毕业设计（论文）-FT380L油箱隔板底边纵向点焊自动传动工装设计【全套图纸】.doc

目 录全套图纸，加1538937061 绪论12 工作状态描述23 传动方案拟定23.1 螺旋传动33.2 齿轮齿条传动44 电动机选择54.2 交流伺服电动机简析64.3 直流伺服电动机选择65 传动机构设计75.1 减速机构设计75.1.1 参数确定75.1.2 齿面接触疲劳强度校核85.1.3 齿根弯曲疲劳强度校核95.2 螺旋传动件设计105.2.1 参数确定105.2.2 螺杆强度校核115.2.3 螺母螺纹牙强度校核115.2.4 螺杆稳定性校核 126 工作机构设计146.1 方案确定146.2 尺寸确定166.3 滚轮设计166.4 连接杆设计176.5 联接螺栓强度校核197 结束语21谢辞21参考文献221 绪论本设计是根据河南新乡三利机械集团股份有限公司实际的生产要求完成的。该公司主要生产与重型汽车配套的油箱，而FT380L油箱就是其主要产品之一。为了减轻在汽车行驶过程中油液对油箱的冲击力，油箱中需要加装隔板，并将其用DN-80点焊机焊接在油箱内以增强油箱的总体刚度。但生产实践证明,DN-80型点焊机在对FT380L油箱隔板底边进行焊接中由于自动化程度不高，没有与油箱相配套的支撑和传递机构，而需要人工的协作，不但生产效率低下，而且焊接后的焊点往往达不到相应的要求。出现焊点强度不够或者严重偏离底板中心位置等问题，造成油箱使用寿命大大缩短，质量难以满足用户的要求，给用户和企业造成严重的经济损失。为了提高产品的可靠性，提高生产效率，现给该型号点焊机加装与其配套的支撑定位和自动传递油箱的装置，该装置可自动完成待加工的油箱的进给，并能准确、平稳地将油箱传送到待焊接位置。该项目的顺利完成，还将极大的节省人力，降低生产成本，给企业带来丰厚的利润。早在上个世纪七八十年代，与点焊机相配套的自动传送装置就已经开始在国外进行研究并很快的投入到实际生产当中。不过当时的传送装置只是针对具体的点焊机进行的改装，功能比较单一，结构也相对简单。到目前为止，这种机构已经有了非常大的发展，逐渐形成了一个体系，大多数都能根据需要实现非常复杂的传送路线，精度和自动化程度非常高了。也有按工作机的实际情况研制生产的专用传送机出现。国内对这种装置的改进和研制是上世纪九十年代左右。近年来，随着国内工业水平的迅速发展，企业自动化程度的不断提高，传动装置的性能和种类有了长足的发展。目前应用比较广泛的有齿轮，液力和静液压传动装置等三种主要型式，现分别对其进行分析如下。齿轮传动装置主要应用于使用要求不高，主机成本较低的部分铲土运输机械，工程起重机械，压实机械和内燃叉车等产品的变速器，驱动桥主传动和轮边减速器，齿轮变速器按其结构形式可以分为定轴式和行星式两类。而驱动桥则可以按其功能分为刚性、转向和贯通式驱动桥。目前我国机械式齿轮传动装置技术水平较低，具有较大的发展空间。应该大力推广优化设计方法，改进齿轮，轴类，壳体等关键零件的材料与工艺，进一步提高使用寿命，减轻重量，缩小体积；采用先进的换挡元件和换挡方式，努力减轻司机的劳动强度，缩短动力中断时间，提高工程机械的作业效率。国内已经引进的变速器的先进设计和零部件，应该大力推广采用。 液力传动装置主要用于对使用和主机性能要求较高的铲土运输机械和内燃叉车等产品，其中液力变矩器和动力换挡变速器作为底盘动力传动中的无级变速元件，可以使主机具有良好的自动适应性和操作性能。目前，提高国内液力机械传动装置水平的一大关键问题是必须加快联合兼并的步代，引进先进技术，早日在我国建成具有世界一流技术水平的竞争能力的专业化，只有这样，才能实现液力机械产品的专业化、系列化与通用化，使该系列产品具有旺盛的生命力。 静液压传动装置主要用于液压挖掘机以及对主机性能要求较高的推土机，装载机，路面机械，压路机和内燃叉车等产品和静液压变速、转向系统和工作装置上，使主机具有良好的无级变速和操作性能1。2 工作状态描述本自动传动工装主要是采用机械传动的型式，现对本装置工作要求进行如下分析：该装置主要用于将油箱纵向传送到点焊机焊头的工作位置，其工作流程如下：纵向焊接油箱隔板时，点焊机焊头位置固定，通过电机带动传动机构将油箱传送到隔板1第一个焊点位置后停止，点焊机工作，该焊点完成后，伺服电机将油箱传送到第二个焊点位置，点焊机继续工作，如此反复循环。当隔板1的13个焊点完成后，电机带动油箱返回至第一个焊点位置，点焊机焊头横向移动至第二个隔板后工作。当第二个隔板的焊点完成后，点焊头升起，越过隔板并移动至第三个隔板的焊点位置。电动机与点焊机交替工作，直至三个隔板的39个焊点完成后，电动机将油箱传送至起始位置。油箱从夹具上被放下，装上待加工油箱，按下启动按钮，电机工作。油箱焊点位置见图1。图1 隔板点焊位置3 传动方案拟定机械传动装置的任务是根据机械的总体布置要求，解决原动机与工作机之间的运动联系及运动速度和运动方向变换，使它们之间的运动参数相匹配。合理的传动方案首先应满足机器的工作要求，如所传递的功率及要求的转速。此外，还应保证机器的工作性能和可靠性，具有高的传动效率、工艺性好、结构简单、成本低廉、结构紧凑和使用维护方便等。但同时达到这些要求是不容易的。因此在设计过程中，往往需要拟定多种方案以进行技术经济分析比较。一般来说，斜齿圆柱齿轮传动的平稳性较直齿圆柱齿轮传动好，常用在高速级或要求传动平稳的闭式传动。开式齿轮传动的工作环境一般较差、润滑条件不好，磨损较严重，寿命较短，应布置在低速级。 机构的类型是拟定传动方案的重要一环，通常应考虑机器的动力、运动和其它要求，再结合各种传动机构的特点和适用范围，分析比较，合理选择。根据具体的要求，选择相应的传动机构，配置在驱动电机和工作机构之间，以实现转矩、转速的匹配。本装置中的工作机构由油箱及其夹具组成，预计总重量不会很大，故所需要的驱动力矩不会很大。要将电动机输出的回转运动转换为工作机构的往复直线运动，以终端输出形式分，通常可选取螺旋传动和齿轮齿条传动二种结构，下面分别进行分析。3.1 螺旋传动螺旋机构是由螺杆、螺母及机架组成，如图2所示。一般情况下，它是将螺杆的旋转运动转换为螺母沿螺杆轴向的移动，也可将螺母的移动转换为螺杆的转动。螺旋传动具有摩擦阻力小，操作轻便灵活，运动平稳，精度高等优点，并且能获得很大减速比和力的增益。但螺杆的制造周期较长，另外长度较长的螺杆本身的自重引起的挠度较大，需要增加螺杆支撑机构等，将使结构变得复杂。故当工作机构的传动平稳性要求比较高，并且行程较短或者所选用的螺杆直径较大的话，采用螺旋传动就比较合适。图2 螺母移动的螺旋传动1.机架；2.螺杆；3.螺母因螺旋传动的摩擦阻力小，故可选用传动比较小的减速器，甚至可以不设减速机构而由电动机直接驱动螺杆，但是这就要选择更大驱动转矩的电动机。在实际生产中应尽量避免采用2。3.2 齿轮齿条传动因为齿轮齿条之间的间隙在装配时比较难以消除，故传动精度没有螺旋传动高。但齿轮齿条传动可以不受长度限制，齿条可以根据长度需要拼接，相对螺杆要增加支撑机构来说，在结构上可简单化。但采用齿轮齿条传动时，需要较大的驱动力矩才能驱动油箱及其夹具，这就要选择传动比较大的减速器，并且对驱动电机的选择也会产生一定的限制3。由于传动部件直接影响着整体机构的稳定性和快速响应等特性，因此，应设计和选择满足传动间隙小、精度较高、低摩擦、运动平稳、响应速度快传递转矩大以及与伺服电动机等其他环节的动态性能相匹配的传动部件。本装置中，伺服电动机是通过传动机构来控制油箱夹具在焊点和焊头对应点位置的启动、停止的，因此要求传动机构既能实现运动的变换，又能实现动力的变换。由于在本装置中油箱的往返行程仅有420mm，如果采用螺旋传动可不必安装支撑机构，也不会使整体结构显得过于复杂。综上所述，拟定选用螺杆螺母作为传动机构。由于螺旋传动的摩擦阻力小，故可选用传动比较小的减速装置，在选用减速装置时，根据所选择的电动机的输出转速、功率、扭矩，结合工作机构所需要的工作速度以及功率、扭矩等选定合适的减速装置传动比，进而选取减速装置。因为本装置的设计主要是对工业生产设备的改造，考虑到成本等因素，现直接采用普通的圆柱齿轮作为减速装置。圆柱齿轮有直齿、斜齿、锥齿等多种。锥齿轮的加工比较困难,特别是大尺寸锥齿轮。并且当锥齿轮的速度过高时，还应考虑能否达到制造精度及成本问题。而斜齿圆柱齿轮在实际生产中最为普遍，且承载能力也比较强，斜齿圆柱齿轮传动的平稳性也较直齿圆柱齿轮传动好。现采用一对斜齿圆柱齿轮作为电动机与螺杆之间的减速机构。本装置的设计以经济实用为原则，依次对驱动系统，传动机构以及工作机构进行选择分析，最终确定以下传动方案。现对其结构描述如下：由伺服电动机通过传动机构将运动和动力传送至工作机构（油箱夹具），从而使油箱满足一定的运动轨迹要求。传动件采用螺杆螺母，螺母与油箱夹具固接在一起，当螺杆的旋转运动转变为螺母的直线运动后，油箱夹具随着螺母在其轨道上完成直线往复运动，完成油箱三个隔板底边的焊接。螺杆与电动机之间采用一对斜齿圆柱齿轮减速，螺杆两端拟定采用一对轴承支撑，而轴承也固接在油箱支架的轨道上。其大致结构如图3所示。图3 自动传动工装示意图1.电动机；2.减速齿轮；3.螺杆；4.螺母；5.轴承；6.支架；7.夹具；8.滚轮4 电动机选择在本装置中，由于油箱的往复运动有一定的控制要求，并且电动机的启动、停止比较频繁，因此所选电动机应能满足以下特点：（1）调速范围比较宽；（2）快速性好，即加速转矩大，频响特性好；（3）可靠性高、寿命长；（4）能适应频繁启、停的工作要求。在控制系统的设计过程中要综合考虑控制要求、成本等多方面的因素，选用适当的控制电机。综合考虑以上特点，拟选用伺服电动机。伺服电动机又叫执行电动机，或叫控制电动机。在自动控制系统中，伺服电动机是一个执行元件，它的作用是把信号（控制电压或相位）变换成机械位移，也就是把接收到的电信号变为电机的一定转速或角位移。伺服电动机有直流和交流之分，下面分别对其特性进行简单的分析。4.1 直流伺服电动机简析伺服电动机有直流和交流两种形式。直流伺服电动机具有精度高、响应快、调速范围宽等优点，广泛应用于半闭环或闭环伺服系统中。设计伺服系统时，在对工艺、负载、执行元件、伺服电动机特性等特点进行分析的基础上，选择直流伺服电动机的型号4。直流伺服电动机的选择一般可根据以下三个方面来考虑：（1）负载的转矩和功率；（2）执行元件的质量；（3）伺服电动机的特性。4.2 交流伺服电动机简析直流伺服电动机有电刷和和换相片，需保养和定期清扫。交流伺服电动机是无电刷电动机，无此项维护保养要求。电刷和换相片还限制了直流伺服电动机的转速和功率的提高，而交流伺服电动机的转速和功率不受这种限制，有较宽的调速（可达1：100000）和功率范围。由于交流伺服电动机的的转子无绕组，转动惯量小，故快速性好。交流伺服系统多为闭环控制，精度很高。交流伺服电动机本身的结构简单，价格低，但变频装置比较复杂，价格昂贵。在一般情况下，直流伺服电动机适用的场合，应该避免采用交流伺服电动机5。综上所述，直流伺服电动机和交流伺服电动机相比，它具有机械特性较硬、输出功率较大、不自转，起动转矩大等优点。因此在本装置中选用直流伺服电动机。4.3 直流伺服电动机选择首先将工作机构移动速度确定为v=35mm/s，假设油箱夹具重75kg，而已知油箱自重为32kg，则本装置中工作机构所需要的驱动力为： （1）上式中：查机械设计手册表1-1-7取f=0.1。工作机构所需要的驱动功率 （2）按传动方案，查齿轮、滚动轴承、滑动螺旋传动的效率分别为，则电动机输出功率 （3）查伺服电动机产品手册，选额定功率为750W的8cc751c型直流伺服电动机，该电机参数尺寸如下表：表1 8cc751c直流电机参数尺寸型1额定功率额定转速输出转矩外伸轴尺寸键槽尺寸8cc751c0.75kw3000r/min2.386Nm5 传动机构设计5.1 减速机构设计5.1.1 参数确定（1）按传动方案减速机构为一对斜齿圆柱齿轮，由于工作机构运动速度不高，故选用7级精度。小齿轮与电动机轴键联接，故小齿轮转速，考虑到传动比的减小会使传动装置外廓尺寸紧凑，查机械设计课程设计指导书表1初定传动比=3.2。（2）材料选择。按机械设计表10-1选小齿轮材料为（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。（3）齿数比u=i=3.2。（4）查机械设计手册图14-2-23和14-1-52按MQ级质量要求取值，得齿轮接触疲劳强度极限，；轮齿弯曲疲劳强度极限，。（5）查表14-1-75取齿面接触强度系数值，按齿轮悬挂配置，中等速度，冲击载荷较小，取载荷系数K=2.0。（6）查表14-1-79选齿宽系数最大值，则，查表14-1-77圆整取齿宽系数。（7）许用接触应力 （4） （8）小齿轮传递转矩 （5）（9）中心距 （6）（10）考虑到中心距过小会使模数减小，进而影响到轮齿的大小，现将其适当放大并圆整，取a=70mm。则法面模数，查标准模数系列表14-1-2，取。由下式 （7）取，则，取。（11）实际传动比 （8） （12）螺旋角 （9） （13）齿宽，圆整取，。（14）小齿轮分度圆直径 （10）大齿轮分度圆直径 （11） 分别对，圆整，取，。5.1.2 齿面接触疲劳强度校核（1）分度圆上切向力 （12）（2）因原动机为电动机，运动均匀平稳，工作有较小冲击，查表14-1-81，取使用系数。（3）齿轮线速度 （13）查图14-1-98，取动载系数。（4）按齿轮装配时检验调整，查表14-1-98，则齿向载荷分布系数 （14）=1.22（5）由查表14-1-102取。则动载荷系数 （15） （6）查表14-1-105得弹性系数： （7）齿面接触疲劳强度许用应力计算1） 按齿面硬度查机械设计图10-21d得：小齿轮接触疲劳强度极限；大齿轮接触疲劳强度极限。2）应力循环次数 （16） （17）上式中为齿轮工作寿命，取10000小时，为齿轮每转一周同一齿面啮合次数，在此为1。3）查图10-19得接触疲劳强度寿命系数，。则齿面接触疲劳强度许用应力 （18） （19）式中S为疲劳强度安全系数取1。（8）则当齿轮外啮合时齿面接触疲劳强度 （20）所以该齿轮满足齿面接触疲劳强度极限条件。5.1.3 齿根弯曲疲劳强度校核（1）查图10-20c得小齿轮弯曲疲劳强度极限，大齿轮弯曲疲劳强度极限。（2）查图10-18得弯曲疲劳寿命系数，。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则许用应力 （21） （22）（3）查表10-3得，按图10-13取，则载荷系数 （23）（4）查表10-5得齿形系数，应力校正系数。则 （24）所以该齿轮满足齿根弯曲疲劳强度极限条件。小齿轮结构如图4所示。 图4 小齿轮5.2 螺旋传动件设计 滚动螺旋传动精度虽然很高，但结构复杂，且价格昂贵，因此本结构拟定采用滑动螺旋传动，单线梯形螺纹，查相关手册，按一般工作要求，将螺杆螺母材料分别选为45钢（调质），青铜ZCuAl10Fe3。以下对其尺寸参数进行计算。5.2.1 参数确定查手册得螺杆中径计算如下： （25）上式中：F螺杆所受的轴向力，N；取值范围为1.23.5，在此选用整体式螺母，取=1.2；P为滑动螺旋副材料的许用压力，参考滑动螺旋副材料的许用压力表，此时P=12，取P=1。 根据公式算得螺纹中径d2后，应按国家标准选取相应的公称直径d及螺距P。螺纹工作圈数不宜过多。 由此得出的螺纹中径较小，由于此螺杆跨度相对较大，则参见机械设计课程设计手册表3-7，将其初定为=31mm。则螺母高度 （26） 按表3-8，螺距P=6，大径d=34mm，小径=27mm，牙顶间隙，齿根宽b=0.65p=3.9mm， 螺纹牙高。5.2.2 螺杆强度校核受力较大的螺杆需进行强度计算。在本装置中，螺杆工作时既承受轴向压力又承受拉力的作用，以及扭矩的作用。螺杆危险截面上既有压缩、拉伸应力；又有切应力。则查手册，得螺杆强度校核公式如下所示： （27）（1）查机械设计手册表5-13，螺杆材料为45号钢时，号钢的屈服极限，且载荷稳定，取较小值。则。（2）螺杆螺纹段危险截面积 （28）（3）查机械设计基础式7-3 （29） （30）即螺杆满足强度条件。5.2.3 螺母螺纹牙强度校核螺纹牙多发生剪切和挤压破坏，一般螺母的材料强度低于螺杆，故只需校核螺母螺纹牙的强度。螺母螺纹牙受力情况如图5所示，该图表明当在螺旋机构中，随螺纹牙多发生剪切和挤压破坏，一般螺母的材料强度低于螺杆，故只需校核螺母螺纹牙的强度。螺母螺纹牙受力情况如图5所示，该图表明在螺旋机构中，随着螺杆螺母的啮合传动，螺母螺纹牙将受到与其牙型中面相垂直的作用力。则螺纹牙必然受到剪切、弯曲的双重作用力，以下分别对所设计计算得到的螺母进行强度校核。图5 螺母螺纹牙受力图查机械设计手册表7.9得螺母螺纹牙许用弯曲强度，螺母螺纹牙许用剪切强度。（1）螺母螺纹牙弯曲强度校核 （31）（2）螺母螺纹牙剪切强度校核 （32）式中b为螺纹牙齿根宽度，z为螺纹线数。该螺母螺纹牙满足强度条件。 5.2.4 螺杆稳定性校核 对于长径比较大的受压螺杆，当轴向压力大于某一临界值时，螺杆就会突然发生侧向弯曲而丧失其稳定性。因此，在正常情况下，螺杆承受的轴向力必须小于临界载荷。本装置中螺杆采用两端滚动轴承支承，并有径向和轴向的约束，取两支点间的距离作为工作长度l。查表7-11，取螺杆长度系数=0.5；螺杆工作长度取450mm（略大于420mm）；螺杆危险截面半径 （33）则螺杆柔度 （34）查表710，因小于40，可不必进行稳定性校核。（1）螺杆传递的功率、转速、转矩 （35） （36） （37）（2）大齿轮上的作用力 （38） （39） （40）（3）结构设计图6 螺杆1） 计算螺杆最小直径螺杆材料采用45号钢，且弯矩相对转矩较小，查表122取C=110。则螺杆最小直径 （41）该段轴有键槽与大齿轮联接，则 （42）2）拟定螺杆上零件的装配方案与螺杆配合的零件较少，仅有一个大齿轮和一对轴承。按轴上零件的对称配置原则，如图6所示12轴段与齿轮配合，34，56轴段与轴承配合。3）确定螺杆各段直径和长度 螺杆螺纹的大径d=34mm，则如图6所示即。其两端需制出螺纹退刀槽，查手册得其直径d和宽度b分别为26mm，2mm。初步选择滚动轴承。轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。根据，且阶梯轴各段直径一般相差5至10mm，查手册初选单列圆锥滚子轴承320/28，其尺寸内径外径宽=285216mm，故定，。轴承端盖总宽度为10mm（由端盖结构设计而定），根据端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求。取端盖左端面与齿轮右端面的间距b=10mm，故取，初定。齿轮安装在段，其右端面采用轴肩轴向定位，轴肩高 （43）则，取该段轴长。齿轮左端采用轴端挡圈定位，所选择的轴端挡圈见零件图所示。4）螺杆上零件的周向定位螺杆与齿轮的周向定位采用平键。按查手册得平键截面尺寸，键槽用键槽铣刀加工，长为15mm。同时为保证齿轮与螺杆配合有良好的对中性，故选齿轮内孔的配合为H7/k6。滚动轴承与螺杆的周向定位以过渡配合来保证，选螺杆轴部的直径尺寸公差为k6。确定圆角和倒角尺寸参考手册，取螺杆端部倒角为。圆角半径见零件图。6 工作机构设计按所设定的传动方案，本装置的工作机构主要是由两部分组成，一是支承并确定油箱位置的支架，二是能使油箱支架实现往复运动的导轨。两部分之间通过四个滚轮传递运动和动力。下面对油箱支架及其导轨的主材料和结构进行分析确定。6.1 方案确定由于油箱自身的重量（32kg）以及油箱夹具自身的重量（75kg）作用,并且机构的传送速度较慢，因此工作机构在运动、停止过程中对油箱产生的惯性力很小。当工作机构向与点焊机焊头相对应的位置移动的过程中，油箱不会受惯性力作用的影响而产生滑移，造成焊点位置过大的偏差。因此本装置采用在油箱支架上焊接定位支撑板来定位油箱，该支撑板与油箱底部轮廓配合，即可定位油箱，为增大摩擦力也可考虑在支撑板上衬上一层橡皮垫。这也就是说，本装置设计开始所设想的油箱夹具实际上是油箱支架及定位支承板的组合体。定位支承板结构见图7所示。10号槽钢的结构尺寸见图8所示。图7 定位支承板 图8 10号槽钢在实际的生产中，对于工作机构的位置精度要求比较高的装置大多采用如果希望得到更高的传动精度，可选用直线导轨，因为其价格比较昂贵，并且对其配套设备的要求也比较高，在此不便采用。考虑到设备改造的成本问题，并且油箱隔板底边相对较宽，对焊点的位置精度要求也不是非常严格。因此该工作机构的导轨部分拟定采用槽钢联接而成。该工厂现存储一批10号槽钢，在此即选做工作机构主材料。为方便材料的选择购置以及设计的方便，工作机构的油箱支架部分也由10号槽钢联接制成，并焊接上定位支承板，以确保油箱位置的固定。支架上安装滚轮从而实现与导轨的相对运动。图9 联接角铁通过实际测量所得到的FT380L油箱的轮廓尺寸如下：底面长970mm，宽650mm，高330mm，底面和侧面的圆角均为R80。鉴于油箱的外部结构，可用简单的钢结构支架通过角铁联接并用螺栓固定作为油箱的支架部分。联接角铁的设计按照10号的结构尺寸通过CAXA电子图板辅助设计完成，其尺寸见零件图，结构外形如图9所示。联接角铁的联接螺栓初选为，待整体结构确定后再作校核。6.2 尺寸确定（1）支架根据油箱外轮廓尺寸以及槽钢的尺寸即可确定油箱支架所需要的槽钢长度，即长为650mm的槽钢两根作为支架的宽度尺寸，1066mm的槽钢两根作为支架的长度尺寸。查手册得10号槽钢截面积为，则由四根槽钢组成的油箱支架重量 （44） 则在本设计初所假设的油箱支架重量是合理的，本设计中的数据可以采用，所确定的零件尺寸足够。（2）导轨由于油箱隔板两端焊点间距为420mm，即油箱支架的往返行程为420mm，则通过计算可得导轨的长度至少应为 （45） 式中10mm为支架两边与导轨联接槽钢的间距。为方便导轨的安装，现将导轨两端也采用槽钢通过角铁联接，那么连接油箱导轨的槽钢长度应为 （46）上式中10mm为油箱支架与导轨的间距，48mm为槽钢的宽度。则将联接角铁所占用的导轨长度考虑在内，现取作为导轨的槽钢长度为1250mm。6.3 滚轮设计滚轮是在由槽钢联接而成的导轨内滚动，因此其外形应与槽钢内槽形状相同，形成一定的配合关系，而其尺寸可按照10槽钢内槽尺寸来确定。查手册得10号槽钢尺寸为：；。并且其内槽壁有1：10的斜度，则按尺寸作图可测得其角度约为。由此可得知滚轮的外廓为圆锥台形状。且其大端直径为 （47）式中3mm为滚轮与槽钢上壁的间隙。滚轮的动力由与油箱支架螺栓联接的短轴传递，为保证滚轮与支架的相对运动，短轴一端应安装轴承，并且滚轮应制出相应尺寸的内孔与轴承配合。综合考虑滚轮的外径尺寸与轴承所受到的载荷，查手册选型号为02尺寸系列的6205深沟球轴承，该轴承的基本尺寸如下：内径外径宽=。为保证滚轮与轴承的配合，其内孔直径应等于轴承外径25mm，内孔深度应至少为15mm。考虑到滚轮在导轨内滚动时受力应该尽量均匀，现取滚轮内孔深度为25mm，并且为了使轴承安装的方便，内孔没有和轴承配合的部分直径应稍大一些，取56mm。则滚轮的结构形状可确定如图9所示。图10 滚轮6.4 连接杆设计图11 连接杆连接杆的主要作用是将从油箱支架传递过来的动力通过轴承传递给滚轮，使滚轮在导轨槽钢槽内运动。其中连接杆a段与轴承配合，因此其直径，长度；轴承右端应有轴向定位，在此采用轴肩定位，则查手册取轴肩高度 （48） （49）因为滚轮是在支架槽钢和导轨槽钢之间传递动力的，因此其总长度可由以下计算得出： （50）上式中：b为槽钢宽度；为支架槽钢和导轨槽钢的间距，取为10mm；d为槽钢侧壁厚；为滚轮的轴向厚度；为导轨槽钢与连接杆左端的间距，根据实际情况取2.4mm。连接杆与油箱支架采用螺栓联接，则相联接的一端应制出螺纹孔，为使所选用的螺栓能承受油箱重量，螺栓直径应尽量选的大些，因c段连接杆直径应尽量大些，现初定c段直径。查手册选M1430六角头全螺纹螺栓，则可确定相应螺纹孔的尺寸。考虑到该螺栓受到的一定剪切力的作用，需要对其进行校核,校核计算见6.5。则根据以上分析计算，即可确定连接杆的结构如图11所示。其详细尺寸见零件图。连接杆结构尺寸确定以后，就可以根据滚轮与连接杆以及所选用的02尺寸系列的6205深沟球轴承组合为滚轮组合件。则滚轮组合件的组合结构如图12所示。图12 滚轮组件在工作机构中，定位支承板上应加装一层橡皮垫，以增加摩擦力，避免油箱出现偶然滑动的现象。而定位支承板与油箱夹具焊接在一起，其尺寸位置见工作机构装配图，则本装置中最终确定的整体工作机构见图13所示，该机构的具体尺寸可参见图纸。图13 工作机构6.5 联接螺栓强度校核按照以上的分析，工作机构所获得的驱动力是由螺母传递给油箱支架，而油箱支架通过与其螺栓联接连接杆带动滚轮进而实现工作机构的往复直线运动。因此连接杆的联接螺栓和油箱支架联接角铁的螺栓都将受到剪切和挤压力的作用，现对其进行剪切和挤压强度校核是很有必要的。查手册得螺栓的许用剪切应力为，许用挤压强度。联接螺栓受力如图14所示。图14 联接螺栓受力图（1）剪切强度校核连接杆联接螺栓有4个，油箱支架联接螺栓有2个，已知螺栓受到的拉力为油箱及支架的重力，即 （51） 则每根螺栓所承受的剪切力应为，按公式 （52） 即 （53） 则 （54） （2）挤压强度校核已知挤压力P=647.78N，且 （55） 上式中，t为螺栓所联接钢板的厚度，分别为5.3mm，8mm。则 （56） （57） 由此可知，所选择的M8，M14螺栓强度足够。图15 传动工装为加强螺母与工作机构连接的强度，应在油箱支架上用铆钉铆接加强板，其具体尺寸见零件图。则最终确定的自动传动工装如图15所示。7 结束语经过对各种机构的分析选择，最终确定出合理的自动传动工装。该装置中伺服电动机的选择比较难以掌握，可以根据实际需要查询相关伺服电动机产品手册。传动机构因为种类繁多，选择方向比较宽，在此仅根据实际情况选用螺旋机构。而工作机构中，本装置直接采用10号槽钢作为油箱支架往复运动的导轨。当然，也可采用直线导轨代替槽钢以提高其传动精度，但从经济方面考虑，本装置中不再选用。本装置的设计是以理论为主，提供了设计的程序和步