機械畢業設計31大型H鋼翻轉提升機構設計

畢業設計（論文） 題 目 : 大型 H 鋼翻轉提升機構設計 專 業 : 數控技術及應用 班 級 : 04423 學 號 : 0 2 姓 名 : 闞 潔 指導老師 : 王付軍 成都電子機械高等專科學校 二七年六月 成都電子機械高等專科學校畢業設計 (論文 ) 論文摘要 本文闡述了大型 H 鋼翻轉提升機構的設計，設計包括了機械結構設計和控制系統設計兩部分。機械結構部分采用了鏈式翻轉、液壓提升的結構組合。包括傳動系統設計、翻轉機構的具體設計、液壓缸的設計等。控制系統采用了液壓和機電結合的方式，利用液壓控制系統的提升，機電控制系統的翻轉操作。為了降低系統的成本，控制系統采用的是繼電器控制而不是現在比較流行的 PLC控制。 關鍵詞 ： H鋼 翻轉機構 提升機構 成都電子機械高等專科學校畢業設計 (論文 ) Abstract This text elaborated the large H steel inside out promote the design of the mrvhsnidm, the design included the machine structure design and the system design two fractions of control.The machine structure fraction adopted the type of chain inside out, the structure assemble that liquid presses to promote.The concrete design, liquid that designs the contents to include the drive system design, inside out mrvhsnidm presses design etc. of the urn.Control the system adopts the liquid to press and the mode of the machine electrical twinning, make use of the liquid to press to control the system to promote, inside out operation of the machine electric control system.For the sake of the step - down cost of the system, control what system adoption is a relay control but is not now than popular of control of PLC. Keyword: H steel Inside out mrvhsnidm Promote the mrvhsnidm 成都電子機械高等專科學校畢業設計 (論文 ) 目 錄 論文摘要 . 2 ABSTRACT . 3 目 錄 . 4 第 1章 緒論 . 1 1.1 課題來源及研究的目的和意義 . 1 1.2 同類設備目前的發展狀況 . 1 第 2章 系統總體設計 . 6 2.1 初始參數的擬訂 . 6 2.2 機構的選擇及各部分采用形式的確定 . 6 2.2.1翻轉機構 . 6 2.2.2提升機構 . 9 2.3 H鋼翻轉過程分析 . 9 2.4 大型 H 鋼翻轉提升機的布置 . 10 第 3章 傳動系統零件的選擇及設計 . 12 3.1 電動機的選擇 . 12 3.2 帶傳動設計及計算 . 13 3.2.1皮帶傳動的計算 . 13 3.2.2 V 帶輪設計及計算 . 15 3.2.3皮帶傳動的張緊 . 17 第 4章 翻轉和提升裝置零件設計 . 19 4.1 鏈條的選擇及鏈輪的設計計算 . 19 4.1.1鏈條的選擇 . 19 4.1.2鏈輪的設計及計算 . 20 4.1.3滑輪的設計 . 21 4.1.4鏈條的潤滑 . 22 4.2 軸的結構設計及各部分的校核 . 23 4.2.1軸的設計及計算 . 23 4.2.2 滾動軸承的校核 . 26 4.2.3鍵 的強度校核 . 26 4.3 液壓缸的設計及計算 . 27 4.3.1液壓缸的結構設計 . 27 4.3.2液壓缸緩沖、排氣和密封防塵裝置 設計及選擇 . 34 第 5章 控制系統設計 . 37 5.1 液壓系統設計 . 37 5.2 電氣控制系統設計 . 42 5.3 系統工作過程 . 45 結 論 . 47 成都電子機械高等專科學校畢業設計 (論文 ) 致 謝 . 48 參考文獻 . 49 成都電子機械 高等專科學校畢業設計 (論文 ) 1 第 1章 緒論 1.1 課題來源及研究的目的和意義 隨著經濟的不斷發展，大型工業與民用建筑不斷的出現，以至使得像大型 H鋼這樣的鋼材有著大量的市場需求。 H 鋼雖然可以用熱軋的方法制造，但只能在端面高度為 400600mm 范圍內取得最佳經濟效果，小于或大于這個范圍，用其它焊接方法制造更為有利。同時，在焊接生產加工中，當 H 鋼完成組對并進行一面的焊接后，需要將其翻轉，以便焊接另一面。但 由于 H 鋼體積大、重量重，人工很難翻轉，所以需要專用的設備，尤其是在大批量生產中，就更需要一種翻轉提升機構來完成這一操作，以提高生產效率。大型 H 鋼翻轉提升機就是應用在這種場合下的設備。 1.2 同類設備目前的發展狀況 對于翻轉機構，現在已有很多的形式。如有框架式、頭尾架式、鏈式、環式、推舉式等。并已在實際生產中用于各種工件的翻轉。目前國內還未對各種形式的翻轉機制訂出系列標準，但國內已有廠家生產頭尾架式的翻轉機，并成系列。 另外，配合焊接機器人使用的框架式、頭尾架式翻轉機，國內外均有生產。它們都是點位控制，控 制點數以使用要求而定，但多為 2 點 (每隔 180 )、 4 點（每隔 90）、 8 點（每隔 45）控制，翻轉速度以恒速的為多，但也有 變速的。翻轉機與機器人聯機按程序動作，載重量多在 20 3000Kg 之間。例如我國汽車、摩托車等制造行業使用的弧焊機器人加工中心，已成功地采用了國產頭尾架式和框架式的焊接翻轉機，由于是恒速翻轉，點位控制，并輔以電磁制動和汽缸錐銷強制定位，所以多采用交流電動機驅動、普通齒輪副減速，機械傳動系統的制造精度比軌跡控制的低 1 到 2 級，造價便宜。 提升機構主要有機械式和液壓式兩種，且各種提升設備已形 成標準系列。在這里就不在做詳細的闡述。 機械式與液壓式起升機構的應用： 主要介紹了機械式和液壓式起升機構的基本分類，以及這兩種機構在實際工程中的應用。 一起升機構的組成： 起升機構可分為機械式和液壓式兩種。 機械式起升機構包括： 成都電子機械 高等專科學校畢業設計 (論文 ) 2 （ 1）嚙合式驅動裝置 a）用于主要為提升件貨的繩索卷繞式起升機構 b）用于雙繩或四繩抓斗的繩索卷繞式起升機構 c）鏈條卷繞式起升機構。 d）螺桿或針齒條以及齒條起升機構 （ 2）驅繩輪起升機構的摩擦式驅動裝置 液壓式起升機構 a） 壓缸起升機構 b） 壓馬達驅動的繩索卷繞起升機構 二機械式起升 機構的應用 TDR-80 型單晶爐是一種生產半導體的專用設備，該設備中就使用了一種新型的軟軸卷揚提升機構。如圖 1 圖 1 新型軟軸卷揚提升機構 主箱體 1 起支撐和密封作用，旋轉動力通過減速機傳遞給傳動軸 2，帶動卷揚輪旋轉，實現軟軸的提升。為了消除傳動卷揚提升機構中軟軸鋼絲繩的偏移和堆壓，傳動軸 2 設計為精密滾動花鍵副結構，在傳遞旋轉動力的同時，有可以作相對移動。卷揚輪 5、牽引螺紋套 6 與傳動軸 2 的滾動花鍵套聯接在一起。當滾動花鍵副帶動卷揚輪旋轉時，牽引螺紋套也同時旋轉，由 于牽引螺母 7 固定不動，這樣卷揚輪就由牽引螺紋套帶著一起移動。將牽引螺紋套的螺紋距與卷揚輪的繩槽螺距設計為相等，這樣就能保證在卷揚輪旋轉提升軟軸鋼絲繩時，伴隨著卷揚輪的水平同步移動。克服了軟軸鋼絲繩的堆壓與偏移，確保了軟軸鋼絲繩始終在調成都電子機械 高等專科學校畢業設計 (論文 ) 3 定的回轉中心上。 圖 1 所示提升機構是對傳統軟軸卷揚提升機構的一種改進形式，通過這種改進解決了傳統軟軸卷揚提升機構在卷揚提升時會產生軟軸鋼絲繩的堆壓或偏移，產生爬行，抖動及提升誤差。 新型軟軸提升機構主要是以卷揚提升工作原理來實現軟軸的提拉工作，與傳統的卷揚提升機構最大的區別是， 新型軟軸提拉機構的卷揚輪在卷揚提升的同時，伴隨有卷揚輪的水平移動，以便保證軟軸鋼絲繩的對中性，實現軟軸在旋轉過程中的穩定性。 圖 2為火力發電廠冷卻水塔施工專用設備 EGI.TM 提模系統。它 由若干個結構相同的單元組成，每個單元都通過軌道依附在已澆注混凝土的水塔筒壁上，并隨著水塔筒壁升高而升高。 圖 2 提模系統主框架結構簡圖 該系統提升機構由電動機、蝸輪減速器、提升絲桿、滑動套架、安全螺帽等組成。滑動套架兩側通過“ V”滑槽與主架弦桿相連，前部通過勾輪與軌道相連，后部與提升 絲桿鉸接。蝸輪減速器的蝸輪外圓輪齒與蝸桿嚙合，內孔通過梯形牙與提升絲桿嚙合，下端通過彈性安全銷與安全螺帽相連。安全螺帽具有防止主架下墜和系統過載保護功能。當蝸輪內牙被剪斷時，安全帽可以防止主架突然墜落；當系統出現過載時，安全銷被剪斷，安全螺帽與蝸輪抱死，提升機構不能動作。 下圖所示為一新型底下垃圾桶， 它不但解決了普通垃圾桶占用地上空間且桶體易粘掛垃圾，夏天有惡臭味，不能防止人掏撿垃圾，造成垃圾外溢，影響市容市貌的缺點，而且 機構結構簡單、耐用、成本低。同時可以降低環衛工人的工作強度 。 成都電子機械 高等專科學校畢業設計 (論文 ) 4 圖 3 地下垃圾桶提升機構簡圖 該提升機構分三部分 :省力機構、減速機構、附件。在提升機構中兩邊有兩股鋼絲繩分別纏繞在兩組動滑輪上，一滾筒軸與一輸出軸通過一對鏈輪連接，垃圾工清理垃圾時，用手柄轉動輸出軸帶動鏈輪 1轉動，鏈輪 1通過鏈傳動，帶動鏈輪 2轉動，鏈輪 2再帶動同軸的滾筒 5轉動，滾筒 5將鋼絲繩絞起來，鋼絲繩通過一滑輪組 4;拉動底板 3向上運動，底板上放一垃圾桶，進而把垃圾桶提升上去。 三液壓式起升機構的應用 平行四邊形機構能按比例放大工作行程，廣泛使用在各類液壓升降設備中，但工作方式都是頂升， 如液壓升降工作臺。圖 4為長江航標 2.44.浮筒清洗裝置，該裝置就是利用平行四邊形機構設計的一套工作臂液壓提升機構。 圖 4 長江航標浮筒清洗裝置 圖 5 機構運動簡圖 工作臂上有多把旋轉的清洗刷，通過刷的擺動和工作臂在垂直軌道中的上下運動清洗浮筒表面，工作臂的上下運動由液壓缸通過提升機構驅動。工作臂聯結在滑塊 6上（見圖 5），由 10個鉸接的平面運動構件構成四個平行四邊形。整個裝置由滑輪引導在垂直軌道中運動，相當于滑塊在垂直中心線上運動，從而使兩液壓缸實現機械同步，機構的提升行程約為液壓缸行程的 6倍。 平行四邊形提升機構，具有結構緊湊 .構造簡單，運動可靠的優點。在實際中還可采用單個液壓缸垂直安裝拉動鉸鏈 B及絲桿傳動等其他驅動方式，是一種比較成都電子機械 高等專科學校畢業設計 (論文 ) 5 實用的液壓提升機構形式。 四兩種機構的比較 由以上兩種機構的實際應用可以看出機械式提升機構基本上用于有很大提升行程要求的系統中，整個提升機構較為復雜。液壓式提升機構的運行比較平穩，容易實現無級調速及過載保護，且裝置的使用壽命較長。但液壓提升機構中的油液較易受溫度變化的影響，同時油液還有泄露的問題。另外，機械式提升 機構大多都是采用提拉的方式提升重物，而液壓式提升機構主要采用推舉的方式提升重物。所以具體采用那種提升構就要根據具體的環境情況、工作要求、以及人員狀況等。所以機械式提升機和液壓式提升機之間都存在不足之處，同樣他們之間也各有自己的優點。 成都電子機械 高等專科學校畢業設計 (論文 ) 6 第 2章 系統總體設計 2.1 初始參數的擬訂 翻轉的 H鋼最大尺寸為：高 1200mm、寬 600mm、長 18000mm，可承受的最大載荷為 10噸。每個翻轉機構設置 1臺翻轉電機，要求機構能實現正反方向任意角度的翻轉。提升機構的最大提升高度為 800mm。整個系統由 3個翻轉提升架組成 ，分別編號為號、號、號。號與號之間相距 4m，號與號之間相距 7m。各翻轉提升架之間放置輸送輥道。 2.2 機構的選擇及各部分采用形式的確定 根據對題目“大型 H 鋼翻轉提升機構設計”可知，該機構主要有兩部分組成，即翻轉機構和提升機構，現分別對這兩種機構進行討論。 2.2.1翻轉機構 翻 轉機構是將工件沿水平軸轉動或傾斜，使之處于有利于加工位置的變位設置 機構。 最為 常見的有框架式、頭尾架式、鏈式、環式、推舉式等翻轉機構。它們的使用場合見下表。 表 2-1 翻轉變位機構 形 式 變位速度 驅動方式 使 用 場 合 框架式 恒定 機電或液壓 板結構、桁架結構等較長焊件的傾斜變位 頭尾架式 可調 機電 軸類和橢圓形焊件的環形焊縫，表面堆焊時的旋轉變位 鏈式 恒定 機電 裝配定位焊后，自身剛度很強的梁住型的翻轉變位 環式 恒定 機電 裝配定位焊后，自身剛度很強的梁住型的翻轉變位。在大型構件的組對與焊接應用中較多 推舉式 恒定 液壓 各類構件的傾斜變位。裝配和焊接在同一工作臺上進行 根據各種機構的使用場合可知，對于大型 H 鋼的翻轉可以采用鏈式、環式和成都電子機械 高等專科學校畢業設計 (論文 ) 7 推舉式翻轉機構。現對這三種機構加以比較，以確定最終采用的機 構形式。 1鏈式翻轉機構 鏈式翻轉機構結構形式如下圖 圖 2-1 鏈式翻轉機構 由圖可知，鏈式翻轉機構結構比較簡單，因為采用鏈條支撐，對箱形斷面的角接焊縫也同樣適用，其缺點是焊縫對中較費時，焊接是在自由狀態下焊接，不便于用夾具控制焊接變形。 2環式翻轉機構 環式翻轉機構結構形式如下圖 成都電子機械 高等專科學校畢業設計 (論文 ) 8 圖 2-2 環式翻轉機構 在翻轉同等體積的 H 鋼時環式翻轉機構整體尺寸較大，機構上配有加緊裝置，因此，相對與鏈式而言，結構復雜。但特別適合與超大型工件的翻轉。 3推舉式翻轉機構 推舉式翻轉機構結構如下圖 圖 2-3 推舉 式翻轉機構 推舉式翻轉機構結構也比較簡單，且能翻轉的工件類型也較多，但這種結構一次最多只能翻轉 90，翻轉后工作臺需要復位。對于大角度的翻轉效率低下。 根據以上三種機構的特點，考慮結構的復雜程度和工作效率，選用鏈式翻轉機構做為大型 H 鋼的翻轉裝置。 鏈式翻轉機構主要由電機、鏈條、鏈輪、張緊輪及架體等組成。 在起重機械中應用的鏈條主要有環形焊接鏈和片式關節鏈。使用環形焊接鏈成都電子機械 高等專科學校畢業設計 (論文 ) 9 條具有撓性好、可用較小直徑的鏈輪和卷筒，且傳動機構外形尺寸小，鏈條本身耐腐蝕。缺點是可靠性差、有突然斷裂的可能、不耐沖擊、質量大、不易用于高速提升設備中，鏈條本身運動中常產生滑移和摩擦。片式關節鏈的撓性比焊接鏈更好，比較可靠、運動平穩。缺點是有方向性、橫向無撓性、成本高、對灰塵和銹蝕較為敏感。由于設備在運動中有沖擊，出于安全和運動穩定性的考慮，選用片式關節鏈作為翻轉用鏈條。 電機通過窄 V 帶將功率傳遞給翻轉裝置， 因為翻轉提升架的翻轉過程不需要準確的速比，且翻轉過程中對系統有沖擊，所以優先選用帶傳動的形式。另外在各種帶中，窄 V 帶具有普通 V 帶的所有特點外，不但壽命長、傳動功率大、費用低而且可以減少帶輪的寬度和直徑。 2.2.2 提升機構 提升機構分為機 械式和液壓式兩種，現對這兩種機構進行比較，以確定最終采用的機構形式。 機械式提升機構通常是以省力的鋼絲繩滑輪組作為執行構件的，所以可以有較大的提升范圍，滑輪組一般使用定滑輪、定滑輪和動滑輪、雙聯滑輪組（四分支）、雙聯滑輪組（八分支）等 幾種形式。另外在機械式提升機構中，也有采用齒輪和齒條進行提升，但采用這種機構的設備一般只適用于小型貨物、輕載情況下的提升作業。 液壓式提升機構也是常用提升機構中的一種。它采用液壓作為動力源。包括有使用液壓馬達，其執行提升的機構同機械式。還有采用液壓缸進行提升。由于液壓缸的行程 有限，對于較大行程的提升都設計有增加行程的裝置，如 X 形的支架。因此，液壓式提升機構多用于升降臺、汽車翻斗等不需要很大行程，但卻有較大載重的設備中。 考慮液壓傳動具有在同樣的驅動功率下，液壓裝置的重量更輕、體積更小及耐沖擊的特點。選用液壓式提升機構作為 H 鋼的提升裝置。由于系統不需要較大的提升行程，所以使用液壓缸直接推動翻轉架進行提升即可，這樣做，雖然要使用較多的液壓缸，但可以簡化提升機構，所有翻轉架的液壓缸都由一個泵源提供動力，即可保證液壓缸的同步動作，也可以減少空間的使用。 2.3 H鋼翻轉過程分析 在 H 鋼被提升起后，在鏈條上處于圖 2-4 所示狀態，當鏈條順時針旋轉時， H鋼將會以 B 點為中心逆時針方向翻轉。 成都電子機械 高等專科學校畢業設計 (論文 ) 10 圖 2-4 翻轉過程 當 A 點達到最低點后，如圖 2-5。若 H 鋼要繼續翻轉，就要以 A 點為中心，此時如果重心在支點 A 的左側如圖 2-5（ a），則它產生的力矩將會使 H 鋼繼續翻轉。如果重心在支點 A 的右側如圖 2-5（ b），它產生的力矩將會阻止 H 的翻轉，此時要求 H 鋼的慣性足以克服重力產生的力矩使 H 鋼繼續翻轉到重心移動到 A 點的左側，否則 H 鋼翻轉到此位置時將停止翻轉且在鏈條上打滑。 H 鋼是否會打滑主要取決于 H 鋼與鏈條摩擦力的 大小，即如果摩擦力足夠大，將出現圖 2-5（ a）的狀態，此時不會發生打滑現象。如果摩擦力不夠大，出現圖2-5（ b）的狀態就要求 H 鋼有足夠的翻轉速度以保證不出現打滑的現象。由于鏈條的表面有明顯的凹凸不平，所以 H 鋼與鏈條之間的摩擦力不能簡單的用平面之間的靜摩擦進行計算，所以這里不對 H 鋼是否打滑進行理論計算。 圖 2-5 H 鋼翻轉過程簡圖 2.4 大型 H 鋼翻轉提升機的布置 整個系統由 3 個翻轉提升架組成，分別編號為號、號、號。要求三個翻轉提升架成一排放置，三 個翻轉提升架的中心線保持在一條直線上，且號與號之間相距 4m，號與號之間相距 7m。各翻轉提升架之間放置輸送輥道。控制臺放置在號架的一側。見圖 2-6。 成都電子機械 高等專科學校畢業設計 (論文 ) 11 成都電子機械 高等專科學校畢業設計 (論文 ) 12 第 3章 傳動系統零件的選擇及設計 3.1 電動機的選擇 翻轉部分的結構簡圖如下圖 圖 3-1 翻轉結構簡圖 設計鏈速為 0.5m/s，單個翻轉架承受重力為 50000N。受力分析如圖 圖 3-2 鏈條受力 521 0 0 01 0 5 0arctg NGF 3429552s in5000021s in21 水平分力 F=F cos =34295 cos52 =23477N P=Fv=34295 0.5=17147.5W=1.72475KW P 電 = KWp 3.28.09.071475.1 皮鏈 成都電子機械 高等專科學校畢業設計 (論文 ) 13 式中： 鏈 鏈條傳動效率， 取 鏈 =90% 皮 皮帶傳動效率， 取 皮 =80% 根據機械設計手冊第 5卷，表 22-1-82選取電動機 YZ160L-8，轉速 705r/min，額定功率 7.5KW。 電動機 YZ160L-8是起重設備專用電機，這種電動機具有啟動轉矩大，啟動電流小的特點，且能夠頻繁、重載啟動。因此選用這種類型的電機作為系統的翻轉電機。 3.2 帶傳動設計及計算 3.2.1 皮帶傳動的計算 原始設計資料：傳遞的功率 P=2.3KW，窄 V帶傳動，每天工作小于 10小時，重載啟動且有載荷沖擊。 1確定計算功率 Pca Pca=KAP （ 3-1） 式中： Pca 計算功率 KA 工作情況系數。查機械設計手冊第 3卷 表 13-1-16得 KA=1.4 P 傳遞的額定功率 Pca=1.4 2.3=3.22KW 2選擇帶型 根據小帶輪轉速 n1=705r/min， Pca=3.22KW，由機械設計手冊 第 3卷 圖 13-1-2選用窄 V帶 SPZ。 3確定帶輪的基準直徑 （ 1）初選小帶輪基準直徑 dd1 根據 V帶截形，參考機械設計手冊第 3卷 表 13-1-11選取 dd1=63mm，則da1=67mm。 （ 2）計算帶速 100060 111 ndv d（ 3-2） 式中： v1 主動輪的圓周速度 n1 主動輪的轉速 smv /32.2100060 7056314.31 （ 3）計算從動輪基準直徑 dd2 設計傳動比 i=1： 5 成都電子機械 高等專科學校畢業設計 (論文 ) 14 mmdd dd 3156355 12 根據機械設計手冊第 3卷 表 13-1-11圓整到 dd2=315mm， da2=319mm。 4確定中心距 a和帶的基準長度 Ld 初定中心距 a0 21021 27.0 dddd ddadd (3-3) 0.7 (63+315) a02 (63+315) 264.6 a0756 初選 a0=550mm。 基準長度0212120 4)()(22 addddaL ddddd (3-4) =5504 )63315()31563(214.355022 =1622.212mm 根據機械設計手冊第 3卷 表 13-1-6選取 Ld=1600mm。 mmLLaa dd 5132 1600212.16225002 0 (3-5) 考慮安裝調整和補償預緊力的需要，中心距的變動范圍為： mmLaammLaadd 561160003.051303.0 4891600015.0513015.0m a xm i n 5.驗算主動輪上的包角 根據對包角的要求，應保證： 1201525.575136331518090(1205.571801121 ）至少add dd(3-6) 包角滿足要求。 6確定帶的根數 LcaKKP Pz0 （ 3-7） 式中： K 包角系數 KL 長度系數 P0 單根 V帶的基本額定功率 根據機械設計手冊第 3卷 表 13-1-21查得 K =0.92，表 13-1-22查得 KL =1.16，表 13-1-19查得 P0=0.68。 成都電子機械 高等專科學校畢業設計 (論文 ) 15 44.416.192.068.0 22.3 z 取 z=5根 7確定 帶的預緊力 )15.2(5009.0 20 mvKzvPF ca （ 3-8） 式中： m V帶單位長度質量 v 帶速 z 帶的根數 K 包角系數 Pca 計算功率 查機械設計手冊 第 3卷 表 13-1-23得 m=0.07kg/m。 NF 21532.207.0)192.0 5.2(32.25 22.35009.0 20 8計算傳動作用在軸上的力 2sin2 10 zFF P （ 3-9） 式中： z 帶的根數 F0 單根帶的預緊力 1 主動輪上的包角 NF P 1 9 9 92152s in21552 3.2.2 V 帶輪設計及計算 根據 V帶輪的轉速和功率， V帶輪采用材料 HT150鑄造 1小帶輪設計計算 由于小帶輪的基準直徑 dd 2.5d，所以小帶輪采用實心式，結構形式如圖 3-3： 成都電子機械 高等專科學校畢業設計 (論文 ) 16 圖 3-3 小帶輪結構 表 3-1 小帶輪結構參數 參數 數值 (mm) 計算公式 d 32 d1 58 d1=(1.8 2)d dd 63 da 67 B 64 B=2f+4e L 83 L=(1.5 2)d 36 式中： f 第一槽對稱面至端面距離 e 槽間距 2大帶輪設計 大帶輪采用孔板式，結構形式如圖 3-3： 成都電子機械 高等專科學校畢業設計 (論文 ) 17 圖 3-3 大帶輪結構 表 3-2 大帶輪結構參數 參數 數值（ mm） 計算公式 d 45 d1 90 d1=(1.8 2)d dd 315 da 319 B 64 B=2f+4e L 64 B1.5d時， L=B C 11 (1/7 1/4)B D1 259 D0 174.5 D0=0.5(D1+d1) d0 50 d0=(0.2 0.3)(D1-d1) 36 式中： f 第一槽對稱面至端面距離 e 槽間距 3.2.3 皮帶傳動的張緊 由于 V帶不是完全的彈性體，在預緊力的作用下，經過一段時間的運轉后，就會由塑性變形而松弛，使預緊力降低。因此，為了保證皮帶能夠正常的工作，必須要有一種裝置使得皮帶始終處于一種張緊的狀態。 成都電子機械 高等專科學校畢業設計 (論文 ) 18 圖 3-4 擺架式張緊裝置 常見的張緊裝置有定期張緊裝置（滑道式和擺架式）、自動張緊裝置和采用張緊輪的裝置。 在接近水平和垂直的皮帶傳動中適合采用定期張緊的方法，本設計采用擺架式張緊的 方法，結構如圖 3-4。當要調節帶的預緊力時只要調整電動機下方的螺母即可。 成都電子機械 高等專科學校畢業設計 (論文 ) 19 第 4章 翻轉和提升裝置零件設計 4.1 鏈條的選擇及鏈輪的設計計算 4.1.1 鏈條的選擇 1鏈條的選擇 根據第 2 章鏈條的受力分析可知，鏈條工作時拉力為 39.984KN。由機械設計手冊 第 2卷 表 8-1-73 選擇 LH0866 型板式起重鏈條。基本參數如下： 公稱節距 P 12.7mm 板數組合 6 6 極限拉伸載荷 Q 66.7KN 2鏈條的長度 鏈條的布置形式如圖 4-1： 圖 4-1 鏈條的布置形式 根據鏈條的布置形式初步確定鏈條長度 mmLLLmmLmmL6102)14501601(2)(214501000105016011000125021222221考慮到鏈輪部分的鏈條長度沒有算入，所以取 L=6200mm 3確定鏈條的節數 成都電子機械 高等專科學校畢業設計 (論文 ) 20 節2.4887.126200 PLL P （ 4-1） 取 Lp=490 節 式中： Lp 鏈條的節數 L 鏈條的長度 P 鏈條的節距 4.1.2 鏈輪的設計及計算 鏈輪采用整體式鋼制小鏈輪，結構形式如圖 4-2： 圖 4-2 鏈輪結構 表 4-1 鏈輪基本參數 名稱 數值（ mm） 計算公式 配用鏈條 節距 P 12.7 根據機械設計手冊表 8-1-73 查得 配用鏈條的滾子外徑 d1 5.12 配用鏈條的排距 Pt 6.25 Pt=3b0 分度圓直徑 d 68 mmnvd 6814.31 4 1 605.0 齒數 z 17 05.15arc s in180 dpz取 z=17 dk 35 成都電子機械 高等專科學校畢業設計 (論文 ) 21 齒頂圓直徑 da 77 mmdpzddmmdpddaa385.74)6.11(755.7825.11m i n1m a x 齒根圓直徑 df 63 mmddd f 88.621 分度圓旋齒高 ha 5 mmdphmmdpzhaa79.3)(5.0975.55.0)8.0625.0(1m i n1m a x 輪轂厚度 h 11.5 mmddkh k 31.1101.06 輪轂長度 l 36 mmhl 9.296.2mi n 輪轂直徑 dh 58 mmhdd kh 582 齒寬 bf 3.7 mmbb f 7856.3)2(91.0 0 表中： v 設計鏈速 n 鏈輪轉速 k 常數 50 d 100 時 k=4.8 b0 鏈板厚度 見機械設計手冊 第 2 卷 表 8-1-73 LH0866 型b0=2.08mm 4.1.3 滑輪的設計 因為鏈條的布置形式特殊 （鏈條的布置形式見圖 4-1），所以要設計一個滑輪將下側的鏈條拉緊，以防止上下兩側的鏈條在工作的時候發生接觸。滑輪的結構形式見下圖： 成都電子機械 高等專科學校畢業設計 (論文 ) 22 圖 4-3 滑輪的結構 表 4-2 滑輪設計參數 名稱 數值（ mm） 計算公式 d 80 輪槽直徑 D1 140 mmPD 5.635mi n1 輪緣直徑 D2 160 mmdhDD 41.157211m i n2 輪緣間寬 b 30 mmbb 39.2905.1m in 滑輪寬 B 50 表中： P 鏈條節距 P=12.7mm b 鏈條銷軸長度 b=27.99mm h1 鏈條通道高度 h1=12.32mm d2 鏈條銷軸直徑 d2=5.09mm 4.1.4 鏈條的潤滑 由于鏈條采用的是開式傳動，且鏈條較長、布置形式特殊，不易采用手工潤滑。所以要求定期將鏈條拆下，放入煤油中清洗，干燥后，浸入 70 80潤滑油成都電子機械 高等專科學校畢業設計 (論文 ) 23 中，待鉸鏈間隙中充滿油后安裝使用。 潤滑油采用牌號為 L-AN46 的全損耗系統用油，潤滑油中加入添加劑 WS2。 4.2 軸的結構設計及各部分的校核 4.2.1 軸的設計及計算 系統中有主動軸一根，空場鏈輪軸一根、滑輪軸一根及 電動機采用擺架式張緊安裝時使用的銷軸一根。現僅對主動軸做精確的設計計算。 1求輸出軸上的功率 P軸、轉速 n 和轉矩 T 鏈條的傳動效率為 =0.98則 P軸 =1.9992/0.98=2.04KW m in/1415705 rinn 電 NmnpT 138141 04.295509550 軸 2. 求作用在鏈輪上的力 由第 2章鏈條的受力分析可知 Fr=25000N Ft=23477N 3初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為 45 鋼，調質處理。根據機械設計手冊 第 2 卷 表 6-1-19取 A0=112于是得 mmnPAd 27141 04.2112 330m i n 軸 （ 4-2） 軸的最小直徑處為安裝鏈輪處，此處有一個鍵槽，軸徑應放大 6%，即mmd 62.2806.127mi n 取 mmd 36min 。 4軸的結構設計 （ 1）擬定軸上零件的裝配方案 裝配方案如圖 4-4。 （ 2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了使鏈輪軸向定位，處右側制有螺紋， -處長 70mm，處右側制出一軸肩， d - =50mm。 初選滾動軸承。因軸承只受徑向 力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求，并根據 d - =50mm，選用深溝球軸承 6410，其尺寸為 d D B=50 110 31。考慮到 -處端蓋的厚度及軸的伸出長度，取 -處長 51mm。 處右側制出一軸肩 d - =55mm， -長 550mm。 d - =50mm，考慮到成都電子機械 高等專科學校畢業設計 (論文 ) 24 此處安裝有軸承、皮帶輪和端蓋，取 -長 30mm, -長 100mm。處右側制有螺紋 M42， -長 50mm。 （ 3）軸上零件的周向定位 皮帶輪、鏈輪的周向定位均采用平鍵聯接。查機械設計手冊第 2卷 表 5-3-18，鏈輪 與軸的定位選用鍵 b h l=10 8 28。皮帶輪與軸的定位選用鍵 b h l=14 9 50。選用皮帶輪、鏈輪與軸的配合為 H7/r6，以保證良好的對中性。滾動軸承的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為成都電子機械 高等專科學校畢業設計 (論文 ) 25 m6。 （ 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角 2 45，各軸肩處的圓角半徑為 R2。 5求軸上的載荷 根據軸的結構簡圖作出軸的計算簡圖、彎矩圖和扭矩圖 。 圖 4-5 軸的載荷分布 從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出 B 處是危險截面。現將計算出截面 B處的 MH、 MV及 M的值列于下表： 表 4-3 截面 B 處的載荷計算 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 FNH1=21608N FNH2=2409N FNV1=22435N FNV2=2565N 彎矩 M MH=1385Nm MV=1475Nm 總彎矩 NmM 202314751385 22 扭矩 T T=138Nm 6按彎扭合成應力校核軸的強度 成都電子機械 高等專科學校畢業設計 (論文 ) 26 現只校核軸的危險截面 B處的強度 pTMd1223 )(68.21 （ 4-3） 式中： d 軸的直徑 M 軸所受的彎矩 T 軸所受的扭矩 校正系數，雙向旋轉 =1 -1p 軸的許用彎曲應力 查機械設計手冊第 2卷 表 6-1-1取 -1p =207MPa mmmmd 504.46207 138202368.21 223 危險截面 B處軸的強度滿足要求 4.2.2 滾動軸承的校核 選用的滾動軸承為深溝球軸承 6410，設計工作壽命為 1000h。 rTn dmh CPfffffC （ 4-4） 式中： C 基本額定動載荷 P 當量動載荷 fh 壽命因數 fn 速度因數 fm 力矩載荷因數， fm=1.5 2 fd 沖擊載荷因數 fT 溫度因數 Cr 軸承徑向基本額定動載荷 因為軸承只承受徑向力，故 P=Fr=25KN。 查機械設計手冊 第 2卷 表 7-2-8得 fh =1.26，表 7-2-9得 fn =0.62，表 7-2-10得 fd =1.2，表 7-2-11得 fT =1.0。 KNC 5.9125162.0 2.15.126.1 查機械設計手冊 第 2卷 表 7-2-5 滾動軸承 6410的 Cr值為 92.2KN。 C Cr，故滾動軸承 6410滿足動載荷要求。 4.2.3 鍵的強度校核 軸上共有兩個鍵，由于鏈輪處的鍵所受的應力最大，故對此處的鍵做強度校核。 成都電子機械 高等專科學校畢業設計 (論文 ) 27 1擠壓強度校核 2 pp kldT （ 4-5） 式中： T 傳遞的轉矩 k 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度， k=0.5h=0.5 8=4mm l 鍵的工作長度，圓頭平鍵 l=L-b=28-10=18mm d 軸的直徑 p 鍵連接的許用擠壓應力 M P ap 5.10636184 101382 3 查機械設計手冊 第 2卷 表 5-3-17有沖擊載荷的情 況下 p不大于120MPa。 p p 故鍵擠壓強度滿足要求。 2鍵的剪切強度校核 pdblT 2（ 4-6） 式中： T 傳遞的轉矩 d 軸的直徑 b 鍵的寬度 l 鍵的工作長度，圓頭平鍵 l=L-b=28-10=18mm MP a6.42181036 101 3 82 3 查機械設計手冊 第 2卷 表 5-3-17有沖擊載荷的情況下 p=90MPa。 p 故鍵的剪切強度滿足要求。 4.3 液壓 缸的設計及計算 4.3.1 液壓缸的結構設計 目前，液壓與氣壓傳動分別在實現高壓、高速、大功率、高效率、低噪聲、長壽命、高度集成化、小型化與輕量化、一體化、執行件柔性化等方面取得了很大的進展。同時，由于它與微電子技術密切配合，能在盡可能小的空間內傳遞出盡可能大的功率并加以準確地控制，從而更使得它在各行各業中發揮出了巨大作用 。液壓缸是液壓系統中的一種執行元件，是把液體的壓力能轉變為機械能的裝置，主要用于實現機構的直線往復運動，也可以實現擺動。液壓缸的種類有：單作用液壓缸、雙作用液壓缸、組合液壓缸。其中單作用液壓 缸又分為拄塞式液壓缸、單活塞桿液壓缸、伸縮液壓缸等。 成都電子機械 高等專科學校畢業設計 (論文 ) 28 柱塞式 液壓缸 結構 ： (1)它是一種單作用式 液壓缸 靠液壓力只能實現一個方向的運動 ,柱塞回程要靠其 它外力或柱塞的自重 ; (2)柱塞只靠缸套支承而不與缸套接觸 ,這樣缸套極易加工 ,故適于做長行程 液壓缸 ; (3)工作時柱塞總受壓 ,因而它必須有足夠的剛度 ; (4)柱塞重量往往較大 ,水平放置時容易因自重而下垂 ,造成密封件和導向單邊磨損 ,故其垂直使用更有利 . 單活塞桿液壓缸的活塞僅單向液壓驅動，返回行程是利用自重或負載將活塞推回。雙活塞桿液 壓缸的活塞的兩側均裝有活塞桿，但只向活塞一側供給壓力油，返回行程通常利用彈簧力，重力或外力。伸縮液壓缸是以短缸獲得行程，用壓力油從小到大逐節排出，靠外力由大到小、逐節縮回；雙作用液壓缸又分為單活塞桿液壓缸、雙活塞桿液壓缸、伸縮液壓缸。單活塞桿液壓缸的單邊有活塞桿，雙向液壓驅動，兩向推力和速度不等。雙活塞桿液壓缸雙邊有活塞桿，雙向驅動，可實