机械毕业设计83一个车门玻璃与夹槽结合的自动压装台设计

1 第一章 绪论 1.1课题研究的目的及意义 随着全国及世界经济的快速发展，不管是家用轿车还是载货车、客车，以及各式各样的特种汽车，逐渐成为人们生活、工作不可缺少的一部分，与此相应的汽车工业也需要而且正在迅猛发展。汽车各部件的制造及组装过程的工艺装备也就显得尤为重要 1，比如，汽车覆盖件的冲压、车门玻璃与夹槽的组装等。 汽车车门玻璃装车前，应先与玻璃托架压装在一起，装车时托架再通过螺纹联接，固定在车门玻璃升降器上，以便升降玻璃。玻璃与托架之间有橡胶衬垫，压装的过程也就是将玻璃及衬垫压入玻璃托槽的凹槽中，以使其 结合成部件的过程。 目前一些厂家通常采用手工作业，用木槌敲打压装，由于玻璃存在破碎率，这就造成玻璃易破碎，且由于人为原因会造成托槽两端受力不均匀，压装不平稳、结合不牢固，并且至少需要两人操作。这些都大大降低了生产效率及产品质量 2。 本题目正是要设计一个车门玻璃与夹槽结合的自动压装台，该设计可实现降 低成本、提高生产效率、改善产品质量、减少操作工人数量等，它的意义也就在于可以满足当前汽车市场的需求，快速生产出合格的汽车部件产品。特别适用于部分国内汽车生产厂家。 1.2国内外研究现状 国外一些公司，如，美国通 用，日本宝马等国际知名品牌的汽车零部件生产装配过程中采用带有 CSC装置的精密压装机，它既保证了零部件装配的高精度要求，又保证了装配的零件的合格率。因此提高了效率，并很好的解决了装配质量控制问题。但不管是柔性化还是 CSC装置，它们的价格都很昂贵，国内的大部分汽车公司还没有这个经济实力 310。 国内汽车总装工艺因操作的复杂性 ,大部分零部件采用人工装配。即使采用了压装设备的也存在许多不足，如，生产效率低、产品质量差等，这对汽车的下一步组装及使用产生了不利的影响。目前从国外来看 ,总装工艺的机械化问题也没有 根本解决 ,除个别工序外 ,机械代替人工装配零件从质量上不容易保证 ,此类专用设备开发设计的难度较大。要提高装配质量、产量 ,需不断提高机械化程度来改善装配工艺 ,应开发结构新颖适用的工艺装备并在业内中相互交流 ,从而将操作者从繁重的劳动中解脱出来 1112。玻璃密封压装机就是针对这些问题而开发的装备。 2 1.3本课题研究内容 设计一台工艺装备， 将玻璃与托槽压装在一起，完成线下预装以便进行下一 步线上装配将其安装在车门升降器上。 包括 压装台总体方案设计，主要 指 动力装置 的设计及 计算选型；台体结构的设计， 涵盖 压紧、导向 、定位结构设计， 重点是 根据玻璃尺寸的变动范围设计 一 可调定位及夹紧结构；最后 是 整个台体尺寸 的 计算设计。 3 第二章 总体方案 的确定 及动力装置 计算 设计 2.1总体方案的确定 此工装过程 的动力源 采用气压传动， 这 是根据企业的实际情况，因为几乎每个企业都有空气压缩机储气罐，这从一定程度上减少了成本。 又因为玻璃尺寸较大，采用气动使整个过程较平稳，有利于玻璃的压合。 总体方案共有两种，方案一见图 2-1。 图 2-1 总体 方案一 工作原理如下： a 旋出螺杆 12，松开活动压块 l4。 b.摇窗玻璃装入工装限位支承槽 (其 中侧前门摇窗玻璃 由工装前、后 、下边限位支承槽 6 直接定位装夹，侧后门摇窗玻璃 以定 位铰链 3 左边端面为基准装 夹 )，旋进螺杆 ，使压块压紧玻璃。 c.按夹槽固定座装夹基准线槽 (图 7B 向旋转 )装夹槽 ,并调正夹槽装夹座和肢 垫槽。夹槽装夹座调正后，不要固定太紧，以免 在压合过程中随压臂体 9 转动时无退让余 地 。 d.用手压压臂 l1，将夹槽与玻璃边 压 合 。也可在手压压臂使夹 槽压人一定 尺寸后 ，人站到压臂体连接踩 压杆 10 的两侧踩压 ，将 夹槽压入 到最大位置 。 e 翻转夹槽装夹座 ，松开玻璃活动压 块 l4，取出压合好的玻璃与夹槽 2。 方案二：见示意图 2-2，将玻璃平放，采用 气缸为动力源， 平面支承件支承 。气缸通过推板推动玻璃进行压装，过程的平稳性及受力均匀性由导向装置保证。 4 图 2-2 总体方案 二 示意图 1.换向阀， 2.气缸， 3.导向杆， 4.推板， 5.工件， 6.压装台， 7.密封条， 8.托架 。 方案论证：两种方案都能完成所需的单次加工。方案一中玻璃是竖放的，定位元件相对繁琐，且带有基准线 槽，而且只能加工某一尺寸的玻璃。而方案二种，玻璃是横放的，这就可以降低对定位元件的要求，平稳性较好， 虽 元件数量相对多了，但结构都非常简单 。 经过多方面考虑， 选用第二种 方案，如图 2-1所示。 主要由气缸、换向阀、压头、导柱、工作台等组成 ， 在气缸作用下压头将工件压入密封条槽中 ,密封槽与玻璃过盈配合 , 两边配合面较长 ,其摩擦力较大。 2.2动力装置计算选型 气缸选型的任务就是根据系统各部分的功 能、所需力的大小及各部分结构的特殊要求选择与其相适应的气缸类型 13。 2.2.1 气缸的设计步骤 1根据工作机构运动要求 和结构要求选择气缸类型及安装 方 式。 2根据工作机构载荷及速度要求，计算气缸直径，一般应圆整为标准缸径（表 2.2-1） 。 3由气缸直径及工作压力出发计算，选择缸壁厚，计算活塞杆直径（圆整 为标准值，表 2.2-2） 。 5 4根据工作要求及缸的类型，确定气缸各部分结构 、材料、技术要求等 。 5若采用标准气缸，在计算出气缸直径后即可选取适当气缸产品 。 虽更多的情况下尽量选用标准气缸。但这个设计中，玻璃仅可调范围就 100mm，再加上推程 50mm,又因为气缸与玻璃之间隔着推板和导向板。所以活塞杆的长度较长，不能选用 标准气缸，现自己设计一个气缸。 2.2.2 气缸的基本参数 气缸内径、活塞杆直径等。 2.2.3 气缸的有关计算 现在市场上广泛使用的一种普通气缸就是单活塞杆双作用气缸，又因为此工装完成后需要活塞杆退回，以便于装入玻璃，所以选用 双作用气缸，过程只是单程，单活塞杆足够，故采用单活塞杆双作用气缸。 下面就按照单活塞杆双作用气缸来计算活塞杆的输出力。 一 活塞杆上输出力和缸径的计算 1.根据力的平衡原理，活塞杆上输出力必须克服活塞杆工作时的总阻力，单杆双作用气缸只在活塞一侧有活塞杆，所以压缩空气作用在活塞两侧的有效面 积不同，活塞向左右两个方向行走时分别产生推力和拉力，其中： F1 =ZFPD 24公式 （ 2-1） F2 =ZFPdD )(4 22公式 （ 2-2） 式中， F1 ：活塞杆上的推力（或称工作载荷） ，单位为 N； F2 ：活塞杆上的拉力（或称工作载荷） ，单位为 N； D：活塞直径 ，单位为 m； d：活塞杆直径 ，单位为 m； P ：气缸工作压力 ，单位为 Pa； Fz ：气缸工作时的总阻力 ，单位为 N。 汽缸工作时的总阻力与众多因素有关，如运动部件的惯性力、背压阻力、密封处摩擦力等，另一方面所设计的气缸不但要保证其静特性，也要保证其动特性要求。综合考虑后为方便设计与计算，将以上因素以载 荷率的形式计入公式，则式（ 2-1）及式（ 2-2）分别为： 6 F1 = PD24N 公式 (2-3) F2 = PdD )(4 22 N 公式 (2-4) 2.缸径的计算： 推力作功时： D=PF14 公式 (2-5) 拉力作功时： D= 224 dPF 公式 (2-6) 式中， ：气缸工作时的载荷率，在选择载荷率时应考虑两个方面的问题：一是气缸的动态特性参数要求，二是气缸总阻力，当气缸的动态特性参数要求高、工作频率高时一般取=0.3 0.5，速度高时取小值，速度大时取大值；动态 特性参数要求一般，工作频率低时，取 =0.7 0.85。 二 . 塞杆直径 d的计算 （法一 ） 用式 2-6 计算时，活塞杆直径 d可以根据气缸拉力预先估定，估定活塞杆直径时可按公式 d/D=0.2 0.3来计算，必要时可按 d/D=0.16 0.4来计算，若将 d/D=0.160.4代入式 2-6可得 D=(1.01 1.09)pF24 m 式中系数在缸径较大时取小值，缸径较小时取大值。由以上计算出的气缸内径 D应圆整为标准值。 计算过程： 已知玻璃的尺寸变化范围：长度： 600 800mm；宽度： 400 500； 托架的尺寸一般为玻璃尺寸的三分之二。 由机械设计手册第一卷，第 3-239页， 表 3-3-3选择乙丙橡胶来做和玻璃接触的橡胶皮。可知其拉伸强度为b=4MPa，又安全系数为 6 8，取 814。则 =b/n=4MPa/8。 在计算时应按照玻璃的最大尺寸进行设计，那么托架的最大尺寸为800 2/3=533.3。 玻璃装入的过程中，橡胶发生挤压变形，由材料力 学可得挤压面积Aps=al=4 533.3，则推力 F1=Aps =533.3 310 4 310 81046 =1066.6N15。 D=PF14 = 8104.0 6.106646 =0.065m,由表 2.2-1，圆整为 63。 7 估定活塞杆直径 d/D=0.2,则 d=12.6,由表 2.2-2圆 整为 12。 因为在这个过程 ， 主要用气缸的推力，因此拉力可不予计算。 表 2-1 缸筒内径系列 表 2-2活塞杆直 径系列 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 （ 90） 100 （ 110） 125 140 160 180 200 220 250 320 400 500 630 （法二）活塞杆的详细计算： 根据玻璃在压装方向的变化尺寸 (400 500),另外设定推程为 50mm， 再加上中间推板及导向板的宽度， 则活塞杆的行程即计算长度为 230mm。具体推算过程见后面的结构尺寸设计。 a:按强度条件计算 当活塞杆的长度 L 较小（ L 10d） 时可以只按强度条件计算活塞杆的直径 d。 dpF14 （ m） 公式 (2-7) 式中， F1 ：气缸的推力 ； P ：活塞杆材料的许用应力 ，单位为aP； P =b/s b:材料的抗拉强度 ，单位为aP； s:安全系数 s 1.4 抗拉强度计算时需要解决的几个问题： 估计 L与 D之间的关系，若 L/D 10,则可以按式 38.2-15进行计算。 确定气缸的材料，明确 b的值。 选择适当的安全系数，安全系数不宜过大也不宜过小，过大时虽能保证安全性，但容易造成材料的浪费，使成本提高；安全系数过小又容易造成不安全现象，使产品质量降低。 b按纵向弯曲强度计算 4 5 6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360 400 8 气缸承受轴向压力后会产生轴向弯曲，当纵 向力达到极限力 Fk以后，活塞杆会产生永久性弯曲变形，出现不稳定现象。该极限力与起气缸的按装方式、活塞杆直径及行程有关。 当长细比 L/K 85 n 时， Fk=n 2EI/L2 (N) 公式 (2-8) 当长细比 L/K 85 n 时， Fk=2)/(1 KLnafA IFk=2)/(1 KLnafA I(N) 公式 (2-9) 式中， L:活塞杆计算长度 。 K:活塞杆横截面回转半径，对实心杆： K=IAI =d/4(m);对空心杆： K= 404 dd /4(m) I：活塞杆断面惯性矩，对实心杆： I= D4/64(m4);对空心杆： I= (d4-d04)/4(m4) D0:空心活塞杆的内孔直径 A :活塞杆截面积，对空心杆： A = d2/4 (m2); 对空心杆： I= (d2-d02)/4(m2) N:系数。 E：弹性模量，对钢取 E=2.1 1011 Pa F:材料强度实验值，对钢取 f=49 107 Pa A:系数，对钢取 a=1/5000 若纵向推力载荷（总载荷）超过极限力 Fk,就应采取相应的措施，一般是其它条件不变的前提下，多以加大活塞杆的直径来解决。 计算过程： 由表 2.2-2，因 气缸 是固定 -自由 式的安装 型式，则 n=1/4，如图 2-3所示。 则 85 n =85 4/1 =42.5。 活塞杆为实心杆，所以 K=1AI = md 003.04124 因此 ， L/K=0.23/0.003=76.67,即L/K85 n , 则 Fk=n 2EI/L2 N,代入数值得 Fk=20 . 2 59-1011 0 1 12 . 12 1 /4 =8290.47 N 而纵向推力为 1066.6 N 9 纵向力达不到极限力 Fk ，所以活塞杆直径取 12即可 ，也可选标准值 。 图 2-3 固定 -自由 式安装 n=1/4 三 . 缸筒壁厚的计算： 缸筒 直接承受压力，需有一定厚度，由于一般气缸缸筒厚与内径之比 101D ，所以通常可按薄壁筒公式计算： mDpt2 公式 （ 2-10） 式中 气缸筒的壁厚 ，单位为 m； D- 气缸筒内径 ，单位为 m； Pt- 气缸试验压力 ,一般取 pt=1.5p，单位为 Pa； P- 气缸工作压力 ,单位为 Pa； - 缸筒材料许用应力 ，单位为 Pa； = Sb Pa S- 安全系数 .一般取 S=6 8。 气缸筒的材料选用 20号钢管，其 =60MPa。 通常计算的 缸筒壁厚相当薄，但考虑到机械加工，钢筒两端要安装缸盖等需要，往往将气缸筒壁厚作适当加厚，且尽量选用标准内径和壁厚的钢管和吕合金管。见表 2.2-3。 表 2-3 气缸壁厚表 材料 气缸直径 Q235A,45,20号无缝钢 50 80 100 125 160 200 250 320 壁 厚 5 6 7 7 8 8 10 10 计算过程： D=63mm=0.063m. pt=1.5p=1.5 0.4 106Pa. =60MPa=6 10Pa. 10 所以 = mm315.01062 104.05.1063.0 76 可见筒壁太薄，因此由表 2.2-3选用壁厚 =5mm16。 上述气缸 已根据实际情况设计完成 ， 下述 是关于 零部件的结构及材料 的设计 ，见下述过程。 2.2.4 气缸 主要零 部件结构 、 材料 及技术要求 （一） 气缸筒 1. 结构 见图 2-4所示。 2. 材料 气缸筒使用材料有铸铁 HT150、 HT200、钢 Q235A、 45；铝合金 ZL104、 ZL106等，常用 20 号无缝钢管和铝合金管。 我们选用 20 号无缝钢管。 3. 技术要求 见图 2-4。 综 合考虑，选用气缸筒材料为 20 号无缝钢管。另外，内径精度及粗糙度 根据活塞使用密封圈型式而异，用 O型橡胶密封圈时为 3级精度；粗糙度 Ra为 0.4；用 Y型橡胶密封圈时为 4 5级精度，粗糙度 Ra为 0.4。 装配后，应在 1.5 倍工作压力条件下进行试验，不能有漏气现象。非加工表面应涂漆防锈。 为提高寿命和 防腐，缸内表面可渡铬，再抛光或研磨，铬层厚度 0.01 0.03mm。 铸件应无砂眼和气孔，并进行人工时效处理。 图 2-4 普通型气缸筒 （二） 气缸盖 1. 结构 见图 2-5 所示。 压装过程 中玻璃平稳推进 ， 故设计的气缸属无缓冲装置 11 型 ，因此气缸盖 不需 带有缓冲装置。 为避免活塞与气缸盖端面接触时，承受压缩空气的面积太小。通常在缸盖上做出深度不小于 1mm的沉孔，此孔必须与进气孔相通。 2. 材料 与气缸筒相同，采用 20号钢。 3. 技术要求 见图 2-5。 (1). 与气缸内 径配合之 D(h8)对 D1(H8)的同轴度不大于 0.02 mm。 (2).螺纹孔 M对 d1(H9)的 同轴度不大于 0.02mm。 (3).T对 D1轴线的垂直度不大于 0.1mm。 (4).铸件处理、热处理、漏气试验、防锈涂漆等于气缸筒相同。 图 2-5 气缸盖 （三） 活塞 1. 结构 见图 2-6。活塞是把压缩空气的能量通过活塞杆传递出去的重要零件。活塞结构与其密封形式分不开，活塞的宽度也取决于采用一圈还是两排密封圈，活塞上安装密封圈的沟槽深和宽应符合密封圈的 标准规定。 2. 材料 铸铁 HT150、碳钢 35、铝合金 ZL106。选用铸铁 HT150。 3. 技术要求 见图 2-6。 12 (1).活塞外径（即缸筒内径 ） 其公差配合取决于所选密封圈。我们采用 O型密封圈，则公差为 f8。 (2).外径 D(d9)对活塞杆连接孔 d1(H8)的同轴度不大于 0.02mm。 (3).两端面 T对 d1(H8)垂直度不大于 0.04mm。 (4).铸件不允许有砂眼、气孔、缩松等缺陷。 (5).热处理应比缸筒低。 (6).外径 D的圆柱度、圆度不超过直径公差的一半。 图 2-6 活塞 （四）活塞 杆 活塞杆与活塞式最重要的受力 零件之一。其主要形式有实心和空心两种。 1.结构 见图 2-7。 选用实心杆，活塞杆头部结构形式很多，可根据需要设计。 2.材料 45钢、 40Cr.选用 45钢。 3.技术要求 见图 2-7。 13 图 2-7 活塞杆 (1).直径 d与气缸导向套配合，其公差一般取 f8、 f9、或 d9,选 f8， 粗糙度 Ra为 0.8 m。 (2).端面 K对 d1(j7)垂直度不大于 0.02mm。 (3).热处理：调质 HRC30 35。 (4).两头端面允 许打中心孔。 4.活塞杆与活塞的连接 广泛地 采用螺纹连接，除小直径气缸把活塞与活塞杆做成整体外，多数在活塞杆上加工螺纹，以螺母将活塞固定在活塞杆上， 为防止振动松动，一般均加保险垫圈、开口销等防松零件。 2.2.5 气缸的密封 （一）活塞杆的密封 气缸活塞杆的密封主要之活塞杆伸出端与缸盖、导向套间的密封， 选用 O型密封圈，它密封可靠，结构简单，摩擦阻力小，装配后圈内直径应比活塞杆直径小 0.1 0.35mm。如图 2-8所示。 图 2-8 活塞杆的密封 14 （二）活塞的密封 活塞的密封指活塞与缸筒内表面之间的密封及 活塞与活塞杆之间的密封。活塞的密封与其结构有着密切关系。综合考虑， 也 选用 O 形 密封圈 ，其特点是密封可靠，结构简单，摩擦阻力小 。如图 2-9 所示 17 18。 图 2-9 活塞的密封 15 第三章 压装台 定位 结构 设计 3.1 与定位相关的 问题 1.考虑 到玻璃为平板件，其定位是采用平面定位元件。 平面作为定位基准，通常根据其限制的自由度的数目，分为主要支承面、导向支承面和止推支承面。限制工件三个自 由度的定位平面，称为主要支承面；限制工件两个自由度的定位平面，称为导向支承面；限制工件一个自由度的定位平面，称为止推支承面。 2定位元件 平面定位的主要形式是支承定位。常用的定位元件有主要支承和辅助支承。 这次设计中只用到主要支承，下面支队主要支承做简单介绍。 主要支承 用来限制工件的自由度，起定位作用的支承。 此压装台只需要采用固定支承。 固定支承：固定支承有支承钉（包括球头支承钉、平头支承钉及齿纹头支承钉）和支承板（平板式支承板、斜槽式支承板）两种形式。它们在使用过程中，固定不动。 图 3-1 为标准支承钉 （ JB/T8029.2-1999）和支承板（ JB/T8029.1-1999）：图 a 为平头支承钉，用于精基准；图 b为球头支承钉，用于粗基准，可减少与工件的接触面积，提高定位稳定性；图 c为齿纹头支承钉，用于侧面定位，花纹增大摩擦系数，由于清除切屑困难，很少用于底平面定位；图 d为平板式支承板，用作精基准，多用于侧面和顶面定位，用于底面定位时，孔边切屑不易清理；图 e为斜槽式支承板，用作精基准，适用于底面定位 19。 图 3-1 支承钉和支承板 3.2定位 方案选择 已知汽车车门玻璃的尺寸是变化的， 如图 3-2(a)所示。 16 (a) (b) 图 3-2 玻璃 及托架 的 结构 尺寸 且长度范围是 600-800mm，即沿 Y方向的尺寸 ;宽度范围是 400-500mm，即沿 X方向的尺寸；厚度为 4mm，即沿 Z 方向的尺寸 。我们设计用于后车门玻璃的压装工艺，因此玻璃沿压入方向的尺寸是 400-500mm，压装好的成品应 使玻璃与托架成为一体，已知托架的尺寸为玻璃尺寸的三分之二， 结构见图 3-2（ b） ，托架上焊有两个侧耳，其上加工有螺纹孔，孔用于以后将玻璃连同托架固定在车门玻璃升降器上。 压装后的 成品 如图 3-3所示 。 图 3-3 成形后的玻璃 1.车门玻璃 2.托架 17 一 .方案陈列 : 方案的选用要根据所加工工件的尺寸或加工工艺的特点及应用范围等来确定，这个工艺过程中，因玻璃属大型平板件，且要求过程平稳，结合牢固。综合考虑需要横向压装，这样可以避免玻璃竖直压入时因重力或刚性不足而发生倾斜，针对横向压入的定位方案，有以下两种： 方案一： 气缸活塞杆直接推动粘有凹槽形橡胶块的推板，推板推动玻璃进行压装，台体上布置四个支承钉作为平面定位元件，凹槽形橡胶块也起定位作用，另外侧面设置一 支承 板，如图 3-4所示。 图 3-4 定位方案一 1.气缸 2.活塞杆 3.推板 4.橡胶块 5.玻璃 6.支承钉 7.橡胶条 8.托架 9.台体 由图可见，支承钉限制工件的三个自由度，即 X、 Y方向的 旋转自由度及 Z方向的位移自由度 ；橡胶块限制工件的两个自由度，即 X 方向的位移自由度及 Z方向的旋转自由度 ；侧面支承板限制工件的一个自由度，即 Y方向的位移自由度 。 方案二： 气缸活塞杆直接推动粘有凹槽形橡胶块的推板，推板推动玻璃进行压装，台体上布置两条长的支承板作为定位元件，另外侧面也设置一支承板，如图 3-5所示。 18 图 3-5 方案二 1.气缸 2.活塞杆 3.推板 4.橡胶块 5.玻璃 6.支承板 7.橡胶条 8.托架 9.台体 由图可见，其限制自由度的情况与方案一相同。 二 .方案论证： 从加工工艺性方面讲，两种方案中的定位元件均属于平面定位元件，均限制了工件的六个自由度， 从而 确定工件在台体中的正确位置， 以 完成加工过程。 但从加工要求来看，方案一存在不足， 因为其采用的定位元件是支承钉，支承钉的尺寸不会很大，在推动玻璃进行压装时，玻璃有可能会脱离定位元件；又因为玻璃尺寸有很大的变动范围，即 100200mm。 这些都有可能造成过程的 不平稳，严重时甚至不能装入玻璃托架中。 从分析中可见方案二优于方案一， 更能满足加工要求， 因此选用方案二。 3.3定位结构设计 一 .底面 （ XOY平面 )定位元件 选用的是支承板，又支承板有平板式和斜槽式，这个工艺过程中不会产生切屑，只是光滑的玻璃的推压过程，因此考虑加工成本，采用平板式支承板。又因为玻璃易划伤，因此考虑在支承板上胶粘一层橡胶皮 ， 同理，由机械设计手册第一卷，第 3-239页，表3-3-3 选择乙丙橡胶来做和玻璃接触的橡胶皮 14。厚度设计为 2mm，宽度和支承板的宽度相同 。 玻璃尺寸 较大，需设计专用支承板， 玻璃在压装方向的尺寸为 400 500mm，设计支承板的长度为 340mm已足够 ，且采用两条支承板 。 支承板采用螺纹联接固定在台体上，选用 M10的螺纹，因为台体厚度较大，而且不会经常拆卸，采用螺钉联接 21。 如图 3-6所示。 19 图 3-6 支承板结构及尺寸 二 .侧面（ YOZ平面）定位元件 推板上的橡胶块的结构是凹槽形的，凹槽沿 Z方向的深度跟玻璃厚度相同，装入玻璃时，直接将玻璃潜入凹槽中。进而限制 玻璃的两个自由度，关键问题在于橡胶块与推板的联接方式。我们在推板 上设置两个橡胶块，选 用橡胶块是那种带有螺纹的结构，再将其通过螺纹 联接固定在推板上， 采用螺栓而不是螺钉是为了进行防松， 如图 3-7所示。 图 3-7 侧面定位件推板 1.推板 2.橡胶块 3.螺栓 考虑到橡胶中含有螺钉，橡胶的尺寸不宜太小，现将 橡胶块的长度即沿 Y方向的尺寸为 80，另外橡胶块与推板的联接选用 M8 的螺纹，其 Z 方向的总体 尺寸定为 25， X 方向的 20 总体尺寸定为 25，中间凹槽 X方向的深度定位 4。须明确自出的是，在推板上加工螺纹孔时一定保证两孔中心线对推板中心线的对称性，这对后面可调装置非常重要。 三 .侧面（ XOZ平面）的定 位元件 这个侧面支承板所起的主要作用是防止玻璃在压入时沿 Y方向移动，简单来说，设计一个板，在上面粘一层橡胶皮即可。但玻璃尺寸有变化范围，若两个板沿 Y方向是固定的，则不能满足加工要求，因此必须设计一可调定位结构 ，如图 3-8所示 。 图 3-8侧面可调定位件 1.轴承端盖 2.台体 3.深沟球轴承 4.螺杆 5.支承板 6.橡胶条 7.轴承端盖（带油封） 8.圆锥销 9.手柄 这一可调定位 装置 的原理如下： 在螺杆上，两段螺纹采用相反的旋向，左段加工成左旋螺纹，右段加工成右旋螺纹，相应得在推板上 也加工出内螺纹，装配后使其旋合。这样，手柄 9顺时针旋转 时，左侧的推板向左移动，右侧的推板向右移动，从而实现两推板 相背而行， 距离变大，将玻璃放进去。 采用这种结构的另外一个优点是能实现玻璃的中心线与 YOZ 平面内推板的中心线重合。因为螺杆在旋合过程中，因左右段螺纹的螺距相同，故两个推板的移动距离相同，即使放入玻璃后，玻璃与推板之间还有距离，它也会使玻璃最终处于中间位置，但前提是保证 XOZ平面内的两个推板在安装时 的 对称性。 其中的轴承因受轴向力不大，选用深沟球轴承，具体的尺寸 及螺纹的自锁性能 在后面陈述。 21 第四章 压装台导向结构设计 4.1导向 件 的 主要作用 导向件的主要作用是实现刀具或工件的加工位置准确及过程平稳的，例如 ，钻床上有钻套，钻套里面装有衬套来起导向作用；还有导向板用以实现大行程的导向 21。 在这个工艺过程中，要求玻璃的压装过程必须平稳且受力均匀，这就要求活塞杆对推板的作用力要均衡，若只是靠活塞杆作用在推板上，因是一点作用，玻璃尺寸又大，易发生因两边受力不均而倾斜。故必须有导向装置。 4.2导向方案选择 一 .方案陈列： 方案一： 直接在活塞杆上连接一个板件，板件的结构类似于 U 形，如图 3-14 所示，并且在板上加工一个螺纹孔，将其通过螺纹联接固定在活塞杆上， U形板的两个 Y枝 （见图 4-1中1） 必须相对于活塞杆的中心线对称 ，且分别通过导向套 ，导向套也必须对于活塞杆中心线对称 。通过 U形板推动推板 ， 使 玻璃 挤入托架中，见图 4-1。 图 4-1 U 形板结构 1.U 形板的 Y 枝 2.螺纹孔 方案二 : 在推板上安装两个杆件，杆件的结构见图 4-2。在推板上还要加工两个对称的通孔，将加工好的杆件装入通孔中，然后将它们焊接在一起，杆件的伸出部分通过导向套， 导向套也必须对于活塞杆中心线对称， 见图 4-3。活塞杆通 过推动推板将玻璃挤入托架中。 22 图 4-2 杆件结构 图 4-3 1.推板 2.阶梯形杆件 方案论证： 单从 工艺性分析，两种方案都能达到导向的效果，实现过程的平稳，受力的均匀。从实用性及经济性来讲，方案一中活塞杆与 U形板采用的是螺纹联接，工作时间长了以后，螺纹联接会产生松动，导致推板两边受力不均，达不到加工要求。而第 二 种方案中，杆件的结构决定了杆会卡在推板的通孔中，另外两者有是焊接在一起的，结合比较牢固，一般 23 不会发生松动。即使工作一段时间后，过程也会较平稳，玻璃两侧受力也较均匀，能保证加工要求。 综合 考虑，选用第 二 种 方案。 4.3导向结构设计 导向 结构在方案二中已描述，现在的关键问题是导向套的固定。导向套不能直接固定在台体上，它必须嵌入孔中，且一般采用67nH的配合。对于导向套的固定，现有两种方案21。 方案一： 加工两个导向板， 每个 板的结构如图 4-4所示，中间的两个通孔用来装导向套。将加工好的板通过螺纹联接固定在推板的后面，两个导向板的安装位置定要保证相对于活塞杆对称。 图 4-4 方案一 导向板 方案二：加工一个导向板，板的结构如图 4-5所示，板上的两个孔 在加工时 要保证对称性。将加工好的板通过螺纹联接固定在推板的后面。 24 图 4-5 方案二 导向板 方案论证：两种方案都能固定导向套，从这个角度讲，都是可行的。但第一种方案中，是两个导向板，即使它们上面的孔加工的绝对精确，在安装时也难以保证其对称性，也就不能保证导向后的受力均匀。而第二种方案中，导向板是一个整体，两个孔中心轴线的对称度完全可以在加工时保证，从而减少在安装过程中的麻烦 ，且能保证导向后的受力均匀。 综上所述，选用第二种方案，且为了便于准确地安放在台体上，特将导向板的底平面加工成阶梯形 ，具体结构及尺 寸见零件图 。 因推板上既有橡胶块又有导向杆件，为了 使两者不发生干涉而又能完成各自的作用，将导向杆与橡胶块在 X 方向错开，即设计橡胶块在 X方向的尺寸大于导向杆中台阶部分的尺寸 且两者中心线到推板中心的距离不等 。 25 第五章 压装台 夹紧 及其它 结构设计 5.1 夹紧的基本概念 夹紧 :把工件在夹具中占据的正确位置 固定下来，并使其在外力作用下不发生变动的操作。 夹紧力来源于人力或者某种动力装置，也就是人力夹紧和机动夹紧。一般把夹紧元件和中间传递机构称为夹紧机构。常用的典型夹紧机构有斜楔夹紧机构、螺旋夹紧机构、偏心 夹紧机构及铰链夹紧机构等 19。 5.2夹紧结构设计 这个 工艺过程加工的玻璃属尺寸较大的平板件，又是在水平方向进行压装的，且推力不大，前面设计的侧面支承板可以保证玻璃在加工过程中不会向两 边移动，也就是说玻璃在夹具中的位置不会发生变动，因此此压装台 中关于玻璃 不需 设置夹紧机构。 而托架则需要夹紧以保证其在加工过程中受力时不会发生脱落。 对于托架在加工过程中的固定， 考虑采用一夹板，将其用螺栓联接固定在台体上，螺栓所在位置应处于托架下方。这样，将夹板固定以后，托架与夹板不发生干涉，再将托架卡在滑块中间即可，见图 5-1。 图 5-1 夹板 26 5.3其他结构设计 到目前为止， 玻璃的定位及导向结构已设计完毕，另外的一个问题是托架的定位 ， 定位 是考虑将托架的两个侧耳卡在两个滑块之间， 两个滑块可以在滑槽中移动， 当玻璃尺寸发生变化时，调整滑块之间的距离即可。 这样既方便 又能满足加工要求，见图 5-2。 图 5-2 托架的定位结构 1-托架 2-滑块 3-台体 为保证托架位置的准确及其与夹板接触的紧密， 进而保证加工过程中的平稳， 提高加工加工精度。 夹板左侧面 粗糙度为 Ra6.3，底面也应采用粗糙度为 Ra6.3，另外两端面对平面度也有一定的要求 18。 27 第六 章 各元件的安装及固定 6.1定位结构的 安装及固定 6.1.1 底面支承板 支承板的结构已设计好，因玻璃在压装方向的尺寸范围是 400-500mm，设计支承板的长度为 340mm，宽度为 32mm，并且两个支承板各自到台体中心的距离为 260mm。每个支承板上都有六个阶梯孔，它们之间的中心距为 30， 60， 60， 60， 60， 60；阶梯孔的直径分别为 18， 11；安装时，将支承板按距离放好，再各自用六个 M10的螺钉固定即可 21。 6.1.2 侧面推板 推板的长 度及滑槽长度要考虑玻璃尺寸的变动范围及所需推力的大小，因推板上的橡胶块也起定位作用，放入玻璃时，玻璃应正好卡在橡胶块的凹槽中，因此推程应设置在台体的另一端，即安放托架的一端。玻璃尺寸差是 100mm，又考虑推力约为 1066N,设计推程为 50mm，则滑槽的长度应为 150mm加上推板的宽度。 而推板的宽度并无太大要求，仅考虑橡胶块所使用的固定螺纹即可，综合考虑，最终， 推板 宽度为 30mm，橡胶块的固定选用M8的螺栓联接，即螺栓 GB5780-86 M8 40,螺母 GB41-86 M8。 而推板的长度不能过大，在推动过程中 不能使其与底面支承板发生干涉，两个支承板边沿之间的距离为 488mm，因此设计推板的长度为 480mm，则滑槽的宽度为 480mm，长度为 180mm17。 推板上需加工两个通孔以用来焊接两个导向杆，通孔之间的中心距越大，推动时的导向作用越好，因导向杆的最大直径为 20mm，设计通孔中心距推板中心的距离为 220mm，这样既能起到导向作用，又能保证推板和导向杆的焊接良好性。 推板上还固定有橡胶块，橡胶块的尺寸前面已论述过，考虑到橡胶块与导向杆不能碰撞及玻璃必须与橡胶块接触而不是导向杆，又因为玻璃沿 Y方向的尺寸为 600 800，两个橡胶块中心线之间的距离要合理，最合理的方案要能实现对这一尺寸变化范围的玻璃的定位，从而减少调整的时间，设计两中心线之间的距离为 330。 6.1.3托架一侧的夹板及滑块 滑块主要起对托架的定位作用，安装托架时应正好使托架上的两个突起卡在两个滑块之间，因此滑块边沿之间的距离最小为 400mm，最大为 533mm（托架尺寸大约为玻璃尺寸 28 的三分之二）。 滑块的长杆部分加工出 M6螺纹，台体上加工出对应尺寸的滑槽使滑块在其中滑移来实现托架的定位。 夹板的作用是保证托架在被压入橡胶条和玻璃时不发生偏移， 考虑夹板 与台体之间采用螺纹联接，那螺钉的位置就不能干涉托架的安放，设计夹板的长 度与托架上两个突起边沿间的距离相等，而螺纹的位置处于托架的下方，具体间装配图。 前面说过推 程 为 150mm，则玻璃到橡胶条之间的距离应为 150mm。而橡胶条紧挨着托架，这样就能确定台体的右边沿。 6.1.4 侧面可调支承板 （一）螺杆的设计及校核 初步设计滑动螺纹传动的尺寸设计计算（以其中 36 一段为例） ： 螺杆：公称直径，即大径 d=36mm，中径 d2=34.5mm， 小径 d1=32.5mm。 螺母 （即支承板上加工的螺纹） ：大径 D=36.5mm，中径 D2=34.5mm， 小径 D1=33mm。 螺杆：公称直径，即大径 d=32mm,中径 d2=30.5mm, 小径 d1=28.5mm。 螺母：大径 D=32.5mm,中径 D2=30.5mm,小径 D1=29mm。 1、耐磨性计算： 主要是限制螺纹的工作面上的压力 P，使其小于材料的许用压力 P。 因为设计的这个螺杆仅为实现侧面支承板的移动，轴向力不大，设定为 1500N。 螺杆所受轴向力 F 为 1500N，则螺纹的工作面上的耐磨性 条件为： 22F F F PpPA d h d h H 公式（ 6-1） 式中： A 螺纹的承压面积，指螺纹的工作表面投影到垂直于轴向力的平面上的面积，单位为 mm2； d2 螺纹中径 ，单位为 mm； h 螺纹工作高度 ，单位为 mm； P 螺纹螺距 ，单位为 mm； H 螺纹高度 ，单位为 mm； 29 螺纹工作螺数 其中，取 P=3mm, H=1.23.5 d2=2 34.5mm=69mm =H/P=69/3=23 则， 4.0695.15.34 31500 p。 故符合耐磨性要求。 2、自锁性校核 : a r c t a n a r c t a nc o svvf f 公式（ 6-2） 式中： 螺纹升角 59.15.34 31a r c t a na r c t a na r c t a n22 dnpds ； fv 螺旋副的摩擦系数 ； f 摩擦系数 ， 查表，得 f=0.110.17，取 f=0.15； p 牙侧角 ， = /2， 为牙型角 ，为 30 ； 00 . 1 5a r c t a n a r c t a n 8 . 6 4c o s 0 . 9 9 3v f 即 1.59 v= 64.8 。 故，能够满足自锁要求。 3、螺杆的强度计算 校核螺杆强度时应根据第 4 强度理论公式求出危险截面的计算应力 ca，其 强度条件为 222233caTFTZAW 公式（ 6-3） 即： 221143caTFAd 式中： F 螺杆所受的轴向力 ，单位为 N； A 螺杆螺纹段的危险截面面积 ， A= d12/4，单位为 2mm ； WT 螺杆螺纹段的抗扭截面系数 ， WT= d13/16，单位为 3mm ； d1 螺杆小径 ，单位为 m； T 螺杆所受的扭矩 ， 2t a n2v dTF 单位为 N mm； 30 螺杆材料许用应力 ，单位为aMP。 则 MP aMP addFFdvca80432018.2325.3464.859.1t a 324t a n2341222212221 故，螺杆满足强度要求。 4、螺杆螺纹牙的强度计算： 螺纹牙多发生剪切和挤压破坏当螺杆和螺母材料相同时，由于螺杆的小径 d1 小于螺纹大径 D，故应校核螺杆螺纹牙的强度。 如将一圈螺纹螺杆的螺纹小径 d1 展开，则可看作宽度为 D 的悬臂梁。假设螺杆每一圈螺纹所承受的平均压力为 F/，并作用在以螺纹中径 d2(mm)为直径的圆周上则螺纹牙危险截面 -的剪切强度为： FDb 公式（ 6-4） 式中： =0.6=0.6 80=48Mpa D, b, 同上 ,b=0.65p。 则 MP aMP aMP a 4829.023365.05.36 1500 弯曲强度条件为 ： 26bbFlDb 公式（ 6-5） M P aM P aM P aDb Fl bb 12079.12395.15.36 2150066 22 其中： b 螺纹牙根部的厚度，对于梯形螺纹 b=0.65P=0.65 3mm=1.95mm l 弯曲力臂 mmdDl 22 5.325.362 1 故，螺纹牙满足强度条件 25。 31 同理， 另一 段 32 的螺纹也 按此步骤进行校核和计算，也符合 条件，故螺杆设计为直径各为 32和 36的阶梯杆。 接下来两端的轴径为 30mm,制成选用 6206 的轴承 17。 因为所受的力不大，因此只是两端支承即可满足要求。 最后的轴径为 25mm，并在其上打锥形孔，用来与手柄通过圆锥销联接 23。 因 设计的 整个螺杆的长度 为 933mm，需进行稳定性校核，过程如下： 5稳定性计算 临界载荷为 221()acrEIFl公式（ 6-6） 式中 E 螺杆材料的弹性模量， 522 . 0 6 1 0 /E N m m aI-螺杆危险截面的轴惯性矩 ，最小直径为 25mm，故 44441 1092.164 2564 mmdI a 公式（ 6-7） -长度系数，按两端固定取 7.0 1l-丝杠全长， mml 9331 则 NF cr 42452 1015.99337.01092.11006.2 故 45.261 mcrFF，符合要求。 因此，此螺杆的采用及设计尺寸符合条件 15。 （二 ） 支承板的尺寸 它的作用是保证玻璃在压装过程中不向两侧歪斜，因此长度不能太短，定为 300mm，所打螺纹孔的尺寸与前面所设计的螺母尺寸相同。 厚度为 10mm，上面胶粘一层 2mm厚的橡胶条。 6.2导向结构的 安装及固定 6.2.1 导向杆 它焊接在推板上以实现对推动过程的导向，因为推程为 150mm,加上导向板与推板都有一定的宽度，所以导向杆的长度不能太短，设计为 230mm，直径为 10mm。 32 6.2.2导向套 内径 为 10mm,外径为 15mm。 6.2.3 导向板 导向板的作用 是固定导向套的，它的位置紧挨着推板，为了不与活塞杆在推压时发生干涉，结构已在前面论述过。两个通孔的中心线到板中心的距离为 220mm，与推板上孔的位置相对应，而直径应为导向套的外径 ，即为 15mm。导向板突起的部分只为打孔所用，因此宽度不用太大，为 30mm，高度为 42mm。其余部分高度为 10m