型钢堆垛机的毕业设计摘要 本文详细的介绍了型钢堆垛机的整体设计理论和整个堆垛过程，其中重点介绍了翻转机构的设计。最重要的包含了翻转机构的轴、齿轮、液压缸的整体设计，其中还有轴承的选取，联轴器的选取和校核。 本次设计的型钢自动堆垛机性能好、动作灵活、操作便捷、故障率较低、维护简单方便，满足了生产的需要 关键字：型钢堆垛机；机械；液压；齿轮 Abstract This article introduced Steel bar stacker Overall design theory and entire ...

  摘要 本文详细的介绍了型钢堆垛机的整体设计理论和整个堆垛过程，其中重点介绍了翻转机构的设计。最重要的包含了翻转机构的轴、齿轮、液压缸的整体设计，其中还有轴承的选取，联轴器的选取和校核。 本次设计的型钢自动堆垛机性能好、动作灵活、操作便捷、故障率较低、维护简单方便，满足了生产的需要 关键字：型钢堆垛机；机械；液压；齿轮 Abstract This article introduced Steel bar stacker Overall design theory and entire piles up the process in detail, and introduced the design of Turnover mechanism emphasis. In this paper, there has mainly included the entire design of the axis, the gear, hydraulic cylinder of turnover mechanism, and in that there were also including bearings selection and shaft couplings selection and examination. This profiled bar automate profiled bar stow machine has good capability, movement is agility, operating is simple; the frequency of trouble is small, maintenance is simple, and could meet the need of teaching and learning Key words：Steel bar stacker；Machinery；Hydraulic pressure；Gear - II - 目录 摘要 I Abstract II 第1章 概述 1 第2章 型钢堆垛机总体设计 3 2.1 型钢堆垛机的设计参数 3 2.2 堆垛机的工艺流程 4 2.3 堆垛机平面示意图 4 2.4 堆垛机的结构设计 4 2.5 堆垛机总体尺寸 5 2.6 传动系统的选择 5 2.7 翻转机构的基本设计 6 2.8 升降机构的基本设计 7 第3章 翻转机构 8 3.1翻转机构液压缸的设计 8 3.1.1液压缸的类型 8 3.1.2基本信息参数设计 8 3.1.3液压缸的结构设计与校核 12 3.1.4液压缸的稳定性和活塞杆的强度验算 15 3.2齿轮的设计 16 3.2.1 选择齿轮精度等级，材料，热处理方式及齿数 16 3.2.2齿轮的基本信息参数 17 3.2.3小齿轮的基本尺寸计算 18 3.2.4 轮齿所受的圆周力，径向力，法向载荷的计算 18 3.2.5 齿根弯曲疲劳强度校核 19 3.3 扇形齿轮的设计 20 3.3.1扇形齿轮的形状设计 20 3.3.2 扇形齿轮的基本数据 20 3.3.3 扇形齿轮的模数 21 3.3.4扇形齿轮的基本尺寸计算 21 3.3.5 齿根弯曲疲劳强度校核 22 3.3.6 齿轮接触强度校核 22 3.4（Ⅰ）轴的设计 23 3.4.1（Ⅰ）轴的结构工艺性 23 3.4.2（Ⅰ）轴的材料 24 3.4.3小齿轮轴上的受力 24 3.4.4 计算轴的最小直径 25 3.4.5 确定轴的各段尺寸和长度 26 3.4.6联轴器的选择 26 3.4.7轴上零件的轴向定位 26 3.4.8确定轴上的圆角和倒角的尺寸 27 3.4.9确定轴上的载荷 27 3.5（Ⅱ）轴的设计 30 3.5.1 轴的结构工艺性 30 3.5.2轴的材料 30 3.5.3计算Ⅱ轴的转矩 30 3.5.4大扇形齿轮轴上的受力 30 3.5.5计算轴的最小直径 30 3.5.6确定轴的各段尺寸和长度 31 3.5.7轴上零件的轴向定位 32 3.5.8确定轴上的圆角和倒角的尺寸 32 3.5.9确定轴上的载荷 32 3.5.10平键的校核 35 第4章 经济性分析 37 第5章 结论 38 参考文献 39 致谢 40 详细DWG图 纸 请 加：三 二 ③ 1爸 爸 五 四 0 六 38 - - 第1章 概述 本文针对国内传统的型钢生产线一般都没有专门的自动堆垛设备。随着市场经济对型钢产品要求的提高，传统型钢生产的型钢堆垛已成为当前迫切地需要进行的技术改造之一。不管是采用人工堆垛、半机械化堆垛还是全自动堆垛，首先要进行型钢的垛型设计。 本此设计的型钢堆垛机是一种用于对成型钢材自动打捆的设备。机械部分由单传辊道、拨钢机构、移钢机构、分组机构、定位机构、平移机构、翻转机构和垛台升降及压紧机构等8个子机构，和PLC控制部分组成的成型钢材自动打捆生产线。它的主要优点在于实现了整个生产线的自动控制，从而提高堆垛机的堆垛效率，这也是现今钢材堆垛打捆和以后发展的趋势。它不仅仅克服了过去人工堆垛的生产效率低、打捆质量差、成本高、工作环境危险等缺点，更重要的是型钢的堆垛打捆成为了整个轧钢生产线发展的阻碍，在很大程度上阻碍了钢材生产线的效率的提高，对整个生产效率的提高有很大的影响。本此设计的型钢堆垛机在一定程度上实现了自动化，很好的消除了这个障碍，对型钢生产线技术的进一步发展做了铺垫。型钢堆垛机能够实现自动堆垛打捆，对改善工人的劳动状况尤其是减轻工人的劳动强度、提高型钢的包装质量、提高轧钢生产线的生产效率、增强钢材市场的竞争能力、提高经济效益和社会效益创造了良好的条件。型钢堆垛机的制造成本较低，这对任何企业来说都是一个很重要的参考依据。 目前，世界上堆垛机的发展已经很成熟了。已发展形成了各种类型的小型车间用的标准堆垛机主要有两大类，磁性和非磁性堆垛机。一类是磁性堆垛机。轧件由装有可调磁性的翻转臂和输送小车进行一车堆垛，并且层与层之间是面对面或背对背交替放置的。该系统主要运用于中型型钢堆垛。全部由计算机自动操作。钢材堆垛后，由平立辊道输送到打捆区，平立辊道的宽度是可调的，以避免料垛散落。另一类是非磁性堆垛机。轧制由两套液压一机械机构控制的机械手进层层堆垛其动作类似于人手。可夹持并移送钢材，将钢材层面对面或背对背的进行堆放，主要适用于中小断面型钢，可避免料层中钢材在堆垛臂失磁时散落。形成不正确的料捆成形状非磁性堆垛机即纯机械堆垛机的显著特点就是无故障的处理双层型钢的能力，故其机械效率可提高一倍。 本次设计的堆垛机属于第一类磁性堆垛机，通过在移钢机构和翻转机构上安装堆垛电磁铁来实现槽钢的交替堆放。堆垛方式是槽钢：6根/层，4层（如图1-1），每层分为正反两排。角钢是每层5根，6层，每层也分为正反两排一排槽口向下3根，另一排槽口向上3根（如图1—2）。由于槽钢和角钢的结构不同要在不改变堆垛机结构条件下实现不同钢的堆垛就需要在PLC程序上加以变化。这也是PLC自动控制的优点，这里主要根据槽钢进行设计和编程。型钢规格为20槽钢，定尺长度范围8～10米。 图1—1 槽钢堆垛方式 图1-2角钢堆垛方式 第2章 型钢堆垛机总体设计 型钢堆垛机的总体设计是设计人员在根据工厂所需要的成型钢材堆垛机，对堆垛机作出的初步的、总体的设计。堆垛机总体设计主要包括：确定型钢堆垛机的工艺流程、型钢堆垛机平面示意图的初步确定、主要机构的简单结构设计、总体尺寸的确定、堆垛机驱动装置的确定和控制系统的设计。 2.1 型钢堆垛机的设计参数 ⑴堆垛机堆垛的型钢为： 20槽钢，根据（GB 707—88）结构参数图2-1： 图2-1槽钢参数 线分钟／捆； ⑶班垛能力为450～470吨/班； ⑷堆垛成捆的型钢作到一头齐，符合国家堆垛包括标准GB2101－89； 本型钢堆垛机堆垛方式是槽钢是6根/层，每层分为上下正反两排如图2-2，堆垛的型钢型号为20槽钢,定尺长度范围8～10米。 图2-2槽钢堆垛方式 2)工艺参数 1)G=25.7777*10*3=773.31Kg 2）电磁铁306*4=1224 Kg 3）电磁铁边距轴心L=1065 4）其它重为200Kg 4）传递的扭距 T=532.5*10*（773.31+1224+200）=11700.675N/m 2.2 堆垛机的工艺流程 轧制好的钢材经单传辊道输送到型钢堆垛机上，再由拨钢机构将钢材拨到移钢机构的链条上，然后由移钢机构将钢材输送到定位机构，中途有分组机构将钢材分为3根一组，分好组的钢材到定位机构后被精确的定位后，再由平移机构送至垛台上，下一组分好组的钢材被定位机构定位后，经由翻转机构旋转送至垛台上，垛台上的钢材排成了形如图2-2所示的排放形式。然后垛台下降相应的高度，使下一轮堆垛的钢材和这一次的高度相等。经过4次循环后，垛台上的钢材就排成了6根/层，共4层的形状。然后由压紧机构把钢材压紧，到此堆垛过程结束，再由垛台输送辊道将堆垛号的钢材输送出去。型钢堆垛机按这个顺序再进行下一轮的堆垛。 2.3 堆垛机平面示意图 根据现场要求、堆垛机的工艺流程和其他同类设备初步确定型钢堆垛机的结构分布如图2—3所示。该型钢堆垛机相当于简单的流水生产线，槽钢进入单传辊道依次通过拨钢机构、移钢机构、分组机构、定位机构、平移机构（或翻转机构）最后到垛台升降机构及压紧机构最后结束堆垛任务。 图2-3 堆垛机结构分布图 2.4 堆垛机的结构设计 根据上述工艺过程和图2—3可得，该设备由以下主要机构组成：单传辊道、拨钢机构、移钢机构、分组机构（槽钢分组机构）、定位机构、平移机构、翻转机构和垛台升降机构及压紧机构。 2.5 堆垛机总体尺寸 由现场的技术要求和同类设备可以初步确定堆垛机的总体尺寸约为： 长×宽×高。 2.6 传动系统的选择 传动机构通常分为机械传动、电器传动和流体传动。机械传动是最初的传动方式也是最重要的传动方式之一，它是在电动机等动力源的驱动下通过一定的机械式传动机构（齿轮机构、带传动和链传动等）得到期望的运动参数。流体传动是以流体为工作介质进行能量替换、传递和控制的传动。它包括液体传动和气体传动，液体传动是以液体为工作介质的流体传动，它包括液力传动和液压传动。 其中机电传动和液压传动是最常用的两类传动。电动机分为交流电动机和直流电动机两大类，交流电动机又分为交流电动机和直流电动机两类。在强电系统中三相交流异步电动机结构简单，运行可靠，成本低廉等优点，广泛应用于工农业生产中。 电机拖动的根本任务，在于通过电机将电能转换成生产机械所需要的机械能，使电能成为工业企业中的主要能源。这主要是由于电能的生产、变换、传输、分配、使用和控制都比较方便经济。它适宜于大量生产、集中管理、远距离传输和实现自动控制。因此，电机拖动已成为现代工业企业中广泛采用的拖动方式。它具有许多其它拖动方式无法比拟的优点，主要有：1.电机拖动比其它形式的拖动（蒸汽、水力等）效率高，而且电动机与被拖动的生产机械联接简便；2.电动机的种类和型号多，具有各种各样的运行特性，可以满足不同类型生产机械的要求；3.电机拖动具有良好的调速性能，其起动、制动、反向和调速等控制简便，快速性好，易于实现完善的保护；4.电机拖动装置参数的检测，信号的变换与传送都比较方便，易于组成完善的反馈控制系统，易于实现最优控制；5.可以实行远距离测量和控制，便于集中管理，便于实现局部生产白动化乃至整个生产过程自动化。 因此，电机拖动，特别是自动化的电机拖动，成了现代工业生产电气化与自动化的基础与核心。 液压传动的主要优点有：1.液压传动的各种元件，可根据需要方便、灵活地来布置；2.操纵控制方便，可以实现大范围的无级调速；3. 重量轻、体积小、运动惯性小、反应速度快；4.可自动实现过载保护；5.由于一般采用矿物油作为传动介质，相对运动面可自行润滑，使用寿命长；6.液压元件都是标准化、系列化产品，可以直接从市场上购买，这有利于液压系统的设计、制造和推广应用；7.容易实现机器的自动化，当采用电液联合控制后 ，不仅可以实现更高程度的自动控制过程，而且可以实现遥控。 考虑到以上各种传动的特点各机构的传动方式选择如下： 由单传辊道、拨钢机构和移钢机构的结构特点、运动特性和参考同类设备，该三部分均道选取三相交流异步电动机直接驱动。由于单传辊道与拨钢机构的交错布置且传动距离较长（约6m），其选择分布式驱动，而拨钢机构和移钢机构之间平行布置并且驱动功率不太大，拨钢机构需要频繁启动，因此选择分别集中驱动。如图2—3所示，拨钢机构和移钢机构的电动机分布方式，拨钢机构是将电动机布置在一端，而移钢机构是将电动机布置在两根输出轴的一端。拨钢过程中拨抓只需克服单根槽钢与滚筒之间的滑动摩擦，因此载荷较小需要传递的最大扭矩也较小，综合考虑现场其他结构的布置情况将电动机布置在传动轴的一端。移钢机构在工作时，由于传动距离较大(约6.4m)并且载荷较拨钢大的多，轴较长，最大扭矩较大，因此将电动机布置在两根轴的中间，这样单根轴所承受的最大扭矩要小得多。 而分组、定位、平移和垛台升降及压紧动作较简单（多为直线运动），且载荷不太大这里选择液压驱动。用液压缸的伸缩来完成分组、定位、翻转和垛台升降及压紧，用液压马达来实现平移。各种元件，可根据需要方便、灵活地来布置,不需要复杂的传动系统。 翻转机构的运动为轴的旋转运动，它的动力系统的主要要求为低速可调，交流电动机不能满足要求，直流电动机虽然有低速可调的性能，但是直流电动机价钱昂贵，也不能选取，液压传动的鲜明特点就是低速可调，所以我们最后选液压传动作为翻转机构的动力源。 2.7 翻转机构的基本设计 翻转机构是将三根型钢反扣到垛台上。这是一个低速运行的机构。相对于整个系统来说，翻转机构还要考虑时间因素。 2.7.1设计的基本要求 翻转机构的电磁铁要满足能吸住3根钢材所要求的磁力；轴要满足翻转台自重和钢材自重所产生的扭矩；齿轮要能承受传递扭矩所产生的力；液压缸要能产生出机构所需要的力，并满足相应的强度条件。 2.7.2 设计的基本思路 轴根据机构所需要的扭矩和型钢的长度来确定轴的具体尺寸，并根据弯扭强度校核来校核轴。齿轮根据要传递的力来确定具体尺寸，并对齿轮进行弯曲强度校核和接触强度校核。液压缸根据所需要产生出的力来确定液压缸的基本尺寸，从而选出液压缸的型号，并对液压缸的杆进行稳定性和强度校核。翻转机构的时间因素由PLC控制来调节处理。 2.8 升降机构的基本设计 升降机构是型钢堆垛机最后堆垛的一个平台。钢材分为6根一层堆垛在垛台上，然后垛台下降一定的高度让下一层的钢材跟上一层的钢材处于同一高度进行堆垛。他的基本组成有垛台、升降液压缸。 2.8.1 设计的基本要求 垛台能承受24根钢材的重量；液压缸能承受24根钢材和垛台的自重所需要的力。 2.8.2 设计的基本思路 根据简直梁的原理对垛台进行弯曲强度校核。根据液压缸所要求的力来计算液压缸的具体尺寸，从而选出液压缸的型号，并对液压缸的杆进行稳定性和强度校核。 第3章 翻转机构 3.1翻转机构液压缸的设计 液压缸是液压传动系统中的一种液压执行元件，它是将液压能转化为机械能做直线往复运动的能量转化装置。液压缸的输入量是液体的流量和压力，输出量是直线液压缸的类型 为满足各种主机的不同用途，液压缸有多种类型。 按照结构形式的不同可以分成有活塞缸，柱塞缸，摆动缸三大类型，活塞缸和柱塞缸实现往复直线运动，输出速度和推力，摆动缸则实现的是往复摆动，输出的是角速度（转速）和转矩。 按照作用方式不同可以分为单作用缸和双作用缸。 另外，按照缸的特殊用途分，可以为串联缸，增压缸，增速缸，步进缸等等。 液压缸的结构包括：缸体组件，活塞组件，密封装置，缓冲装置，排气装置。 液压缸因用途要求的不同，有各种结构形式。而平移机构的液压缸采用的是双作用单活塞杆液压缸如图3.14所示： 图 3 -1 3.1.2基本参数设计 3.1.2.1 液压缸的受力分析 在（）轴所受的扭矩为最大时，（）轴的扭矩同时为最大，此时液压缸的负载为最大。 根据仿形设计，取液压缸杆距（）轴的距离为225mm。 则，由 由前面计算可得 ： 得：R=233992N 在工作过程中存在摩擦力，但是相对较小，可以忽略不计，为保证工作安全，最后我们取N 3.1.2.2已知液压缸的设计相关数据 由翻转机构的工作原理，我们选用双作用单活塞杆的液压缸，无杆腔由系统直接提供压力，有杆腔的进油由液压泵直接提供，回油直接通油箱。 3.1.2.3确定液压缸的工作压力 根据前面算出的力R=250000N。由《液压与气压传动》中表9.3查得工作压力取 4 Mpa，同时根据表9.5，执行原件的背压估计值，取回油背压为 3 Mpa。即： 为进口压力， ； 为回油背压， 。 3.1.2.4缸筒内径D的计算 在确定时，必须保证液压缸在系统所给定的工作压力下，具有足够的牵引力来驱动工作负荷。对于双作用单活塞杆液压缸，当活塞杆是以推力驱动工作负载时，即压力油输入无杆腔时，工作负载为： （3-1） 推出： (3-2) 式中： ——液压缸的工作负载； ——活塞杆的最大推力； ——机械效率，考虑密封件的摩擦阻力损失，橡胶密封常取； ——工作压力，一般情况下取系统的调定压力； ——回油背压， ； ——活塞杆直径， 根据《液压与气压传动》表4-2 液压缸工作压力与活塞杆直径查得 。 其中将已知相关的数据代入

  可得： 根据《液压系统设计元器件选型手册》表2-51，液压缸内径尺寸系列，最后取。 活塞杆的直径d为 。 根据《液压系统设计元器件选型手册》表2-52，最后取杆的外径为：。 3.1.2.5 液压缸最大工作行程 机构运动简图如图3-2所示： 图 3 -2翻转电磁铁在翻转时，小齿轮旋转，即转过11个齿，对应的扇形齿轮也转过11个齿，即扇形齿轮转了，由于曲柄和扇形齿轮通过键固连接在一起，所以曲柄也转了。活塞杆从初始位置开始转过一定的角度，同时有一定的身长量，通过下图的运动分析及几何分析，我们可以算出活塞的行程。 其中， 几何运动分析图如图所示： 图 注：其中黑色粗实线组成的三角形表示系统的初始位置，即翻转电磁铁的位置，细实线组成的三角形表示系统的翻转极限位置，即翻转电磁铁翻转时的位置。 我们可以根据余旋定理计算出行程的大小： 以上值为理论值，现实中我们选则的液压缸的行程应略大于理论值，参考《液压元件及选用》中表3.63 ZQ型重型冶金设备液压缸的型号和技术参数得：我们选择其行程为。 注：此处在进行行程计算的时候，由于活塞杆的转动角度较小，我们对其进行了简化处理，将圆心移至图示的位置了，结果相差并不大，也不会影响我们最后的选择。 3.1.2.6 缸筒长度L 缸筒长度由活塞最大行程，活塞长度、活塞杆导向长度H和特殊要求的其他长度确定（见图3-4） 图 3-4 根据机械设计手册中表11-170中查出缸内径为160mm的液压缸的缸体的外形尺寸为430+行程，由行程为90mm，得缸体的外形尺寸为520mm。 其中活塞长度；导向套长度；隔套长度。为了降低加工难度，一般液压缸的缸筒长度不应大于内径的20～30倍。 根据机械设计手册（化学工业出版社出版）中表11-152油缸固定部分长度的参考尺寸得： 活塞的长度，取； 导向套动面长度，取； 隔套宽度。 3.1.2.7 液压缸的选定 综合以上计算分析可得: 由于该液压缸为冶金设备用液压缸，所以在冶金液压缸设备标准液压缸系列选取。 冶金设备标准液压缸的特点：缸径一般在40～320mm范围内，工作压力小于等于16Mpa可用液压油机械系统耗损油和乳化液等工作介质，使用温度范围在-40～80℃。其安装方式有法兰、耳环、销轴等多种形式，符合ISO6020/1—1981标准，另外还有脚架（底座）示。 冶金设备用标准液压缸系列包括：①ZQ型重型冶金设备液压缸②JB系列冶金备用液压缸③YHG1型冶金设备液压缸④JB系列液压缸⑤UY系列液压缸。 ZQ型液压缸具有性能良好可靠性好等优点；广泛用于重型机械，冶金、矿山等行业。综合型钢堆垛机的工作要求我们选用ZQ型液压缸。 根据机械设计手册（化学工业出版社）中液压缸型号的选用选出：液压缸,其中：B表是油缸的安装形式是摆动式的。 3.1.3液压缸的结构设计与校核 3.1.3.1 缸筒壁厚的计算 查《液压与气压传动》教材可查出：当时，壁厚用公式来计算；当时，壁厚用公式来计算。 （一）假设缸筒壁厚与内径之比小于，则壁厚按薄壁缸公式计算，即： （3-3） 公式中： P——液压缸的最大工作压力 ； D——缸筒内径； ——缸筒材料的许用应力，； ——缸筒材料的抗拉强度极限； ——安全系数，一般取； 缸筒选用材料为HT350，；即：，将以上数值带入得：。 又考虑缸筒壁厚与内径之比：。 符合我们的设计要求。 考虑安全因素，我们取安全系数n=1.3，得：， 最后我们取 。 （二）假设大于，壁厚按厚壁强度及公式计算： （3-4） 因为小于与假设矛盾，所以此液压缸为薄壁缸。 我们取 3.1.3.2 缸筒壁厚的校核 因为，由公式： (3-5) 式中： D——表示液压缸的内径； ——表示缸筒材料的许应应力， ，其中抗拉强度，为安全系数（一般）因为缸筒的材料为 Q235，查《机械设计手册》可知道：该材料的； ——表示缸筒最高工作压力（）。 综合以上具体数据和式子可得： 所以液压缸的壁厚符合设计要求。 3.1.3.3缸筒外径的确定 (3-6) 3.1.3.4缸底厚度 因为设计时取平底液压缸，缸底与缸筒采用螺纹连接，所以缸底内径 。 (3-7) 式中： ——表示缸底内径， ——表示缸底材料的许用应力，Mpa。 若选取，， 则， 考虑安全因素，我们取。 3.1.3.5 最小导向长度的确定 对单活塞液压缸，一般： (3-8) 式中： L——活塞的最大工作行程； D：缸筒内径。 代入数据得：，取。 3.1.4液压缸的稳定性和活塞杆的强度验算 活塞杆受轴向压力作用时，有可能产生弯曲当此轴向力达到临界力时会出现压杆不稳定现象，临界值的大小与活塞杆长度与直径，以及缸的安装方式等因素有关。只有当活塞杆的计算长度时，才进行活塞杆的纵向稳定性计算。 计算估算活塞杆的长度：初步定液压缸盖的厚度为，则活塞杆的长度为：。 3.1.4.1液压缸的稳定验算 根据材料力学概念：一根受压的直杆，在其轴向负载P超过稳定临界力（或称极限力）时,即失去原有直线状态下的平衡而丧失稳定,所以液压缸的稳定条件是： (3-9) 式中 ： P——活塞杆的轴向最大压力 ； ——液压缸的稳定临界力 ； ——稳定性安全系数,一般取=2～6。 液压缸的稳定临界力值与活塞杆和缸体的材料、长度、刚度及其两端支承状况等因素有关。一般在（d为活塞杆的直径）大于10以后就要进行稳定校验。 由 。 则不有必要进行稳定性校核。 3.1.4.2活塞杆的强度校核 由，取， 得 (3-10) 所以活塞杆满足稳定条件。 3.2齿轮的设计 翻转机构的齿轮是开式齿轮传动，所以根据齿根弯曲疲劳强度作为设计准则，按齿面接触疲劳强度进行校核。 3.2.1 选择齿轮精度等级，材料，热处理方式及齿数 对与低速轻载荷的齿轮，主要失效方式是齿面磨损，需有一定的机械性能，可选用中碳钢或灰铸铁或球墨铸铁，这里为单件小批量生产，所以大小齿轮均为45号钢，其中小齿轮为调质处理，硬度为250HBS，大扇形齿轮为正火，硬度为210HBS。 根据传动比要求，这里的传动比要求为i12=9，开式齿轮齿面易磨损，欲让齿厚些，适当取大些模数，因此去少些齿数，初拟小齿轮数是Z1=22，则大齿轮数为Z2=198。选用精度等级为8级。 3.2.2齿轮的基本参数 3.2.2.1尺宽系数的选取 考虑为开式齿轮，且小齿轮为两支承不做对称分布，大小齿轮均为硬齿面时，齿宽系数应取表中偏下限值。由机械设计中表10-7，选定。 3.2.2.2 齿形系数及应力校正系数的选取 由机械设计表10-5中可查出齿形系数及应力校正系数，取： ， 。 3.2.2.3 弯曲疲劳寿命系数的选取 由机械设计中图10-18中可查出弯曲疲劳寿命系数，由应力循环次数N很小，所以取 。 3.2.2.4 弯曲疲劳强度极限的选取 由机械设计中图10-20（c）中按齿面硬度查得小齿轮弯曲疲劳强度极限。 。 3.2.2.5 计算许用应力 取安全系数为，由计算公式计算得： 3.2.2.6确定载荷系数K 计算载荷系数K的公式： 由机械设计表得使用系数, 由机械设计图得动载系数, 由机械设计表得齿间载荷分配系数, 由机械设计表，并结合小齿轮的齿宽系数和齿宽得齿向载荷分布系数 。 综合各系数的值得出 3.2.2.7 计算齿轮的模数 (3-11) 式中：的单位式mm，的单位为N 代入数据得 。 根据机械原理表10-1圆柱齿轮标准模数系列表（GB/T1357—1987）中模数系列，我们选用m=8mm。 3.2.3小齿轮的基本尺寸计算 分度圆直径： (3-12) 基圆直径： (3-13) 齿全高： (3-14) 齿厚： (3-15) 这里的齿轮是标准齿轮，所以，，，均为标准值，其值为，，，。 3.2.4 轮齿所受的圆周力，径向力，法向载荷的计算 由轴的安装结构可知，小齿轮所承受的扭矩是两个翻转台的扭矩，所以 则： 式中： ——小齿轮传递的转矩， ——小齿轮的节圆直径，对标准齿轮即为分度圆直径， ——啮合角，对标准齿轮， 3.2.5 齿根弯曲疲劳强度校核 分析：轮齿在受载时，齿根所受的弯矩最大，因此，齿根处的弯曲疲劳强度最弱。当齿轮在齿顶处啮合时，处于双对齿啮合区，此时弯矩的力臂虽然最大，但力并不是最大，因此弯矩并不是最大。根据分析，齿根所受的最大弯矩发生在轮齿啮合点位于单对齿啮合区最高点时。因此，齿根弯曲强度也应该按载荷作用于单对齿啮合区最高点来计算。以下便是对齿轮齿根的抗弯曲疲劳强度的校核过程。 由式（10－4）对小齿轮校核。 根据已知条件齿数， 查表得：， 代入数据得： 由前面的数据可知：。 即： 则小齿轮的设计满足设计要求。 3.3 扇形齿轮的设计 扇形齿轮的设计准则同小齿轮的设计，都为开式齿轮传动。所以也是按齿根弯曲疲劳强度进行计算，按齿面接触疲劳强度进行校核。 3.3.1扇形齿轮的形状设计 由液压缸的设计，我们可知扇形齿轮只用转动11个齿，我们取扇形齿轮的齿数为33个齿，分布角度为。 3.3.2 扇形齿轮的基本数据 3.3.2.1尺宽系数的选取 考虑为开式齿轮，且小齿轮为两支承做对称分布，大小齿轮均为硬齿面时，齿宽系数应取表中偏下限值。由机械设计中表10-7，选定。 3.3.2.2 齿形系数及应力校正系数的选取 由机械设计表10-5中可查出齿形系数及应力校正系数，最后取 ， 。 3.3.2.3 弯曲疲劳寿命系数的选取 由机械设计中图10-18中可查出弯曲疲劳寿命系数，由应力循环次数N很小，所以取 。 3.3.2.4 弯曲疲劳强度极限的选取 由机械设计中图10-20（c）中按齿面硬度查得扇形齿轮弯曲疲劳强度极限， 。 3.3.2.5 计算许用应力 取安全系数为，由计算公式计算得： 3.3.2.6确定载荷系数K 由载荷系数K的计算公式： (3-16) 由机械设计表得使用系数, 由机械设计图得动载系数, 由机械设计表得齿间载荷分配系数, 由机械设计表，并结合小齿轮的齿宽系数和齿宽得齿向载荷分布系数 。 综合各系数的值得出： 3.3.3 扇形齿轮的模数 扇形齿轮和小齿轮啮合，所以扇形齿轮和小齿轮的模数是一样的，取m=8mm。 3.3.4扇形齿轮的基本尺寸计算 分度圆： (3-17) 基圆直径：mm (3-18) 齿全高： (3-19) 齿厚： (3-20) 分度圆中心距： (3-21) 这里的齿轮是标准齿轮，所以，，，均为标准值，其值为 m=8，，，。 3.3.5 齿根弯曲疲劳强度校核 分析：轮齿在受载时，齿根所受的弯矩最大，因此，齿根处的弯曲疲劳强度最弱。当齿轮在齿顶处啮合时，处于双对齿啮合区，此时弯矩的力臂虽然最大，但力并不是最大，因此弯矩并不是最大。根据分析，齿根所受的最大弯矩发生在轮齿啮合点位于单对齿啮合区最高点时。因此，齿根弯曲强度也应该按载荷作用于单对齿啮合区最高点来计算。以下便是对齿轮齿根的抗弯曲疲劳强度的校核过程。 由机械设计式（10-4）：对此齿轮进行校核，由已知齿轮齿数 ，查表，得出齿形系数及应力校正系数分别为：，。 扇形齿轮的受力和小齿轮受力的大小是一样的。 则 。 代入数据得： 所以。 即扇形齿轮的设计符合设计要求。 3.3.6 齿轮接触强度校核 可以由机械设计式校核接触强度： (3-22) 式中： ——啮合齿面上啮合点的综合曲率半径， ——弹性影响系数，。 对于标准齿轮，节圆就是分度圆，得 (3-23) (3-24) 节点啮合的综合曲率： (3-25) 代入数据得： 得 查机械设计表得弹性影响系数 查机械设计图10-21（d）得齿轮的接触疲劳强度极限 取 代入数据得： 由 所以扇形齿轮和小齿轮的齿根弯曲疲劳强度和接触疲劳强度均满足强度要求。 3.4（Ⅰ）轴的设计 根据翻转机构的结构设计，该机构一共有4根轴，位于两边的轴的扭矩最大为中间两轴的两倍，属于重要的轴，所以在此设计位于两边的轴。 3.4.1（Ⅰ）轴的结构工艺性 在设计轴的结构时，应尽可能使轴的形式简单，并有良好堵塞加工和装配工艺性能，以减少劳动量，提高劳动生产率和降低应力集中。 设计时应考虑以下几点： 1.在保证零件都能装配到应有位置时，轴的台阶数越少越好，相邻两段的过度台阶应满足轴肩的要求。 2.轴的台阶应能保证让零件通过和顺利装拆及可靠定位。 3.轴端、轴头、轴径的端部都应有倒角，当轴上需开横孔时，孔端也应有倒角，一般用。 4.结构尺寸，直径、圆半径、倒角、键槽等尺寸应符合标准和规定。 5.同一轴上各键槽、圆周半径、倒角、中心孔等尺寸应尽量取同样尺寸。 必要时可以设置砂轮越程槽和退刀槽，以便于磨削加工或切制螺纹。 3.4.2（Ⅰ）轴的材料 根据工作要求可知此轴为传动轴。 轴的材料主要是碳纲和合金钢。钢轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件，有的则直接用圆钢。 由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较底，同时也可以用热处理或化学处理的

  提高其耐磨性和抗疲劳强度，故用碳钢制造轴优先考虑，其中最常用的是45钢。 合金钢比碳钢具有更高的力学性能和更好的淬火性能，但价格比较贵。因此传递大动力，并要求减少尺寸与重量，提高轴颈的耐磨性，以及处于高温或低温下的轴，常采用合金钢。 必须指出：在一般工作温度下（低于）时，各种碳钢和合金钢的弹性模量相差不多，因此在选择钢的种类和确定钢的热处理方法时，根据的是强度与耐磨性，而不是轴的弯矩或扭矩刚度。 但也应当注意，在即定条件下，有时也可以选择强度较低的钢材，而用适当增大轴的截面面积的方法来提高轴的刚度。 根据以上可以选轴的材料选为45钢。 3.4.3小齿轮轴上的受力 前面我们已经求出作用在小齿轮上的力，同时这些力也作用在小齿轮轴上。 即： 3.4.4 计算轴的最小直径 我们是按扭转强度条件来计算轴的最小直径，这种方法只按轴的扭矩来计算轴的强度：如果还受不大的弯矩时，则用降低需用扭转切应力的方法予以考虑。在做轴的结构设计时，通常用这种方法来初步估算轴的直径。对于不大重要的轴，也可作为最后的计算结果。轴的扭转强度条件为： (3-26) 式中： ——扭转切应力，； ——轴所受的扭矩，； ——轴的抗扭截面系数，； ——许用扭转切应力，。 查《机械设计》表15-3 轴常用几种材料的及值，得45号钢的。 由轴的工作情况可知，安装齿轮的轴所受的扭矩最大，其大小为：。 轴的抗扭截面系数为： (3-27) 由以上的公式得： (3-28) 代入数据得： 考虑轴上要安装键，为安全起见，我们取： 轴的最小直径显然在轴端安装轴承处，为了使所选的轴直与轴承的孔径相对应，故需同时选取轴承型号。查机械零件设计手册，由GB297-84，单列圆锥滚子轴承选取7622E。 3.4.5 确定轴的各段尺寸和长度 1.第一段用于安装轴承和小齿轮，由上面的计算得出该端轴的直径为110mm，由小齿轮宽200mm，查机械零件设计手册得轴承的宽度为51.5mm，同时查出轴承挡圈和轴承端盖的长度，总计为37mm，最后取该段轴的总长为337mm。 2.第二段只是在该段轴的右端安置一个轴承，同时配合型钢的长度要求，我们取该段轴的长为997mm，由于轴的定位肩的高度h一般取为（0.07～0.1）d，取轴的直径为130mm。同时我们将与轴配合的轴承选取出来，查机械零件设计手册，得出轴承选用27326E。 3.第三段用于安装翻转台，长度取814mm，直径取140mm。 4.第四段用于安装联轴器，取直径为130mm，长度的选取根据后面的联轴器的选取得出为212mm。 3.4.6联轴器的选择 由于机器启动时的动载荷和运转中可能出现的过载现象，所以应当按轴上的最大转矩作为计算转矩，计算公式为： (3-29) 式中： ——公称转矩， ——工作情况系数。 选取工况系数为，由轴上的转矩为 得 查机械设计手册（GB4323-2002）选取LT12型联轴器，该联轴器的公称转矩 。从而，满足设计要求。 又因为LT12型联轴器的轴径长为212mm，所以前面我们取第四段轴的长度为212mm。 3.4.7轴上零件的轴向定位 齿轮，半连轴器的周向定位均采用平键连接。由第一段的轴的直径为110mm，由于键长不宜超过（1.6～1.8）d，所以取。查《机械设计》表6—1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，选取齿轮轮彀与轴的配合为。半连轴器选用平键为，半连轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的轴向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。 3.4.8确定轴上的圆角和倒角的尺寸 根据《机械设计》表15-2中零件倒角c与圆角半径R的推荐值选出端倒角：，圆角为：。 3.4.9确定轴上的载荷 轴上的受力如图所示： 由前面计算得：， 。 翻转台的总重：G=5492N。 各段的长度如图所示。 3.4.9.1 求垂直面的受力 以a点为圆心取矩得： (3-30) 求得：。 又由 得： (3-31) 求得: 3.4.9.2求垂直面上的力 以a 点为圆心取矩得： (3-32) 求得： 又由得： (3-33) 得：。 3.4.9.3 轴的弯矩与扭矩图 垂直面： 图中： (3-34) (3-35) 水平面： 图中： 。 (3-36) 总弯矩为： (3-37) 总弯矩图： 轴的扭矩图为： 由总弯矩和扭矩图可知，轴上最危险的截面是a 面。 3.4.9.4 弯扭合成应力校核轴的强度 这里只校核危险截面a 的强度，根据《机械设计》以及上表中的数据，我们取。 计算轴的a 点出的抗弯截面系数： (3-38) 则，轴的计算应力： (3-39) 由于前面已经选定轴的材料为45号钢，调制处理。查表《机械设计》表15-1许用弯曲应力MPa。 因此 故 设计符合要求。 3.5（Ⅱ）轴的设计 3.5.1 轴的结构工艺性 该轴的结构工艺性同翻转机构的（Ⅰ）轴设计相同，在此不再赘述。 3.5.2轴的材料 该轴的材料同翻转机构的（Ⅰ）轴设计相同，具体说明见翻转机构（Ⅰ）轴的设计。 于是轴的材料选为45钢。 3.5.3计算Ⅱ轴的转矩 由前面计算齿轮的时候已经知道，两齿轮的传动比为，由,即：。由，得： 3.5.4大扇形齿轮轴上的受力 前面我们已经求出作用在小齿轮上的力，大扇形齿轮的受力和小齿轮的受力是大小相等，方向相反。同时大扇形齿轮上的受力作用在Ⅱ轴上。即 3.5.5计算轴的最小直径 我们是按扭转强度条件来计算轴的最小直径，这种方法只按轴的扭矩来计算轴的强度：如果还受不大的弯矩时，则用降低需用扭转切应力的方法予以考虑。在做轴的结构设计时，通常用这种方法来初步估算轴的直径。对于不大重要的轴，也可作为最后的计算结果。轴的扭转强度条件为： (3-40) 式中： ——扭转切应力，； ——轴所受的扭矩，； ——轴的抗扭截面系数，； ——许用扭转切应力，。 查《机械设计》表15-3 轴常用几种材料的及值，得45号钢的。 由轴的工作情况可知，安装齿轮的轴所受的扭矩最大，其大小为：。 轴的抗扭截面系数为： (3-41) 由以上的公式得： 代入数据得： 考虑轴上要安装键，为安全起见， 我们取：d=200mm 3.5.6确定轴的各段尺寸和长度 1.第一段用于安装曲柄，由曲柄的宽为157mm，曲柄外的轴端倒角为3mm，前面计算得知该段轴的直径为200mm。最后取该段轴的总长为160mm。 2.第二段用于安装轴承，由于轴的定位肩的高度一般取为，取轴的直径为220mm。同时我们将与轴配合的轴承选取出来，查机械零件设计手册，由GB297-84查得圆锥滚子轴承选用7534E，同时查出该轴承的宽度为，轴承端盖的长度为和轴肩挡圈的长度为，挡圈要突出两端的轴肩各，最后我们取第二端长为。 3.第三段用于安装齿轮，轴径为200，齿轮的宽为。由第二段的挡圈突出，轴肩挡圈长为，同时轴肩挡圈在左端突出。最后该段的长度取为。 4.第四段用于安装轴承，取轴的直径为180mm，查机械零件设计手册，由圆锥滚子轴承取，同时查得该轴承的宽为，由第三段的挡圈突出，轴端的倒角取，最后取该段轴长为。 3.5.7轴上零件的轴向定位 齿轮，曲柄的周向定位均采用平键连接。由第一段的轴的直径为200mm，由于键长不宜超过，所以取l=140mm。查《机械设计》表6—1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，选取曲柄与轴的配合为。齿轮安装同样是用平键连接，取该段的键长为，查《机械设计》表6—1查得平键截面，加工通曲柄处的键一样。滚动轴承与轴的轴向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。 3.5.8确定轴上的圆角和倒角的尺寸 根据《机械设计》表15-2中零件倒角c与圆角半径R的推荐值选出轴端倒角：，圆角为：。 3.5.9确定轴上的载荷 轴上的受力如图所示： 由前面计算得：， 。 在计算液压缸时，我们已经算出F=250000N。 各段的长度如图所示。 3.5.9.1 求垂直面的受力 其受力图为： 以b点为圆心取矩得： (3-42) 求得：。 又由 得： (3-43) 求得。 3.5.9.2求水平面上的力 受力图为： 以 b 点为圆心取矩得： (3-44) 求得：， 又由得： (3-45) 得：。 3.5.9.3 轴的弯矩与扭矩图 垂直面： 图中： (3-46) (3-47)水平面： 图中： (3-48)总弯矩为： (3-49) (3-50)总弯矩图： 轴的扭矩图为： 由总弯矩和扭矩图可知，轴上最危险的截面是b 面。 3.5.9.4 弯扭合成应力校核轴的强度 这里只校核危险截面b 的强度，根据《机械设计》以及上表中的数据，我们取。 计算轴的b点出的抗弯截面系数： (3-51) 则，轴的计算应力： (3-52) 由于前面已经选定轴的材料为45号钢，调制处理。查表《机械设计》表15-1许用弯曲应力MPa。 因此 故 设计符合要求。 3.5.10平键的校核 曲柄和轴的连接方式时平键连接，在整个机构的设计中此处键的要求最高，属于最危险的键。 平键连接的强度校核： 键的主要失效形式是工作面被压溃。除非有严重过载，一般不会出现键的剪短。因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。 假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键连接的强度条件为： (3-53) 式中： ：传递的转矩，； ：键与轮毂键槽的接触高度，，此处为键的高度，； ：键的工作长度，，圆头平键，平头平键，这里为键的公称长度，；为键的宽度，； ：轴的直径，； ：键，轴，轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，。 代入数据计算得： 根据《机械设计》表6-2 键连接的许用挤压应力，查出。 可知： 则，该键符合设计要求。 经校核，该机构其它的键也符合设计要求。 第4章 经济性分析 当今的世界是科学技术迅速发展的世界，第一次、第二次工业工业革命的相继爆发使世界的各个行业都得到了飞速的发展。机械和电子相结合的机械电子工业尤为突出，在后来人们把一个国家机械工业的发展程度当作衡量一个国家现代化建设水平的主要标志。这种说法是有一定的详细DWG图 纸 请 加：三 二 ③ 1爸 爸 五 四 0 六 第5章 结论 型钢堆垛机是轧钢工厂众多生产平台中的最后一个生产平台。如果堆垛型钢的效率低详细DWG图 纸 请 加：三 二 ③ 1爸 爸 五 四 0 六 参考文献 [1] 廖念钊．互换性与技术测量．四版．重庆．中国计量出版社．1981 [2] 吴宗泽．机械设计课程设计手册．三版．北京．高等教育出版社．2006 [3] 西北工业大学机械原理及机械零件教研室．机械设计．北京．高等教育出版社．2005 [4] 单辉祖．材料力学．二版．北京：高等教育出版社．2004 [5] 西北工业大学机械原理及机械零件教研室．机械原理．北京．高等教育出版社．2005 [6] 王守城．液压元件及选用．北京．化学工业出版社．2007 [7] 张平格．液压传动与控制．北京．冶金工业出版社．2004 [8] 邓星钟．机电传动控制．武汉．华中科技大学出版社．2000 [9] 许益民．电液比例控制管理系统分析与设计.北京：机械工业出版社．2005 [10] 路勇祥主编．液压气动技术手册．北京．机械工业出版社．2003 [11] 马玉录、刘东学主编．机械设计制造及其自动化专业英语．北京．化学工业出版社， [12] 马希青、苏梦香、赵月罗主编．机械制图．北京．中国矿业大学出版社．2004 [13] 姜继海主编．液压与气压传动．北京．高等教育出版社．2002 [14] 东北大学编写组(葛志祺)主编．机械零件设计手册．北京．冶金工业出版社．1994 [15] 周思涛主编．液压系统模块设计元器件选型手册．北京．机械工业出版社．2007 [16] Bd.1、H.Ernst．Die Hebezeuge，1999 [17] Lawrence S. 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