【溫馨提示】====設計包含CAD圖紙 和 DOC文檔，均可以在線預覽，所見即所得，，dwg后綴的文件為CAD圖，超高清，可編輯，無任何水印，，充值下載得到【資源目錄】里展示的所有文件======課題帶三維，則表示文件里包含三維源文件，由于三維組成零件數(shù)量較多，為保證預覽的簡潔性，店家將三維文件夾進行了打包。三維預覽圖，均為店主電腦打開軟件進行截圖的，保證能夠打開，下載后解壓即可。======詳情可咨詢QQ：1304139763
畢 業(yè) 設 計（論 文）
設計(論文)題目： 型材鉚接機機械結構設計
學生姓名： 指導教師：
二級學院： 專 業(yè)：
班 級： 學 號：
提交日期： 2016年 月 日 答辯日期： 2016年 月 日
金陵科技學院學士學位論文 目錄
目 錄
摘 要 II
Abstract III
1 緒 論 1
1.1 研究的背景及意義 1
1.2 擺動輾壓的定義及優(yōu)點 1
1.3 擺動輾壓研究現(xiàn)狀及發(fā)展 2
1.4 本文研究的目的與內容 3
2 總體方案設計 4
2.1 設計要求 4
2.2 方案設計 4
2.3 技術設計路線 5
3 主要零部件的設計 6
3.1 電機的選擇 6
3.2 軸及軸上零件的設計與校核 6
3.3 伸縮液壓缸設計 9
3.4 鉚接頭的設計 15
3.5 底座的設計 17
3.6 支架的設計 17
4 其他方面 19
4.1 擺動輾壓變形特征及其力學分析 19
4.2 擺輾件變形時產生的缺陷及防止方法 20
5 結 論 23
參考文獻 24
附 錄 25
致 謝 26
III
金陵科技學院學士學位論文 摘要
型材鉚接機機械結構設計
摘 要
所謂擺碾鉚接法，就是用鉚桿對鉚釘局部加壓，并繞中心連續(xù)擺動直至鉚釘成形的鉚接方法?！皵[動輾壓”是一種先進的壓力加工技術和工藝，與傳統(tǒng)壓力加工工藝及技術相比，擺輾工藝及設備具有不可比擬的優(yōu)越性。
本文講述了型材鉚接機機械結構的設計。首先，通過查閱資料了解現(xiàn)有鉚接機的研究及發(fā)展現(xiàn)狀；然后，在分析基本原理基礎上提出了擺動碾壓鉚接機設計方案；接著，對主要零部件進行了設計與強度校核；最后，通過AutoCAD制圖軟件繪制了本鉚接機裝配圖及主要零件圖。
通過本次設計，鞏固了大學所學專業(yè)知識，如：機械原理、機械設計、材料力學、公差與互換性理論、機械制圖等；掌握了起重機械產品的設計方法并能夠熟練使用AutoCAD制圖軟件，對今后的工作于生活具有極大意義。
關鍵詞：擺動碾壓；鉚接機；液壓缸；設計
金陵科技學院學士學位論文 Abstract
Mechanical structure design of profile riveting machine
Abstract
The so-called swing grinding riveting method, is by the rivet rod on the rivet local pressurization and around the forming center for swing until the rivet and riveting method. "Rotary forging" is a kind of advanced processing technology and technology, compared with the traditional pressure processing technology and technology, the technology and equipment of rotary forging has incomparable advantages.
This paper describes the design of the mechanical structure of the profile riveting machine. First, access to information through understanding existing riveting machine of the present situation of research and development; then put forward swing rolling riveting machine design scheme in the analysis based on the basic principle; and then, the design and strength check of the main parts is discussed. Finally, through the AutoCAD drawing software drawn the riveting machine assembly drawing and the main parts of the map.
Through the design, the consolidation of the University of the professional knowledge, such as: mechanical principles, mechanical design, mechanics of materials, tolerance and interchangeability theories, mechanical drawing; master the design method of hoisting machinery products and be able to skillfully use AutoCAD drawing software, for the future work in life is of great significance.
Key words: Swing rolling; Riveting machine; Hydraulic cylinder; Design
金陵科技學院學士學位論文 第1章 緒論
1 緒 論
1.1 研究的背景及意義
擺輾技術的新發(fā)展已經(jīng)引起世界各國的重視。在過去幾年國際機床展覽會上也不斷有擺輾機展出?？梢姅[輾技術決不是像西德奧穆科公司所說的“已經(jīng)銷聲匿跡”，而正在大力研究并取得新的進展。
擺輾技術開始提出是為了鍛造，英國和波蘭做了大量研究工作，但作為擺輾熱鍛，目前在設備和模具方面尚存在一些問題， 還沒有大量使用。我國在這方面作了很多研究，在汽車半軸等的擺輾熱鍛方面巳取得了可喜的成績，值得進一步研究。
擺動輾壓成形技術能夠擺輾其他鍛造成形工藝難以成形的零件，如汽車的VE 泵端面凸輪、差速器錐齒輪、離合器盤轂、汽車半軸，摩托車的端面齒輪、啟動棘輪、磁電機軸套、單向器飛塊、差速輪，揚聲器的導磁體，槍械的調節(jié)塞、轉向齒圈，高壓電器的靜觸頭、動觸頭、動觸頭片等形狀復雜、精度要求高的零部件，已經(jīng)在汽車、摩托車、五金、兵器、電器等行業(yè)獲得了廣泛的工業(yè)應用。因此，應加大研究和推廣擺動輾壓成形技術力度， 它不僅有著巨大的經(jīng)濟效益，并而且也有著廣闊的發(fā)展前景。
1.2 擺動輾壓的定義及優(yōu)點
所謂擺碾鉚接法，就是用鉚桿對鉚釘局部加壓。并繞中心連續(xù)擺動直至鉚釘成形的鉚接方法。按照這種鉚接法的冷碾印進。又可將其分為軌道鉚接法及徑向铘接法。軌道鉚接法較易理解，它是在圓周運動范圍內進行鉚接的。而徑向鉚接法較為復雜。它是通過一梅花形的運動而達到碾鉚目的鉚轷的緲軸在中心使鉚釘膨脹，每個梅花形的軌道都通過鉍釘中心點。鉚桿接觸面在鉚接金屬上完成一個類似滾壓的運動。
“擺動輾壓”是一種先進的壓力加工技術和工藝，與傳統(tǒng)壓力加工工藝及技術相比，擺輾工藝及設備具有不可比擬的優(yōu)越性：加工時，擺輾力只有傳統(tǒng)鍛造力的5％～20％，從而大大減少了設備，廠房，基礎，安裝的費用并可完成普通壓力加工工藝難以完成的薄盤類和復雜形狀零件的成形。因此可以用較小噸位設備代替大型設備。一般說來，它可較普通平鍛機投資低5倍以上；較普通鍛錘類設備效率提高3倍以上。同時，擺輾摸具結構簡單，換模方便，模具壽命長也是一大優(yōu)點。擺輾加工后，零件有較好的金屬流線，特別是冷擺輾后，由于冷作硬化使抗拉強度和硬度有較大提高，因此可用低碳合金鋼，成形后達到高碳合金鋼的強度。
（1）產品尺寸精度高、表面質量好：擺碾成形是無沖擊的靜載成形，成形力較小，設備的相對剛度大。通常冷擺碾成形件的尺寸精度可以達到0.025mm，表面粗糙度Ra值可以達到0.4-1.6um。
（2）省力：擺輾是通過連續(xù)局部塑性變形累積實現(xiàn)整體塑性成形，其變形力通常為整體鍛造變形力的1/5~1/20。與整體鍛造工藝相比，成形同樣大小的工件，擺輾所需的變形力顯著減小，因而所需擺輾設備噸位小。
（3）適合成形薄盤類零件：擺輾工藝能成形高徑比H/D很小、普通鍛造不能成形的工件，特別適合成形薄盤、圓餅、法蘭、半軸類和勾銷等零件，顯著地擴大了鍛造產品的范圍。
（4）生產效率高：擺輾生產率可達到10~15件/min。
（5）工作條件好：擺輾屬靜壓成形，無振動，噪聲低，易實現(xiàn)機械化自動化，勞動環(huán)境好。
1.3擺動輾壓研究現(xiàn)狀及發(fā)展
1.3.1擺輾設備研究
目前國內已設計、制造了公稱壓力達36， 100，300， 1000， 1600， 2000， 3000， 4000， 6300 kN 等規(guī)格的立式擺輾機， 公稱壓力從1000~ 4000 kN 的臥式擺輾機， 以及用于冷鉚接工藝的擺輾鉚接機。此外還制成了多用途擺輾機、橫軋??擺輾復合機、轉動輾壓機等。
擺輾機身結構與國外差異較大， 除有框架式、四柱式外， 還有焊接結構; 擺頭結構除有滾動軸承式外， 還有球面靜壓軸承式和平面靜壓軸承式。國外擺輾機的擺頭運動軌跡是由內、外兩個偏心圓環(huán)的轉動來獲得的， 而國內擺輾機的擺頭運動軌跡主要是采用偏心楔形塊來獲得的。
周德成、王家勛、張猛、陸其仁、劉漢貴等對擺輾機擺頭驅動電機功率的計算以及擺輾機設備噸位的計算進行了大量研究。
裴偉才、胡亞民、裴興華、程培源、劉漢貴、王廣春等對擺輾機擺動機構的運動學及其運動軌跡進行了詳細的分析研究。
1.3.2擺輾成形理論研究
采用電測法、密柵云紋法、光塑性法、網(wǎng)格法以及小孔流入法等方法研究了擺動輾壓變形區(qū)內的應力、應變分布， 以及接觸面上的單位壓力分布、切向應力分布， 并從模擬實驗中得到了擺動輾壓的變形規(guī)律， 將理論分析與實驗結果相結合， 得出了擺動輾壓金屬薄件時中心拉薄的判據(jù)。采用主應力法、能量法、上限元法、有限單元法等方法研究了圓柱體、圓環(huán)件擺動輾壓過程中金屬流動規(guī)律， 缺陷形成與產生原因， 擺輾變形力和力矩計算。
從不同的角度出發(fā)， 采用幾何分析與工程計算相結合的方法， 對圓柱體、圓環(huán)件擺動輾壓的接觸輪廓、接觸面積計算進行了分析研究。
1.3.3擺輾機的設計理論
根據(jù)彈性力學理論， 采用有限元方法對擺輾機機身、支架、擺頭的應力、應變分布進行了分析研究。
1.3.4擺輾成型發(fā)展
擺輾技術的新發(fā)展已經(jīng)引起世界各國的重視。在過去幾年國際機床展覽會上也不斷有擺輾機展出?？梢姅[輾技術決不是像西德奧穆科公司所說的“ 已經(jīng)銷聲匿跡” ，而正在大力研究并取得新的進展。
擺輾技術開始提出是為了鍛造， 英國和波蘭做了大量研究工作， 但作為擺輾熱鍛，目前在設備和模具方面尚存在一些問題， 還沒有大量使用。我國在這方面作了很多研究， 在汽車半軸等的擺輾熱鍛方面巳取得了可喜的成績， 值得進一步研究。在擺輾鍛造方面， 其發(fā)展傾向是冷溫鍛造，就連多年來一直研究熱輾的英國massy公司也有向冷溫輾方向發(fā)展的趨勢， 這一點是應當引起我們特別注意的。
輾鉚裝技術的發(fā)展， 給擺輾技術提供了新的應用領域， 它比沖擊鉚接和靜壓鉚接具有更大的優(yōu)越性， 已為各國所重視， 并得到了廣泛的應用。
1.4 本文研究的目的與內容
目的是培養(yǎng)學生綜合運用所學的基礎理論、專業(yè)知識和專業(yè)基本技能分析和解決實際問題，內容包括如下：
（1）家用鉚接機的設計計算；
（2）家用鉚接機裝配圖繪制；
（3）家用鉚接機零件圖繪制。
27
金陵科技學院學士學位論文 第2章 總體方案設計
2 總體方案設計
2.1 設計要求
完成擺碾式液壓鉚接機的機械結構和電機傳動系統(tǒng)設計。包括底座、立柱、電動機、鉚接和液壓缸等幾個部分。電機可帶動鉚接頭旋轉，以降低鉚壓阻力和提高鉚釘頭的品質。
2.2 方案設計
2.2.1方案設計
根據(jù)設計要求，提出如下設計方案：
圖 2-1 方案簡圖
2.2.2工作原理
電機通過聯(lián)軸器與油缸桿連接，電機轉動時可帶動油缸桿旋轉，油缸桿在液壓油作用下可上下移動，鉚接頭有一定角度實現(xiàn)擺動輾壓
2.3 技術設計路線
技術設計路線如下：
調研擺動輾壓鉚接機的結構和工作原理→根據(jù)設計要求確定設計方案→設計主要零部件結構尺寸→畫出CAD裝配圖→拆畫各主要零部件的零件圖。
金陵科技學院學士學位論文 第3章 主要零部件的設計
3 主要零部件的設計
3.1電機的選擇
合理地確定鉚接旋轉電機的電動機功率，若功率選的過大，則消耗電力多，造成浪費；選用的過小，則又使清洗頭使用效能受到限制。
在確定電動機功率時，選用公式：；
式中：--鉚接電動機功率， Kw
--鉚接頭功率， Kw
--損耗功率， Kw
根據(jù)對設計提出的要求，本設計鉚接頭采用偏心擺動鉚接，線速度V=35 m/s；取鉚接進給量t從0.5 mm—1 mm。=0.6~0.7。
代入計算公式計算：
Kw
根據(jù)經(jīng)驗公式，估計空載時所消耗的功率0.01~0.02kw;
則 =0.23~0.25 Kw
根據(jù)上述的估算，并考慮裝備的效率，應選用0.55 KW的電動機比較合適。
選取電動機型號：YS-80S-2。上海革新電機廠。
防護等級IP44，工作方式，冷卻方法IOC41，絕緣等級E級。
3.2 軸及軸上零件的設計與校核
3.2.1尺寸與結構設計計算
1）高速軸上的功率P1，轉速n1和轉矩T1
，，
2）初步確定軸的最小直徑
先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調質處理。根據(jù)機械設計表11.3，取，于是得：
考慮到鉚壓時有較大壓力，為提高軸剛度選，最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。取。
3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
（a）為了滿足大帶輪的軸向定位的要求2軸段左端需制出軸肩，軸肩高度軸肩高度，取故取2段的直徑，長度。
(b) 初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。根據(jù)，查機械設計手冊選取0基本游隙組，標準精度級的深溝球軸承6206，故，軸承采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度軸肩高度，取，因此，取。
4）軸上零件的周向定位
查機械設計表，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面。
3.2.2強度校核計算
首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于6206型深溝球軸承，由手冊中查得a=17mm。因此，軸的支撐跨距為L1=72mm。
根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。
載荷
水平面H
垂直面V
支反力F
，
，
C截面彎矩M
總彎矩
扭矩
3）按彎扭合成應力校核軸的強度
根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)
，以及軸單向旋轉，扭轉切應力，取，軸的計算應力
已選定軸的材料為45Cr，調質處理。由表15-1查得。因此，故安全。
3.2.3鍵的選擇與校核
采用圓頭普通平鍵A型（GB/T 1096—1979）連接，聯(lián)接大帶輪的平鍵截面，。齒輪與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為。
校核鍵聯(lián)接的強度：
鍵、軸材料都是鋼，由機械設計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為
鍵的工作長度
，合適
3.2.4軸承的選擇與校核
（1）按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為深溝球軸承，軸承的預期壽命取為：L'h＝29200h
由上面的計算結果有軸承受的徑向力為Fr1=340.43N，
軸向力為Fa1=159.90N，
（2）初步選擇深溝球軸承6206，其基本額定動載荷為Cr=51.8KN，基本額定靜載荷為C0r=63.8KN。
（3）徑向當量動載荷
動載荷為，查得，則有
由式13-5得
滿足要求。
3.3伸縮液壓缸設計
3.3.1確定主要參數(shù)
（1）工作壓力的確定
執(zhí)行元件的工作壓力可以根據(jù)負載循環(huán)圖中的最大負載來選取，也可以根據(jù)主機的類型了確定（見表3-1和表3-2）。
表3-1 按負載選擇執(zhí)行元件的工作壓力
負載/ KN
<5
510
1020
2030
3050
>50
工作壓力/MPa
<0.81
1.52
2.53
34
45
≥5
表3-2 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力
設備
類型
機 床
農業(yè)機械或中型
工程機械
液壓機、重型
機械等
磨床
組合
機床
龍門
刨床
拉床
工作壓力
0.8~2.0
3~5
2~8
8~10
10~16
20~32
所設計的洗勺機在工進時負載最大，其值為1000N，其它工況時的負載都相對較低，參考表3-1和表3-2按照負載大小或按照液壓系統(tǒng)應用場合來選擇工作壓力的方法。
初選液壓缸的工作壓力：，背壓：
（2）液壓缸內徑D和活塞桿直徑d的確定
為了節(jié)省能源宜選用較小流量的油源。利用單活塞缸差動連接滿足快進速度的要求，由此求得液壓缸無桿腔面積為：
由計算所得的液壓缸內徑D按表3-3圓整到相近的標準直徑，以便采用標準的密封元件。
表3-3 液壓缸內徑尺寸系列 (GB2348--1980) (mm)
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
注：括號內數(shù)值為非優(yōu)先選用值
故液壓缸內徑取標準值：
活塞桿的直徑：
由計算所得的活塞桿直徑按表3-4圓整到相近的標準直徑，以便采用標準的密封元件。
表3-4 活塞桿直徑系列 (GB2348--1980) (mm)
4
5
6
8
10
12
14
16
18
2
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
故液壓缸內徑取標準值：
3.3.2主要尺寸的設計與校核
液壓缸工作壓力主要根據(jù)液壓設備的類型來確定，對不同用途的液壓設備，由于工作條件不同，通常采用的壓力范圍也不同。所以設計時，可用類比法來確定。
同上，以提升液壓缸為例進行設計。前述已確定液壓缸的工作壓力，缸筒內徑 D=125mm，活塞桿外徑d=110mm。
（1）液壓缸壁厚和外徑的計算
液壓缸的壁厚一般指液壓缸中最薄處的厚度。從材料力學可以知道，承受內壓力的圓筒，其內應力分別規(guī)律因為壁厚的不同而各異。一般計算時可以分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。
液壓缸的內徑D與其壁厚的比值D/≥10的圓筒稱為薄壁圓筒。起重運輸機械和工程機械的液壓缸，一般采用無縫鋼管，大多屬于薄壁圓筒結構，其壁厚按薄壁圓筒壁厚公式計算
≥
式中 ——液壓缸壁厚（m）。
D——液壓缸內徑（m）。
——試驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.25~1.5）倍（MPa）。額定壓力≤16Mpa，取=1.5 MPa。
——缸筒材料的許用應力。 = ，其中為材料抗拉剛度，n為安全系數(shù)，一般取n = 5。的值為：鍛鋼： = 110~120 MPa；鑄鋼： = 100~110 MPa；無縫鋼管： = 110~110 MPa；高強度鑄鐵： = 60MPa；灰鑄鐵： = 25MPa。
對于D/＜10時，應該按材料力學中的厚壁圓筒公式進行壁厚的計算。
對于脆性材料以及塑性材料
≥
式中的符號意思與前面相同。
液壓缸壁厚算出后，即可以求出缸體的外徑為：
≥ +
式中值應該按無縫鋼管標準，或者按有關標準圓整為標準值。
在設計中，取試驗壓力為最大工作壓力的1.5倍，即 = 1.5×2MPa =3MPa。而缸筒材料許用應力取為= 100 MPa。
應用公式 ≥ 得， ≥
下面確定缸體的外徑，缸體的外徑 ≥ + = 125+2×10mm =145mm。在液壓傳動設計手冊中查得選取標準值=150mm。在根據(jù)內徑D和外徑重新計算壁厚：==mm =12.5mm
（2）液壓缸工作行程的確定
液壓缸工作行程長度，可以根據(jù)執(zhí)行元件機構實際工作的最大行程來確定，并且參照表3-5中的系列尺寸來選取標準值。
表3-5液壓缸活塞行程參數(shù)系列 （mm）
Ⅰ
25
50
80
100
125
160
200
250
320
400
500
630
800
1000
1250
1600
2000
2500
3200
4000
Ⅱ
40
63
90
110
140
180
220
280
360
450
550
700
900
1100
1400
1800
2200
2800
3900
Ⅲ
240
260
300
340
380
420
480
530
600
650
750
850
950
1050
1200
1300
1500
1700
1900
2100
2400
2600
3000
3800
注：液壓缸活塞行程參數(shù)依Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ次序優(yōu)先選用。
由已知條件知道最大工作行程為50mm，參考上表系列Ⅱ，取液壓缸工作行程為50mm。
（3）缸蓋厚度的確定
一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效的厚度t按強度要求可以用下面兩式進行進似計算。
無孔時：
有孔時：
式中 ——缸蓋有效厚度（m）。
——缸蓋止口內徑（m）。
——缸蓋孔的直徑（m）。
在此次設計中，利用上式計算可取t=25mm
（4）最小導向長度的確定
對于一般的液壓缸，最小導向長度H應滿足以下要求
式中 ——液壓缸的最大行程。
——液壓缸的內徑。
為了保證最小導向長度H，如果過分增大和B都是不適宜的，必要時可以在缸蓋和活塞之間增加一個隔套K來增加H的值。隔套的長度C由需要的最小導向長度H決定，即
在此設計中，液壓缸的最大行程為50mm，液壓缸的內徑為125mm，所以應用公式
的 =mm =15mm
活塞的寬度B一般取得B=（0.6~1.0）D；缸蓋滑動支撐面的長度，根據(jù)液壓缸內徑D而定。
當D＜80mm時，?。?
當D＞80mm時，取。
活塞的寬度B =（0.6~1.0）d=66~110mm，取70mm
（5）缸體長度的確定
液壓缸缸體內部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應該大于內徑的20~30倍。
缸體長度：L = 50+70mm=120mm
（6）固定螺栓得直徑
液壓缸固定螺栓直徑按照下式計算
式中 F——液壓缸最大負載。
Z——固定螺栓個數(shù)。
k——螺紋擰緊系數(shù)，k = 1.121.5。
根據(jù)上式求得
= =7.2mm
（7）液壓缸強度校核
。
。
前面已經(jīng)通過計算得：D =125mm， =12.5mm。則有≤10，所以為厚壁缸。
=5mm≥==9.8mm
可見缸筒壁厚滿足強度要求。
3.3.3液壓缸的結構設計
（1）缸體與缸蓋的連接形式
缸體與缸蓋常見連接方式有法蘭連接式（圖3-1a）、半環(huán)連接式（圖3-1b）、螺紋連接式（圖3-1c、f） 、拉桿連接式（圖3-1d） 、焊接式連接（圖3-1e）等。
圖3-1常見的缸筒和缸蓋結構
缸體端部與缸蓋的連接形式與工作壓力、缸體材料以及工作條件有關。通過綜合考慮，在此設計中，缸體端部與缸蓋采取法蘭連接的形式。
（2）活塞桿與活塞的連接結構
活塞和活塞桿的結構形式有很多，常見的有一體式、錐銷式連接外、還有螺紋式連接和半環(huán)式連接等多種形式，如圖3-2所示。半環(huán)式連接結構復雜，裝卸不便，但是工作可靠。
圖3-2 活塞桿與活塞的結構
此外，活塞和活塞桿也有制成整體式結構的，但是它只能適應于尺寸較小的場合。經(jīng)過綜合考慮，在此設計中，活塞桿與活塞的連接采取螺紋連接的形式，如圖3-3所示。
（3）活塞桿導向部分的結構
活塞桿導向部分的結構，包括活塞桿與端蓋、導向套的結構，以及密封、防塵和鎖緊裝置等。導向套的結果可以做成端蓋整體式直接導向，也可以做成與端蓋分開的導向套導向結構。后者導向套磨損后便于更換，所以應用比較普遍。
此設計經(jīng)過綜合考慮，采取端蓋直接導向。
（4）密封裝置
液壓缸中常見的密封裝置有間隙密封，摩擦環(huán)密封，密封圈密封等。間隙密封依靠運動件間的微笑間隙來防止泄露；摩擦環(huán)密封依靠活塞上的摩擦環(huán)（尼龍或者其他高分子材料制成）在“O”形圈彈力作用下貼緊缸壁而防止泄露；液壓缸主要采用密封圈密封，密封圈有O形、V形、Y形及組合式等數(shù)種，其材料為耐油橡膠、尼龍、聚氨脂等。它結構簡單，制造方便，磨損后有自動補償能力，性能可靠，在缸筒和活塞之間、活塞和活塞桿之間、缸筒和缸蓋之間都能使用。此設計經(jīng)過綜合考慮，采用O形密封圈密封。
（5）緩沖裝置
液壓缸帶動質量較大的部件作快速往復運動時，由于運動部件具有很大的動能，因此當活塞運動到液壓缸終端時，會與端蓋碰撞，而產生沖擊和噪聲。這種機械沖擊不僅引起液壓缸的有關部分的損壞，而且會引起其它相關機械的損傷。為了防止這種危害，保證安全，應采取緩沖措施，對液壓缸運動速度進行控制。當活塞移至端部，緩沖柱塞開始插入缸端的緩沖孔時，活塞與缸端之間形成封閉空間，該腔中受困擠的剩余油液只能從節(jié)流小孔或緩沖柱塞與孔槽之間的節(jié)流環(huán)縫中擠出，從而造成背壓迫使運動柱塞降速制動，實現(xiàn)緩沖。 液壓缸中常用的緩沖裝置有節(jié)流口可調式（如圖3-3）和節(jié)流口變化式（如圖3-4）兩種。
圖3-3 節(jié)流口可調式緩沖裝置 圖3-4 節(jié)流口變化式緩沖裝置
在此設計中，為了適當?shù)臏p輕加工難度，決定采取節(jié)流口變化式緩沖裝置，這種緩沖裝置可以調節(jié)。
3.4鉚接頭的設計
3.4.1鉚接形式
使用冷碾鉚接機時，由于鉚釘材料具有較好的形變性能，鉚桿不會出現(xiàn)質量問題，壽命較高，同時只要改變鉚頭形狀，就可鉚接各種形狀，只要制作合適的鉚頭，即可鉚接以下各種形狀，如扁平型、沉頭型、圓弦型、碗型，方便于未來實現(xiàn)通用化。
圖3-5 鉚接形狀圖
3.4.2每轉進給量的確定
每轉進蛤量 對設備噸位、電機功率和鉚接效率及挪接質量都有很大影響，若 過大，則接觸面積增加，要求設備噸位大，電機功率也相應增加；若過小，則生產率低，銻士手壽命短 變形不均勻，一般徑向鉚接機 取1.5～2.2ram/r，軌道鉚接機 取1.2～1.8mm/r。過于強調省力甚至選取低于0.8mm/r的進給量，就無法滿足于要求高效批量生產的鉚接工作。
3.4.3擺角口的確定
擺角大小直接影晌設備噸位、生產率和產品質量。若過大 雖然鉚接力減小但變形不均勻，生產率低；而過小。則鉚接力增加，設備噸位加大，一般取3.5~5.5°為宜，本次取5.1°。
3.4.4擺頭轉速的確定
擺頭轉速諱不僅影響設備的生產率。還影響電機肋功率大則生產率高，但電機需要較大的功率；如小，則結果相旋。一般鉚接機n取550~850r/min大噸位鉚接機選取較低的轉述：小設備可選較高妁轉速。
3.4.5鉚接頭的結構尺寸確定
通過上述分析經(jīng)AutoCAD匹配設計得到如下圖結構的鉚接頭：
圖3-6 鉚接頭的結構圖
3.5底座的設計
結合其他零件采用AutoCAD匹配設計得到如下結構尺寸：
圖3-7 底座結構圖
3.6支架的設計
在機器中支承或容納零部件稱為支架。如支承罐的塔架、容納傳動齒輪的減速器的殼體，機床的床身等等統(tǒng)稱為支架。
3.6.1支架結構類型
（1）按支架外形分類
按支架外形分類：網(wǎng)架式、框架式、梁柱式、板塊式和箱殼式。
（2）按支架的制造方法和材料分類
按制造方法，支架可分為鑄造支架、焊接支架和螺栓或鉚接支架。按支架材料可分為金屬支架、非金屬支架。非金屬支架又可分為混凝土支架、素混凝土機座平臺、花崗巖支架、塑料支架等。
鑄造支架常用材料為鑄鐵、鑄鋼和鑄鋁。小型設備（如儀表等）的支架則有銅制或塑料制造。
3.6.2支架結構的選擇
進行支架結構形式的選擇是一個較復雜的過程，對結構形式、構件截面和結點構造等均需要結合具體的情況進行仔細的分析。對結構方案要進行技術經(jīng)濟比較。由于各種設備有不同的規(guī)范和要求，制定統(tǒng)一的支架結構選擇方法較困難。但是，可以利用結構力學的知識提出下列一般的規(guī)則。這些規(guī)則是為了節(jié)約材料在選擇形式時應遵守的一般規(guī)律。
（1）結構的內力分布情況要與材料的性能相適應，以便發(fā)揮材料的優(yōu)點。軸力較彎矩能更充分地利用材料。桿件受軸力作用時，截面上的材料分布是均勻的，所有材料都能得到充分利用。但在彎矩作用下截面的應力分布是不均勻的，所以材料的應力分布不夠經(jīng)濟。
機械結構中許多構件所受的都是沿垂直于桿軸的方向作用的。彎矩沿桿變化很迅速。有垂直載荷處，彎矩曲線有曲率，且曲率與載荷集度成正比。最大的彎矩限于一小段內，在較長段內材料不能充分利用，這是彎曲構件不經(jīng)濟的另一原因。
（2）結構的作用在于把載荷由施力點傳到基礎。載荷傳遞的路程愈短，結構使用的材料愈省。
（3）結構的連續(xù)性可以降低內力，節(jié)省材料。
綜合考慮機器的工作時所受的力，我選用機體材料HT200鑄造支架，力學性能：=200MPa， =340MPa.適于制造箱體、底座類零件。
金陵科技學院學士學位論文 第4章 其他方面
4 其他方面
如下分析擺動輾壓常見缺陷形式、產生原因及預防措施。
4.1擺動輾壓變形特征及其力學分析
4.1.1擺輾變形的主要特征
擺輾變形時主要變形特征有兩個:
（1）當工件高徑比即H0/DO>0.5時，要產生“蘑菇效應”；當H0/DO< 0.5時，變形比較均勻。而高徑比較小的工件，變形可滲透到整個工件的高度。
（2）擺輾件中心受拉應力。當工件較薄，擺角較大時，若每轉進給量較小，則工件直徑越大越易產生拉裂現(xiàn)象。實驗與計算表明，中心拉應力區(qū)域在0.4 r0范圍內(r0為工件的半徑)。
4.1.2擺輾件主要變形特征的分析
（1）“蘑菇效應”
當工件較厚，進給量較小時，因上下模和工件接觸面積不同（上邊小、下邊大），由測試知，靠近上模工件上的軸向單位壓力較大，下模處較小，故鄰近上模的金屬易滿足塑性條件， 先產生流動。在外緣部分有: σ1= σr， σ3= σz 。對于工件上下接觸面的塑性條件分別為: σr上-σz上= βσs和σr上-σz上= βσs 。由側試知: σ z上< σ z下（ |σ z上|> |σ z下|），又因上模處磨擦小， 故σr上> σ r下（|σr上|> |σ r 下|），可見工件上接觸面的塑性條件易先得到滿足， 故易形成“ 蘑菇頭形”。
上蘑菇形：當工件較厚，進給量較小時，因上下模和工件接觸面積不同（上邊小、下邊大）， 靠近上模工件上的軸向單位壓力較大，下模處較小，工件上接觸面的塑性條件易先得到滿足，先產生流動，故易形成“ 上蘑菇頭形”。
下蘑菇形：當工件較厚，進給量很大時，上模接觸面積大，接觸壓力大，故摩擦力也增大，這嚴重阻礙坯料表面金屬的流動。所以開始輾壓時，上接觸區(qū)發(fā)生塑性變形，上模與坯料的接觸面積增大，繼而坯料粘合在上模上，成為上模的延伸部分，則坯料在下模接觸區(qū)的部分開始發(fā)生塑性變形，而且下模與坯料開始部分接觸，它們之間的摩擦力小，坯料與下模接觸的部分變形快，易形成下蘑菇形。
滑輪形：當坯料的變形部分高徑比較小，且輾壓時有失穩(wěn)現(xiàn)象的發(fā)生時，坯料產生了軸向彎曲，使得坯料與下模也是部分接觸，這部分金屬單位面積壓力增大，達到了材料的屈服極限，因而產生了塑性變形，形成了上下模相對應的上下塑性變形區(qū)，坯料兩頭變形快，中間變形慢，形成了滑輪形。
圖4-1 擺動輾壓工件變形情況
當工件較薄時， 由測試知，上下接觸面上的軸向單位壓力接近，上、下模處金屬可同時滿足塑性條件，金屬可同時沿徑向及切向流動，加上拉彎變形有徑向伸長，于是變形比較均勻，不產生“蘑菇頭形” 。
（2）薄件中心開裂
普通圓盤件擺輾過程中，工件中心區(qū)域在水平方向所受正應力均為拉應力， 而且該區(qū)域的拉應力值大于工件其他區(qū)域，工件心部的變形方式為切向和徑向伸長、軸向縮短。當變形達到一定程度時， 工件中心發(fā)生凹陷， 形成了工藝缺陷。
由塑性條件： σ1-σ3= βσs可以判定，當σ3= -σs時， 則： σ1= （β-1）σs，因β=l ~1.155，故知σ1≥0 ，即在工件的中心部位存在拉應力（σr=σz， σ1 = σ0）。單位壓力測試結果表明：在工件中心處軸向單位壓力較低，大約是流動應力σs的1/4。計算結果中心壓力σp/2K< 1， 即在0方向要出現(xiàn)拉應力。正是由于該拉應力區(qū)的存在， 使得圓柱件擺輾變形時經(jīng)常出現(xiàn)中心變薄和開裂現(xiàn)象。
圖4-2 擺動輾壓工件受拉力分析
當擺頭上模壓到工件上，如不發(fā)生擺動滾動，變形的1區(qū)對對面的2區(qū)的作用如圖1 陰影部分所示。由于py和τy的作用，2區(qū)要發(fā)生拉彎變形，工件心部要產生拉應力。
但由于擺輾時徑向變形量小，接觸面上的切應力τ值不大，如不考慮τy的影響， 那么當α=180。時，λ=0. 5 ，py=0，中心不產生拉應力。對擺輾工藝而言，為了充分利用其省力的優(yōu)點，往往接觸率λ≤0. 25，于是心部出現(xiàn)拉應力就不可避免了。
4.2擺輾件變形時產生的缺陷及防止方法
4.2.1薄件中心開裂
圓柱試件(鉛件)墩粗和用響銅制鑼擺輾時， 均發(fā)生了中心部分被拉裂現(xiàn)象，如圖所示。
圖4-3 擺動輾壓工件中心開裂情況
由于擺輾過程中每一時刻工件上表面僅有局部與上模接觸，工件外周不同部分隨擺頭的擺動交替地發(fā)生塑性變形，而近工件心部則由于受力狀態(tài)比較穩(wěn)定，發(fā)生持續(xù)的雙向伸長、單向縮短變形，因此隨著變形的積累，工件心部將比其他部位更薄，這就是圓盤件擺動輾壓中心變薄的根本原因。
對于薄圓盤件，當每轉進給量較小時，工件受力狀態(tài)差，極易導致中心變薄缺陷的發(fā)生。
為了防止薄件中心開裂，保持工件平整、不增大設備噸位，可采用中間局部加厚的辦法， 以增大斷面系數(shù)，然后加工去掉加厚部分。當采用局部加厚的坯料時，工件心部的受力條件得到了改善，由于加厚部分和下模的限制，工件心部所受拉應力減小，各部位的變形都較為均勻，心部不會發(fā)生凹陷，因此避免了缺陷的產生。
對于輾壓銑刀片盤形彈簧片，可增大進給量，使接觸面積率λ增大，從而減少拉應力產生。但是，若每轉進給量太大，不但工件易發(fā)生翹曲，而且變形所需擺輾力急劇升高。
4.2.2大頭件側表面開裂
擺輾變形時， 如果試件(或工件)側表面存在裂紋， 那么在相同的條件下， 擺輾變形易使裂紋向增大方向發(fā)展。
圖4-4 擺動輾壓工件縱向裂紋情況
擺輾變形對縱向裂紋均有加大的趨勢。在生產鐵路車輛的勾舌銷件過程中， 如果冷拔坯料表面上有微裂紋或因放件不慎被磕碰， 則擺輾成形頭部時很易造成開裂。
為了防止擺輾時工件縱向開裂，必須選好原材料，注意拉拔質量，同時注意輕拿輕放，保護好外表面。
4.2.3高件失穩(wěn)折迭
擺輾件變形過程中，如果H/D>l，則變形時往往要產生滑輪形狀，繼續(xù)變形就要產生折迭。若擺輾法蘭長桿件(如輾壓汽車半軸、勾舌銷件)，由于露出端過長，擺輾時往往要產生失穩(wěn)，使工件彎曲、折迭，進而報廢。在實際生產中，可利用“蘑菇效應” 的兩重性，來加速頭部成形，桿部可采用夾緊或選用合適模具間隙辦法，限制縱向彎曲來生產合格鍛件。我國生產汽車半軸時，桿部均用夾緊機構，以縮短自由端的長度；而生產勾舌銷法蘭長桿件，則是用限制插入下模中桿與模壁間隙辦法，防止輾壓頭部時桿部的彎曲。取單面間隙為0.2mm時，擺輾頭部成形良好，而桿部不發(fā)生彎曲。
為了提高生產率和防止折迭的產生，應盡量加大每轉進給量，以增大面積接觸率。
4.2.4高件鍛不透
擺輾變形具有表面性質，擺輾變形首先在頭部發(fā)生。當擺頭與工件接觸弧長a
收藏