一批拥有自主知识产权的知名品牌和有较强国际能力的优势企业，争取全行业拥有中国名牌产品数10个，并推动35个企业成为国际名牌或国际著名品牌，同时，培育20个名牌产品和主要骨干企业。目前，中国工业缝纫机行业中的5个中国名牌产品在科技、管理、质量、信息等方面正紧追德国、日本等国先进水平，在某些方面国产品牌已经可以直接与国际知名品牌抗衡，甚至产品性价比已远远超过国际品牌。但全行业核心竞争力与德国、日本等国际先进水平相比，尚有一定差距，特别是在中高端产品领域，国内品牌的竞争优势和品牌优势还未充分体现。基于此，中国缝制机械协会将在今年工业缝纫机再度进入中国名牌产品复评之机，进一步加大全行业名牌战略实施力度，引导企业加大自主创新力度以及产品结构调整力度，不断提高核心竞争力，逐渐缩小与国际品牌的差距。2011-2015年中国工业缝纫机行业调研与发展趋势研究报告依据国家统计局、海关总署和国家信息中心等渠道发布的权威数据，以及我中心对本行业的实地调研，结合了行业所处的环境，从理论到实践、从宏观到微观等多个角度进行研究分析。它是业内企业、相关投资公司及政府部门准确把握行业发展 28趋势，洞悉行业竞争格局，规避经营和投资风险，制定正确竞争和投资战略决策的重要决策依据之一，具有重要的参考价值！1.2.2国外发展状况国外工业缝纫机产品的技术开发研究动向大致为：（1）电子技术的普遍应用；（2）适合多品种的小批量加工的机种；（3）各种自动化附件和装置；（4）多用缝纫机机种；（5）无需润滑的缝纫机机种；（6）高功能梭子结构；（7）多用途机种；（8）缝纫辅助作业的自动化。1.2.3中国与国外先进技术的差距差距一、是在设计方面。我国缝纫机产业基本上无自主知识产权。不要说自行设计、开发，就是购买国外的先进技术，也是一家买来全国共享。这样会影响购买企业的积极性和研发投入与力度，更难有突破与创新。但是，WTO后，知识产权的保护必然要求我们有自主知识产权，否则，只有死路一条。地都让外国公司圈了，我们怎么发展？所以，上工正在同高校合作培养自己的专业技术人员，以图加强国内企业自有设计队伍的培养。 差距二、是工艺水平。从铸造、机壳加工、涂装、零件与装配五大工艺流程来看，我们同日本比都没有优势。在机壳加工方面我国现在是大流水线，国外已是连线生产了；在噪音控制、力矩、震动等方面我们的工艺还有一定差距。如果能在这五大工艺上赶上或超过日本，那我国缝纫机生产企业就会有比较大的发言权。 差距三、他认为管理也是一个问题，尤其是管理理念。国内企业的员工甚至管理干部都存在理念上的问题，举例来讲，就ISO9000来说，如果能严格按照每个环节的标准来做，那么产品合格率肯定会达到100%，可是就算数据、指标就放在眼前还是无法认真去完成。观念问题，其实是一个很高的管理成本。差距的产生，就发展中国家和发达国家相比总是无法避免的，关键是认识到差距，正确对待，努力在最短的时间里迎头赶上。1.3设计研究的主要内容 (1)对工业缝纫机的工作原理、内外结构进行分析研究；（2）研究分析高速缝纫机压脚工作的稳定性的影响因素，提出合理的设计方案；（3）对压脚工作部分尺寸及公差进行设计计算；（4）确定控制方案，完成气动控制元件的选型配置；（5）对典型零件需进行选材及热处理工艺路线分析；（6）绘制零件图和装配图。2 工业缝纫机的主要机构 缝纫机由机头、机座、传动和附件四部分组成。机头是缝纫机的主要部分。它由刺料、钩线、挑线、送料四个机构和绕线、压料、落牙等辅助机构组成，各机构的运动合理地配合，循环工作，把缝料缝合起来。机座分为台板和机箱两种形式。台板式机座的台板起着支承机头的作用，缝纫操作时当作工作台用。台板有多种式样，有一斗或多斗摺藏式、柜式、写字台式等。机箱式机座的机箱起着支承和贮藏机头的作用，使缝纫机便于携带和保管。缝纫机的传动部分由机架、手摇器或电动机等部件构成。机架是机器的支柱，支承着台板和脚踏板。手摇器或电动机多数直接装在机头上。缝纫机的附件包括机针、梭心、开刀、油壶等。2.1刺料机构 缝针带引缝线刺穿缝料的机构称为刺料机构（也称针杆机构）。针杆机构的任务是驱动机针，引导面线穿过缝料，形成面线线环，为缝线的相互交织作准备，分为直动式刺料机构和摆动式刺料机构。直动式刺料机构是指针杆在机头的针杆孔内只作上下往复运动，带动针杆引导缝线刺穿面料，完成缝制的机构；摆动刺料机构是指针杆在连接机头上的摆动架的针杆孔内“上下”往复移动带引缝线刺穿面料进行缝纫时，摆动架又前后或左右摆动或绕支点作弧线摆动的机构。2.2钩线机构 钩住线环的机构称勾线机械，它承担着勾线、分线、过线、脱线及放底线的作用。2.3挑线机构 缝纫机在缝纫时形成线迹过程中，其中起着输送、回收针线并收紧线迹作用的机构，称为挑线机构。作用是（1）当机针下行刺料时，将缝线从其卷装中拉出，提供线环形成时增多的用线量。（2）当缝针向上回退时，回收线环形成多余的用线量，并收紧线迹。2.4送料机构 输送缝料的机构称送料机构。把缝料在原有的位置上移动一个距离，以使下一个线迹在新的位置上形成的过程称为送料。送料机构的送料方式可以分为两大类：磨擦送料和精确送料。送料方式不同，执行机构也不同。2.5压料机构（压脚机构） 压料机构的作用:（1）防止缝料升浮，保证线迹的形成。当机针和挑线杆向上运动时，压脚将缝料压在针板平面上，这样既可保证线环的稳定性，避免因缝器钩不住线环而产生的跳针，又便于挑线杆收紧线迹，避免出现浮线。（2）协助送料机构，保证缝迹的形成。为使送布牙能顺利地移送缝料，在送布牙和缝料之间应有足够的摩擦力，压脚压力就是产生这个摩擦力的决定因素。由于压脚下压缝料，使缝料与送布牙之间产生较大的摩擦力，使缝料在送布牙的带动下，周期性地向前移动，最终形成连续的缝迹。3 压脚的分析设计3.1压脚的作用 将面料固定在针板上面决定缝制位置；机针拔出面料时可防止面料浮起；帮助送布控制前后送布的方向，并以适当的压力使面料始终与送布牙保持接触。3.2常见压脚的种类3.2.1自由压脚（活压脚） 最标准的压脚压脚底板的前半部呈弧形，如图3.1所示，支点的后方有弹簧使其复位对缝料的适应性很好，对段部的送料也很方便。图3.1 自由压脚3.2.2固定压脚（死压脚） 是双卷边三卷边等的卷边器，如图3.2所示，常使用这种压脚可使卷边工序的缝制稳定，但是对段部的缝制不太适应。 图3.2 固定压脚3.2.3高低压脚（止口压脚） 是进行止口缝制的专用压脚，如图3.3所示，缝左专用、右专用、左右专用三种因为要适应各种尺寸的止口，所以种类很多。图3.3 高低压脚3.2.4防皱压脚 此压脚能随送布牙的上下运动，而前后移动所以能防止缝制起皱，如图3.4所示。图3.4 放皱压脚3.3压脚线槽 压脚底面的线槽可使挑线杆在收线时减少阻力使至能顺利地进行收线，按照压脚的种类，线槽的长短也不同应该按照缝线的粗细、针距的长短来选择适当的压脚。3.3.1线槽大 （DDL-5530N 、DDL-5570N标准：B1524-012-OBA) 因为没压到线结（底、面线的结点）所以收线良好，如图3.5所示。但是，在缝制小针距或薄料的场合使用此种压脚则很容易产生起皱的缝制故障。推荐针距至4mm。 图3.5 线槽大的压脚示意图3.3.2线槽小 （DDL-5571NA 薄料用 D1524-555-DBA）针距超过3mm容易产生收线不良，如图3.6所示，所以要换线槽较大的压脚，使线槽与针距能匹配。推荐针距2mm-3mm。图3.6 线槽小的压脚示意图3.3.3没线槽 （极薄料用:B1524-012-TBA）有避免极薄料在缝制时收线过度造成缝制起皱的效果,但是要注意有时会产生收线不良，如图3.7所示。图3.7 没线槽的压脚示意图3.4压脚的设计 考虑缝的是薄料平缝，所以选择的是自由压脚无线槽，考虑到工人操作的安全性能，所以在设计压脚的时候加入护指器（保护操作员工，防止员工在机器工作时将手指升到机针处），选用涂膜压脚，因为在特殊的轻合金中含有特氟隆（聚四氟乙烯），所以是润滑性良好的压脚，可以防止缝制错位而且比尼龙压脚耐磨性好。本次设计的压脚二维图3.8所示。图3.8 设计的压脚二维图在压脚上上部分有7.2的孔，使压脚可以用螺钉固定在压杆上。4 压簧的选择和调节螺钉的设计4.1压簧的选择 (1) 标准缝纫机用:B1505-227-000A (直径=1.4mm)，出厂压力4kg,将此压力比作为1。 (2) 薄料缝纫机用: B1505-227-TOOA (直径=1.2mm)，出厂压力4KG(A型）1.5kg，(E型)与标准弹簧的强度比0.28。 (3) NF缝纫机用111-62104(直径=0.9mm)出厂压力1kg,与标准弹簧的强度比0.19。 选择薄料缝纫机用: B1505-227-TOOA(直径=1.2mm)，出厂压力4KG(A型），与标准弹簧的强度比0.28。需进行淬火和回火处理，来降低弹簧的硬度，提高弹性很强度。4.2调节螺钉的设计 压脚的压力大则送布力也大容易造成缝制错位损伤面料特别是在缝制薄料的时候应在不影响送布的前提下尽量地将压脚的压力调小。 调节螺钉顶部距机头顶部初始距离为29.56mm，本次设计的调节螺钉如图4.1所示，通过查表可知调节螺钉每下旋4mm，增加压力0.5kg，所以可以制定下面压簧压力表。图4.1 调节螺钉表4.1 压簧压力表 压簧压力（kg）11.522.533.544.55机头上平面到调节螺钉的上平面将的距离（mm）29.5625.5621.5617.565 压杆、导杆和压杆套的设计5.1压杆的分析 工程中把承受轴向压力的直杆称为压杆。5.1.1压杆的稳定计算 以前，我们从强度观点出发，认为压杆在其横截面上只产生压应力，当压应力超过材料的极限应力时，压杆才因抗压强度不足而破坏。这种观点对于始终能够保持其原有直线形状的短粗压杆来说，可以认为是正确的，这时对它只进行强度计算也是合适的，但是，对于细长的压杆，在轴向力的作用下，往往在因强度不足而破坏之前，就因它不再保持原有直线状态下的平衡而骤然屈曲破坏，因而它不再是强度问题，而是压杆能不能保持直线状态下的平衡问题。现在我们来求压杆的临界力，即杆弯曲后在平衡状态时的纵向力，这个问题是欧拉在1774年首先解决的。设有一根等截面的直杆AB，长L，一端固定一端铰支，如图5.1，在纵向力P的作用下，发生微小弯曲变形，杆在完全状态下，距下端为x的任一截面的挠度为y，该截面的弯矩为 图5.1 压杆分析图 （5.1）压杆开始丧失稳定时，挠度很小，可以根据挠曲线的近似微分方程来进行分析，将式（5.1）代入挠曲线近似微分方程得令 （5.2）那么上面的微分方程就可以写成它的通解是 （5.3）上式就是挠曲线的方程，其中及是两个待定的积分常数，又因为临界力的数值还不知道，所以式中的K也是一个待定值。要确定上述这几个待定值，可以利用杆端的两个边界条件。在A端，即处，挠度，把它代入式（5.3），即可求得因此挠度曲线方程为 （5.4）又在B端，即处，挠度，代入上式得由此解得或者 （5.5）若取，则有式（5.4）得挠曲线方程为，表示仍保持直线形式，这个结论与原来的前提相矛盾，因此须取式（5.5），由这个三角方程可解得 （5.6）式中n为任意整数。将式（5.6）代入式（5.2）得 （5.7）上式表明，使杆弯曲而保持平衡的载荷，在理论上可以有很多个数，但从实用方面看，重要的是使杆发生弯曲的最小纵向力，若取，代入式（5.7），得P=0，与所讨论的情况不符，因此，应该去n=1，代入式（5.7），就得所求的临界力为 （5.8）上式即为两端铰支压杆的欧拉公式，若两端是球形铰或与它类似的支承，两端截面在任何方向都可以转动，则应取代入上式，因为在这种支撑情况下，压杆将在抗弯能力最弱的平面内发生弯曲。这个平面称为最下刚度平面。将式（5.6）代入式（5.4），得可见可见挠曲线为正弦曲线，积分常数为不定值，仍取n=1，将代入上式，就可得，这说明代表压杆失稳而弯曲时发生在中点出的最大挠度,它是一个不定值。 上述确定欧拉公式，是在两端铰支时得到的，当两端为其它约束时，也可以用类似方法，并根据约束的具体情况，得出相应的临界力公式。对于一端固定，一端自由的细长杆，其挠曲线为波正弦曲线，相应的临界力公式为 （5.9）对于两端为对于两端为固定的细长压杆，其挠曲线上有两个拐点，分别出现在和处，相应的临界力公式为 （5.10）对于一端固定，一端铰支的压杆，在其挠曲线上有一个拐点，出现在处，（x从固定端算起），相应的临界力为 (5.11)综合上述四个公式可得临界力的一般表达式为 （5.12）其中为长度系数，其值取决于压杆两端的约束情况，可见表5.1.1。，为压杆的计算长度；E为杆件材料的弹性模量，I为杆件截面的惯矩。表5.1 压杆的长度系数表杆端的约束情况两端固定一端固定一端铰支两端铰支一端固定一端自由长度系数0.50.71.02.0 应当指出，表5.1的长度系数的数值是根据理想化的约束情况而来的，在工程实践中，压杆的实际约束情况要复杂的多，往往需要按照实际约束情况予以简化，以便近似地当作四种约束类型中的一种或介于两种之间的情形，适当地选择长度系数的值。对于两端都有支承的压杆，其值应在0.51.0的范围内选择，但在选择=0.5时，应当特别注意，只有当压杆两端确实是固定端时才可以取=0.5，否则应当按一端固定，另一端铰支处理或按两端铰支处理。此时取=0.7或=1。例如，机床的丝杠通常是根据支承物（轴承或螺母）的长度和丝杠的直径的比值来确定其约束类型的，当3时，可以当作固定端处理；当1.53时，则当作则当作不完全固定端处理，对于铣床的传动丝杠，一般都简化为一端固定，另一端铰支，取=0.7；对于内燃机的气门挺杆等，一般简化为两端铰支，取=1；而千斤顶的螺杆一般简化为一端固定，另一端自由，取=2。按照式（5.12）计算出临界力后，将除以压杆的横截面面积A，所得的平均应力就定义为临界应力,用表示为 （5.13）令 （5.14） 则式中为截面的惯性半径。将式（5.14）代入式（5.13）得 再令 （5.15）则可将式 改写为 （5.16） 式中称为压杆的柔度或细长比，是一个没有量纲的量，它综合了压杆的所有外部特征，反映了压杆长度（L）截面尺寸和形状（）以及杆端约束情况（）对临界力的影响，是压杆稳定计算中的一个重要的参数，压杆愈细长，值愈大，则临界力愈小，压杆愈容易失稳。 欧拉公式（5.8）以及式（5.12）都是当胡克定律适用于其材料的前提下推导出来的，因此，当杆内应力不超过材料的比例极限时，式（5.12）才成立。今以临界应力表示杆内应力，以表示材料的比例极限，则欧拉公式的适用条件是 或。对于钢，E=206GPa，=200MPa，代入上式得 ，对于对于其它材料，同样可以计算出各自的作为压杆分类的标志，当时的压杆称为细长杆。可见，欧拉公式只能用来计算细长杆的临界力，而对对于的压杆，依然存在着稳定性问题，但是不能再用欧拉公式来计算其临界力，这时可用如下的经验公式确定压杆的临界应力:的其它类型的压杆，欧拉公式是不适用的。 对于的压杆，依然存在着稳定性问题，但是不能再用欧拉公式来计算其临界力，这时可用如下的经验公式确定压杆的临界应力: （5.17） 式中a和b是与材料机械性质有关的常数，由试验求出，几种常用材料的a值和b值见表5.2。表5.2 几种材料的性质和柔度材料a（MPa）B（MPa）普通钢3101.1410061优质钢5893.8210061铸铁338.71.48100松木29.30.19110 应用式(5-17)求压杆临界力时，也有一个柔度的限制。例如对塑性材料制成的压杆，当按式(5.17)计算出的超过材料的时，式(5.17)就不再适用，因为从理论上说这时的压杆早因强度不足而破坏了。为了确定的数值，可令=，代入式（5.17）得由此解得对于钢，可从表4-2查得=310MPa，b=1.14MPa，代入上式，得=61。就是说，对于钢制成的压杆，当它的柔度小于 =100而大于61时，才能用式(5.17)计算它的临界应力，我们把61100的压杆称为中长杆。中长杆的临界应力介于比例极限、和屈服极限之间，对于的压杆称为短杆，按上述情况分析，短杆在失稳之前，就因强度不足而破坏，所以对短杆来说，可以把材料的屈服极限(或强度极限)理解为它的临界应力。 若将三类压杆的临界应力与柔度之间的关系在l直角坐标系内绘出，可得到压杆的临界应力总图5.2，可见，随着柔度的减小，压杆的破坏将由稳定条件起控制作用逐渐转化为由强度条件起控制作用。 以上是从理想的情况分析得来的，根据我国的具体情况和多年的实践经验，对由钢制成的压杆，认为用图5.3所示的DEC曲线确定其临界应力将更切合实际。在曲线的DC段仍按欧拉公式计算，但C点的纵横坐标值不是材料的和=100，而是=134MPa和=123。在曲线的CE段则按下列经验公式计算： 图5.2 压杆的临界应力 图5.3 实际压杆临界应力5.1.2压杆的设计 首先确定杆径20.32mm，杆长为130.58mm，在杆的一端开宽3.6mm，长22.31mm的键槽，并在这端打孔，距此端13.31mm，直径7.6mm的孔，在另外一端打内孔，孔深33.6mm，孔直径6.6mm，选择材料是45号钢，热处理是表面淬火，表面淬火是通过对工件表面的加热、冷却而改变表层力学性能的金属热处理工艺,其目的是获得高硬度的表面层和有利的内应力分布，以提高工件的耐磨性能和抗疲劳性能。具体设计如图5.4所示。图5.4 设计的压杆二维图5.1.3压杆的校核 本文所设计的压杆在工作时可以看作是一端固定，一端自由，选用的是钢，此时压杆的长度系数=2，杆的长度L=130mm，杆直径d=20mm，先算压杆的临界力，首先要计算此压杆的柔度，以确定此压杆的临界应力，由式（5.15）知式中 此压杆的惯性半径代入得=100可见，此压杆为中长杆，其临界力应按经验公式来计算。对于钢，可由表5.2查的 所以故此压杆的临界力为我们已经知道，当我们已经知道，当作用于压杆的轴向力达到临界力时，压杆就会失稳。因此，为保证压杆安全地工作，要求作用于压杆的轴向力P不得超过临界力，再考虑对于稳定，需要有一个安全储备，故许用载荷形式的稳定条件为 或者 （5.18）式中表示稳定安全系数，式(5-18)中的n称为工作安全系数。它表示临界力和工作载荷P值之比。当工作安全系数n大于或等于稳定安全系数时，压杆是稳定的。当n小于时，压杆是不稳定的。查安全系数手册，可知=1，通过第3章可知压杆所受的最大压力P20N，即，所以此压杆是稳定的。5.2压杆套（轴套）的设计5.2.1压杆套（轴套）的作用 （1）在运动部件中，因为长期的磨擦而而造成零件的磨损，当轴和孔的间隙磨损懂啊一定程度的时候必须要更换零件，因此在设计的时候选用硬度较低、耐磨性较好的材料为轴套，这样可以节约减少轴和座的磨擦，当轴套磨损到一定程度进行更换，这样可以节约因更换轴或者座的成本，一般来说，轴套套和座采用过盈配合，而与轴采用间隙配合，因为无论怎么样还是无法避免磨损的，只能延长寿命，而轴类零件比较容易加工，也有一些新的设计人员不喜欢这样设计，认为这样是在制造的时候增加成本，但经过一段时间使用后，维修时还是按这种方法改造，但改造容易造成设备的精度降低，原因很简单，二次加工是无法保证座控的中心位置的。 （2）轴套在一些转速较低，径向载荷较高且间隙要求较高的地方（如凸轮轴）用来代替滚动轴承（其实滚动轴承也是一种轴套）材料要求硬度低且耐磨，轴套内孔经研磨刮削，能达到较高配合精度，内壁上一定要有润滑油的油槽，轴套的润滑非常重要，干磨的话，轴和轴套很快就会报废，这里推荐安装是刮削轴套内孔壁，这样可以留下许多小凹坑，增强润滑。 （3）轴套一般起滑动轴承作用。为了节约材料根据轴套需要的轴向载荷设计轴套的壁厚。一般选用铸铜和轴承合金材质。轴套有开口和不开口之分，只要根据结构的需要，一般轴套不能承受轴向载荷，或只能承受较小的轴向载荷，或加推力轴承，轴一般是圆的。 （4）轴套一般起轴向定位作用，端部与此轮轴承等零件以压应力接触，有时因轴要与密封圈等标准件配合，又要保证中部零件能穿过轴端，就做轴套与密封圈配合轴可以做细以保证零件穿过。5.2.2压杆套的设计 压杆套是起轴向定位作用，并起减磨作用，所以选用的材料铜合金，与压杆采用间隙配合，与机座孔采用过盈配合。轴套长36mm，孔径11.92mm，壁厚1.8mm。 图5.5 压杆套与压杆机座的连接简图5.2.3导杆的设计 本设计导杆是伸入入调节螺钉和压杆内，并套上弹簧，所以设计的只是圆柱，长度为110.42mm，直径6mm，材料为45号钢，热处理是淬火-回火。5.3导架的设计 设计的导架三视图如下，导架右边开一孔，让抬压脚杠杆升到里面，且不卡死抬压脚杠杆，防止工作时卡死。导架底部是一正方体，中心有一直径为21.44mm的通孔，可以通过螺母和压杆连接并固定在一起，然后通过抬压脚杠杆带动压脚工作。导架二维简图如图5.6。 图5.6 导架二维示意图6 抬压脚杠杆的设计图6.1 抬压脚杠杆二维简图 抬压脚杠杆是利用杠杆原理，中间的杠杆螺钉就是此杠杆的支点，来实现力的传递，抬压脚杠杆左端到杠杆螺钉的距离为86.96mm（实际工作距离要小于86.96）,并插入导架的上方孔内，右端通过旋转螺钉与拉杆链接，与杠杆螺钉的距离为87.65mm（就是工作距离），通过杠杆定律可知，要使左边的压脚抬起，右边要提供的力只需要大于2.5kg即可。7 气缸的设计气缸的设计流程图如图7.1所示 图7.1 气缸的设计流程图气缸按供气方向分，可分为单作用缸和双作用缸。单作用缸只是往缸的一侧输入高气压，靠其它外力使活塞反向回程。双作用缸则分别向缸的两侧输入气压，活塞的正反向运动均靠气压力完成。由于单作用气压缸仅向单向运动，有外力使活塞反向运动，而双作用单活塞气缸在压缩空气的驱动下可以像两个方向运动但两个方向的输出力不同，所以该方案采用双作用单活塞缸。由设计任务可以知道，要驱动的负载大小为2kg，考虑到气缸未加载时实际所能输出的力，受气缸活塞和缸筒之间的摩擦、活塞杆与前气缸之间的摩擦力的影响，并考虑到压脚、压杆的质量约为0.5kg。在研究气缸性能和确定气缸缸径时，常用到负载率由液压与气压传动技术表11-1：可知动速度v=3m/min=50mm/s，取=0.60，所以实际液压缸的负载大小为：7.1气缸内径确定表7.1 双作用气缸的缸径计算公式双作用气缸计算公式推力拉力 根据表7.1双作用气缸的缸径计算公式表得F气缸的输出拉力 N；P 气缸的工作压力 Pa(通常取1MPa)；按照GB/T2348-1993标准进行圆整，可以取D=20 mm。7.2确定活塞杆直径由d=0.3D 估取活塞杆直径 d=8mm7.3缸筒长度的确定缸筒长度S=L+B+30，L为活塞行程；B为活塞厚度，活塞厚度B=0.7D=14mm由于压脚抬起只要12mm,气缸行程L=15mm，所以S=L+B+30=59mm；导向套滑动面长度A:一般导向套滑动面长度A，在D80mm时, 可取A=(0.61.0)d。所以A=25mm；最小导向长度H：根据经验，当气缸的最大行程为L，缸筒直径为D，最小导向长度为：H；活塞杆长度：。7.4气缸壁厚的确定 由液压气动技术手册可查气缸筒的壁厚可根据薄避筒计算公式进行计算： (7.1)式中 缸筒壁厚（mm）；D缸筒内径（mm）；P缸筒承受的最大工作压力（MPa）；缸筒材料的许用应力（MPa）；实际缸筒壁厚的取值：对于一般用途气缸约取计算值的7倍；重型气缸约取计算值的20倍，再圆整到标准管材尺码。参考液压与气压传动缸筒壁厚强度计算及校核,我们的缸体的材料选择45钢，=600 MPa， =120MPan为安全系数 一般取 n=5； 缸筒材料的抗拉强度(Pa)；P缸筒承受的最大工作压力（MPa）。当工作压力p16 MPa时，P=1.5p；当工作压力p16 MPa时，P=1.25p由此可知工作压力0.6 MPa小于16 MPa，P=1.5p=1.50.6=0.9MPa=0.075mm气缸筒的壁厚圆整取= 0.525mm7.5活塞杆的校核 由于所选活塞杆的长度L10d，所以不需要要校核强度校核和稳定性校核，综合考虑活塞杆的材料选择45钢。7.6气缸进排气口直径气缸耗气量计算 (7.2)式中t表示气缸一次往返的时间 t=0.06s；则Q=0.52ml/s。气缸进排气口直径 (7.3)式中v空气流经进排气口的速度，可取v=10或15 选取v = 12 m/s代入数据得2.3mm。7.7气缸的安装方式 根据设计需要采用的后法兰盘安装在工作台上。在气缸后端盖加入法兰盘，在设计工作台时，在气缸下方设计各下沉的法兰盘槽，使法兰盘可以下沉在工作台内，用两个螺钉将法兰盘固定在工作台上，如图7.2所示。图7.2 气缸的安装方式 法兰盘是具有固定,端部密封.连接等作用。8 压脚机构的装配压脚机构的装配图如图8.1所示 （a）主视图 （b）左视图图8.1 压脚机构的装配简图工作原理，压脚在调节螺钉和压簧的作用下直接压下，通过抬压脚杠杆气缸的活塞杆处于最高点，当给气缸上方气孔通气时，这时气缸活塞杆向下运动，通过拉杆带动抬压脚杠杆右边向下，抬压脚杠杆昨天带动导架向上，导架带动压杆向上运动，从而抬起压脚，实现气动控制压脚。选择气动传动来作为动力的优点：（1）气动装置简单、轻便、安装维护简单。（2）压力等级低，使用安全。（3）工作介质是空气，取之不尽用之不竭，排气处理简单，泄漏不会污染环境，成本低。（4）输出力及工作速度的调节非常容易，气缸的动作速度一般为50至500mm/s，比液压和电气方式的动作速度更快。（5）可靠性高，使用寿命长。（6）可短时间释放能量，以获得间歇运动的高速响应；可实现缓冲，对冲击负载和过负载有较强的适应能力，在一定条件下，可是气动装置有自保的能力。（7）具有防火防爆耐潮湿的能力。（8）也压缩性大，可储存能量，宜于远距离输送和控制，压缩空气可集中供应。9 结论和展望9.1结论本文是设计压脚机构，并设计了气缸来提供动力，并设计压杆，对压杆进行了手里分析，并进行了强度校核，根据杠杆原理，用设计的气缸来带动压脚的抬起和压下，实现压脚的自动控制，降低工人的操作要求，提升工作效率。9.2 展望 国内从事气动工具生意的商铺数量正在不断的攀升，这表明气动工具产品具有优越的市场环境，也具有可观的发展前景。首先，由于气动工具通过供气阀手柄的操作以及调整调节阀可以很简单
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