自動捶背機的設計含SW三維及5張CAD圖

自動捶背機的設計含SW三維及5張CAD圖,自動,捶背,設計,SW,三維,CAD 摘 要本文設計計算了自動捶背機的整體結構，計算了各個部分的主要部件所需參數(shù)并進行了校核，本文所設計的自動捶背機的結構主要由以下結構實現(xiàn)，背架、寬距錘頭、絲杠、升降架、升降電機、傳動齒輪、捶背電機、曲柄、滑塊、窄距錘頭、伸縮氣缸、伸縮氣桿和導軌等一系列組成。使用solid works三維軟件完成了自動捶背機設計的裝備圖及各主要零件的三維建模，并用autoCAD繪制了自動捶背機設計的裝配圖及部分關鍵零件圖。本課題的研究設計工作為自動捶背機設計結構設計奠定了基礎，同時也為相關的問題的研究提供了借鑒方法和經驗。關鍵詞： 全自動捶背機，電動缸；數(shù)字化建模；有限元AbstractIn this paper, the overall structure of the automatic backbeating machine is designed and calculated. The parameters required by the main parts of each part are calculated and checked. The structure of the automatic backbeating machine designed in this paper is mainly realized by the following structure.Back frame, wide distance hammer head, lead screw, lifting frame, lifting motor, transmission gear, back motor, crank, slider, narrow distance hammer head, telescopic cylinder, telescopic air rod and guide rail and a series of components.The equipment drawing and the 3D modeling of the main parts of the automatic backbeating machine were completed by using Solid Works 3D software. The assembly drawing and some key parts of the automatic backbeating machine were drawn by using AutoCAD.The research and design work of this topic lays a foundation for the structural design of automatic backbeating machine, and also provides reference methods and experience for the research of related problems.Key words: Automatic backbeating machine, electric cylinder; Digital modeling; The finite element目錄摘 要1Abstract2第1章 引 言61.1 前言61.2 國內外研究情況61.3 發(fā)展趨勢61.4課題研究內容與方法7第2章 功能性設計82.1方案分析82.3總體方案設計9第3章 整體結構設計113.1電機的選型與計算113.1.1電機性能的比較113.1.2電機的選型與計算123.2曲柄滑塊機構的設計133.2.1 機構簡圖133.2.2曲柄1的設計143.2.3滑塊2的設計143.3傳動齒輪的設計153.3.1 選擇齒輪精度等級、材料及齒數(shù)153.3.2按齒面接觸疲勞強度設計163.3.3按齒根彎曲疲勞強度設計173.4 提升絲杠系統(tǒng)設計203.4.1提升絲杠設計203.4.2校核223.5窄距錘頭驅動氣缸設計243.3.1橫向移動氣缸參數(shù)設計243.3.2活塞桿直徑尺寸系列253.6導軌的選型計算273.6.1導軌類型分析選擇273.6.2 滾動直線導軌副壽命計算293.6.3滾動導軌副的壽命計算及選用規(guī)格303.7自動捶背機背架結構設計314自動捶背機裝配與干涉檢查324.1 自動捶背機的裝配體建模及爆炸圖324.2自動捶背機的爆炸視圖及干涉分析334.3自動捶背機的仿真354.3.1三維模型354.3.2自動捶背機作業(yè)過程分析365自動捶背機的有限元分析405.1有限元分析說明405.2氣缸桿有限元分析405.2.1 氣缸桿的有限元分析415.2.2 前置處理自動注液系統(tǒng)氣缸桿445.2.3求解455.2.4進行后處理455.2.5結果分析455.3傳動軸有限元分析465.3.1 有限元分析475.3.2 前置處理自動捶背機傳動軸495.3.3求解505.3.4進行后處理505.3.5結果分析506結 論52參考文獻53致 謝55第1章 引 言1.1 前言 隨著生活水平的不斷提高和生活節(jié)奏的加快，人們的工作壓力越來越大，為生活和事業(yè)忙碌，身體素質開始下降，卻又得不到充分的鍛煉，經常會腰酸背痛，人們通常采用捶背的方式消除疲勞。一般手動捶背方式費勁且不方便，尤其是空巢老年行動不便，自己捶背或者找人捶背比較困難。人們?yōu)榱藵M足生產和生活的需要,研制了類型繁多、功能各異的機器。尤其是蒸汽機出現(xiàn)之后，使機器具有了完整的形態(tài)1。因此，如果能為現(xiàn)代生活中的人們設計一款自動捶背機，將有著重要的意義。1.2 國內外研究情況 人類通過長期生產實踐創(chuàng)造了機械,并使其不斷發(fā)展形成了當今多種多樣的類型。在現(xiàn)代生產和日常生活中,機器已成為代替或減輕人類勞動、提高勞動生產率的主要手段。使用機器的水平是衡量一個國家現(xiàn)代化程度的重要標志2。目前公知的各種健身錘,均是手持捶打,力度差,身體某些部位捶打不方便,特別是捶背,自己捶打更是不便,捶背是一種舒筋活血、除疲保健的好方法,常捶可以延年益壽。 國內外的自動捶背機大都有兩個問題尚未解決,第一個問題是運用齒輪曲柄滑塊機構或者蝸輪蝸桿結構帶動去敲打背部的對于人追求舒適度方面有些欠缺,雖然價格便宜但是卻很難通過控制去調節(jié)力度的合適度僅由單一的基本機構組成的機械系統(tǒng)，這是最簡單的機械系統(tǒng)。這些基本機構可能是齒輪機構、凸輪機構、連桿機構或其他常用機構,通過電機工作帶動曲柄滑塊機構的擺動從而實現(xiàn)穩(wěn)定的錘擊力度,可以滿足捶背的民用效果。 第二個問題是按摩椅上的捶背裝置對于一般家庭來說價格又太貴,舒適度是有了不過價格少則幾千好一點的要上萬,這種貴重的消費品還不能普及,因為其體積問題不能隨身攜帶還要一直插電使用導致其不方便性。就目前的情況,自動捶背機應該更偏向于便捷、實用、廉價、親民、舒適更加人性化方向發(fā)展而不是一味的去追求高檔奢華?，F(xiàn)在國內外的目光更多的是聚焦在按摩椅上,按摩椅的功能全面更加舒適,但是花費太高不能夠實現(xiàn)全面的普及,所以我們還是可以把目光轉向功能比較單一的自動捶背器的。1.3 發(fā)展趨勢 最近幾十年,自動捶背機的發(fā)展有很大的進步,通過智能控制先進的技術實現(xiàn)自動捶背機關鍵問題是模擬人工捶背的方法。而在模擬捶背手法力度的時候,對捶背的舒適度以及頻率就顯得非常重要。所以捶背的力度和頻率的情況將直接影響到自動捶背機的發(fā)展。將來的自動捶背機會越來越向舒適度的方向進行發(fā)展。1.4課題研究內容與方法本課題主要針對自動捶背機，進行自動捶背機的總體方案制訂與結構設計。本文利用SolidWorks對自動捶背機設計主要零件進行三維設計，并對自動捶背機進行運動仿真。其中自動捶背機的設計主要內容包括：（1）學習和掌握自動捶背機等相關知識，制定總體設計方案。對周邊濃縮自動捶背機進行系統(tǒng)特性分析，研究其傳動系統(tǒng)結構。（2）運用所學到的這些知識，理論力學、材料力學、動力學的知識,再查找機械設計手冊，完成自動捶背機結構設計。（3）對自動捶背機機構的基礎零件進行設計，基礎零件用SolidWorks三維建模軟件進行三維繪制并且裝配約束、干涉檢測等6；（4）用SolidWorks三維建模軟件進行對自動捶背機機構進行運動仿真；（5）進行對自動捶背機機構零件的有限元分析。7第2章 功能性設計2.1方案分析一個系統(tǒng)的總功能是該系統(tǒng)中各子系統(tǒng)乃至各個元件共同完成的。各子系統(tǒng)分擔各自的分功能，子功能，乃至功能元，各分功能的類型不完全相同，它們之間有聯(lián)系，也有 區(qū)別。為了更方便的求得功能解，即確定實現(xiàn)功能的設計方案，需要將系統(tǒng)的總功能進行分解。另外可能有的分功能已經有了定型化的產品，可以直接購置,或有些分功能已經研制出來，可以直接拿來使用。例如減速器，發(fā)動機，電路板等3。 對于上述問題的解決方法其實有很多種,其中最舒適方便的就是將其掛在脖子上或者像書包一樣背在肩上,電機使用可裝載電池的電機類型,對于力度上的調節(jié)我覺得可以在其內部裝上一個滑動電阻從而來控制其輸出電流的大小從而控制敲擊力度和頻率。對于市面上單一的曲柄滑塊機構我們可以采用通過齒輪傳動來帶動滑輪的滾動這樣的話一個電機可以帶動兩個滾輪從而更好的進行捶背。自動捶背機可以采用外形U形枕的方式進行懸掛在脖子上,U形枕的連接處可以采用調接扣進行連接可以調節(jié)不同年齡段的需求,在脖子左右兩邊分別裝上齒輪傳動結構,中間放上電機,電機的兩側放置滑動電阻進行力度和頻率的調節(jié),滾輪外面采用橡膠材質使得滾動更加舒適。所以綜上所述本設計方案是由U形機架、中心支撐板、電機、滑動電阻、齒輪傳動系統(tǒng)、滑道、滑板、橡膠滾輪,所述的機架左右兩側均分布有相同的滑道,電機在中間提供驅動驅動力,電機驅動齒輪與傳動齒輪嚙合,中心支撐板上的兩側有兩個滑道可供滑板進行上下移動。對于齒輪及傳動系統(tǒng)的分析及運用 動力傳動系有兩個作用：它把動力從發(fā)動機傳送到驅動輪上，并且改變扭矩的大小。動力傳動系包括：1.發(fā)動機：制造動力2.變速器:不是手動就是自動3.離合器：僅用在手動變速器或者液力變矩器4.驅動軸：把動力從變速器傳到差速器5.差速器：將動力傳到兩個驅動軸上。 在所有的機械傳動形式中，齒輪傳動是一種最結實耐用的傳動方式。它們可以傳遞很大的功率，效率可以達到98%，并且服務年限長。由于具有以上優(yōu)點，齒輪傳動比皮帶裝置等其它傳動方式更常見于自動式傳動機構和重載機構中。在另一方面，齒輪比其它傳動方案貴得多，特別是精加工齒輪和合金鋼材料的。齒輪的制造成本會隨便著精度和公差的要求急劇增加。因此，在合適的范圍內選一個合理的公差帶就顯得尤其重要。用于大功率傳遞和高速傳遞的齒輪傳動系統(tǒng)不是特別的貴，但是用合金鋼材料和精加工的齒輪成本比較高。 低噪聲齒輪機構也很昂貴。精密儀器和電腦里用的齒輪機構住住是相當昂貴的，因為它們對速度和傳動比的要求很高。低速的開式傳動的被定義為非臨界狀態(tài)，并且以此作為齒輪的最小標準。齒輪的形狀、尺寸、性質和工業(yè)用途都遵循美國齒輪制造協(xié)會所制定的標準。圖2.1 曲柄滑塊結構2.3總體方案設計設計如圖：圖2.2 總體結構1背架、2寬距錘頭、3絲杠、4升降架、5升降電機、6傳動齒輪、7捶背電機、8曲柄、9滑塊、10窄距錘頭、11伸縮氣缸、12伸縮氣桿和13導軌第3章 整體結構設計3.1電機的選型與計算3.1.1電機性能的比較在機器人的驅動器一般采用以下幾種電機：直流電機、步進電機和舵機。幾種電機有關參數(shù)進行如表 1.1 所示。表3.1 幾種電機比較電機類型優(yōu) 點缺 點直流電機容易購買型號多功率大接口簡單轉速太快，需減速器電流較大較難與車輪裝配價格較貴控制復雜（PWM）步進電機精確的速度控制型號多樣適合室內機器人的速度接口簡單價格便宜功率與自重比小電流通常較大外形體積大較難與車輪裝配，負載能力低功率小舵 機內部帶有齒輪減速器型號多樣適合室內機器人的速度接口簡單功率中等價格便宜 負載能力低 速度調節(jié)的范圍小 （1） 舵機 1）什么是舵機： 在機器人機電控制系統(tǒng)中，舵機控制效果是性能的重要影響因素。舵機可以在微機系統(tǒng)和航模中作為基本的輸出執(zhí)行機構，其簡單的控制和輸出使得單片機系統(tǒng)非常容易與之接口。舵機是一種位置（角度）伺服的驅動器，適用于那些需要角度不斷變化并可以保持的控制系統(tǒng)。目前在高檔遙控玩具，如航模，包括飛機模型，潛艇模型；遙控機器人中已經使用得比較普遍。舵機是一種俗稱，其實是一種伺服馬達。 2）舵機的工作原理： 控制信號由接收機的通道進入信號調制芯片，獲得直流偏置電壓。它內部有一個基準電路，產生周期為20ms，寬度為1.5ms的基準信號，將獲得的直流偏置電壓與電位器的電壓比較，獲得電壓差輸出。最后，電壓差的正負輸出到電機驅動芯片決定電機的正反轉。當電機轉速一定時，通過級聯(lián)減速齒輪帶動電位器旋轉，使得電壓差為0，電機停止轉動。當然我們可以不用去了解它的具體工作原理，知道它的控制原理就夠了。就像我們使用晶體管一樣，知道可以拿它來做開關管或放大管就行了，至于管內的電子具體怎么流動是可以完全不用去考慮的。 （2）步進電機步進電機作為一種新型的自動控制系統(tǒng)的執(zhí)行機構，得到了越來越廣泛的應用，進入了一些高、精、尖的控制領域。步進電機雖然有一些不足，如啟動頻率過高或負載過大時易出現(xiàn)丟步或堵轉，停止時轉速過高易出現(xiàn)過沖，且一般無過載能力，往往需要選取有較大轉距的電機來克服慣性力矩。但步進電機點位控制性能好，沒有積累誤差，易于實現(xiàn)控制，能夠在負載力矩適當?shù)那闆r下，以較小的成本與復雜度實現(xiàn)電機的同步控制。3.1.2電機的選型與計算對于本課題來說，設計捶背的移動速度最高為 0.2 米/秒，1秒一個循環(huán)周期，驅動電機轉數(shù)最高接近 100 轉/分。如果用直流電機，由于受轉速和力矩的影響，要配減速器。而如果用步進電機，控制位置精度比較高可以達到 1.8 度。而且不需要減速器避免造成結構冗繁。因此選擇步進電機作為驅動電機。對于人捶背而言，所設計的功率0.5kw即可，對于兩個提升裝置則需要克服重力做功，總重約為50N，需要總功率為1kw，由于設計為兩個電機來提升，則需功率0.5kw，同捶背電機選擇同一型號即可。因為設計捶背1秒一個循環(huán)周期，則需要曲柄1r/s，為60r/min。因此需要配備相應的減速器，使得輸出轉速為60r/min。因此，選擇了的56BYG250D-0242型號電機。功率為0.5kw，靜轉矩為 2 NM ，輸出轉速為60r/min。該電機在相近產品中具有在轉速變高一定范圍內能夠保持平穩(wěn)的力矩。3.2曲柄滑塊機構的設計3.2.1 機構簡圖改結構可以實現(xiàn)電機帶動下，兩個錘頭往復直線運動，實現(xiàn)捶背的動作，該驅動裝置主要由四桿機構組成，曲柄、滑塊1和導軌以及機架組成。由電機驅動，通過調節(jié)曲柄的速度，曲柄帶動滑塊，往復拉動導桿，在電機作用下，實現(xiàn)往復捶背的過程。整體布置如圖3-4所示：1. 曲柄 2.滑塊1 3.導桿 4.機架和電動機圖3-4 曲柄滑塊機構原理圖自由度計算公式為F=3n-2L-H活動構件一共3個，機架是固定構件，運動副按照運動副的接觸形式可以分為:低副:面和面接觸的運動副在接觸部分的壓強較低，被稱為低副。高副:點或線接觸的運動副稱為高副，高副比低副容易磨損。低副一般有轉動副，移動副，螺旋副，高副有車輪與鋼軌，凸輪與從動件，齒輪傳動等。此六桿機構沒有高副，有4個低副，因此算的F=3n-2L-H=3*3-2*4-0=1此機構具有一個自由度，一個原動件，因此具有確定的運動?；鄣脑O計為兩個寬距的錘頭的距離，設計為240mm，曲柄OA是將原動機旋轉運動轉換成直線運動的機構，需要將曲柄滿足360度旋轉，因此OA一定要小于240mm，可以設計為20mm。3.2.2曲柄1的設計曲柄1是直接有電機進行驅動，為滿足所需要強度，采用不銹鋼材料進行設計，總長度設計為20mm，一端連接到電機的驅動軸上，另一端則和滑塊2的滑槽形成滑動副，是的周轉運動變?yōu)榱酥本€往復運動。3.2.3滑塊2的設計滑塊2是直接有曲柄進行驅動，為滿足所需要強度，采用不銹鋼材料進行設計，總長度設計為240mm，和曲柄的滑槽形成滑動副，是的周轉運動變?yōu)榱酥本€往復運動。設計三維圖如圖3-7圖3-6 曲柄滑塊3.3傳動齒輪的設計3.3.1 選擇齒輪精度等級、材料及齒數(shù)1、齒輪精度選擇對直齒圓柱齒輪的壓力角取20，齒輪精度為7級。2、齒輪材料選擇選擇小齒輪材料為40Cr（調質），強度極限B1=700MPa，屈服極限S1=500MPa,齒面硬度280HBS；大齒輪材料45鋼（調質），強度極限B2=650MPa,屈服極限S2=360MPa,齒面硬度240HBS。3、齒輪齒數(shù)確定為使結構緊湊，齒數(shù)和SZ盡可能選小， 取小齒輪齒數(shù)Z1=30，已知減速器齒輪傳動比2=1，則大齒輪齒數(shù)Z2=30。3.3.2按齒面接觸疲勞強度設計試算分度圓直徑由式對小齒輪分度圓直徑進行試算 1、確定公式中各參數(shù)值試選接觸疲強度計算用載荷系數(shù) 。計算小齒輪傳遞轉矩 由機械設計手冊查得，選取齒寬系數(shù)齒數(shù)比為1 由機械設計手冊查得，查得區(qū)域系數(shù) 由機械設計手冊查得，材料的彈性影響系數(shù) 計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù) 計算接觸疲勞許用應力 由機械設計手冊查得，小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 、 計算應力循環(huán)次數(shù)由機械設計手冊查得，查取接觸疲勞壽命系數(shù)、 取失效概率為1%、安全系數(shù),于是得 取較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力。3.3.3按齒根彎曲疲勞強度設計試算模數(shù) 由式對齒輪模數(shù)進行試算 1、確定公式中各參數(shù)值試選勞彎曲疲勞強度計算用載荷系數(shù)。計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)計算 由機械設計手冊查得，齒形系數(shù)， 查得應力修正系數(shù)， 查得小齒輪和大齒輪齒根彎曲疲勞極限分別為 、 。查得彎曲疲勞壽命系數(shù)、。取彎曲疲勞安全系數(shù)，于是得因為大齒輪的大于小齒輪，所以取 2、試算模數(shù) 計算實際載荷系數(shù)KF根據(jù)，7級精度，由機械設計手冊查得，動載系數(shù)，由機械設計手冊查得，得齒間載荷分配系數(shù) 。 由機械設計手冊查得，用插值法查得 ，結合 查圖10-132，得 。 則載荷系數(shù)為3、按實際載荷系數(shù)計算齒輪模數(shù)由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，因此齒輪模數(shù)的設計按齒根彎曲疲勞強度進行計算。按實際載荷系數(shù)計算出的齒輪模數(shù) ，就近圓整為標準值 。所設計齒輪參數(shù)如下表3-6 齒輪參數(shù)匯總齒數(shù)z模數(shù)m分度圓直徑d（mm）齒寬b（mm）中心距（mm）小齒輪302602060大齒輪3060203.4 提升絲杠系統(tǒng)設計3.4.1提升絲杠設計橫向最大行程（X軸）500；工作進給速度為3000mm/min;捶背裝置質量：2；所選的進給系統(tǒng)為滾柱絲杠副用伺服電機直接驅動，如圖所示：滾珠絲杠的計算及選擇在本設計中，電機和絲杠直接相連，傳動比為i=1，設電機的最高工作轉速為,則絲杠導程為：phvmaxnmax ph31031500=2取 ph=2mm確定絲杠的轉速n=vphr/min 由公式，最大進給速度時絲杠的轉速：捶背裝置總重量：確定絲杠的等效負載工作負載是指機床工作時，實際作用在滾珠絲杠上的軸向壓力，它的數(shù)值可用進給牽引力的試驗公式計算。選定導軌為滑動導軌，取摩擦系數(shù)為0.03，K為顛覆力矩影響系數(shù).一般取1.1-1.5，現(xiàn)取為1.1，則絲杠所受的力為：=119N其等效負載可按下式估算（取，）：，-軸向載荷，作用下的時間（s）。，-軸向載荷，作用下的轉速（r/min）。 計算為135N確定絲杠所受的最大動載荷 -負載性質系數(shù)；（查表：當一般運轉時，為1.2-1.5，取=1.5）。-溫度系數(shù)；（查表：）-硬度系數(shù);（查表：滾道實際硬度HRC58時，=1。）-精度系數(shù)；（查表：當精度等級為3時，=1.0。）-可靠性系數(shù)；（查表：可靠性為90%時，=1.0。）-等效負荷（N）-等效轉速（r/min）;-工作壽命（h）。由公式 計算為147N3.4.2校核臨界壓縮負荷臨界壓縮負荷按下式計算：Fc=f12EIlv2K1Fmax 式中 E-材料的彈性模量=2.1（N/）；-最大受壓長度（m）;-安全系數(shù)，??；最大軸向工作負荷（N）；f1=4絲杠支承方式系數(shù)（支承方式為一段固定一段支撐，f1=0.5）I絲杠最小截面慣性矩（）： （3.8）式中 絲杠公稱直徑（mm）滾珠直徑（mm）X方向絲杠螺紋部分長度為行程 Ln=450mm支承跨距 L1=100mm 絲杠全長L=550mmFc=f12EIlv2K1=3191.5Fmax=152N 可見遠大于，臨界壓縮負荷滿足要求。絲杠拉壓振動與扭轉振動的固有頻率絲杠系統(tǒng)的軸向拉壓系統(tǒng)剛度的計算公式：兩端固定：式中 滾珠絲杠副的拉壓系統(tǒng)剛度（N/）;螺母座的剛度（N/）;絲杠副內滾道的接觸剛度（N/）;絲杠本身的拉壓剛度（N/）;軸承的接觸剛度（N/）。絲杠副內滾道的接觸剛度可查滾珠絲杠副型號樣本。軸承的接觸剛度可查軸承的型號樣本。螺母座的剛度可近似估算為1000。絲杠本身的拉壓剛度：對絲杠支承組合方式為兩端固定的方式： 式中 A絲杠最小橫截面，；E材料的彈性模量，L兩支承間距（m）;a螺母至軸向固定處的距離（m）。絲杠轉動慣量：JX=18mxd2=18dx2(14dx2Lp)Jz=1.610-4kgm2t=79345.2+1.6+43*10-4=3692.5rad/s顯然，絲杠的扭轉振動的固有頻率遠大于1500r/min，可以滿足要求。3.5窄距錘頭驅動氣缸設計3.3.1橫向移動氣缸參數(shù)設計行程120mm，伸縮速度：200mm/s在最頂端設計有往復的氣缸，帶動窄距錘頭結構做往復運動，實現(xiàn)連續(xù)捶背的效果。按照所設計的窄距錘頭結構的重量測量大約為0.8KG，得到要順暢驅動的負載大小位10N，經過查詢得，驅動的負載大小位10N得工件，則需要得工作壓力為0.5 MPa，參考設計的，橫向移動氣缸的氣缸未加載的時候，所產生的氣缸的實際所能輸出所產生的力，此情況受到橫向移動氣缸的氣缸活塞和氣缸的缸筒之間相對運動的摩擦、移動氣缸的活塞桿與前移動氣缸之間相對運動的摩擦力，此力所產生的相關影響。因此在研究所設計的橫向移動氣缸的氣缸性能，確定所設計的氣缸的缸徑的時候，經常使用的氣缸的負載率：=氣缸的實際負載F氣缸的理論負載F0100%由參考書目液壓與氣壓的傳動設計里面的表5-2，參考的氣缸此時的運動狀態(tài)與所設計的氣缸的負載率：設計窄距錘頭移動200mm/s的速率，這樣可以取所設計的相對運動的速度，速度為V=40mm/s，這里可以查詢取=0.8，所以所設計的實際氣缸，其中的負載的大小參數(shù)為：F=F0/=20N查書液壓與氣壓的傳動設計得計算公式為D=1.27FP=28.6mmF代表著氣缸的輸出拉力的參數(shù) N；P 代表著所設計的氣缸的工作壓力參數(shù)P0按照國家標注，GB/T2348-1993是標號，然后進行設計的圓整，可以取D=30 mm氣缸直徑按照國家標準可取810121620253240506380（90）100（110）125（140）160（180）200（220）250320400500630由設計公式d=0.4D 估取所設計的移動氣缸的活塞桿直徑參數(shù)為 d=12mm3.3.2活塞桿直徑尺寸系列所設計的氣缸的缸筒長度計算公式為：S=L+B+30L為所設計的氣缸的活塞行程；B為所設計的氣缸活塞厚度；氣缸的活塞厚度計算公式：B=（0.61.0）D=0.730=2.1mm行程120mm，為滿足行程，并留有余量，因此選較小行程130mm為行程，因此氣缸的行程L=130mm ,所以S=L+B+30=130+12+30=172mm由參考書目液壓與氣壓的傳動設計可查氣缸筒的壁厚參數(shù)，可根據(jù)氣缸的薄筒參數(shù)的計算公式，代入數(shù)據(jù)進行氣缸計算：=PD2式中 代表著氣缸的缸筒壁厚參數(shù)（m）；D代表著氣缸的缸筒內徑參數(shù)（m）；P代表著氣缸的缸筒承受的最大工作壓力參數(shù)（MPa）；代表著氣缸的缸筒材料的許用應力參數(shù)（MPa）；所設計的氣缸的缸筒壁厚強度，進行計算和校核，其計算公式為:=bn所設計的氣缸的缸體的材料進行選擇，綜合考慮可以選擇45鋼材料，材料性能為b=600 MPa，=120 MPan為所設計的安全系數(shù)，正常情況下一般取 n=5； b為氣缸的缸筒材料的抗拉強度設計參數(shù)(Pa)；P為所設計的氣缸的缸筒承受的最大情況下的工作壓力參數(shù)（MPa）。當氣缸的工作壓力p16 MPa的時候，P=1.5p；當氣缸的工作壓力p16 MPa的時候，P=1.25p由此可知所設計的氣缸的工作壓力0.5 MPa小于16 MPa的參數(shù)，因此P=1.5p=1.50.5=0.75 MPa=PD2=0.75302120=1.6mm查書液壓與氣壓的傳動設計得，氣缸的氣缸筒壁厚參數(shù)，按照標準圓整取 = 3mmQ=D24tQ 代表著工作壓力下的所設計的輸入氣缸的空氣流量的參數(shù)（m3/s）V代表著空氣流經進排氣口時候的速度參數(shù)，按照標準可取V=（1025）m/s查書液壓與氣壓的傳動設計和機械設計手冊得氣缸的穩(wěn)定性校核計算公式： FP0Fknk式中 FP0 代表著氣缸工作時候下氣缸的活塞桿承受的最大軸向壓力參數(shù)（N）；FP0=P0*S=P0*D22=133N ,D為所設計的氣缸活塞直徑參數(shù)；Fk 代表著氣缸的縱向彎曲極限力參數(shù)（N）；nk 代表著氣缸的穩(wěn)定性安全系數(shù)，按照標準，一般取1.54。經過綜合考慮后，選取2；K代表著氣缸的活塞桿橫截面回轉半徑參數(shù)，對于氣缸的實心桿K=d/4代入氣缸相關的數(shù)據(jù) K =5/4=1.25mm由于氣缸的細長桿比計算公式：LK85m即Fk=mEJ2L2氣缸的實心圓桿計算公式為：J=d464式中 L 代表著所設計的氣缸的安裝長度參數(shù) ；m 代表著氣缸的末端系數(shù)參數(shù)；一般情況下選擇情況，固定自由 m = 1/4E 代表著氣缸的材料彈性模量參數(shù)，鋼材 E = 2.1 1011 Pa ；J 代表著所設計氣缸的活塞桿橫截面慣性矩的參數(shù)（m4）；d 代表著氣缸的活塞桿的直徑參數(shù)（m）；L 代表著所設計氣缸的安裝長度，此安裝長度參數(shù)為氣缸的活塞桿的長度，設計為172mm；代入氣缸的相關數(shù)據(jù)得 FK =2.685104N因為Fknk=1.34104FP0所以所設計的氣缸的活塞桿的穩(wěn)定性，此穩(wěn)定性滿足氣缸工作條件；氣缸的強度校核：由設計公式d4FP0=bnN代表著設計氣缸的安全系數(shù)，一般情況下取 n=5； b代表著氣缸的缸筒材料，此材料的抗拉強度參數(shù)(Pa)45鋼的抗拉強度相關參數(shù)為，b=600 MPa ，= 120 MPa則 4FP0=2.16mm Solution solve CurrentLs ，會顯示此過程，Solution is done，分析自動注液系統(tǒng)的氣缸桿的過程結束。5.2.4進行后處理圖5.6所設計的自動注液系統(tǒng)氣缸桿所受的應力的分布云圖5.2.5結果分析經過上面的研究分析可判斷，這篇文章所設計的自動注液系統(tǒng)的氣缸桿零件，當這個氣缸桿零件處在自動注液系統(tǒng)正常工作的情況下，開機正常運行的時候，此自動注液系統(tǒng)的運動過程22，氣缸桿起到了穩(wěn)定的效果，在自動注液系統(tǒng)的整體氣缸桿的位置可能會存在應力相對來說比較集中的現(xiàn)象，這樣看來僅需研究分析自動注液系統(tǒng)的氣缸桿在工作時候的受力的狀況，需要通過分析該自動注液系統(tǒng)的氣缸桿在工作時候的應力云圖，通過分析應力應變和位移圖，然后可知本文設計制造自動注液系統(tǒng)的氣缸桿零件的強度，再正常開機運行的時候滿足自動注液系統(tǒng)實際使用需求，滿足設計強度要求，在自動注液系統(tǒng)的實際使用過程中相對來說較為安全。5.3傳動軸有限元分析 參考本篇論文所設計的自動捶背機傳動軸的基本數(shù)據(jù)化模型的參數(shù)，開始進行搭建自動捶背機傳動軸零件的三維數(shù)字化模型，在計算機所安裝采用的三維數(shù)字化建模軟件SOLIDWORKS里面來進行數(shù)字化建模，在建模環(huán)境里面搭建該傳動軸零件的三維數(shù)字化模型，通過保存為中間格式-IGES格式儲存，相應參數(shù)然后在該SOLIDWORKS軟件中進行模擬仿真，使用Solidworks simulation的仿真分析軟件，來進行分析該自動捶背機傳動軸零件，通過內部轉換器，轉換自動捶背機的傳動軸零件，使之變成相應數(shù)字和產生的代碼，將此產生的分析的模型轉移至Solidworks simulation的仿真分析軟件，完成該傳動軸的三維數(shù)字化模型整體到局部細節(jié)的修復工作，修復完成后會在Solidworks simulation內會展現(xiàn)出，自動捶背機的傳動軸零件的整體三維數(shù)字化模型，經過sw里面的軟件的Solidworks simulation的進行分析計算。如下圖里面所展示的是傳動軸零件的Solidworks三維數(shù)字化模型的詳細結構圖。5.3.1 有限元分析由前面可以知道，本文設計自動捶背機的傳動軸零件使用合金鋼的加工材料來進行加工，在solid works的軟件系統(tǒng)可以進行選擇，選擇加載合金鋼的材料，尋找它自動的相關各個屬性的參數(shù)數(shù)據(jù)，然后對傳動軸進行網格化劃分，代入進去傳動軸的合金鋼材料的相應各個屬性的參數(shù)數(shù)據(jù)，由solid works軟件系統(tǒng)取進行研究分析計算，經過計算得到的數(shù)據(jù)，該傳動軸零件在此環(huán)境下的受力情況，在solid works軟件系統(tǒng)內，屏幕上顯示出的是該傳動軸零件的受力云圖的展示圖23，用這種分析應力應變圖形的方法，來進行校核零部件檢驗，發(fā)現(xiàn)所設計的關鍵部件傳動軸零件的性能和存在的缺陷質量等問題，再進行下一步的工作，來判斷此設計是否滿足自動捶背機的工作過程里面的實際使用需求情況。圖5.7傳動軸載展示圖圖5.8傳動軸劃分展示圖圖5.9傳動軸位移數(shù)據(jù)展示圖圖5.10傳動軸的應變量展示圖5.3.2 前置處理自動捶背機傳動軸（1）從前面已知設計的自動捶背機傳動軸零件的材料屬性的參數(shù)，此零件是由合金鋼材料加工，進行多種工藝的加工和制造，才能得到此傳動軸零件，賦予此零件的合金鋼材料，在傳動軸零件的系統(tǒng)中，最直接的方式直接進行調用來使用也可以得到合金鋼的相應性能的參數(shù)24。運用此設計的傳動軸的模型類別:使用的線性同向的方式運行分割傳動軸的失敗形式標準: von Mises應力是最大的情況下所分析屈服強度620.422 N/mm2所分析張力強度723.826 N/mm2（2）自動捶背機傳動軸的網格劃分所設計的網格類型選擇實體網絡傳動軸零件的網格器采用標準網格是否進行自動過度關閉不進行是否包括傳動軸零件的網格自動環(huán)不包括采用的傳動軸零件的雅克