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翻板裝置中各數(shù)據(jù)計算 一、雙臂曲柄搖桿式翻板機設計 1.1概述 翻板機是中厚板車間精整工段不可缺少的輔助設備之一。其作用是將鋼板翻轉(zhuǎn)180°，用來檢查鋼板上、下表面的質(zhì)量。本次鋼坯火焰清理機設計中，對鋼板上、下兩表面進行清理，采用的翻板機構為雙臂曲柄搖桿式翻板機構。雙臂曲柄搖桿式翻板機由電機、減速機、曲柄連桿機構組成。電機、減速機提供低速大扭矩的動力，由兩個曲柄連桿機構分別帶動翻板臂和接板臂的旋轉(zhuǎn)，從而實現(xiàn)翻板的動作。 1.2工作原理和結(jié)構特點 圖1.1為雙臂曲柄搖桿式翻板機的機構示意簡圖。電機經(jīng)減速機減速后，由減速機的低速軸分別帶動兩套曲柄四連桿機構，兩個曲柄a1、a2有一定的角度位置差，兩搖桿軸上有若干個翻板臂和接板臂。低速軸帶動曲柄做逆時針轉(zhuǎn)動，曲柄a1帶動連桿b1，連桿b1帶動搖桿c1做逆時針轉(zhuǎn)動；同時曲柄a2帶動連桿b2，連桿b2帶動搖桿c2做順時針轉(zhuǎn)動。為了滿足空載啟動，在初始位置翻板臂（送料撥桿）先向下偏轉(zhuǎn)5°，接板臂也位于水平面以下偏5°，翻板臂逆時針旋轉(zhuǎn)托起鋼板直到與水平位置成85°，與此同時，接板臂（接料撥桿）由水平位置順時針旋轉(zhuǎn)處于與翻板臂平行和接近平行的位置。然后兩臂加持鋼板一起轉(zhuǎn)動，開始鋼板的交接（如圖2）。當它們共同轉(zhuǎn)過10°后，翻板臂開始返回到水平位置。此時接板臂也托起鋼板返回，當處于水平位置時，鋼板落到輥道上，完成180°翻面。而此時接料臂仍繼續(xù)向下偏轉(zhuǎn)5°，最后再回到水平位置。從而完成一次翻板，完成一次翻板的時間是21s。 圖1.1 轉(zhuǎn)動角度初始位置圖 圖1.2 接送位置角度圖 結(jié)構特點： 1、 兩翻臂的擺動角度100°，從水平線下5°擺到過垂直位置5°，當減速器輸出軸的曲柄回轉(zhuǎn)360°，通過兩連桿帶動兩搖桿在105°來回擺動一次，兩翻臂則在100°來回擺動一次，兩曲柄相位差22°8′14″，故主動翻臂以-5°擺動托起鋼板到85°時，從動翻臂擺動100°過垂直線5°。 2、 翻臂的擺動是由曲柄通過連桿、搖桿、撐桿在翻臂中部撐起而動，翻臂軸不承受翻板扭矩，可以做得較小，兩翻臂軸就可以靠的很近（因為最大鋼板厚300mm，取600mm）。 3、 翻轉(zhuǎn)鋼板時由于接送撥桿有10°左右的平行移動過程，所以交接平穩(wěn)，不產(chǎn)生沖擊 4、 在翻臂上安裝自由轉(zhuǎn)動的小托輥，當鋼板沒有到規(guī)定位置（翻臂止擋處）而翻板時，當翻臂稍成傾角，鋼板就會平穩(wěn)而輕快地滾移到位，避免了很大沖擊和噪聲的產(chǎn)生。 1.3機構尺寸確定 1、兩套四桿機構極位夾角的確定 兩套四桿機構用OA1B1C1和OA2B2C2表示（如圖1.3） 圖1.3 兩套四桿機構極位夾角圖 因為鋼坯交接過程中，要平穩(wěn)可靠，兩翻轉(zhuǎn)臂加持鋼板需同時旋轉(zhuǎn)，并基本保持同步旋轉(zhuǎn)。故兩套四桿機構的極位夾角（如圖1.4）必須相同，并且當其值為零時，沒有機會運動，同步性最優(yōu)。、即：θ1=θ2=0 圖1.4 兩套連桿機構的極位夾角圖 二、機構尺寸確定 在設計中，由于場地等因素的限制，可預先確定L1、L2和h。即兩套四桿機構的機架長度d1、d2。 2.1第一套四桿機構尺寸的確定 圖2.1 第一套四桿機構極限位置圖 預先確定搖桿長度c1,根據(jù)θ′=0，機架長度d1及搖桿擺角Φ可以作出圖2.1，從而求得其余桿件的尺寸。 在圖5中，OB1′=b1-a1,OB1=b1+a1,B1B1′=OB1-OB1′=2a1，a1,b1分別為曲柄和連桿長度。故 a1= B1B1′/2 又因B1B1′=2c1/sin(Φ/2),所以a1=c1*sin(Φ/2),設C1O長為d1，從圖5中可以求得d1=L12+H21/2 b1= d12-(c1*cos)2 取值L1=3000mm,H=500mm，C1=700mm, Φ=105° （在設計中，由于場地等因素的限制，可預先確定L1，L2和H，即兩套四桿機構的機架長度d1和d2） 故a1=c1*sin(Φ/2)=555mm 連桿b1=L12+H2- (c1*cos)21\2 =[9250000-181589.334]=3011.4 d1= (L12+H2)1\2 =3041.4 2.2第二套四桿機構尺寸的確定 圖2.2 第二套四桿機構極限位置圖 按照確定第一套機構尺寸同樣的方法，可方便的求得第二套機構尺寸。 預先確定C2=700mm，H1=H2=500mm。 a2=c2sin=555mm d2= [（L1+L2）2+H2]1\2=5024.9 b2=[d22-(c2cos)2]1\2=[25250000-181589.3]1\2=5006.84 2.3曲柄存在條件及傳動角的驗算 當兩套四桿機構的尺寸確定以后，還要進行曲柄存在條件及傳動角大小的驗算。曲柄存在條件是:①曲柄為最短桿；②機構中最短桿與最長桿之和小于或等于其余兩桿長度之和 驗算兩套機構桿的尺寸：曲柄a1,a2、連桿b1,b2、搖桿c1,c2、連架桿d1,d2應滿足下列條件： a1+d1＜c1+b1和a2+d2＜c2+b2 ① a1+d1=555+3041.4=3596.4 c1+b1=700+3011.4+3711.4＞a1+d1 符合要求 ② a2+b2=555+5024.9=5579.9 c2+d2=700+5006.8=5706.8＞a2+d2 符合要求 傳動角的驗算如下（見圖2.3） 圖2.3 傳動角的極限大小圖 7當曲柄a轉(zhuǎn)到與連架桿g成一直線或重合的兩極限位置時傳動角u有最大值和最小值。 umax=cos-1{[b2+c2-(d+a)2]/2bc} umin=cos-1{ [b2+c2-(d-a)2]/2bc} 若電動機力矩變化不大，為了提高效率，傳動角應盡量在90°附近一般umax≦150°， umin≥30°。代入第一套數(shù)據(jù)umax=143.2°≦150°、umin=36.8°，umax=142.7°≤150°、umin=37.25°。均滿足要求 2.4 第三套機構尺寸e的確定 根據(jù)場地的條件限制，取定H2=2300mm，L4=400mm，f2=1200mm,(翻板臂整長為2400mm) 當手臂處于水平時，支撐桿與翻臂垂直或接近垂直時受力最大，設定角F2E2D2為90°。 L3=L2/2-L4/2=800mm， f2-L2=D2O′=400 C2=（C2D2-D2O′）1/2=（14002-4002）1/2=1341.67mm e1=C2O′+H2=3642 搖桿擺角Φ及板臂（以下簡稱撥桿）下偏角α的選取原則 根據(jù)翻板機的工作特性，為滿足兩撥桿在一定角度范圍內(nèi)（一般在85°--95°）基本上能同步旋轉(zhuǎn)，除按上節(jié)介紹的方法設計外，還應正確地選擇Φ及α，Φ和α不能隨意選取，事實上它們之間存在有某種聯(lián)系， 現(xiàn)推導如下，如圖2.4 圖2.4 搖臂的極限位置圖 假設工藝要求兩撥桿在γ角度處開始交接鋼板，此時送料撥桿1所轉(zhuǎn)過的角度為A1=γ+2α 左側(cè)接料撥桿所轉(zhuǎn)過的角度為 A2=Φ-α+β 由工作原理我們知道，當兩撥桿開始鋼板交接時，它們所轉(zhuǎn)過的角度相等。 即：A1=A2 由上面三式可得 γ+2α=Φ-α+β 由圖可知 β=γ-[180°-(Φ-α)] 整理以上式子，可知 Φ-2α=90°………………….1 另外，為保證兩撥桿至少在85°位置開始鋼板交接，即 Φ-α95°……………………2 可以用1、2倆式來確定Φ及α的大小。 三、整個曲柄連桿機構的載荷計算 3.1 e2載荷和大小計算 為簡化計算，只考慮鋼板的荷載（鋼板重24噸），其它構件的荷載忽略不計，也不考慮加速度引起的動負荷。 由于a1、b1、c1、d1、e1和a2、b2、c2、d2、e2是兩套一樣的連桿機構，算前面一套的數(shù)據(jù)就可以把另外一套的數(shù)據(jù)確定。除了b1、b2的根據(jù)布局不同選取的長度不同外，其它的數(shù)據(jù)都是一樣。 3.1 翻轉(zhuǎn)臂是往下轉(zhuǎn)5°脫離鋼板以后再通過e2給翻臂一個向上的力托起鋼板使其翻轉(zhuǎn)。由5°到剛接觸鋼板的零界圖可以知道e2在垂直的往上頂?shù)臅r候所受到的荷載是最小的。 如下圖： 圖3.1 局部受力和機座分布示意圖 如圖3.1 按e2垂直翻轉(zhuǎn)臂和鋼板計算。 連桿需要較高的屈服強度，綜合性能需求選45號鋼做連桿材料。GB/T699-1999標準規(guī)定的45鋼經(jīng)850℃正火、840℃淬火、600℃回火，達到的性能為屈服強度≥355MPa，[σ]= σs/n,n為安全系數(shù)，取5，則滿足要求。連架桿e2的載荷和大小計算過程如下： e2載荷：σmax=≤[σ]＝＞A≥F/[σ] [σ]= σs/ns 取ns=5 , σs=355MP。 得到[σ]==71MP。 F=24×103Kg×10N/kg=240000N, A≥=3380.28mm2, 1πd2/4≥3380.28mm2 ＝＞d≥65.6mm,取80mm。 3.2 搖桿d2、C2的載荷和大小計算： 根據(jù)3.1圖所示可以知道兩機座之間的距離是2460mm，兩翻臂軸中心孔的距離是600mm。 算出C2到G的距離：D2G=1200-（1230-300）=270mm 根據(jù)圖上的受力分析可以知道搖桿C2D2在D2處的受力情況。利用三角形相似定理可得到連架桿作用在上面的力為24000N，垂直搖桿C2D2的力為F=24000×10×270÷140046285.71N。 一邊5套相同的C2D2，將力F除5得到單個力為9257.14N。 抗扭截面模量Wt=πD3 /16 T / Wt=FL / Wt =9257.14×1400÷(πD3 /16)＜0.5×355÷5 ＝＞D3 ＞（9257.14×1400×16）÷（π * 35.5）=1856401.074mm3 ＝＞D＞122.9mm ，取D為130mm。 C2桿的計算： 根據(jù)力矩守恒有F1*C2D2 = F2*C2B2 ，得到F2=2F1 。 抗扭截面模量Wt=πD3 /16 T / Wt=FL / Wt 則有D3＞16×2×9257.14×700÷35.5÷3.14≈1860230.88mm =＞D＞122.99mm。 3.3 連架桿和搖臂直接的連接軸大小和載荷計算 當搖臂水平不動承受鋼板載荷時，連架桿和搖臂直接的軸與搖桿d2與連架桿之間的軸是一樣的。 5個搖臂受力分析得每個受力為24000×10÷5=48000N， 取連桿軸長度為350mm， 軸受到的最大剪應力為=16T/πD3＜0.5δs/5， 得D3＞5×16FL/0.5πδs=5×16×48000×350÷3.14÷0.5÷355=2411411.14mm3 ＝＞D＞134.10mm 3.4 連桿b與搖桿c之間的連接軸計算 按上面受力分析得F2=2×9257.14N,軸還是取350mm長， 則Wt=πD3 /16 ， T / Wt=FL / Wt， 則有D3＞16×2×9257.14×350÷35.5÷3.14=930115.44mm3；D＞97.6mm。 3.5連桿b的大小計算 上面求得F2為2×9257.14N，受力分析得到F合為2×9257.14×1400÷270=95999.97N。 σmax=≤[σ]＝＞A≥F/[σ] [σ]= σs/ns 取ns=5 , σs=355MP。 得到[σ]==71MP。 F合=95999.97N, A≥=1352.11mm2, 1πd2/4≥1352.11mm2 ＝＞d≥41.5mm， 取100mm。 3.6 曲柄a的大小和強度計算 取曲柄長度為555mm，連桿機構損耗率為0.8.由上面可以知道電動機輸出力矩為24000×10×1.2÷0.8=360000N·m，則曲柄的切線方向的力的大小為360000÷0.555N=648648.65N。 則Wt=πD3 /16 ， T / Wt=FL / Wt＜[σ] =0.5δs/5， 則有D3＞16×648648.65×555÷35.5÷3.14=51673096.01mm3；D＞372.47mm。 曲柄與連桿的連接軸取連接軸長為250mm，按上面受力分析得F=648648.65N, 則Wt=πD3 /16 ， T / Wt=FL / Wt， 則有D3＞16×648648.65×250÷35.5÷3.14=23276169.37mm3；D＞285.52mm。 四. 電動機和減速器的選取 由前面講敘的翻臂翻轉(zhuǎn)一次再回到原來位置的要用21s，曲柄轉(zhuǎn)動一周也是t=21s。圓周長s=2πr=2×3.14×0.555=3.4854m。 曲柄切線方向的力為F=648648.65N，那電動機的輸出功率為P=FS/T=107657.1431w=107.66kw。 選取電動機為YZR355M-10型號的額定功率為110Kw,轉(zhuǎn)速為581r/min。 曲柄21s內(nèi)完成一次循環(huán)，一分鐘轉(zhuǎn)2.857圈，總傳動比i==581÷2.857≈204 將額定功率和傳動比告訴廠家可以定到符合規(guī)格的電動機和減速器。 結(jié)論與展望 本文對曲柄翻板機的一些關鍵數(shù)據(jù)進行了計算，獲得了一些成果與結(jié)論。我們求出了翻版過程受力和四桿機構中各個桿件的強度及大小，現(xiàn)已經(jīng)能夠熟練的操作SolidWorks制圖軟件。同時我們對機構的尺寸確定、傳動角及各角度的驗算、電動機的選取方法都有了一定的掌握。原本要通過比較繁瑣的單一的翻轉(zhuǎn)在這套機構出現(xiàn)以后大大的改進了生產(chǎn)流程，節(jié)約了時間和人力，也給工人們增強了安全保障。電機、減速機提供低速大扭矩的動力，由兩個曲柄連桿機構分別帶動翻板臂和接板臂的旋轉(zhuǎn)，由此帶動鋼板翻轉(zhuǎn)。翻轉(zhuǎn)工程中各桿件和搖臂的載荷、角度的變化迫切需要本文的出現(xiàn)。 通過本文的研究分析得出的結(jié)論我們有理由相信：隨著我國制造業(yè)的不斷發(fā)展，不同類型的鋼板需求越來越大。這給鋼板生產(chǎn)家也帶來了技術更新的壓力，在結(jié)合生產(chǎn)經(jīng)驗和各廠家場地的不同，曲柄四桿機構翻板機將更加完善。在不久的將來曲柄連桿翻版機構將會廣泛運用于加工和檢測中，人工和維修性都會降低，生產(chǎn)效率將大大提高。 參考文獻 [1]秦大同．機械傳動科學與技術．．北京：清華大學出版社，2003． [2]紀名鋼. 機械設計.8版.北京：高等教育出版社，2006 [3]羅迎社.材料力學.武漢：武漢理工大學出版社，2001 [4]吳宗澤.機械設計課程設計手冊.6版.北京：高等教育出版社，2006 [5]王勇勤.雙臂曲柄搖桿式翻板機機構設計及改進.冶金設備94年第2期，2004 [6] 張錫玉 ，劉建波 ，湯武初. 曲柄搖桿式翻板機的仿真設計及改進. 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