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XXXXX 畢 業(yè) 設 計 (論 文) 翻鋼機設計 系 名： 專業(yè)班級： 學生姓名： 學 號： 指導教師姓名： 指導教師職稱： 年 月 目 錄 摘 要 III Abstract IV 第一章 緒論 1 1.1翻鋼機簡介 1 1.2研究現(xiàn)狀分析 1 第二章 總體設計 2 2.1翻鋼機功能要求 2 2.2方案選定 2 2.2.1翻鋼機構方案選定 2 2.2.2傳動機構方案選定 3 第三章 動力及傳動機構設計 7 3.1電動機選擇 7 3.2總體參數(shù)計算 7 3.2.1傳動比分配 7 3.2.2運動和動力參數(shù)計算 7 3.3渦輪蝸桿傳動設計 8 3.3.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型 8 3.3.2選擇材料 9 3.3.3按計齒面接觸疲勞強度計算進行設 9 3.3.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 10 3.3.5校核齒根彎曲疲勞強度 11 3.3.6驗算 12 3.4齒輪傳動設計 12 3.4.1選精度等級、材料和齒數(shù) 12 3.4.2按齒面接觸疲勞強度設計 12 3.4.3按齒根彎曲強度設計 14 3.4.4幾何尺寸計算 15 3.5軸的設計與校核 16 3.5.1蝸桿軸 16 3.5.2渦輪軸 19 3.5.3曲柄軸 21 3.6軸承的校核 24 3.6.1蝸桿軸上的軸承壽命校核 24 3.6.2渦輪軸上的軸承校核 24 3.6.3曲柄軸上的軸承校核 25 3.7鍵的校核 26 3.7.1蝸桿軸上鍵的強度校核 26 3.7.2蝸輪軸上鍵的強度校核 26 3.7.3曲柄軸上鍵的強度校核 26 3.8聯(lián)軸器的選用 27 第四章 翻鋼機構設計 28 4.1機構的尺寸計算 28 4.1.1計算曲柄搖桿機構尺寸 28 4.1.2搖桿速度分析 28 4.2曲柄設計 29 4.3連桿設計 30 4.4搖桿設計 30 第五章 翻鋼機的安裝與維護 32 5.1翻鋼機的安裝 32 5.1.1安裝方法 32 5.1.2就位和找正調平 32 5.1.3安裝實施 32 5.2翻鋼機維護 34 總 結 35 參考文獻 36 致 謝 37 摘 要 本課題的任務是翻鋼機設計，鋼坯在輸送過程中具有一定的專用性，需解決由輸送輥道到冷床的問題，這就需要用到翻鋼機，其作用就是按照一定角度和頻率把鋼坯翻轉并送至專門位置。本次設計的翻鋼機主要由電機、傳動機構、曲柄、連桿、搖桿（翻鋼爪）、支架等構成。 本次設計的設計主要包括：電動機的選取，傳動機構的設計，曲柄搖桿式翻鋼機構的設計，機架的設計。本次設計首先，通過對搓翻鋼機結構及原理進行分析，在此分析基礎上提出了翻鋼機的翻鋼機構和傳動機構的設計方案；接著，對主要技術參數(shù)進行了計算選擇；然后，對各主要零部件進行了設計與校核；最后，通過AutoCAD制圖軟件繪制了搓絲機總裝圖、傳動裝置裝配圖及主要零部件圖。 通過本次設計，鞏固了大學所學專業(yè)知識，如：機械原理、機械設計、材料力學、公差與互換性理論、機械制圖等；掌握了普通機械產品的設計方法并能夠熟練使用AutoCAD制圖軟件，對今后的工作于生活具有極大意義。 關鍵詞：翻鋼機，曲柄搖桿機構，傳動機構，設計 Abstract The task of this project is to turn steel machine design, billet has some specificity in the delivery process, the need to solve the problem of roller conveyor to the cooling bed, which will need to turn steel machine, and its role is to follow a certain angle and frequency Flip the billet and sent to specialized positions. The design of the steel turning machine is mainly consists of motor, transmission, crank, connecting rods, rocker (turn Steel Talons), brackets and other accessories. The design of the design include: the design of the motor selection, design of the transmission mechanism, designed to turn steel crank rocker mechanism, the rack. The design is first, by turning to rub steel machine structure and principles for analysis, the analysis presented in this design turned steel machine turned steel bodies and on the basis of the transmission mechanism; Next, the main technical parameters were calculated choice; then of the main components were designed and checked; Finally, AutoCAD drawing software to draw the thread rolling machine assembly diagrams, gear assembly drawings and main parts diagram. Through this design, the consolidation of the university is expertise, such as: mechanical principles, mechanical design, mechanics of materials, tolerances and interchangeability theory, mechanical drawing, etc; mastered the design method of general machinery products and be able to skillfully use AutoCAD drawing software for the future work of great significance in life. Keywords:Durning steel machine, Rocker mechanism, Drive mechanism, Design IV 翻 鋼 機 設 計 第一章 緒論 1.1翻鋼機簡介 本課題的任務是翻鋼機設計，鋼坯在輸送過程中具有一定的專用性，需解決有輸送輥道到冷床的問題，要考慮在翻轉過程中鋼坯的支撐均勻、位置控制準確以及鋼坯尺寸。翻鋼機要完成幾個動作，即方坯的輸送和放置、方坯的翻轉和撥爪的復位。 1.2研究現(xiàn)狀分析 目前，國內大中型型鋼生產使用的翻鋼移鋼設備有水壓式和機械夾鉗式翻鋼機兩種。長城特殊鋼公司四鋼廠初軋車間825軋機機前機后原使用的是機械夾鉗式翻鋼機，它是該車間的重要設備之一。但該翻鋼機長期不能滿足工藝既定的要求，主要是夾不緊、翻不轉軋件，翻鋼靠人工進行，工人勞動條件惡劣，影響產品產量的提高及產品規(guī)格的擴大 (不能進行大斷面型鋼的生產)。1976年曾委托有關單位設計過水壓式翻鋼機，設備費 用按當時價格就需250萬余元，而且還要停產半年進行基建和設備安裝，由于種種原因未付諸實施。鑒于機械夾鉗式翻鋼移鋼機實際使用中暴露出諸多缺陷，例如維修特別 困難，難于調試，易損零部件多等等，該廠又不擬重新制造。該廠急需設計一種工作可靠，投資少、上馬快、制造安裝維修方便且節(jié)能的翻鋼移鋼機，以結束人工翻鋼局面，提高產品產量和質量，擴大產品品種。 第二章 總體設計 2.1翻鋼機功能要求 翻鋼機的作用就是將經(jīng)過火焰切割機定尺切斷的連鑄方坯輸送并將其從輸送軌道翻上。翻鋼坯料尺寸150x150mm，6m，翻轉90度。功能簡圖如下： 圖2-1 翻鋼機功能簡圖 2.2方案選定 2.2.1翻鋼機構方案選定 根據(jù)本次設計對翻鋼機功能，環(huán)境要求和現(xiàn)有生產技術，考慮起工作環(huán)境，我們設計了以下方案。 （1）方案一：曲柄搖桿式 如圖2-2所示 曲柄搖桿機構的原動件（曲柄）a作圓周運動時，要干c只在一定角度內擺動，因此，曲柄a連桿b，搖桿c和連架桿d的尺寸滿足下列條件： 或 即a為最短連架 圖2-2 曲柄搖桿原理圖 （2）方案二：液壓翻鋼機 本方案的工作原理主要是將液壓缸的往復直線運動通過桿件將其轉化為工作長軸的轉動。 工作原理：油從油源進入液壓系統(tǒng)時，在定量泵節(jié)流調節(jié)系統(tǒng)中，定量泵提供的是恒定流量。當系統(tǒng)壓力增大時，會使流量需求減小。此時溢流閥開啟，使多余流量溢回油箱，保證溢流閥進口壓力。當三位四通換向閥1切換到左位時，液壓源的壓力油經(jīng)閥1，單向節(jié)流閥2中的單向閥，分流集流閥3，（此時分流閥作用），液控單向閥4和5，分別進入液壓缸6和7的無桿腔，實現(xiàn)雙缸伸出同步運動，當三位四通換向閥1切換至右位時，液壓源的壓力油經(jīng)閥1進入液壓缸德有桿腔。同時反向導通液控單向閥4和5，雙缸無桿腔經(jīng)閥4和5，分流集流閥3（此時分流閥作用），換向閥1回油，實現(xiàn)雙缸縮回同步運動，當三位四通換向閥處于中位時液壓油通過1直接流回郵箱。 圖2-3 液壓系統(tǒng)圖 （3）方案三：齒輪傳動翻鋼機 工作原理為：電動機通過減速器減速后通過一對嚙合齒比大的嚙合齒輪，控制電動機的轉動來實現(xiàn)長軸的定角轉動。 以上各種方案：方案一和方案三中都有電動機的頻繁啟動和高要求的準確制動。而且方案三還要電動機的正反轉，對點都能掛機的損耗很大且不經(jīng)濟。通過對各種方案的綜合分析：本次設計選定方案一曲柄搖桿式機構作為翻鋼機的翻轉機構。 2.2.2傳動機構方案選定 （1）機械傳動系統(tǒng)擬定的一般原則 a．采用盡可能簡短的運動鏈； 采用簡短的運動鏈，有利于降低機械的重量和制造成本，也有利于提高機械傳動效率和減小積累誤差。為了使運動鏈見你短，在機械的幾個運動鏈之間沒有嚴格的速比要求的情況下，可以考慮每一個運動一個原動機來驅動，并注意原動機類型和運動參數(shù)的選擇，以簡化傳動鏈。 b．優(yōu)先選用基本結構； 魷魚基本結構結構簡單，設計方便，技術成熟，故在滿足功能要求的條件下，應優(yōu)先選用基本機構。若基本機構不能滿足或者不能很好的滿足機械的運動或動力要求時，可以適當?shù)貙ζ溥M行變異或組合。 c．應使機械油較高的機械效率；機械的效率取決于組成機械的各個機構的效率。一次，當機械中包含有機械效率較低的機構時，就會使機械的總效率降低。但要注意，機械中各運動鏈所傳遞的功率往往相差很大，在設計時應著重考慮使傳遞效率最大的主運動鏈具有較高的機械效率，而對于傳動效率很小的輔助運動鏈，其機械效率的高低則可以妨礙次要地位，而著眼于其他方面的要求（如簡化機構，減小外廓尺寸等）。 d．合理安排不同類型傳動機構的順序； 一般來說，在機構的排列順序上有如下的一些規(guī)律：首先，在可能的情況下，轉變運動形式的機構（如凸輪機構、連桿機構、螺旋機構等）通常總是安排在運動鏈的末端，與執(zhí)行機構靠近。其次，帶傳動等摩擦傳動，一般都安排在轉速較高的運動鏈的始端，以減小其傳遞的轉矩，從而減小其外形尺寸。這樣安排，也有利于啟動平穩(wěn)和過載保護，而且原動機的布置也方便。 e．合理分配傳動比； 運動鏈的總傳動比應合理分配給各級傳動機構，具體分配方法應注意以下幾點： 1）每一級的傳動應在常用的范圍之內選取。如一級傳動比過大，對機構的性能和尺寸都是不利的。例如當齒輪傳動的傳動比大于8至10時，一般應設計成兩級傳動；當傳動比在30以上時，常設計成兩級以上的齒輪傳動。但是，對于帶傳動來說，一般不采用多級傳動。 2）當傳動鏈為減速傳動時，必須十分注意機械的安全運轉問題，防止發(fā)生損壞機械或傷害人身的可能性。例如起重機械的起吊部分，必須防止荷重的作用下自動倒轉，為此在傳動鏈中應設置具有自鎖能力的機構或者裝設制動器。又如，為防止機械因過載而損壞，可采用具有過載打滑現(xiàn)象的摩擦傳動或裝置安全聯(lián)軸器等。 f．保證機械的安全運轉 對于以上要求，在設計過程中應盡量滿足。 （2）擬定傳動方案 通常翻鋼機每分鐘翻鋼10次即原動件曲柄的轉速為nc=10rmin，一般選用同步轉速為1000rmin或1500rmin的電動機作為原動機，因此傳動裝置總傳動比約為100或150，為使傳動裝置結構尺寸盡量小，應選擇較小的傳動比，所以選用轉速為1000rmin的電動機.由于傳動比較大，可采用蝸輪蝸桿傳動或者復合輪系傳動。 方案一：蝸輪蝸桿傳動，簡圖如下圖所示： 圖2-4 方案一傳動機構簡圖 方案二：周轉輪系傳動，簡圖如下圖所示： 圖2-5 方案二傳動機構簡圖 （3）方案選定 兩種方案的比較： 優(yōu)點 缺點 方案一（蝸輪蝸桿傳動） 傳動零件數(shù)目少，結構緊湊，嚙合沖擊載荷小，傳動平穩(wěn)，噪聲小 傳動效率低，蝸輪蝸桿嚙合輪齒間的相對速度大，摩擦磨損大，易發(fā)熱，，環(huán)境適應性差，工作壽命短，制造成本高，且傳動具有間歇性 方案二（周轉輪系傳動） 傳動效率高，環(huán)境適應性好，工作壽命長，制造成本低，連續(xù)工作性能好 結構尺寸大，嚙合沖擊大，噪聲大 綜合考慮兩種方案的優(yōu)缺點，應選用方案二，已達到制造簡便，成本低廉的目的。 第三章 動力及傳動機構設計 3.1電動機選擇 （1）根據(jù)電源及工作機工作條件，選用臥式封閉型Y（IP44）系列三相交流異步電動機。 （2）工作所需功率Pw 根據(jù)工作要求，取翻鋼機主動軸的輸出轉矩約為T=2000（N·m）和轉速nc=10rmin，則翻鋼機主動軸所需功率為 Pw=Tnc9550=2000×109550=2.09kW （3）傳動效率計算 蝸輪蝸桿傳動效率取η1=0.75，齒輪3、4之間的傳動效率η2=0.96，總傳動效率為 η=η1·η2=0.75×0.96=0.72 （4）電動機輸出功率Pd 傳動裝置的總效率為η‘=0.72，則電動機輸出功率 Pd=Pwη‘=2.090.72=2.903kW （5）電動機額定功率Ped 根據(jù)Pd=2.903kW，查教材機械設計課程設計表20-1,選取電動機額定功率Ped=3 kW。 3.2總體參數(shù)計算 3.2.1傳動比分配 機構原動件曲柄轉速nc=10rmin，電動機的滿載轉速nm=960rmin,則傳動裝置總傳動比為： i= nmnc=96010=96 則取其中各齒輪的齒數(shù)分別為z1=1，z2=31，z3=20，z4=62，故有： 蝸輪蝸桿 i1=z2z1=311=31 齒輪傳動3-4 i2=z4z3=6220=3.1 故 i=i1·i2=31×3.1=96.1 3.2.2運動和動力參數(shù)計算 （1）各軸的轉速 1軸 2軸 3軸 （2）各軸的輸入功率 1軸 2軸 3軸 （3）各軸的輸入轉矩 電機軸 1軸 2軸 3軸 整理列表 軸名 功率 轉矩 轉速 傳動比 電機軸 3 29.84 960 1軸 2.97 29.55 960 1 2軸 2.183 673.16 30.97 31 3軸 2.097 2002.64 10 3.1 3.3渦輪蝸桿傳動設計 3.3.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型 傳動參數(shù)： 根據(jù)設計要求選用阿基米德蝸桿即ZA式。 3.3.2選擇材料 設 滑動速度： 蝸桿選45鋼，齒面要求淬火，硬度為45-55HRC. 蝸輪用ZCuSn10P1,金屬模制造。 為了節(jié)約材料齒圈選青銅，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造 （1）確定許用接觸應力 根據(jù)選用的蝸輪材料為ZCuSn10P1，金屬模制造，蝸桿的螺旋齒面硬度＞45HRC，可從文獻[1]P254表11-7中查蝸輪的基本許用應力 應力循環(huán)次數(shù) 壽命系數(shù) 則 （2）確定許用彎曲應力 從文獻[1]P256表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力[]=56MPa 壽命系數(shù) 3.3.3按計齒面接觸疲勞強度計算進行設 （1）根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計進行計算，先按齒面接觸疲勞強度計進行設計，再校對齒根彎曲疲勞強度。 式中： 蝸桿頭數(shù)：，渦輪齒數(shù)： 渦輪轉矩： 載荷系數(shù)： 因工作比較穩(wěn)定，取載荷分布不均系數(shù)；由文獻[1]P253表11-5選取使用系數(shù)；由于轉速不大，工作沖擊不大，可取動載系；則 選用的是45鋼的蝸桿和蝸輪用ZCuSn10P1匹配的緣故，有故有： 查《機械設計》表7.3 得應取蝸桿模數(shù)： 蝸桿分度圓直徑： 蝸桿導程角： 渦輪分度圓直徑： 中心距： 變位系數(shù)： 渦輪圓周速度： 3.3.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 （1）蝸桿 軸向尺距 直徑系數(shù) 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 蝸桿螺線部分長度：取90mm （2）蝸輪 蝸輪齒數(shù) 驗算傳動比 蝸輪分度圓直徑 齒頂直徑 齒根圓直徑 咽喉母圓半徑 渦輪外圓直徑 渦輪寬度 3.3.5校核齒根彎曲疲勞強度 當量齒數(shù) 根據(jù) 從圖11-9中可查得齒形系數(shù)Y=2.37 螺旋角系數(shù)： 許用彎曲應力： 從文獻[1]P256表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力[]=56MPa 壽命系數(shù) 可以得到：< 因此彎曲強度是滿足的。 3.3.6驗算 （1）效率驗算 已知；；與相對滑動速度有關。 從文獻[1]P264表11-18中用差值法查得： 代入式中，得大于原估計值，因此不用重算。 （2）熱平衡驗算 由于傳動效率較低，對于長期運轉的蝸桿傳動，會產生較大的熱量。如果產生的熱量不能及時散去，則系統(tǒng)的熱平衡溫度將過高，就會破壞潤滑狀態(tài)，從而導致系統(tǒng)進一步惡化。 初步估計散熱面積： 取(周圍空氣的溫度)為。 3.4齒輪傳動設計 3.4.1選精度等級、材料和齒數(shù) 采用7級精度由表6.1選擇小齒輪材料為45（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS。 前述已選取小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) 3.4.2按齒面接觸疲勞強度設計 由設計計算公式進行試算，即 1） 確定公式各計算數(shù)值 （1）試選載荷系數(shù) （2）計算小齒輪傳遞的轉矩 　　　 （3）小齒輪相對兩支承非對稱分布，選取齒寬系數(shù) （4）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù) （5）由圖6.14按齒面硬度查得 小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限 （6）由式6.11計算應力循環(huán)次數(shù) （7）由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) （8）計算接觸疲勞強度許用應力 取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1，由式10-12得 （9）計算 試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值 計算圓周速度： 計算齒寬： 模數(shù) 3.4.3按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式為 （1）確定公式內的計算數(shù)值 由圖6.15查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 　 計算彎曲疲勞許用應力 取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1.25，得 （2）查取齒形系數(shù) 由表6.4查得　 （3）查取應力校正系數(shù) 由表6.4查得 　 （4）計算大小齒輪的，并比較 大齒輪的數(shù)據(jù)大 （5）設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù)3.77，圓整取標準值m＝4mm 按接觸強度算得的分度圓直徑 算出小齒輪齒數(shù)　取　 大齒輪齒數(shù)　取 3.4.4幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒寬寬度取100mm 序號 名稱 符號 計算公式及參數(shù)選擇 1 齒數(shù) Z 30，93 2 模數(shù) m 4mm 3 分度圓直徑 4 齒頂高 5 齒根高 6 全齒高 7 頂隙 8 齒頂圓直徑 9 齒根圓直徑 10 中心距 3.5軸的設計與校核 3.5.1蝸桿軸 (1)材料的選擇 由表16.1 查得 用45號鋼，進行調質處理， 由表16.3得 (2)估算軸的最小直徑 根據(jù)表11.6，取=112為取值范圍 估算軸的直徑： 因為軸上開有兩個鍵槽，考慮到鍵槽對軸強度的削落，應增大軸徑，此時軸徑應增大5%~10% 考慮到與聯(lián)軸器配合，結合電機軸尺寸查設計手冊 軸段①上有聯(lián)軸器需要定位，因此軸段②應有軸肩 軸段③安裝軸承，必須滿足內徑標準，故 軸段④ 軸段⑤ 按彎扭合成強度校核軸頸 圓周力 徑向力 水平 垂直 合成 當量彎矩 校核 繪制軸的受力簡圖 繪制垂直面彎矩圖 軸承支反力： FAY=FBY=Fr1/2=540.2N FAZ=FBZ=/2=406.6N 由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為： MC1=FAyL/2=16.9N·m 繪制水平面彎矩圖 圖7-1 截面C在水平面上彎矩為： MC2=FAZL/2=406.6×62.5×=12.7N·m 繪制合彎矩圖 MC=(MC12+MC22)1/2=(16.92+12.72)1/2=21.1N·m 繪制扭矩圖 轉矩：T= TI=20.33N·m 校核危險截面C的強度 ∵由教材P373式（15-5）經(jīng)判斷軸所受扭轉切應力為脈動循環(huán)應力,取α=0.6, 前已選定軸的材料為45鋼,調質處理,由教材P362表15-1查得,因此<,故安全。 ∴該軸強度足夠。 3.5.2渦輪軸 （1）材料的選擇 由表16.1 查得 用45號鋼，進行調質處理， 由表16.3得 （2）估算軸的最小直徑 根據(jù)表11.6，取=110為取值范圍 估算軸的直徑： 因為軸上開有一個鍵槽，考慮到鍵槽對軸強度的削落，應增大軸徑，此時軸徑應增大3% ，取 （3）軸上的零件定位，固定和裝配 單級減速器中,可以將蝸輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，蝸輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，蝸輪套筒，右軸承和鏈輪依次從右面裝入。 （4）確定軸的各段直徑和長度 I段：直徑d1=46mm 長度取L1=100mm II段：由教材P364得：h=0.08 d1=0.07×46=3mm 直徑d2=d1+h=46+3=49mm,長度取L2=46 mm III段：直徑d3=50mm 由GB/T297-1994初選用30210型圓錐滾子軸承，其內徑為50mm，寬度為20mm。故III段長：L3=44mm Ⅳ段：直徑d4=54mm，渦輪輪轂寬為70mm，取L4=68mm Ⅴ段：由教材P364得：h=0.08 d5=0.08×54=4.32mm D5=d4+2h=54+2×4.32≈62mm長度取L5=22mm Ⅵ段：直徑d6=d3=50mm L6=20mm 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=134mm （5）按彎扭復合強度計算 ①求分度圓直徑：已知d2=205mm ②求轉矩：已知T2= TII=304.27N·m ③求圓周力Ft：根據(jù)教材P198（10-3）式得 =2T2/d2=590 N ④求徑向力Fr：根據(jù)教材P198（10-3）式得 Fr=·tanα=3586.4×tan200=1370N ⑤∵兩軸承對稱 ∴LA=LB=75mm 求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ FAY=FBY=Fr/2=107.35N FAX=FBX=/2=295N 由兩邊對稱，截面C的彎矩也對稱，截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAYL/2=107.35×75×=8N·m 截面C在水平面彎矩為 MC2=FAXL/2=295×75×=22.125N·m 計算合成彎矩 MC=（MC12+MC22）1/2=（82+22.1252）1/2=23.54N·m 圖7-2 校核危險截面C的強度由式（15-5） ∵由教材P373式（15-5）經(jīng)判斷軸所受扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力,取α=1, 前已選定軸的材料為45鋼,調質處理,由教材P362表15-1查得,因此<,故安全。 ∴此軸強度足夠 3.5.3曲柄軸 （1）材料的選擇 由表16.1 查得 用45號鋼，進行調質處理， 由表16.3得 （2）估算軸的最小直徑 根據(jù)表11.6，取=110為取值范圍 估算軸的直徑： 因為軸上開有一個鍵槽，考慮到鍵槽對軸強度的削落，應增大軸徑，此時軸徑應增大3% ，取 （3）軸上的零件定位，固定和裝配 單級減速器中,可以將蝸輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，蝸輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，蝸輪套筒，右軸承和鏈輪依次從右面裝入。 （4）確定軸的各段直徑和長度 I段：直徑d1=70mm 長度取L1=85mm II段：直徑d2=75mm,長度取L2=35 mm 由GB/T297-1994初選用6215型深溝球軸承，其內徑為75mm。 III段：直徑d3=85mm ，L3=12 mm Ⅳ段：直徑d4=70mm，齒輪寬為95mm，取L4=95mm 由GB/T297-1994初選用6212型深溝球軸承，其內徑為60mm。 Ⅴ段：d5= 60mm長度取L5=30mm 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=136mm （5）按彎扭復合強度計算 ①求分度圓直徑：已知d2=205mm ②求轉矩：已知T2= TII=304.27N·m ③求圓周力Ft：根據(jù)教材P198（10-3）式得 =2T2/d2=590 N ④求徑向力Fr：根據(jù)教材P198（10-3）式得 Fr=·tanα=3586.4×tan200=1370N ⑤∵兩軸承對稱 ∴LA=LB=75mm 求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ FAY=FBY=Fr/2=107.35N FAX=FBX=/2=295N 由兩邊對稱，截面C的彎矩也對稱，截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAYL/2=107.35×75×=8N·m 截面C在水平面彎矩為 MC2=FAXL/2=295×75×=22.125N·m 計算合成彎矩 MC=（MC12+MC22）1/2=（82+22.1252）1/2=23.54N·m 圖7-2 校核危險截面C的強度由式（15-5） ∵由教材P373式（15-5）經(jīng)判斷軸所受扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力,取α=1, 前已選定軸的材料為45鋼,調質處理,由教材P362表15-1查得,因此<,故安全。 ∴此軸強度足夠 3.6軸承的校核 3.6.1蝸桿軸上的軸承壽命校核 在設計蝸桿選用的軸承為30206型圓錐滾子軸承,由手冊查得 (1)由滾動軸承樣本可查得,軸承背對背或面對 面成對安裝在軸上時,當量載荷可以按下式計算: 1)當 2)當 ,且工作平穩(wěn),取,按上面式(2)計算當量動載荷,即 (2)計算預期壽命 (3)求該軸承應具有的基本額定動載荷 故選擇此對軸承在軸上合適. 3.6.2渦輪軸上的軸承校核 （1）求作用在軸承上的載荷 （2）計算動量載荷 在設計時選用的30210型圓錐滾子軸承,查手冊知 根據(jù),查得 查得 所以 （3）校核軸承的當量動載荷 已知,所以 故選用該軸承合適. 3.6.3曲柄軸上的軸承校核 （1）求作用在軸承上的載荷 （2）計算動量載荷 在設計時選用的6215型深溝球軸承,查手冊知 根據(jù),查得 查得 所以 （3）校核軸承的當量動載荷 已知,所以 故選用該軸承合適. 3.7鍵的校核 3.7.1蝸桿軸上鍵的強度校核 在前面設計軸此處選用平鍵聯(lián)接,尺寸為,鍵長為56mm. 鍵的工作長度 鍵的工作高度 可得鍵聯(lián)接許用比壓 故該平鍵合適. 3.7.2蝸輪軸上鍵的強度校核 在設計時選用平鍵聯(lián)接,尺寸為,鍵長度為70mm 鍵的工作長度 鍵的工作高度 得鍵聯(lián)接許用比壓 故選用此鍵合適. 3.7.3曲柄軸上鍵的強度校核 在設計時選用平鍵聯(lián)接,尺寸為,鍵長度為70mm 鍵的工作長度 鍵的工作高度 得鍵聯(lián)接許用比壓 故選用此鍵合適. 3.8聯(lián)軸器的選用 電機與蝸桿軸聯(lián)軸器的選用 根據(jù)前面計算，蝸桿軸最小直徑： 取 查機械手冊，根據(jù)軸徑和計算轉矩選用彈性柱銷聯(lián)軸器： 聯(lián)軸器轉矩計算 查表課本14-1， K=1.3，則 啟動載荷為名義載荷的1.25倍，則 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查手冊選擇聯(lián)軸器型號為選用HL3（J1型）彈性柱銷聯(lián)軸器，其允許最大扭矩[T]=630,許用最高轉速 n=5000，半聯(lián)軸器的孔徑d=35，孔長度l=60mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=82。 第四章 翻鋼機構設計 4.1機構的尺寸計算 4.1.1計算曲柄搖桿機構尺寸 如圖4-1所示 圖4-1 曲柄搖桿機構示意圖 設曲柄長度a、連桿長度b、搖桿長度b。O為搖桿中心，P為曲柄中心，OA、OB為搖桿的兩極限位置，根據(jù)翻鋼機結構選定O相對P水平方向距離為200mm，豎直方向距離為400mm，搖桿長度300mm即OA=OB=c=300mm 則有 b-a=AC-PC=PA=412.31mm b+a=PC'+BC'=PB=728.01mm 聯(lián)立可得： a=157.85mm b=570.16mm 4.1.2搖桿速度分析 如圖8，設曲柄角速度ω1，長度l1,與機架夾角θ1，連桿與機架夾角θ2，搖桿角速度ω3、長度l3、與機架夾角θ3， 圖4-2 曲柄搖桿機構速度分析簡圖 則 α=90°-θ1-θ2 β=90°-θ3+θ2 因為 ω1l1cosα=ω3l3cosβ 即 ω1l1sin（θ1+θ2)= ω3l3sin(θ3-θ2) 得 ω3=ω1l1sin（θ1+θ2)l3sin(θ3-θ2) 當曲柄和連桿共線時，θ1=θ2=0°，搖桿速度為0，即搖桿在兩個極限位置時的速度為0，這樣有助于順利盛放和交接鋼板，避免沖撞，而在中間過程時速度較快，能夠節(jié)省時間，以滿足每分鐘翻鋼板六次的要求。 4.2曲柄設計 曲柄尺寸計算如4.1.1，曲柄選用Q235，由火焰切割加兩端焊接圓環(huán)后機加工而成，結構根據(jù)總體尺寸匹配如下圖示： 圖4-3 曲柄結構尺寸圖 4.3連桿設計 連桿尺寸計算如4.1.1，連桿選用Q235，由火焰切割加兩端焊接圓環(huán)后機加工而成，結構根據(jù)總體尺寸匹配如下圖示： 圖4-4 連桿結構尺寸圖 4.4搖桿設計 搖桿尺寸計算如4.1.1，搖桿選用Q235，由火焰切割加焊接耳板后機加工而成，結構根據(jù)總體尺寸匹配如下圖示： 圖4-5 搖桿結構尺寸圖 第五章 翻鋼機的安裝與維護 5.1翻鋼機的安裝 5.1.1安裝方法 翻鋼機的行程開關底座，在調整好位置后安裝在支承架端部； 撥爪與長軸的連接，以及連桿與長軸采用焊接； 撥爪采用Q235A正火處理。 由于低碳鋼含碳量低，錳、硅含量也少，所以，通常情況下不會因焊接而產生嚴重硬化組織或淬火組織。低碳鋼焊后的接頭塑性和沖擊韌度良好，焊接時，一般不需預熱、控制層間溫度和后熱，焊后也不必采用熱處理改善組織，整個焊接過程不必采取特殊的工藝措施，焊接性優(yōu)良。 但在少數(shù)情況下，焊接時也會出現(xiàn)困難： 1)采用舊冶煉方法生產的轉爐鋼含氮量高，雜質含量多，從而冷脆性大，時效敏感性增加，焊接接頭質量降低，焊接性變差。 2)沸騰鋼脫氧不完全，含氧量較高，P等雜質分布不均，局部地區(qū)含量會超標，時效敏感性及冷脆敏感性大，熱裂紋傾向也增大。 3)采用質量不符合要求的焊條，使焊縫金屬中的碳、硫含量過高，會導致產生裂紋。如某廠采用酸性焊條焊接Q235-A鋼時，因焊條藥皮中錳鐵的含碳量過高，會引起焊縫產生熱裂紋。 4)某些焊接方法會降低低碳鋼焊接接頭的質量。如電渣焊，由于線能量大，會使焊接熱影響區(qū)的粗晶區(qū)晶粒長得十分粗大，引起沖擊韌度的嚴重下降，焊后必需進行細化晶粒的正火處理，以提高沖擊韌度。 總之，低碳鋼是屬于焊接性最好、最容易焊接的鋼種，所有焊接方法都能適用于低碳鋼的焊接 。 5.1.2就位和找正調平 （1）設備就位 在安裝設備前，一般已先安裝好車間的橋式吊車，再利用橋式吊車來安裝其他設備。在吊運設備時，繩索應拴在設備適合受力的位置上，在繩索與設備表面接觸部位應墊上保護墊板，以防損壞其油漆表面或已經(jīng)過加工的表面。如果施工現(xiàn)場受到限制，可以采用滑移就位或采用其它的吊裝方法。 （2）設備找正和調平 5.1.3安裝實施 （1）墊鐵的設置 （a）每個地腳螺栓旁至少應有一組墊鐵，且應放置整齊，其塊數(shù)不宜超過5塊； （b）墊鐵組在能放穩(wěn)和不影響灌漿的情況下，應放在靠近地腳螺栓和底座主要受力部位下方，相鄰兩墊鐵組間的距離宜為500---1000mm； （c）每一組墊鐵的面積應根據(jù)設備重量加在該墊鐵組上的負荷和地腳螺栓緊固力決定； （d）設備調平后，每組墊鐵均應壓緊，對于高速運轉、承受沖擊負荷和振動較大的設備，應采用0.05mm塞尺檢查墊鐵之間及墊鐵與底座之間的間隙，在墊鐵同一斷面處以兩側塞入的長度總和不得超過墊鐵長度或寬度的1/3。 （e）設備調平后，墊鐵端面應露出設備底面外緣，平墊鐵宜露出10---30mm，斜墊鐵宜露出10---50mm，墊鐵組伸入設備底座面的長度應超過設備地腳螺栓的中心，設備調平后應將墊鐵組相互用定位焊焊牢。 （2）設備的灌漿 （a）預留孔灌漿前，灌漿處應清洗潔凈；灌漿宜采用細石混凝土，其強度應比基礎的混凝土強度高一級。灌漿時應搗實，并不應使地腳螺栓傾斜和影響設備的安裝精度。 （b）采用無收縮混凝土或水泥沙漿時，無收縮混凝土的配比亦可采用GB5031---98規(guī)范附錄七的規(guī)定。 （c）灌漿層厚度應按設計規(guī)定，如無設計規(guī)定宜為50---100mm。 （d）灌漿前應敷設外模板，外模板至設備底座面外緣的距離不宜小于60mm。模板拆除后，表面應進行抹面處理。 （e）當設備底座下不需全部灌漿，且灌漿層需承受設備負荷時，應敷設內模板。 （3）零、部件的清洗與裝配 施工人員必須熟悉施工圖和有關技術資料，弄清設備的性能、結構和清洗技術要求，清洗設備各零部件加工表面上的油脂、污垢及其他雜物，并使其表面具有防銹能力。設備表面如果有干油可用煤油清洗，若有防銹漆則可用香蕉水或丙酮清洗。設備清洗后，用棉紗擦凈并涂以潤滑油。設備無油漆的部分均應涂上機油防銹。（2）設備裝配時，應先檢查零、部件與裝配有關的尺寸偏差，形狀和位置偏差，符合設備技術文件的要求后，按照裝配順序和標記進行裝配。 （4）試運轉 試運轉的目的是進一步檢查設備存在的缺陷并進行使用前最后的修理和調整，使設備的運行特性符合生產的需要。試運轉的步驟是：先空載，后負荷；先單機，后聯(lián)動。必須在上一步驟檢查合格后，才能進行下一步驟的運轉。 （5）竣工驗收 （a）竣工驗收的主要依據(jù)有：施工單位與建設單位簽訂的合同或協(xié)議書；設計文件；機械設備安裝工程施工及驗收規(guī)范；進口設備應按合同的規(guī)定及國外廠家提供的文件進行驗收。 （b）施工單位應提供的資料主要包括：竣工圖或注明修改部分的施工圖；主要材料的出廠合格證及檢驗報告；設備資料(說明書、合格證等)；隱蔽工程記錄和各工序的檢驗記錄；重要部位的焊接記錄；設備試運轉記錄等，并辦理竣工驗收證明書。 5.2翻鋼機維護 軸的兩端采用向心關節(jié)軸承關節(jié)軸承廣泛應用于工程液壓油缸,鍛壓機床,工程機械,自動化設備，汽車減震器，水利機械等行業(yè). 關節(jié)軸承簡介及分類關節(jié)軸承是球面滑動軸承，基本型是由具有球形滑動球面接觸表面的內、外圈組成。根據(jù)其結構和類型的不同，可承受徑向載荷、軸向載荷，或者是徑向、軸向同時作用的聯(lián)合載荷。有較大的載荷能力和抗沖擊能力，并具有抗腐蝕、耐磨損、自調心、潤滑好或自潤滑無潤滑污物污染的特點，即使安裝錯位也能正常工作。關節(jié)軸承廣泛用于速度較低的擺動運動、傾斜運動和旋轉運動。向心關節(jié)軸承 GE…ES型 單縫外圈，有潤滑油槽。能承受徑向載荷和任一方向較小的軸向載荷。 設備潤滑管理是設備管理的一個重要分支，做好潤滑工作有利于延長設備的使用壽命，提高設備的運轉率，減少故障的發(fā)生，有利于生產的順利進行。反之，將會導致設備的故障率大大提高，停機次數(shù)和停機時間都會增加，以致于給生產帶來不便，嚴重時會導致生產任務無法完成，給廠里帶來重大損失。 設備潤滑工作是機器設備現(xiàn)場使用與維護的重要環(huán)節(jié)。正確、合理地潤滑設備能減少摩擦和設備零部件的磨損，延長設備使用壽命，充分發(fā)揮設備的效能，降低功能損耗，防止設備銹蝕和受熱變形等。相反，忽視設備潤滑工作，設備潤滑不當，必將加速設備磨損，造成設備故障和事故頻繁，加速設備技術狀態(tài)劣化，使產品質量和產量受到影響。因此，設備管理、使用入員和維修人員都應重視設備的潤滑工作。 設備維護是操作工人為保持設備正常技術狀態(tài)、延長使用壽命必須進行的日常工作。 設備維護的"四項要求" （1）整齊。工具、工件、附件放置整齊；安全防護裝置齊全；線路管道完整。 （2）清沽。設備內外清潔；各滑動面及絲杠、齒輪、齒條等無油污、無碰傷；各部位不漏油、不漏水、不漏氣、不漏電；切屑垃圾清掃干凈。 （3）潤滑。按時加油換油，油質符合要求；油壺、油槍、油杯、油氈、油線清潔齊全，油標明亮，油路暢通。 （4）安全：實行定人定機和交接班制度；熟悉設備結構和遵守操作規(guī)程，合理使用設備、精心維護設備、防止發(fā)生事故。 總 結 這次畢業(yè)設計幾乎用到了我們大學所學的所有專業(yè)課程,可以說是我們大學所學專業(yè)知識的一次綜合考察和評定.通過這次畢業(yè)設計,使我們對以前所學的專業(yè)知識有了一個總體的認識與融會貫通.例如我們在設計過程當中需要用到所學的工程制圖、材料力學、機械工程材料、機械設計、極限配合與公差以及CAD計算機輔助制圖等基礎的專業(yè)知識.在做畢業(yè)設計的過程中,不僅使我們熟悉了舊的的知識點,還使我們發(fā)現(xiàn)了許多以前沒有注意的細節(jié)問題,而這些細節(jié)問題恰恰是決定我們是否能夠成為一名合格的機械技術人才的關鍵所在. 此外,我感覺兩個月的畢業(yè)設計極大的豐富了我們的知識面,使我學到了許多知識,不僅僅局限于多學的專業(yè)知識.在做設計的過程中,由于需要用到課本外的知識,這要求我們上網(wǎng)或者到圖書館等查閱資料.例如在設計傳動方案時就需要我們對提升裝置的工作環(huán)境和工作能力等由一定的了解才能選擇合適的傳動方式.由于以前沒有注意此方面的問題,所以必須通過實踐認識和查閱資料才能做到更好. 參考文獻 [1] 菱進方翻鋼裝置的設計.軋鋼，1996，（5）：15-16 [2] 帶撥抓自動翻鋼裝置的設計.湖南冶金，1997，（2）：34-38 [3]鄭志祥.機械零件.高等教育出版社社 [4]成大先.機械設計手冊.化學工業(yè)出版 [5]王守城 段俊勇.液壓元件及選用.化學工業(yè)出版社 [6]劉鴻文.材料力學.高等教育出版社 [7]孟慶森 王文先.金屬材料焊接基礎.化學工業(yè)出版社 [8]張晨輝.設備潤滑與潤滑油應用.機械工業(yè)出版社 [9]帶撥抓自動翻鋼裝置的設計.湖南冶金，1997，（2）：34-38 [10]王昆等主編 機械設計、機械設計基礎課程設計 北京：高等教育出版社1996年（2009重版） [11]孫桓等主編；西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室編 機械原理 北京：高等教育出版社 2006年 [12]紀名剛等主編；西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室編 機械設計（第八版）北京：高等教育出版社 2006年 致 謝 從基礎課到專業(yè)課四五十門，但這都是零散的，成塊吸收，而最終的畢業(yè)設計就是把這些零散、成塊的知識有條理、系統(tǒng)化，綜合運用。達到檢驗所學程度的目的，既是對綜合運用知識的能力的培養(yǎng)，又是為將來走上工作崗位的做的一次實戰(zhàn)模擬。 課題對我來說是陌生的，因為平時接觸這方面的知識很少。在整個設計過程中，我學會了如何把所學的知識應用到設計中去，不是單一的設計一件東西，而是要靈活運用，舉一反三，能運用到別的設計中去，不過，在設計上還有很多缺陷，需要進一步完善，希望各位領導和老師提出意見，批評指正，使以后不在犯同樣的錯誤，不斷成熟、進步，在此我感謝各位領導和老師的孜孜不倦的教悔和熱心幫助。 經(jīng)過了近3個月的時間，我的畢業(yè)設計終于作完了，在整個設計過程中我尊敬的老師們和我的同學給予了我很大的幫助，在此我深表感謝，沒有他們的幫助我很難將這次畢業(yè)設計做好。我更加感謝的我的指導，在我的整個設計過程中都給予了我很大的支持和幫助，在此，我對老師衷心的說一聲謝謝。我還要感謝院里的領導，因為是他們?yōu)槲姨峁┝诉@次機會。謝謝! 37