悬壁卡扣变形计算方式

悬壁卡扣变形计算方式
悬壁卡扣变形计算方式

形变

最大变形量

悬臂厚度悬臂长度

塑料产品中的卡扣设计(精品资源)

塑料卡扣连接技术 1.范围 本指南主要从约束布置、定位功能件及锁紧功能件设计等方面对集成在塑料件上的卡扣连接进行介绍,也可为其他未集成在塑料件上的卡扣连接形式提供设计参考。 本指南用于指导本公司汽车塑料件卡扣连接的设计开发。 2.规范性引用文件 下列文件中的条款通过本标准的引用而成为本标准的条款。凡是注明日期的引用文件,其随后所有的修改单(不包括勘误的内容)或修订版均不适用于本标准,然而,鼓励根据本标准达成协议的各方研究是否可使用这些文件的最新版本。 JB/T 6544-1993塑料拉伸和弯曲弹性模量试验方法 3.定义 塑料件的连接 通过机械、焊接、粘接等连接手段对塑料件形成特定约束的连接方式。 卡扣连接 卡扣连接是通过集成在零件上或分离的定位功能件和锁紧功能件共同作用对零件形成特定约束的连接方式,其中锁紧功能件在装配过程中发生形变,随后又恢复到它原始位置从而形成锁紧并提供保持力。 定位功能件 定位功能件是相对非柔性的约束功能件,它们保证装配件和基本件之间的精确定位,提供锁紧力以外的分离抵抗力,承受约束行为中主要的载荷。

锁紧功能件 锁紧功能件是在装配过程中弹性变形,并在装配到位后恢复到原始位置从而形成锁紧并提供保持力的约束功能件。 基体件 基体件是在连接过程中相对较大,在装配运动中可以视为静止不动的零件或总成,可以视为连接的基准。以汽车为例,对大部分需要装配的饰件来说,车身就是基体件。 装配件 装配件是需要通过约束连接到基体件上的零件或总成。 4.塑料件卡扣连接概述 如本指南前言所述卡扣连接是一种可以降低制造成本,提高装配效率及便利性的连接方式,并且特别适合在塑料件上进行开发,但相应的其对设计和成型的要求也较高,尤其是良好的卡扣连接设计可以降低大部分连接层面的失效。 行介绍,这些要点是在卡扣连接设计中需要重点关注的。 4.1卡扣连接的关键要求 的基本目标。其他要求还应该包括制造工艺的可行性、成本的高低,但不在此详细讨论。 4.1.1连接可靠性 连接可靠性是产品在使用寿命中确保连接符合设计的要求,产品的使用寿命包括但不局限于产品的装配、运输、用户操作、维修阶段,因此对连接可靠性的要求也包括:

塑胶产品结构设计--卡扣

2.4,扣位 2.4.1,扣位也称卡扣,是塑胶件连接固定的常用结构,在强度要求不高的情况下可以用于代替螺丝固定.扣位设计在于“扣”,需要结合紧密,保证测试强度,达到安装目的即可.卡扣常做在装饰件固定,面底壳组装,屏固定,按键限位,盖体扣合,方向球等结构处. 2.4.2,卡扣分公扣,母扣,公扣为凸,母扣为凹.卡扣原理: 扣合前:有导向斜角引导扣合方向,公母扣均做导入角,一般取60°,45°. 扣合中:公扣弹性臂变形压入,弹性臂要保证变形,强度要足够,一般变形量≧扣合量. 扣合后:公扣凸与母扣凹贴合,分离方向不易取出,要求扣合面或扣合角小于导向斜角. 2.4.3,卡扣常见形式及尺寸 a.装饰件扣合,一般为一端插入,另一端扣合,扣合量0.3-0.7mm,插入0.6-1.5mm,如装饰片,电池盖,屏固定及充电器面底壳扣合等,也有全扣位结构,扣位较多,还会增加辅助导向骨.如手机盖,在此不做介绍. 图2.4.3a b.下图结构常见内部隐藏扣,不易拆卸,死扣结构;在公扣部件上做插穿结构,可通过插穿孔方便拆卸. 如路由器将公扣结构作在面壳壁厚内侧,母扣做在底壳内部,很难拆卸.液晶显示屏外壳也做类似死扣. 图2.4.3b c.下图结构常见面底壳组装,第一组图在组合后常会在公扣端加管位骨限制错开,第二组则可以不用特别要求.母扣与公止口组合,公扣与母止口组合;和母扣与母止口组合,公扣与公止口组合的两种情况可以按下面两组图结构进行相应修改即可,安装方式类似.

图2.4.3c d.强脱扣位,由材质,韧性决定,材质越软可以强脱越多.一般单边强脱ABS:0.3mm,PC:0.5,PP:0.8, TPE:1.5等,强脱同所承载的壁厚韧性有关,韧性足可以稍微加大强脱深度.具体依结构实际情况定. 图2.4.3d e.手感扣,通常作在滑动结构上,如电池盖,旋转环等结构.一端为弹扣状,另一端为齿或圆柱. 另一种不作弹扣,直接强扣强出,扣合量一般在0.3-0.8之间.

塑料件卡扣连接设计指南

塑料件卡扣连接设计指南

目次 1.范围 (1) 2.规范性引用文件 (1) 3.定义 (1) 4.塑料件卡扣连接概述 (2) 4.1卡扣连接的关键要求 (2) 4.2卡扣连接的要素 (4) 5.约束概述 (12) 5.1约束原理 (12) 5.2约束原则 (16) 5.3约束布置 (16) 6.定位功能件设计 (21) 6.1定位功能件类型 (21) 6.2定位副的组合及其适配性 (29) 6.3定位副与装配 (30) 6.4定位副与保持 (33) 7.锁紧功能件设计 (36) 7.1锁紧功能件类型 (36) 7.2锁紧功能件的结构设计与计算 (52) 7.3对锁紧功能件装配与保持行为的分离 (76)

前言 为指导本公司塑料件卡扣连接的开发,特制定了本设计指南。 集成在产品上的卡扣连接与散件紧固或焊、粘接相比功能产品单一,无需配套;不要求焊接、点胶等复杂的操作;锁紧功能件由模具成型,一致性好,互换性强,尤其适合汽车行业的大批量生产;装配及拆卸往往不需要工具,便利性强;省去或减少了螺钉、螺母等散件的使用数量,降低了生产成本;可用于对外观有要求而不能使用散件紧固的产品。且由于塑料产品的材料和工艺特性特别有利于集成式卡扣的开发,所以卡扣连接是一种普遍应用于汽车塑料产品的连接形式。 然而塑料件卡扣连接的可靠性特别依赖设计,本指南旨在对卡扣设计进行介绍,使读者了解相关知识并能应用在本公司塑料产品的设计开发中。 本指南由公司产品管理部提出并归口。 本指南起草单位:车身工程研究院。 本指南主要起草人:黄闿鸣 本指南由车身工程研究院负责解释。

塑料件卡扣连接设计指南 1.范围 本指南主要从约束布置、定位功能件及锁紧功能件设计等方面对集成在塑料件上的卡扣连接进行介绍,也可为其他未集成在塑料件上的卡扣连接形式提供设计参考。 本指南用于指导本公司汽车塑料件卡扣连接的设计开发。 2.规范性引用文件 下列文件中的条款通过本标准的引用而成为本标准的条款。凡是注明日期的引用文件,其随后所有的修改单(不包括勘误的内容)或修订版均不适用于本标准,然而,鼓励根据本标准达成协议的各方研究是否可使用这些文件的最新版本。 JB/T 6544-1993塑料拉伸和弯曲弹性模量试验方法 3.定义 塑料件的连接 通过机械、焊接、粘接等连接手段对塑料件形成特定约束的连接方式。 卡扣连接 卡扣连接是通过集成在零件上或分离的定位功能件和锁紧功能件共同作用对零件形成特定约束的连接方式,其中锁紧功能件在装配过程中发生形变,随后又恢复到它原始位置从而形成锁紧并提供保持力。 定位功能件 定位功能件是相对非柔性的约束功能件,它们保证装配件和基本件之间的精确定位,提供锁紧力以外的分离抵抗力,承受约束行为中主要的载荷。 锁紧功能件 锁紧功能件是在装配过程中弹性变形,并在装配到位后恢复到原始位置从而形成锁紧并提供保持力的约束功能件。 基体件 基体件是在连接过程中相对较大,在装配运动中可以视为静止不动的零件或总成,可以视为连接的基准。以汽车为例,对大部分需要装配的饰件来说,车身就是基体件。 装配件 装配件是需要通过约束连接到基体件上的零件或总成。

过盈量与装配力计算公式

过盈联接 1.确定压力p; 1)传递轴向力F 2)传递转矩T 3)承受轴向力F和转矩T的联合作用 2.确定最小有效过盈量,选定配合种类; 3.计算过盈联接的强度; 4.计算所需压入力;(采用压入法装配时) 5.计算包容件加热及被包容件冷却温度;(采用胀缩法装配时) 6.包容见外径胀大量及被包容件内径缩小量。 1. 配合面间所需的径向压力p 过盈联接的配合面间应具有的径向压力是随着所传递的载荷不同而异的。 1)传递轴向力F当联接传递轴向力F时(图7-20),应保证联接在此载荷作用下,不产生轴向滑动。亦即当径向压力为P时,在外载荷F的作用下,配合面上所能产生的轴向摩擦阻力F,应大于或等于外载荷F。 图: 变轴向力的过盈联接图: 受转矩的过盈联接 设配合的公称直径为人配合面间的摩擦系数为人配合长度为l,则

F f=πdlpf

因需保证F f ≥F,故 [7-8] 2)传递转矩T当联接传递转矩T时,则应保证在此转矩作用下不产生 周向滑移。亦即当径向压力为P时,在转矩T的作用下,配合面间所能产生的摩 擦阻力矩M f 应大于或等于转矩T。 设配合面上的摩擦系数为f①,配合尺寸同前,则 M f=πdlpf·d/2 因需保证M f ≥T.故得 [7-9] ① 实际上,周向摩擦系数系与轴向摩擦系数有差异,现为简化.取两者近似相等.均以f表示。 配合面间摩擦系数的大小与配合面的状态、材料及润滑情况等因素有关,应由实验测定。表7-5给出了几种情况下摩擦系数值,以供计算时参考。 表: 摩擦系数f值 压入法胀缩法 联接零件材料无润滑时f 有润滑时f 联接零件 材料 结合方式,润滑 f 钢—铸钢0.11 0.08 钢—钢油压扩孔,压力 油为矿物油 0.125 钢—结构钢0.10 0.07 油压扩孔,压力 油为甘油,结合 面排油干净 0.18 钢—优质结构钢0.11 0.08 在电炉中加热包 容件至300℃ 0.14 钢—青铜0.150.20 0.030.06 在电炉中加热包 容件至300℃以 后,结合面脱脂 0.2 钢—铸铁0.120.15 0.050.10 钢—铸铁油压扩孔,压力 油为矿物油 0.1 铸铁—铸钢0.150..25 0.150.10 钢—铝镁无润滑0.100.15

过盈配合压入力计算

轴与轴套过盈配合压入力计算公式:?prlf P=2 应为“—”i2?1?p i2222??r2r?rr?r2231122??? 2222EE)(ErrE(r?r?)211321225?10?Mpa, u1=u2=0.3, l=150mm, =0.075mm, r1=70mm, r2=100mm, r3=135mm, E1=E2=2.1f=0.15 带入公式得: Pi= 12.3954Mpa 510?(17.524t) P=1.7524=17874.48kgf N5?10?Mpa, u1=u2=0.3, l=190mm=0.075mm, r1=70mm, r2=100mm, r3=135mm, E1=E2=2.1, f=0.15 带入公式得: Pi= 12.3954Mpa 510?(22.196t) N=22639.92kgf P= 2.2196 B87C机头衬套压入力: δ=0.078,r1=14.415,r2=25.38,r3=44.5,L=115,f=0.15 代入公式得:22.6T/26.7T——大值是按u1起作用算得 FT160A架体横臂压入力: δ=0.05,r1=0,r2=17,r3=25,L=37,f=0.15 代入公式得:4.9T/5.8T——大值是按u1起作用算得

过盈联接p1;.确定压力F)传递轴向力12)传递转矩T 3)承受轴向力F和转矩T的联合作用 2.确定最小有效过盈量,选定配合种类; 3.计算过盈联接的强度; 4.计算所需压入力;(采用压入法装配时) 5.计算包容件加热及被包容件冷却温度;(采用胀缩法装配时) 6.包容见外径胀大量及被包容件内径缩小量。 1. 配合面间所需的径向压力p 过盈联接的配合面间应具有的径向压力是随着所传递的载荷不同而异的。1)传递轴向力F当联接传递轴向力F时(图7-20),应保证联接在此载荷作用下,不产生轴向滑动。亦即当径向压力为P时,在外载荷F的作用下,配合面上所能产生的轴向摩擦阻力F,应大于或等于外载荷F。 受 : 图图: 变轴向力的过盈联接 转矩的过盈联接,则设配合的公称直径为人配合面间的摩擦系数为人配合长度为l=πdlpf F f≥F,故因需保证F f [7-8] 时,则应保证在此转矩作用下不产生T 当联接传递转矩2)传递转矩T 配合面间所能产生的摩的作用下,在转矩T周向滑移。亦即当径向压力为P时,。应大于或等于转矩T擦阻力矩M f①设配合面上的摩擦系数为f,配合尺寸同前,则 =πdlpf·d/2M f M≥T.故得因需保证f

卡扣连接设计计算

卡扣连接设计的计算(整理) 卡扣连接不适应密封场合,模具结构复杂。 卡扣连接的基本原理是利用塑料受力时产生的弹性变形。由于受力只在卡扣时的一瞬间,因此卡扣连接的设计就是要保证在这一瞬间塑料的受力在其弹性范围之内;并且保证卡入后,卡扣处于不受力状态。 一.重要参数 1.正割模数 卡扣连接在卡扣瞬时承受很高的应力,此时应力—应变曲线已不是直线,而是一条近似的正割曲线,为了和通常的弯曲模数有所区 别,此时的弯曲弹性模数称为正割模数。 正割模数不是一常数,它是应力—应变 曲线的弹性范围内任一给定点的应力对应 变的比率。在卡扣连接的计算时运用正割 模数能够较准确地反映塑料抵抗弯曲变形 的能力。 2.许用应变 根据胡克定律 ε=σE 式中,σ为应力,E为弹性模数,ε为应变。 在卡扣连接中弯曲弹性模数应由正割模数(Es)来代替,故许用应变, εmp=σE S 式中,εmp为许用应变;σ为屈服应力;E S为正割模数。 对需经常拆装的连接,许用应变值选取应留有余量,可将实际使用值取其许用应变的12,同时应该指出,这里讨论的许用应变式瞬时许用应变。表6-1给出了拜耳公司的几种塑料的正割模数。表6-2给出了常用塑料瞬时许用应变。

表6-1 拜耳公司几种塑料的正割模数(E ) 表6-2 常用塑料瞬时许用应变(ε) 3.摩擦系数 卡扣连接的卡入力与卡扣时的接触面的摩擦力大小有关。表6-3给出了塑料的摩擦系数(μ)值。 表6-3 塑料摩擦系数(μ) 注 1.表中数值是指塑料对钢的摩擦系数(不包括括号内的数字时) 2.取表中的最大值或最小值,视配对零件的装配时相对速度、压力、表面光洁度和精度等条件而定。 3.对两种不同塑料组成的配对零件可取略低于表中的数值 4.对两种相同的塑料组成的配对零件,其值应等于表中数值乘括号内数字之积

力学计算公式

力学计算公式 Company number:【WTUT-WT88Y-W8BBGB-BWYTT-19998】

常用力学计算公式统计 一、材料力学: 1.轴力(轴向拉压杆的强度条件) σmax=N max/A≤[σ] 其中,N为轴力,A为截面面积 2.胡克定律(应力与应变的关系) σ=Eε或△L=NL/EA 其中σ为应力,E为材料的弹性模量,ε为轴向应变,EA 为杆件的刚度(表示杆件抵抗拉、压弹性变形的能力) 3.剪应力(假定剪应力沿剪切面是均匀分布的) τ=Q/A Q 其中,Q为剪力,A Q为剪切面面积 4.静矩(是对一定的轴而言,同一图形对不同的坐标 轴的静矩不同,如果参考轴通过图形的形心,则 x c=0,y c=0,此时静矩等于零) 对Z轴的静矩S z=∫A ydA=y c A 其中:S为静矩,A为图形面积,y c为形心到坐标轴的 距离,单位为m3。 5.惯性矩 对y轴的惯性矩I y=∫A z2dA 其中:A为图形面积,z为形心到y轴的距离,单位为 m4

常用简单图形的惯性矩 矩形:I x=bh3/12,I y=hb3/12 圆形:I z=πd4/64 空心圆截面:I z=πD4(1-a4)/64,a=d/D (一)、求通过矩形形心的惯性矩 求矩形通过形心,的惯性矩I x=∫Ay2dA dA=b·dy,则I x=∫h/2-h/2y2(bdy)=[by3/3]h/2-h/2=bh3/12 (二)、求过三角形一条边的惯性矩 I x=∫Ay2dA,dA=b x·dy,b x=b·(h-y)/h 则I x=∫h0(y2b(h-y)/h)dy=∫h0(y2b –y3b/h)dy =[by3/3]h0-[by4/4h]h0=bh3/12 6.梁正应力强度条件(梁的强度通常由横截面上的正 应力控制) σmax=M max/W z≤[σ] 其中:M为弯矩,W为抗弯截面系数。 7.超静定问题及其解法 对一般超静定问题的解决办法是:(1)、根据静力学平衡条件列出应有的平衡方程;(2)、根据变形协调条件列出变形几何方程;(3)、根据力学与变形间的物理关系将变形几何方程改写成所需的补充方程。8.抗弯截面模量 W x=I x/y c

塑料件卡扣连接设计指南

塑料件卡扣连接设计指南 目次 1. 范围 (1) 2. 规范性引用文件 (1) 3. 定义 (1) 4. 塑料件卡扣连接概述 (2) 4.1 卡扣连接的关键要求 (2) 4.2 卡扣连接的要素 (4) 5. 约束概述 (11) 5.1 约束原理 (12) 5.2 约束原则 (16) 5.3 约束布置 (16) 6. 定位功能件设计 (21) 6.1 定位功能件类型 (21) 6.2 定位副的组合及其适配性 (29) 6.3 定位副与装配 (30) 6.4 定位副与保持 (33)

7. 锁紧功能件设计 (36) 7.1 锁紧功能件类型 (36) 7.2 锁紧功能件的结构设计与计算 (52) 7.3 对锁紧功能件装配与保持行为的分离 (76)

为指导本公司塑料件卡扣连接的开发,特制定了本设计指南。 集成在产品上的卡扣连接与散件紧固或焊、粘接相比功能产品单一,无需配套;不要求焊接、点胶等复杂的操作;锁紧功能件由模具成型,一致性好,互换性强,尤其适合汽车行业的大批量生产;装配及拆卸往往不需要工具,便利性强;省去或减少了螺钉、螺母等散件的使用数量,降低了生产成本;可用于对外观有要求而不能使用散件紧固的产品。且由于塑料产品的材料和工艺特性特别有利于集成式卡扣的开发,所以卡扣连接是一种普遍应用于汽车塑料产品的连接形式。 然而塑料件卡扣连接的可靠性特别依赖设计,本指南旨在对卡扣设计进行介绍,使读者了解相关知识并能应用在本公司塑料产品的设计开发中。 本指南由公司产品管理部提出并归口。 本指南起草单位:车身工程研究院。 本指南主要起草人:黄闿鸣 本指南由车身工程研究院负责解释。 塑料件卡扣连接设计指南 1.范围 本指南主要从约束布置、定位功能件及锁紧功能件设计等方面对集成在塑料件上的卡扣连接进行介绍,也可为其他未集成在塑料件上的卡扣连接形式提供设计参考。 本指南用于指导本公司汽车塑料件卡扣连接的设计开发。 2.规范性引用文件 下列文件中的条款通过本标准的引用而成为本标准的条款。凡是注明日期的引用文件,其随后所有的修改单(不包括勘误的内容)或修订版均不适用于本标准,然而,鼓励根据本标准达成协议的各方研究是否可使用这些文件的最新版本。 JB/T 6544-1993塑料拉伸和弯曲弹性模量试验方法 3.定义 塑料件的连接 通过机械、焊接、粘接等连接手段对塑料件形成特定约束的连接方式。 卡扣连接

结构设计之卡扣设计

扣位裝配法 (Snap Fastening) 扣位不但提供一種簡單及快捷的裝配模式,更是一種低成本而可靠性的緊接技術。 扣位的優點 扣位裝拆容易,充份發揮設計作裝配﹝Design for Assembly﹞的意念。由於扣位與產品同時成形,並且在裝配過程中無需配合額外的物料,如螺絲緊固件或接著劑,因此扣位是一種低成本的裝配方法。再者,扣位的裝配過程亦非常簡單,一般只需一 個插入的動作,無需作旋轉運動或裝配前產品定位的工作,快捷簡便。 扣位的缺點 扣位裝置經過多次裝入、拆除的動作後,因為疲勞效應,扣位底部連接產品的部份容易斷裂。斷裂後的扣位裝置難以修補。 這情況對使用脆性或充填塑料的零件特別容易發生。由於扣位作為產品零件的一部份,扣位的損壞亦即產品零件的損壞,唯一的補救方法就是更換零件。此外,扣位在產品設計方面,特別在公差上的控制較為嚴謹,公差不當容易產生裝配過鬆或過緊 的現象。 應用範圍 扣位的應用非常廣泛,環形的扣位常見於樽蓋、食物盒的頂蓋。長形的扣位則應用於皮袋或背囊的開關部份。U形的扣位亦普遍應用於電器用品、玩具的電池盒蓋等等,實在不勝不枚舉。

基本設計手則 扣位提供了一種不但方便快捷而且經濟的產品裝配方法,因為扣位的組合部份在生產成品的時候同時成型,裝配時無須配合 其他如螺絲、介子等緊鎖配件,只要需組合的兩邊扣位互相配合扣上即可。 扣位的設計雖可有多種幾何形狀,但其操作原理大致相同:當兩件零件扣上時,其中一件零件的勾形伸出部份被相接零件的 凸緣部份推開,直至凸緣部份完結為止;及後,藉著塑膠的彈性,勾形伸出部份即時復位,其後面的凹槽亦即時被相接零件 的凸緣部份嵌入,此倒扣位置立時形成互相扣著的狀態,請參考扣位的操作原理圖。 如以功能來區分,扣位的設計可分為成永久型和可拆卸型兩種。永久型扣位的設計方便裝上但不容易拆下,可拆卸型扣位的 設計則裝上、拆下均十分方便。其原理是可拆卸型扣位的勾形伸出部份附有適當的導入角及導出角方便扣上及分離的動作,導入角及導出角的大小直接影響扣上及分離時所需的力度,永久型的扣位則只有導入角而沒有導出角的設計,所以一經扣上,相接部份即形成自我鎖上的狀態,不容易拆下。請參考永久式及可拆卸式扣位的原理圖。 永久式及可拆卸式扣位的原理 若以扣位的形狀來區分,則大致上可分為環型扣、單邊扣、球形扣等等,其設計可參閱下圖。 扣位的設計一般是離不開懸樑式的方法,懸樑式的延伸就是環型扣或球型扣。所謂懸樑式,其實是利用塑膠本身的撓曲變形的特性,經過彈性回復返回原來的形狀。扣位的設計是需要計算出來,如裝配時之受力,和裝配後應力集中的漸變行為,是要 從塑料特性中考慮。常用的懸樑扣位是恆等切面的,若要懸樑變形大些可採用漸變切面,單邊厚度可漸減至原來的一半。其 變形量可比恆等切面的多百分之六十以上。 不同切面形式的懸樑扣位及其變形量之比較 扣位裝置的弱點是扣位的兩個組合部份:勾形伸出部份及凸緣部份經多次重覆使用後容易產生變形,甚至出現斷裂的現象, 斷裂後的扣位很難修補,這情況較常出現於脆性或摻入纖維的塑膠材料上。因為扣位與產品同時成型,所以扣位的損壞亦即 產品的損壞。補救的辦法是將扣位裝置設計成多個扣位同時共用,使整體的裝置不會因為個別扣位的損壞而不能運作,從而 增加其使用壽命。扣位裝置的另一弱點是扣位相關尺寸的公差要求十分嚴謹,倒扣位置過多容易形成扣位損壞;相反,倒扣 位置過少則裝配位置難於控制或組合部份出現過鬆的現象。

过盈配合压入力计算

轴与轴套过盈配合压入力计算公式: P=2i p lf r 2π 应为“—” 2 2 112122221 22 2223122 23 2 )()(1 2E E r r E r r r r E r r r p i μμδ - +-++-+= δ=0.075mm, r1=70mm, r2=100mm, r3=135mm, E1=E2=2.1?510Mpa, u1=u2=0.3, l=150mm , f=0.15 带入公式得: Pi= 12.3954Mpa P=1.75245 10?N =17874.48kgf (17.524t) δ=0.075mm, r1=70mm, r2=100mm, r3=135mm, E1=E2=2.1?510Mpa, u1=u2=0.3, l=190mm , f=0.15 带入公式得: Pi= 12.3954Mpa P= 2.21965 10?N =22639.92kgf (22.196t) B87C 机头衬套压入力: δ=0.078,r1=14.415,r2=25.38,r3=44.5,L=115,f=0.15 代入公式得:22.6T/26.7T ——大值是按u1起作用算得 FT160A 架体横臂压入力: δ=0.05,r1=0,r2=17,r3=25,L=37,f=0.15 代入公式得:4.9T/5.8T ——大值是按u1起作用算得

过盈联接 1.确定压力p; 1)传递轴向力F 2)传递转矩T 3)承受轴向力F和转矩T的联合作用 2.确定最小有效过盈量,选定配合种类; 3.计算过盈联接的强度; 4.计算所需压入力;(采用压入法装配时) 5.计算包容件加热及被包容件冷却温度;(采用胀缩法装配时) 6.包容见外径胀大量及被包容件内径缩小量。 1. 配合面间所需的径向压力p 过盈联接的配合面间应具有的径向压力是随着所传递的载荷不同而异的。 1)传递轴向力F当联接传递轴向力F时(图7-20),应保证联接在此载荷作用下,不产生轴向滑动。亦即当径向压力为P时,在外载荷F的作用下,配合面上所能产生的轴向摩擦阻力F,应大于或等于外载荷F。

卡扣结构设计

卡扣结构设计 卡接是射出零件常用的安装方法。这种方式在很多年以前就已经开始使用了,出于安装简便和成本上的考虑,现在他们变得越来越重要了。卡接的优势在于避免了螺纹连接,夹紧,粘贴等其他的连接方法。这些卡接结构是采用模具成型的,不需要额外把他们连接起来。另外,如果设计得当,还可以达到重复安装和拆卸而不损伤零件。卡接结构可以设计成一次性的和多次使用的。一次性的卡接是指零件安装以后不需要再拆下来。多次使用的卡接结构则多用在需要便于拆卸的场合。 卡接结构的设计需要考虑很多问题。设计一个卡接的结构需要考虑的远比设计螺纹连接要多。卡接结构所需要的模具也比较复杂和昂贵。一般说来,在装配时节省的资金要比制作工艺上增加的成本多。 通常有三种主要的卡接结构:环形,悬臂,扭转 1.环形卡接 图一,有时钢笔会用到这种环形卡接结构来固定笔帽 图二,瓶盖也会采用环形卡接结构 图三,球和球座也是一种环形卡接结构 上面这三种都是采用环形卡接结构的例子。由于这些零件在装配时整个圆周都有很大的应力,所以,只有那些在屈服点有很大延展性的材料才能应用。关于计算最大变形量的问题请参见下一章的计算公式。(计算公式的一章,需要时间翻译----笔者)。 2.悬臂卡接结构

悬臂卡接是应用最广的卡接结构。有相当多的计算公式和 工程经验确保我们能设计出一个出色的卡接机构。这一小节介绍不同的设计方法。关于悬臂卡接具体尺寸的计算可以参看下一章。 图四展示了为了拆卸而设计的四种不同的设计方法。图四a 是采用90°的挂钩和90°的凹槽连接。这种结构无法拆卸。图四b是在挂钩和凹槽的部分都设计了一定的角度,便于安装和拆卸。这个上盖取下和扣上的力是相同的。图四c和图四a一样有90°的直角,不同的是设计者加了一个“窗户”在下面的零件上。这样就可以方便的进行拆卸了。图四d采用了“U”字形的结构来使上盖可以自由变形而方便拆卸。 图四c中有一个潜在的问题就是这个卡接结构有可能被推的很远;没有止推的结构。如果这个结构被推的过大而断裂了就再也无法修复了。所以设计者通常会考虑设计一个止推的结构来防止悬臂超过应力。图四d的设计就有这样的停止(止推)结构(仅仅是考虑采用推力)。 图五展示了悬臂卡接的机械原理,是如何通过采用倾斜的表面结构来达到便于安装和拆卸的目的的。 U形的悬臂卡接结构通常用在像电池盒和盖子中。图六表示了这种结构是如何工作的。采用这种结构,塑料不会有太大的应力,所以,这样的塑料有多次的弯曲是可能的。而且,它有一个止推结构,这样就不会由于变形太大而破裂。

过盈量与装配力计算公式

过盈量与装配力计算公式 过盈联接 1.确定压力p; 1)传递轴向力F 2)传递转矩T 3)承受轴向力F和转矩T的联合作用 2.确定最小有效过盈量,选定配合种类; 3.计算过盈联接的强度; 4.计算所需压入力;(采用压入法装配时) 5.计算包容件加热及被包容件冷却温度;(采用胀缩法装配时)6.包容见外径胀大量及被包容件内径缩小量。

1. 配合面间所需的径向压力p 过盈联接的配合面间应具有的径向压力是随着所传递的载荷不同而异的。1)传递轴向力F 当联接传递轴向力F时(图7-20),应保证联接在此载荷作用下,不产生轴向滑动。亦即当径向压力为P时,在外载荷F的作用下,配合面上所能产生的轴向摩擦阻力Ff,应大于或等于外载荷F。 图: 变轴向力的过盈联接图: 受转矩的过盈联接. 设配合的公称直径为人配合面间的摩擦系数为人配合长度为l,则 F =πdlpf f因需保证F≥F,故f [7-8] 2)传递转矩T 当联接传递转矩T时,则应保证在此转矩作用下不产生周向滑移。亦即当径向压力为P时,在转矩T的作用下,配合面间所能产生的摩擦阻力矩M应大于或等于转矩T。f①,配合尺寸同前,则设配合面上的摩擦系 数为f M =πdlpf·d/2f因需保证M ≥T.故得f [7-9] ①实际上,周向摩擦系数系与轴向摩擦系数有差异,现为简化.取两者近似相等.均以f表示。 配合面间摩擦系数的大小与配合面的状态、材料及润滑情况等因素有关,应由实验测定。表7-5给出了几种情况下摩擦系数值,以供计算时参考。 表: 摩擦系数f值 压入法胀缩法 联接零件材有润滑时联接零件材无润滑时f 结合方式,润滑 f 料 f 料 油压扩孔,压力油钢—铸钢 0.11 0.08 0.125 为矿物油 油压扩孔,压力油钢—结构钢 0.10 0.07 为甘油,结合面排0.18 油干净钢—钢钢—优质结在电炉中加热包0.11 0.08 0.14 构钢 容件至300℃ 在电炉中加热包钢—青铜 0.15?0.20 0.03?0.06 容件至300℃以0.2 后,结合面脱脂 油压扩孔,压力油钢—铸铁 0.12?0.15 0.05?0.10 钢—铸铁 0.1 为矿物油 钢—铝镁合铸铁—铸钢 0.15?0..25 0.15?0.10 无润滑 0.10?0.15 金 3)承受轴向力F和转矩T的联合作用 此时所需的径向压力为

卡扣设计

产品结构设计准则--扣位( Snap Joints ) 基本设计手则 扣位提供了一种不但方便快捷而且经济的产品装配方法,因为扣位的组合部份在生产成品的时候同时成型,装配时无须配合其他如螺丝、介子等紧锁配件,只要需组合的两边扣位互相配合扣上即可。 扣位的设计虽可有多种几何形状,但其操作原理大致相同:当两件零件扣上时,其中一件零件的勾形伸出部份被相接零件的击缘部份推开,直至击缘部份完结为止;及後,藉着塑胶的弹性,勾形伸出部份即时复位,其後面的凹槽亦即时被相接零件的击缘部份嵌入,此倒扣位置立时形成互相扣着的状态,请参考扣位的操作原理图。

扣位的操作原理 如以功能来区分,扣位的设计可分为成永久型和可拆卸型两种。永久型扣位的设计方便装上但不容易拆下,可拆卸型扣位的设计则装上、拆下均十分方便。其原理是可拆卸型扣位的勾形伸出部份附有适当的导入角及导出角方便扣上及分离的动作,导入角及导出角的大小直接影响扣上及分离时所需的力度,永久型的扣位则只有导入角而没有导出角的设计,所以一经扣上,相接部份即形成自我锁上的状态,不容易拆下。请叁考永久式及可拆卸式扣位的原理图。 永久式及可拆卸式扣位的原理 若以扣位的形状来区分,则大致上可分为环型扣、单边扣、球形扣等等,其设计可参阅下图。

球型扣(可拆卸式) 扣位的设计一般是离不开悬梁式的方法,悬梁式的延伸就是环型扣或球型扣。所谓悬梁式,其实是利用塑胶本身的挠曲变形的特性,经过弹性回复返回原来的形状。扣位的设计是需要计算出来,如装配时之受力,和装配後应力集中的渐变行为,是要从塑料特性中考虑。常用的悬梁扣位是恒等切面的,若要悬梁变形大些可采用渐变切面,单边厚度可渐减至原来的一半。其变形量可比恒等切面的多百分之六十以上。

压装力的计算

摘要介绍了与传统设计不同的轮轴冷压装计算方法,设计员可节省查阅资料时间,应用新型的计算公式,能快速获得准确工艺参数,并量化轮轴设计尺寸。本文的车辆轮轴注油冷压装工艺属国内首例。此方法对机械制造工业价值巨大。 关键词轮轴冷压装轮轴注油冷压装计算公式工艺工装修复技术 一、前言 本文论述的内容,适用于铁路机车车辆、工程机械和机床制造。该技术的特点是:在轮轴冷压装设计中,既节省了查阅设计手册和行业标准所用的大量时间,又能快速获得准确工艺参数和设计量化值。工艺简单、加工方便、能有效避免轮轴配合面被擦伤,与传统的轮轴冷压装工艺设计相比,这是专业技术领域中的新思路。 二、工艺参数计算 在设计轮轴冷压装产品时,如何根据配合直径来求得合理的过盈量及冷压装吨位,这是专业工艺人员极为关注的技术难题。作者通过长期试验论证,运用数学原理推导出了下列理论计算公式,技术难题迎刃而解,现简介如下。 δ1=7×10-4D+0.06 (1)δ2=7.6×10-4D+0.09 (2) δ3=0.5(δ1+δ2)(3)δ4=δ3-0.02 (4) δ5=δ3+0.01 (5)δ=δ4~δ5(6) P1=(3.11D+66)+6 (7) P2=4.88D+101 (8) P=P1~P2(9) δ1—粗算轮轴配合过盈量下限值mm;δ2—粗算轮轴配合过盈量上限值mm;δ3—粗算轮轴配合过盈量平均值mm;δ4—精算轮轴配合过盈量下限值mm;δ5—精算轮轴配合过盈量上限值mm;δ—轮轴配合过盈量精确值mm;D—轮轴配合直径mm;P1—轮轴冷压装吨位下限值kN;P2—轮轴冷压装吨位上限值kN;P—轮轴冷压装吨位精确值kN。 三、计算应用实例 计算图1所示的车辆轮轴采用冷压装工艺时,所需配合过盈量及压装吨位。 解:(1)计算过盈量 δ1=7×10-4D+0.06=7×10-4×182+0.06=0.19(mm) δ2=7.6×10-4D+0.09 =7.6×10-4×182+0.09=0.23(mm) δ3=0.5(δ1+δ2)=0.5(0.19+0.23)=0.21(mm) δ4=δ3-0.02=0.21-0.02=0.19(mm)

塑料卡扣

塑料弹簧的设计与制造 作者:华中科技大学 张宜生 梁书云 李德群 摘要 本文介绍了塑料弹簧的优势、特定 的应用空间和材料选择原则及计算校核方法。在结构设计上创造性地使用塑料弹簧,可以实现其独特的功能,而先进的CAD/CAE 计算手段有助于塑料弹簧的设计制造。 关键词 塑料 注塑成型 弹簧设计 CAD/CAE 在设计中改用塑料制作塑料弹簧能够简化结构、节省费用,但不能简单地套用金属弹簧的设计方法。一般来说,塑料只能用于不需瞬时恢复的弹簧。塑料弹簧最好是间歇工作,即弹簧产生一个短时间规定的力,而其他时间处于松弛状态。塑料弹簧的弹性恢复时间应至少等于处于载荷下的时间。 塑料弹簧的应用并未因此而受到限制,因为大多数弹簧都是非连续使用的。在着手塑料产品设计时,必须考虑这个问题。虽然如此,塑料弹簧在某些产品设计中的应用是非常成功的,例如,转锁中的弹簧只用于调节转动应力。图1 所示的锁扣,仅靠弹簧实现锁紧和松开,在这种情况下采用塑料弹簧是十分合理的。 1 塑料弹簧的优势 金属的特性对塑料来说是不可比拟的。例如,钢的弯曲模数是常用注塑成型塑料弹簧的30到100倍。 可是,塑料弹簧有其特定的应用空间,它与金属弹簧相比其优点如下:

*零件整体化:在这一点上可与金属弹簧竞争,金属弹簧与塑料弹簧存在着整合性差别。也就是说,设计师可以创造性地使用塑料弹簧。零件整体化意味着结构简化,易于安装、成本更低,重量更轻。 *可回收性:带有金属弹簧的零件,如果质量、规格不合格,常常会报废。塑料弹簧允许全部零件回收利用。 *耐腐蚀,“不生锈”。 *自然光顺,具有模塑上色的便利。 *相对机械加工来说制造成本降低。 1.1 弹簧及其蠕变 对于塑料制造的弹簧,要注意金属和塑料的弯曲模数的差异。可供选择的树脂包括聚乙烯、聚丙烯、聚脂、ABS、尼龙和硫化聚乙烯。材料的回弹性是重要的选择因素。 比起金属来,用最好的树脂做的弹簧在持续载荷下会很快老化失效。乙酰基聚合物在1000小时(大约6周)后失去原有弹力的50%,10,000小时后(大约1年),失去原有弹力的60%,而100,000小时后(大约11年)失去原有弹力的三分之二[2]。 通常,结晶乙酰基和硫化聚苯撑比聚乙烯和ABS有更好的抗蠕变性。如果模具温度过低的话,在注塑成型过程的最后阶段,结晶材料的蠕变率将显著上升。 1.2 材料的选择 弹簧的材料选择取决于所需要的特性。需考虑的因素有抗蠕变性、载荷、疲劳极限和耐化学侵蚀性。乙酰基聚合物是最常用的材料。其它可用材料及它们的特性如下: l 聚乙烯和聚丙烯便宜,但拉伸恢复性差,抗蠕变性差。它们只能用于短期负荷,其疲劳响应中等,但抗化学侵蚀性好。

压入力计算

8 计算与校核 [21] 8.1过盈配合装配压入力的计算 在立式轴承压装机邀标文件的技术要求中明确指出锥轴承外圈与轴承孔配合为过渡配合,故采用过盈配合装配压入力的计算方法。方法如下: 过盈配合装配压入力的计算方法 μπf f f L d p P max = 其中:P —压入力,N max f p —结合表面承受的最大单位压力,2/mm N f d —结合直径,mm f L —结合长度,mm μ—摩擦系数 结合表面最大单位压力计算公式: ) (max max i i a a f f E C E C d p += δ 其中: max δ —最大过盈量,mm a C 、i C —系数; a E 、i E —包容件和被包容件的材料弹性模量,2/mm N 系数a C 、i C 计算方法如下: ν+-+= 2222f a f a a d d d d C ν--+= 2222i f i f i d d d d C a d 、i d 分别为包容件外径和被包容件内径(实心轴i d =0),mm

ν—泊松系数 压装机所需的压力一般为压入力的3~3.5倍 表8.1常用材料的摩擦系数表 摩擦系数μ 材料 无润滑有润滑 钢-钢0.07~0.16 0.05~0.13 钢-铸钢0.11 0.07 钢-结构钢0.10 0.08 钢-优质结构钢0.11 0.07 钢-青铜0.15~0.20 0.03~0.06 钢-铸铁0.12~0.15 0.05~0.10 铸铁-铸铁0.15~0.25 0.05~0.10 表8.2常用材料弹性模量、泊松系数 材料弹性模量E 泊松系数ν碳钢196~216 0.24~0.28 低合金钢、合金结构钢186~206 0.25~0.30 灰铸铁78.5~157 0.23~0.27 铜及其合金72.6~128 0.31~0.42 铝合金70 0.33 轴承为标准件,采用轴承钢GCr15;压头的材料选用高级优质碳素工具钢T10A,其密度是7.85g/cm3,特点是容易锻造、加工性能良好、价格便宜,能够承受冲击、硬度高,应用于不受剧烈冲击的高硬度耐磨工具,如车刀、刨刀、冲头、丝锥、钻头、手锯条。 依据公式分别计算八、九档箱中壳的中间轴、二轴轴承外圈的压入力。

塑料卡扣常用连接设计

卡扣连接的设计原则和技巧 曹渡 07-07-14 汽车工程研究院

塑料卡扣连接设计 1、连接类型 卡扣可以是最终连接,或者也可以是其他连接出现之前的临时连接。 临时连接时,卡扣仅将连接保持到其 他连接出现。仅要求它们是足够坚固而有 效的,能够将装配件与基本件定位保持到 最终连接的出现。 永久锁紧件是不打算拆开的,如图 2.15所示。没有锁紧真正是永久的,但这 种锁紧一旦结合便难以分开。如图 2.15 (a)为止逆锁紧件,其中锁紧倒刺装在 不带拆卸通道的结合面中。图2.15(b) 是钩爪与壁上的带状功能件的结合。所需 要的装配力很大。 非永久锁紧件是打算拆开的。非永久锁紧用两种锁紧类型加以区别。 可拆卸锁紧件被设计成,当预定分离力施加到零件上时,允许 零件分离,如图2.16(a)所示。 非拆卸锁紧件需要人工使锁紧件偏斜,如图2.16(b)所示。

2、悬臂钩的简明设计规则 以下规则总体上是正确的,但对于具体产品,材料、零件以及加工的变化都会影响其适用性。 2.1梁根部厚度 )应该约如果梁是从壁面突出来的,如图6.11(a)所示,那么梁根部的厚度(T b

为壁的厚度的50%-60%。壁厚大于60%壁厚的梁的根部可能会因厚截面而存在冷却问题,进而会导致大的残余应力、缩孔和缩痕,缩孔会削弱功能件(最大应力点),外观表面上的缩痕是不能接受的。 如果梁是壁面的延伸,如图6.11(b)所示,那么T b 应等于壁的厚度。如果梁的厚度必须小于壁厚的话,那么梁的厚度应该从壁面到所需厚度的部位沿梁的长度方向逐渐变化(斜率1:3),这样可以避免应力集中和充模问题。 2.2 梁的长度 悬臂钩的总长(L t )由梁的长度(L b )和保持功能件长度(L r )构成,如图6.12 所示。

塑料件卡扣连接设计指南修订稿

塑料件卡扣连接设计指 南 WEIHUA system office room 【WEIHUA 16H-WEIHUA WEIHUA8Q8-

塑料件卡扣连接设计指南

目次 1.范围 (1) 2.规范性引用文件 (1) 3.定义 (1) 4.塑料件卡扣连接概述 (2) 4.1卡扣连接的关键要求 (2) 4.2卡扣连接的要素 (4) 5.约束概述 (12) 5.1约束原理 (12) 5.2约束原则 (16) 5.3约束布置 (16) 6.定位功能件设计 (21) 6.1定位功能件类型 (21) 6.2定位副的组合及其适配性 (29) 6.3定位副与装配 (30) 6.4定位副与保持 (33) 7.锁紧功能件设计 (36) 7.1锁紧功能件类型 (36) 7.2锁紧功能件的结构设计与计算 (52) 7.3对锁紧功能件装配与保持行为的分离 (76)

前言 为指导本公司塑料件卡扣连接的开发,特制定了本设计指南。 集成在产品上的卡扣连接与散件紧固或焊、粘接相比功能产品单一,无需配套;不要求焊接、点胶等复杂的操作;锁紧功能件由模具成型,一致性好,互换性强,尤其适合汽车行业的大批量生产;装配及拆卸往往不需要工具,便利性强;省去或减少了螺钉、螺母等散件的使用数量,降低了生产成本;可用于对外观有要求而不能使用散件紧固的产品。且由于塑料产品的材料和工艺特性特别有利于集成式卡扣的开发,所以卡扣连接是一种普遍应用于汽车塑料产品的连接形式。 然而塑料件卡扣连接的可靠性特别依赖设计,本指南旨在对卡扣设计进行介绍,使读者了解相关知识并能应用在本公司塑料产品的设计开发中。 本指南由公司产品管理部提出并归口。 本指南起草单位:车身工程研究院。 本指南主要起草人:黄闿鸣 本指南由车身工程研究院负责解释。

塑料卡扣连接设计

塑料卡扣连接设计 1、连接类型 卡扣可以是最终连接,或者也可以是其他连接出现之前的临时连接。 临时连接时,卡扣仅将连接保持到其 他连接出现。仅要求它们是足够坚固而有 效的,能够将装配件与基本件定位保持到 最终连接的出现。 永久锁紧件是不打算拆开的,如图 2.15所示。没有锁紧真正是永久的,但这 种锁紧一旦结合便难以分开。如图 2.15 (a)为止逆锁紧件,其中锁紧倒刺装在 不带拆卸通道的结合面中。图2.15(b) 是钩爪与壁上的带状功能件的结合。所需 要的装配力很大。 非永久锁紧件是打算拆开的。非永久锁紧用两种锁紧类型加以区别。 可拆卸锁紧件被设计成,当预定分离力施加到零件上时,允许 零件分离,如图2.16(a)所示。 非拆卸锁紧件需要人工使锁紧件偏斜,如图2.16(b)所示。

2、悬臂钩的简明设计规则 以下规则总体上是正确的,但对于具体产品,材料、零件以及加工的变化都会影响其适用性。 2.1梁根部厚度 )应该约如果梁是从壁面突出来的,如图6.11(a)所示,那么梁根部的厚度(T b

为壁的厚度的50%-60%。壁厚大于60%壁厚的梁的根部可能会因厚截面而存在冷却问题,进而会导致大的残余应力、缩孔和缩痕,缩孔会削弱功能件(最大应力点),外观表面上的缩痕是不能接受的。 如果梁是壁面的延伸,如图6.11(b)所示,那么T b 应等于壁的厚度。如果梁的厚度必须小于壁厚的话,那么梁的厚度应该从壁面到所需厚度的部位沿梁的长度方向逐渐变化(斜率1:3),这样可以避免应力集中和充模问题。 2.2 梁的长度 悬臂钩的总长(L t )由梁的长度(L b )和保持功能件长度(L r )构成,如图6.12 所示。

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