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1、三.工作执行系统:冲击块的能量传递给工作执行系统，由气缸前部弹簧和气铲组成。四.机体:由气钻壳体和气缸组成,是上述三系统的支撑,是气铲的主体气铲本体采用塑胶,气缸采用45钢,整体成本低,竞争力强,扳机开关组件的阀芯采用铝件材质6061，而阀套和扳机均采用塑胶件总体成本更具竟争力。4、 主要参数的设计计算4.1冲击频率的计算扳动扳机，气铲进入工作状态，如图4.1所示，开关阀芯与开关阀套之间的密封状态解除，高压气体由进气接头进入到开关部件位置，通过开关阀套上的通孔A进入到本体底端气腔Q1（Q1始终通高压气体）。图4.1 进气接头和开关部件进气示意图假设自由状态时，活塞位于气缸底端。高压气体进入Q1

2、后，按图4.2红色箭头所示路线同时作用在叶片两侧，由于此时气腔Q2通过气腔Q3与大气相通，因此无论开始时叶片位于何处，气压差必将使叶片与气铲后盖紧密贴合。接下去可以将活塞运动分为以下几个状态：图4.2 气缸组件初始状态剖面图状态一（如图4.3、4.4所示）： 气腔Q1、Q4通高压气体，气腔Q2、Q3、Q5通大气。忽略活塞与气缸内壁的摩擦，此时：因此，在进入下一状态，即气腔Q4通大气之前，活塞以的加速度做匀加速运动。简化模型，将通孔B当作小孔处理，则活塞向前运动L1距离后，运动状态开始改变，则此时的速度为：图4.3 气缸组件状态一剖面图A图4.4 气缸组件状态一剖面图B状态二（如图4.5、4.6

3、所示）：叶片仍然贴紧气铲后盖，高压气体通过气腔Q1进入Q4与大气相通，气腔Q5、Q3、Q2内的气体得到压缩。活塞到达B孔位置时，气腔Q4开始与大气连通，气压降低，而气腔Q5、Q3、Q2内的气体得到压缩，造成叶片两端的气压变化，直到P（Q2）=P（Q4）时，叶片状态即将改变。而在叶片状态改变之前，活塞做加速度减小的加速运动，速度仍然在增加。对于气铲来说，最佳情况是在撞击铲尾之前，活塞一直做加速运动。所以，可以假设在当活塞碰到铲尾之前，P（Q2）P（Q4）。则速度不变，而时间。图4.5 气缸组件状态二剖面图A图4.6 气缸组件状态二剖面图B状态三（如图4.7、4.8所示）：活塞与铲尾相撞，P（Q2

4、）=P（Q4），叶片处于动态平衡状态。碰撞之后，活塞又向前运动，直到碰到气缸内壁为止。在此过程中，活塞的受力情况与状态一相反（忽略气缸口的漏气情况），则，方向与状态一相反。已知S约为75mm，则求得忽略碰撞对活塞速度的影响，则活塞做匀减速运动， 图4.7 气缸组件状态三剖面图A图4.8 气缸组件状态三剖面图B状态四（如图4.9、4.10所示）：叶片紧贴气铲前盖，活塞碰到气缸内壁，气腔Q1、Q2、Q3、Q5通高压气体，Q4通大气。因为活塞与气缸重量相差较大，根据实际情况分析，可假设碰撞后活塞速度为0。此时，活塞的受力情况同状态三。图4.9 气缸组件状态四剖面图A图4.10 气缸组件状态四剖面图B

5、状态五（如图4.11、4.12所示）： 气腔Q4不再与大气相通，Q4内的气体得到压缩。因此活塞向后做加速度减小的加速运动，考虑到运动一段距离后，气腔Q5将通过孔C与大气相通，则假定Q4体积压缩到原来的1/2时，P（Q2）=P（Q4），叶片处于动态平衡状态。则求得忽略加速度影响，则速度不变，而时间图4.11 气缸组件状态五剖面图A图4.12 气缸组件状态五剖面图B状态六（如图4.13、4.14所示）：P（Q2）=P（Q4），叶片处于动态平衡状态。此时，活塞的受力情况与状态一相同，则F=178.63N,a=2881.13m/s，方向与状态一相同。由于活塞还有向后的速度v3，所以叶片翻转后，活塞还将

6、向后运动一小段距离L6，直到速度为0，而此时活塞的受力情况与状态一相同。图4.13 气缸组件状态六剖面图A图4.14 气缸组件状态六剖面图B 接下来，气缸组件的状态又回到状态一（只是此时活塞可能并没有贴在气缸底端）。如此循环往复，就形成气铲的铲击。对于一个整个行程，t=13.56ms，即4425次/分钟。而由于活塞撞击气铲时，应具有一定的初速度返回，所以实际的周期T小于13.56ms,故冲击频率f=1/T=1000/13.56=73.75HZ,频率应该高于73.75HZ4.2冲击力和冲击块的动能的计算4.2.1冲击力忽略缓冲和摩擦等影响.由上述计算可知,碰前加速度a=2881.13m/s,冲击

7、块的质量M=62g则冲击力F=M*a=（62*10-3）*2881.13=178.6N4.2.2冲击能忽略缓冲和摩擦等影响,碰撞前冲击块的速度V2=11.52M/S,冲击块的质量M=62g则冲击能E=1/2*M*V2=0.5*（62*10-3）*11.522=3.98W4.3碰撞后气铲获得的动能设碰撞后冲击块的速度以U1而气铲以U2的速度向前运动,碰撞时弹簧处于完全复位状态（即位移为0的位置）,设气铲的质量为M2,有动量守恒和能量守恒假设为完全弹性碰撞,则有M1*V1=M1*U1+M2*U2 （1）0.5*M1*V12=0.5*M1*U1+0.5*M2*U2 （2）（1）和（2）式联立解之:U

8、1=（M1-M2）*V1）/（M1+M2）=（62-95）*11.52/（62+95） = -2.42M/S（方向相反） U2=（2*M1*V1）/（M1+M2）=2*62*11.52/（62+95） =9.1M/S碰撞后气铲获得的能量为E3=1/2*M2*U2=0.5*0.095*9.12=3.9W4.4弹簧刚度K的确定和弹簧的工作位移 设冲击块每次在同一时间同一位置撞击气铲铲尾部,则气铲往复运动周期应与冲击块的周期相同,故频率也应为f=73.75HZ气铲和弹簧组成简谐振动系统,设位移满足X=Asin（wt）,则弹簧所受的力F=-K*X=-K*Asin（wt）; 位移的二次导数就是加速度a,

9、 故a= -A*（w2）*sin（wt）而气铲所受的力F=M2*a= -M2*A*（w2）sin（wt）= -K*Asin（wt）所以有M2*A*（w2）= K*A;有K= M2*（w2）=M2*（2*3.14*f）2=0.095*（2*3.14*73.75）2=20378.25N/M所以弹簧的刚度系数K=20378.25N/M由简谐振动知,气铲的最大动能等于弹簧的最大势能有关系式: 1/2*M2*U22=1/2*K*（Xm） 2有Xm=U2*（M2/K）0.5=9.1*（0.095/20378.25）0.5=0.020M弹簧的工作位移Xm=0.02M4.5耗气量计算：忽略冲击的影响且冲击完后

10、冲击块立即返回，则冲击一次消耗的压缩空气的体积由冲击块冲击时的用气体积V1和返回时的用气体积V2二部份之和V1=3.14/4*（192）*42.5=12043mmV2=3.14/4*（192）*（73-35.3）=10680mmV= V1 + V2=12043+10680=22723mm=2.27*10-5 m冲击一次用气量V0=（P2/P1）*V每小时用气量Q=f*V0*3600=f*（P2/P1）*V*3600=73.75*（0.63/0.1）*2.27*10-5*3600=37.97m/h5、 装配工艺分析5.1装配作业流程开关阀芯压装入扳机内 将12.5X1.8的密 气铲前盖,气（QQ

11、C210A008， 封圈装在进气接头上 铲叶片后盖组QQC210A009） （QQC210B001） 成前盖组件将二个3.75X1.8的密 封圈装在开关阀芯上 （QQC210A008）将开关阀套装在开关阀芯上（QQC210A010）将二个12.5X2的密 气缸内封圈装在开关阀套上 装入气铲活塞装弹簧组成气铲扳机部件 组成进气接头部件 将上述二部件装在气铲本体上 并销上二个3X28的弹性销 组成本体部件 前盖组件装入气缸气密性检验（检漏） （气缸组件） 气缸组件装入本体组件 总检入库5.2装配要求5.2.1扳机组件的装配要求 图5.2.1 扳机组件装配图1.因阀芯与扳机的配合是一过盈配合，其过盈

12、量为0.010.17MM,故此扳机有可能从开关阀芯上脱落,发生控制失灵,所以在装配时在此配合面涂适当胶水后压入并固化一定时间（见胶水说明书）.2.在阀芯上装二个3.75X1.8的密封圈时需注意:（1）检查阀芯零件有无毛刺（2） 密封圈上涂油,以防止拉伤.在开关阀套上装二个12.5X2的密封圈时的注意点同上5.2.2进气接头组件的装配要求 在进气接头上装12.5X1.8的密封圈时需注意：5.2.3气缸组件的装配要求在将前盖组件装在气缸时,在前盖与气缸之间加一纸垫或胶垫以防止漏气,如图所示 图5.2.3气缸组件装配示意图5.2.4气密性检验（检漏）的要求 气密性检验（检漏）时,制作一个与气缸螺纹一

13、致的丝堵，装在本体组件中，将装有丝堵的本体组件侵入水中，对本体组件通0.63MPA的压缩空气,2分钟内本体组件无气泡为合格.（进气口和开关阀处无气泡）.5.3工艺分析5.3.1气铲本体塑胶件 图5.3.1气铲本体塑胶二维图 从图5.3.1可看出,此工件分模面在A-A面上,有三个侧抽芯机构,其中一个为螺纹侧抽芯机构,另二个为直动侧抽芯机构,所有抽芯的孔均有脱模斜度.而4.5斜孔在注塑成形时也用抽芯机构将与17孔抽芯机构干涉,故用注塑的方法获得毛坯后再机加工孔4.5斜孔,如图5.3.2所示. 图5.3.2气铲本体塑胶需机加工的孔气铲本体塑胶4.5孔机加工时需设计制作专用夹具（钻模）.5.3.2气铲

14、气缸零件 图5.3.3气缸零件机加工的孔三孔机加工时均须设计制作相应的钻模,其中5.6孔须用加长钻,其它无特殊要求.5.3.3气铲后盖零件 图5.3.4气铲后盖零件三D图由图可知,由于此零件很难一次将所有孔和形状注塑成形,可将斜孔4.8用机加工方法得到（专用钻模）,而对2-4侧孔须用侧抽芯机构.6、重要尺寸公差与配合6.1.1气缸与冲击块的配合公差 图6.1.1气缸与冲击块的配合示意图由图6.1.1可看出,气缸与冲击块的配合采用19H8/e7（+0.021/0,-0.04/-0.061）,其间隙范围为0.04-0.082之间. 叶片在后盖零件内自由移动，故叶片与后盖的配合采用15.5（+0.3

15、/+0.1,0/-0.2）,其间隙范围为0.10.5之间.6.1.2开关阀芯与开关阀套的配合、开关阀套与本体的配合：图6.1.2 阀芯与阀套、阀套与本体配合示意图 开关阀芯采用6061硬铝材质；开关阀套为注塑件，有拔模斜度。因此开关阀芯与阀套的配合考虑的是阀套前端（图中绿色线标示），选用6.35（+0.08/0，0/-0.07）。阀芯与阀套间的间隙为00.15mm。阀芯与阀套之间采用端面密封：选用3.75*1.8的O型圈，O型圈槽底径4.3（+0.1/-0.1）。O型圈与阀套接触的有效尺寸=0.650.825mm。 开关阀套与本体的配合采用16（+0.2/0，-0.1/-0.3），阀套与相应本

16、体内孔间的间隙为0.1-0.5mm。阀套在本体内是静密封，采用12.5*2的O型圈，O型圈槽底径 12.6（+0.4/-0.1），O型圈的单边压缩量为0.120.425 mm。6.1.3进气接头与本体的配合：图6.1.3 进气接头与本体配合示意图 进气接头与本体的配合采用17.5Js12/b10。由于本体进气口较细长（17.5*81mm），注塑需1以上的拔模斜度，因此17.5需控制的尺寸指的是O型圈安装部位的尺寸。本体进气孔与进气接头的间隙为0.06-0.31mm。 进气接头与本体内孔为静密封，选用14*1.8的O型圈，进气接头O型圈底槽外径为14.2k11（+0.11/0）。O型圈单边压缩量

17、为0.105-0.25mm。6.1.4前后盖与本体的配合 前后盖与本体的配合采用间隙配合：确保安装方便并尽量保证小的间隙。因此采用配合为39（+0.16/-0.16，-0.2/-0.52）。前后盖与本体配合的间隙为0.04-0.68mm。图6.1.4 前后盖与本体配合示意图7、关键零件设计说明7.1气缸和冲击块7.1.1气缸和冲击块配合间隙的确定冲击块在气缸中往复移动可看作一气体滑动轴承,其间隙由气膜厚度1,二表面粗糙度之和2,二零件挠度之和3.热彭胀4四部份组成而最小气膜厚度1=（0.000250.0005）*D=（0.00025-0.0005）*19=0.00475-0.0095，这里取最

18、大的1=0.0095二表面粗糙度之和2= （0.4+0.8）*E-3=0.00121+2=0.0095+0.0012=0.0107双面间隙=2*（1+2）=2*0.0107=0.0214考虑到二零件加工误差,挠度和热彭胀等因素,这里取最小间隙0.04是合理的,间隙过小（小于0.0214）不能形成最小气膜,冲击块和气缸处于干摩擦状态,往复移动时摩擦系数大,阻力大,从而发生（1）冲击力小,撞击力不足（2）气铲冲击频率不足。间隙过大，虽能形成较厚气膜使摩擦阻力变小，但高压腔向低压腔泄漏增加，从而发生：（1）压力降低，冲击力变小（2）耗气量变大其泄漏量遵循环状缝隙流量公式：当直径上总间隙为0.04时环

19、状缝隙泄流量则每小时泄漏量Q=3600XQ=0.598M/H当直径上总间隙为0.082环状缝隙泄流量则每小时泄漏量Q=3600*Q=3600*0.001435=5.12M流量增加的倍数5.12/0.598=8.64上述计算说明冲击块和气缸之间的间隙增加一倍则其泄漏量增加约8倍多.泄漏量与间隙之间是三次方的函数关系即Q=f（）=K* 故在设计时在满足最小间隙的情况下应尽可能的减小间隙值。以降低压缩空气的消耗。7.1.2冲击块质量的确定 由于冲击周期T=Ti,Ti=Li/Vi=Li/at=Li*M/F*ti,所以周期T与冲击块质量m成正比,故有频率f与冲击块质量m成反比.即f=K/m 对频率f而言

20、,我们总是希望质量越小越好对冲击块而言:冲击能量E=1/2*m*v,故冲击能量E与质量成正比,故对冲击能E我们总是希望质量越大越好 设冲击块与气铲的碰撞是完全弹性碰撞,冲击块的质量为m气铲的质量为M,碰前冲击块的速度为V1气铲停止,碰后分别以U1和U2的速度向前运动,由于动量守恒和能量守恒,有由式（1）知,若冲击块质量大于气铲质量即mM,碰撞后冲击块仍以原来的速度方向向前运动,直到与气缸壁相撞为止,由于气缸质量较大,将产生一部份热量.在气铲结构中是不能采用的.若m=M,碰撞后冲击块速度为0,气铲以V1的速度向前运动,冲击块返回的初始速度不足,在本结构中也不采用.在本结构中采用了mM,一方面使气铲得到了一定的速度同时也使冲击块得到了一定返回速度.（本结构中M=95g,m=62g）7.2拉簧的设计由4.4的计算可知,弹簧的刚度系数K=20378.25N/M拉簧的最大拉伸位移Xm=0.02M由此设计的拉簧簧丝直径为4,有效圈数4圈,中径30,将原弹簧的簧丝由3.2改为4,中径由31改为30,总圈数还为9圈（考虑到一端用螺纹固定增加了5圈）,节距由3.2改为4,此种螺纹应能满足要求。