钢管打包机的成型机构设计-学士毕业论文

沈阳理工大学学士学位论文 I 摘 要 随着科技的进步和国力的增长，生产制造行业重要性日益体现出来。然而人力加工 打包的缺点也随着社会的需求而不可避免的体现出来。所以，为了适应市场需求同时也 是适应科技的进步，自动化打包也必将代替人力打包成为生产制造业的主流。 文章将介绍钢管打包机的出现，发展以及国内外现状。通过对刚管打包这一工作的 分析而设计的一款代替人力打包的自动化钢管打包机中的成型机构。本机构主要分为三 个部分：成型装置，夹紧装置，运输装置。成型装置将与送料机构相配合完成对钢管的 码放成型，再与夹紧装置配合来完成钢管捆在成型装置与运输装置之间的转移。之后集 成在运输装置的夹紧装置将转移钢管捆到打包处完成本机构工作。 本机构整体由 UG8.0 设计完成，文章内容还包含各机构主要零件的尺寸计算与校 核。以及本机构调整状态仿真、工作状态仿真以及与送料机构相配合的钢管打包机整体 仿真。 关键字：钢管打包机 成型机构 动态仿真 沈阳理工大学学士学位论文 II Abstract With the progress of science and technology and the growth of national strength, the importance of manufacturing industry is increasingly reflected. However, the shortcomings of human processing and packaging with the needs of society and inevitably reflected. Therefore, in order to meet the market demand is also to adapt to the progress of science and technology, automated packaging will also be replaced by manpower into the mainstream of manufacturing and manufacturing. The article will introduce the emergence of steel pipe baler, development and status quo at home and abroad. Through the analysis of the work of the tube package designed to replace a manpower packaging of the automated steel pipe baler in the molding mechanism. The body is divided into three parts: forming device, clamping device, transport device. The forming device will cooperate with the feeding mechanism to complete the code forming of the steel pipe, and then cooperate with the clamping device to complete the transfer of the steel pipe bundle between the forming device and the transport device. After the integration of the transport device in the clamping device will transfer the steel pipe tied to the package to complete the work of this body. The whole body is designed by NX8.0, the article also contains the main parts of the body size calculation and verification. As well as the body to adjust the state simulation, working state simulation and with the feeding mechanism to match the overall simulation of steel pipe baler. Key words: Steel pipe baler Forming mechanism Dynamic simulation 沈阳理工大学学士学位论文 III 目 录 1 绪论 1 1.1 问题的提出及研究本课题的意义 1 1.2 国内外打捆机发展现状 . 2 2 整体方案设计 4 2.1 钢管尺寸及打包效果 . 4 2.2 钢管打包系统的成型机构 . 4 3 成型装置结构设计 6 3.1 钢管捆截面尺寸变化计算 . 6 3.2 成型装置尺寸变化设计与计算 . 7 3.3 成型装置形状变化设计 . 9 3.4 成型装置前侧挡板开合设计 . 10 3.5 液压缸铰链轴设计 . 11 3.6 成型装置升降及其他设计 . 13 4 夹紧装置结构设计 14 4.1 夹紧装置工作流程 . 14 4.2 夹紧装置尺寸变化设计与计算 . 14 4.3 锁紧螺栓的设计与校核 . 16 4.4 承重滚子的设计与校核 . 17 5 运输装置结构设计 20 5.1 运输装置工作流程 . 20 5.2 承重轮选用 . 20 5.3 运输装置伺服电机选用 . 21 5.4 V 带的设计与校核 . 22 5.5 齿轮设计与校核 . 23 5.6 轴及轴上零件设计 . 24 5.7 导向机构设计 . 28 6 仿真结果分析 30 6.1 调试状态仿真 . 30 沈阳理工大学学士学位论文 IV 6.2 工作状态调试仿真 . 31 6.3 整体运动仿真 . 34 结束语 35 致谢 36 参考文献 37 附录 A：英文原文 38 附录 B：汉语翻译 45 沈阳理工大学学士学位论文 1 1 绪论 1.1 问题的提出及研究本课题的意义 钢制品包装是一个钢铁制造的延续，是保证完整的成品在运输旅途中完好的措施和 方法。 市场上绝大部分管材产品为钢制品管材， 如线管、 高压管、 钢支架、 液压机用管、 液体输送管、气压管等。因此，打捆包装是必要的。完成钢管产品是制造生产最后一道 工艺。对钢管进行打捆包装，并进入流通领域和销售前线。从而使钢管产品的生产、运 输、销售和使用得以完成，并实现商品的价值。如何使钢管受到隔离保障取决于好的钢 管产品包装；如何使钢管精美取决于好的钢管产品包装；如何引来更多顾客取决于好的 钢管产品包装； 如何扩大销售量和扩大盈利同样取决于良好的钢管产品包装。 因此,很多 大型工厂都把钢管制品包装放在首位，把钢管包装的精美作为加强产品对外出口销售的 一个重要手段。从法律的角度来看，在钢管产品包装相关的合同条款是产品描述的一个 重要组成部分。 若甲方违反了规定,那么乙方即有权力拒绝接收货物或者要求挽回自己的 利益。 （引用自钢管六角包装的设计与制作 【1】 ） 正当在上世纪 30 年代，国内外的钢管产品吸引客户的方面都依靠产品商标。也就 是不管钢管产品的质量如何，绝大部分消费者主要参考标准还是钢管品牌出不出名。然 而经过十年的科技发展之后，由于机械工程技术的发展钢管产品大量的涌进市场。于是 包装的文字说明顺势成为了这时的主要竞争手段；直到 75 年前左右，钢管产品是否受 客户喜欢，大部分都是依靠哪家钢管产品的质量好、哪家产品有过人之处。随着科技的 发展，世界经济也在的发展，钢管产品的质量也越来越好。从 40 年前到 30 年前开始有 些厂家渐渐注重钢管产品的包装技术也就是从消费者出发，设计吸引客户的精美包 装。在中国钢管产品的质量在世界上算中上等，可中国钢管的包装却遥遥落后于其他国 家，自然中国钢管的价格也不尽如人意。钢管包装对中国的钢管出口产生深刻的影响， 并将长期影响下去。所以要加大中国钢管产品的出口量，我们就必须重视钢管的包装打 包，但与此同时，我们还要严格监督钢管产品的质量问题和包装美观性。 目前，在国内大部分钢管的包装都是利用人工去进行打捆包扎装，而在国外都是采 用先进的钢管打捆机对钢管进行打捆包装。这样两者相比国内钢管生产就大大落后了。 国内的钢管包装与国外的包装相比由以下几条缺点： 1)外形不良。刚生产来的钢管需要塑型机构来保证它的良好外形，国内就缺少这样 沈阳理工大学学士学位论文 2 的塑型机械构件。打捆后的钢管的外形不能得到良好的保障。这样外形不保准的钢管很 可能导致钢管打捆时或打捆后的局部受力不均匀导致打捆带的松懈和断裂，最后导致散 捆现象。 2)钢管在打捆时没有专门机械来确保每条打捆钢带的受压力相同，这样就影响了钢 管包装的优良。 3)打包条件不能保证。钢管的包装在不同的环境下都受到不同的影响，有时出现不 同的因数导致不良包装品，比如在钢管高温时的包装打捆，会导致钢管的变形扭曲。 4)目前，大部分钢管厂在对钢管进行打捆包装时，都需要安排人工进行包装处理， 还处于一种较低水平的自动化。这已经严重不能够满足我国钢管企业的发展和需求。 由于以上的问题与技术缺陷， 国内对钢管打捆机的研制迟迟未出现， 直到上世纪 90 年代， 才出现相关企业对钢管打捆机进行一些初步的研制。 （引用自 钢管捆扎六角成型 优化设计 【2】 ） 1.2 国内外打捆机发展现状 目前美国、德国、日本、意大利、韩国等国家在打包机研制上有着快人一步的研究 科研史。其中美国对钢管打捆机的制造技术最为先进。作为制造和生产钢管打捆机历史 最深远的国家，美国已经拥有对钢管打捆机制造的独立完整的科学技术。紧随其后的国 家是日本。由于近年来微技术、微材料、微制作的发展。德国、意大利、韩国在打包机 制造上也表现出技术优势。图 1.1 就是一种德国的悬臂式钢管打捆机。 图 1.1 悬臂式钢管打捆机 沈阳理工大学学士学位论文 3 在上世纪末各个国家为了扩大钢管业发展，扩大钢管产品在世界的市场，加大出 口量。积极地采用了其他领域的高新技术，比如微电子、激光切割、新能源新材料，来 发明制造改进钢管打捆机。这样钢管打捆机的制造技术研究被提升到了一个全新的局面。 在中国， 对包装机械的研究与开发是开始在第二十世纪 70 年代。 经过 30年的发展， 已经形成了一个相对完整的，配套的工业产品，但我们应该清醒地看到，中国的钢管打 包机的研制开发技术还很弱。 目前主要的钢管生产企业， 如宝钢， 上海， 天津， 内蒙古， 包头钢无缝钢管公司等，这些公司所使用打包机都还依赖进口。在机械制造业在我国基 本没有或着是没有专门的研制技术。综合分析当前的发展，可知阻碍中国钢材打包机发 展的主要原因如下： 1）对钢管打包机伺服机械设计知识的匮乏，打捆机的伺服机械是打捆机至关重的 一部分，其设计的先进与否直接影响和钢管打捆扎机质量的优良。 2） 打捆机主要控制部件及与与其互补作用执行部件微型机 （PLC） 的稳定性、 气压动力元件及控制系统性能与可靠性还处于薄弱状态。这部分元件目前国内的产 品性能与国外的产品性能还具有一定的差距。 （引用自钢管捆扎六角成型优化设 计 【2】 ） 本文将通过对钢管打包这一任务分析， 设计一款基于 UG8.0 的钢管打包机成型 机构的设计。包括各装置的设计、典型零件的校核、机构整体的运动仿真。 沈阳理工大学学士学位论文 4 2 整体方案设计 全自动钢管打包机整体分为：步进上料机构、成型机构、PLC 控制部分；本文主要 论述钢管打包机的成型机构. 2.1 钢管尺寸及打包效果 本系统要求能对长度为6000mm10000mm， 外径为30mm70mm， 壁厚 0.5mm3mm 的无缝钢管以及长度为 6000mm10000mm，最大规格 7070，最小规格 3030，壁厚 0.5mm3mm 的方钢管进行成型打包。为保证钢管尺寸变化时，钢管捆总体质量尽量不 变化或者变化较小， 采取管径增大， 每捆根数减少的打包方法。 打包效果如图 2.1 所示。 图 2.1 打包效果示意图 2.2 钢管打包系统的成型机构 根据打包效果要求，本机构的成型装置可以根据钢管捆的尺寸、形状（六边形、正 方形）进行调整。由于钢管打包机的步进上料机构不可移动，故本机构成型装置要以靠 近步进上料机构的一侧（后侧）为基准，进行尺寸的变化。为对应步进上料机构的送料 叉码放钢管时每排的位置，成型装置需要有升降功能。 对钢管捆码放结束后，需要对钢管捆进行运输；所以运输装置上同样要有类似成型 装置的变形功能。与成型装置不同，运输装置上需要有滚子作为底边来让钢管捆沿轴向 运动脱离运输装置；故运输装置上的夹紧装置要以后侧和滚子为基准进行尺寸的改变。 根据前文对整个成型机构所需各装置要求的说明作出钢管打包机成型机构示意图 如图 2.1 所示。钢管打包机成型机构整体工作流程如下：首先将成型装置和夹紧装置的 尺寸调整为钢管打包后所需要的截面尺寸。然后成型装置升起达到最高点，每次步进上 料机构的货叉将每一排所需钢管放到成型装置内后，成型装置相应下降一层的高度。当 沈阳理工大学学士学位论文 5 最后一层被放到成型装置内后，成型装置下降到与夹紧装置相对应的位置。夹紧装置左 右挡板闭合夹紧钢管捆，之后成型装置的挡板打开。在此之后，夹紧装置由底部的驱动 装置驱动，运动到捆扎处进行打包处理。 图 2.1 钢管打包机成型机构示意图 1-成型装置；2-夹紧装置；3-运输装置；4-轨道。 2 4 1 3 沈阳理工大学学士学位论文 6 3 成型装置结构设计 3.1 钢管捆截面尺寸变化计算 成型装置要求能够将步进上料机构的送料叉送来的每一层钢管进行排列，排列为所 需要的正六边形钢管捆。而六边形需要根据要求来进行形状调整。先计算六边形尺寸与 钢管管径尺寸和每边钢管数量之间的关系。 设每边钢管数为 x、管径为 d、六边形边长为 a、每捆钢管数为 b。如图 3.1。 图 3.1 钢管排列示意图 由几何关系可得（参考平面几何证明方法全书 【3】 ） ，六边形边长 a、每捆钢管数 b 为 22 23 dd adx （3.1） 221 221 2 xxx bx （3.2） 化简得 23 3 ad x （3.3） 2 331bxx （3.4） 根据任务要求对外径为 30mm70mm 的无缝钢管进行成型排列，并采取管径增大， 沈阳理工大学学士学位论文 7 每捆根数减少的打包方法。在这里列出钢管排列尺寸表如表 3.1 所示。 表 3.1 钢管排列尺寸表 管径 d/mm 单根每米质量 m/kg 每边根数 x 边长 a/m 每捆根数 b 每捆每米质量 M/kg 30 2.5 1.695 5 154.65 61 103.395 34 2.5 1.942 5 175.27 61 118.462 38 3 2.589 5 195.89 61 157.929 40 3 2.312 4 166.2 37 85.544 42 3 2.885 4 174.51 37 106.745 45 3 3.107 4 186.97 37 114.959 50 3 3.477 3 157.75 19 66.063 51 3 3.551 3 160.91 19 67.469 54 3 3.773 3 170.37 19 71.687 57 3 3.995 3 179.84 19 75.905 60 3 4.217 3 189.3 19 80.123 63.5 3 4.439 3 200.34 19 84.341 68 3 4.809 3 214.54 19 91.371 70 3 4.957 3 220.85 19 94.183 由表 3.1，暂定成型装置尺寸变化范围为边长 150mm230mm。 3.2 成型装置尺寸变化设计与计算 为配合步进上料机构进行钢管排列， 采取后侧不动， 调节前侧水平位置的调节方式。 底边要能够配合前侧的水平调节进行高度的变化，以保证调节后截面仍为正六边形。如 图 3.2 所示。 图 3.2 成型装置变形尺寸示意图 沈阳理工大学学士学位论文 8 设原六边形边长为 a，变形后边长为 b，变化量为,即 ab （3.5） 因为后侧不动，所以前侧向后侧移动 2。为保证变形后仍为正六边形，底边上升 h。由几何关系得 3 2 h （3.6） 底边移动采用导轨划块的方式。两侧为斜面导轨，底边为梯形滑块。两侧导轨的倾 角一致，保证底边承受载荷时能受力均匀。前侧挡板与前侧滑轨相连，在滑轨水平移动 时保证挡板能够随动，同时底部滑块上升以保证内部仍为正六边形，如图 3.3 所示。 图 3.3 成型装置变形设计示意图 1-底边滑块；2-斜面导轨。 以底边滑块为参考系，上文中前侧向后侧移动 2，同时底边滑块上移 h 的运动， 在此参考系中变为为左右导轨向中间移动，同时向下移动 h。设滑块的倾角为。由 几何关系得 3 3 2 tan 2 h （3.6） 3 arctan40.9 2 （3.7） 如图 3.4 所示。前侧导轨通过滚珠丝杠和底部的燕尾槽来进行水平方向的滑动。前 侧导轨底部利用螺纹夹紧的方式进行固定（类似平口虎钳） ，保证工作时不会产生水平 2 1 前侧 后侧 沈阳理工大学学士学位论文 9 滑动。 图 3.4 挡板横向移动设计示意图 1-丝杠；2-夹紧板；3-螺纹杆。 3.3 成型装置形状变化设计 如图 3.5 所示。 本机构要求能够将无缝钢管排列成正六边形， 矩形钢管排列成矩形。 前侧设计为可正反安装的挡板，一侧用于正六边形排列，另一侧用于矩形排列。 图 3.5 成型装置前侧挡板 1 2 3 沈阳理工大学学士学位论文 10 后侧分为上下两部分。上半部分是集成在步进上料机构的可伸缩挡板。当成型装置 随着每一层钢管码放之后下降时，可伸缩挡板相应向前移动。在进行矩形排列时不使用 此部分。 下半部分采用两点定位的挡板，可以通过改变固定位置来调节角度，进而完成变形 的功能，如图 3.5 所示。 图 3.6 成型装置变形调整示意图 3.4 成型装置前侧挡板开合设计 成型装置在对钢管捆码放完毕后，会由夹紧装置夹紧钢管并由运输装置进行运输。 此时前侧挡板需要打开以便钢管的移动。如图 3.5、图 3.7 所示，前侧挡板底部有两孔， 其中一孔与导轨上的轴连接用于旋转，另一孔与液压缸活塞的铰链轴连接；液压缸缸体 有铰链与液压缸架连接；液压缸架集成在前侧导轨的底部固定结构上。液压缸、前侧挡 板以及滑轨构成了一个四杆机构。当液压缸进行伸缩时，前侧挡板绕导轨上的轴旋转， 完成开合运动。 （参考自液压与气压传动 【4】与机械原理【6】 ） 图 3.7 前侧挡板开合示意图 沈阳理工大学学士学位论文 11 3.5 液压缸铰链轴设计 由表 3.1 可知， 本机构在对规格为 383mm 规格的钢管进行作业时载荷最大。 故本 机构进行设计计算与校核计算时均以满足此工作要求为基准。 进行开合工作的液压缸通过图 3.7 所示的铰链套来与前侧挡板相连接。需要对连接 用的螺栓和铰链轴进行设计与强度校核 图 3.8 液压缸侧铰链轴 （1）铰链轴强度计算 工作状态下铰链轴为长度 60mm 的悬臂梁，根据材料力学 I 【8】做受力简图 3.9 计 算其端截面转角和最大挠度 图 3.9 铰链轴简图 首先计算其当量直径 v d，由机械设计 【5】 4 4 44 4 1 60 22.73 3030 3020 vz i i i l dmm l d （3.7） 沈阳理工大学学士学位论文 12 式中： i d阶梯轴第 i 段直径，式中 1 d=30、 2 d=20； i l阶梯轴第 i 段长度，式中 1 l=30mm、 2 l=30mm； l阶梯轴计算长度，为 60mm z阶梯轴计算长度内轴段数，共两段。 计算轴最大挠度，由机械设计 【5】 33 4 840.4 60 0.022 22.733 3 210000 64 Fl EI （3.8） 式中：F前侧挡板对轴的正压力； E45 钢的弹性模量； I钢的截面惯矩。 计算许用挠度 ，由机械设计 【5】 0.00040.0004 600.024l （3.9） 因为，所以铰链轴挠度合适。 计算轴的偏转角，由机械设计 【5】 22 4 840.4 60 0.0005 22.732 2 210000 64 Fl rad EI （3.10） 铰链轴后端为一轴套，取经验值 =0.005rad， 。 因为 、 ，所以铰链轴刚度合适。 （2）固定螺栓强度计算 在工作状态轴套有可能发生滑移对螺栓进行剪切，计算螺栓剪切强度，由机械 设计 【5】 0 840.4 7.24 2 58 F i S （3.11） 式中： 0 i螺栓受剪面个数； S螺栓截面面积，M10 螺栓为 58 2 mm。 螺栓许用剪应力一般为 =60MPa。 因为 ，故螺栓强度合适。 沈阳理工大学学士学位论文 13 3.6 成型装置升降及其他设计 成型装置在在升降过程中，易受到倾覆力矩。在其后侧利用燕尾块和燕尾槽的连接 方式来承受倾覆力矩。在中间增加斜支撑梁来保证整个称重架结构稳定。在后侧安装燕 尾槽的底座上同时安装有液压缸来控制成型装置的升降运动。本装置一共五组来对钢管 进行承重和码放，为保证他们能同步运动，在后侧安装连接梁连接以连接各装置。 图 3.10 单组成型装置升降设计示意图 1-承重架；2-底座；3-升降液压缸。 图 3.11 成型装置整体连接示意图 1-连接梁；2-升降液压缸。 3 1 2 1 2 沈阳理工大学学士学位论文 14 4 夹紧装置结构设计 4.1 夹紧装置工作流程 在成型装置对钢管捆完成排列后，将会下降到最低点将钢管捆放在夹紧装置的滚子 上； 夹紧装置的两个挡板闭合夹紧钢管防止钢管捆散开， 之后成型装置的前侧挡板打开， 方便运输装置运送钢管。夹紧装置要能够以滚子和后侧为基准来调节尺寸和形状。 在夹紧装置中， 前后侧的夹紧挡板和液压缸等部件采用与成型装置中相同的结构以 方便零件的组装和更换。 4.2 夹紧装置尺寸变化设计与计算 根据要求，当钢管捆截面尺寸改变时，夹紧装置要能够以后侧和底边为基准进行尺 寸变化。如图 4.1 所示。设后侧下降 h，前侧相应向后移动原六边形边长为 a，改变后 的六边形边长为 b，为前侧实际运动轨迹与地面的夹角。 图 4.1 夹紧装置变形尺寸示意图 根据几何关系得 3 () 2 hab （4.1） 2()ab （4.2） 3 arctanarctan23.4 4 h （4.3） 设计夹紧装置的前后支架如图 4.2 所示。 后支架上有燕尾块与底座上的燕尾槽相连， 能够进行升降运动，并通过上部分的长轴带动前支架一并运动。前支架上有套筒套住长 沈阳理工大学学士学位论文 15 轴，以便进行升降运动的同时还能进行水平移动；底部的倾斜角度与一致，上面的燕 尾块将与集成在底座上的燕尾槽相连接。前后支架上的铰链轴和孔分别与成型装置上前 侧导轨的铰链轴和液压缸支架上的孔尺寸相一致，方便使用成型装置上的液压缸和前侧 挡板，以便于零件的制造、组装和更换。 图 4.2 夹紧装置前后支架与整体示意图 1-前侧支架上套筒；2-后侧支架上长轴。 后侧支架的底部有一螺纹孔；通过一丝杠与底座相连接来控制夹紧装置的升降。底 部的两个滑轨上有 T 型槽，通过螺栓来在调整尺寸后固定前后支架。 图 4.3 后侧支架尺寸调整与锁紧示意图 1-丝杠；2-锁紧螺栓与锁紧螺母。 2 1 1 2 沈阳理工大学学士学位论文 16 4.3 锁紧螺栓的设计与校核 为了保证工作时夹紧机构尺寸不会变化，锁紧螺栓需要有足够的预紧力并要对螺栓 的强度进行校核。先做出螺栓受力分析如图 4.4 所示。 图 4.4 锁紧螺栓受力分析图 假定 1 F为液压缸对后侧支架的压力， 2 F为挡板对铰链轴的正压力。 两力均由对挡板 受力分析得来，故两个力的合力与钢管捆对挡板的力相等。设 01 F为钢管对挡板水平分 力、 02 F为钢管竖直分力。对挡板受力分析可得轴向力 01 988.75FN；横向力 02 317.15FN。支架与滑轨之间用燕尾槽相连故螺栓所受倾覆力矩忽略不计。 在 01 F作用下，计算螺栓受工作拉力 a F，由机械设计 【5】 01 570.87 142.72 4 a F F z （4.4） 在 02 F作用下，后侧支架与滑轨的结合面可能产生滑移根据不滑移条件（公式参考 自机械设计基础 【9】 ） 0102 () ns f zFFK F （4.5） 式中：f接合面摩擦系数，根据机械设计手册查表得0.16f ； n F各螺栓所需预紧力； s K防滑系数，取1.2 s K 。 可计算出各螺栓预紧力 n F 沈阳理工大学学士学位论文 17 02 01 11 1.2 317.15 ()(570.87)737.37 40.16 s n K F FFN zf （4.6） 为确定螺栓直径，选择材料为 Q235、性能等级 4.6 的螺栓。查机械设计手册 【11】 钢的材料屈服极限240 s MPa、安全系数S=1.5.故螺栓的许用应力为 240 160 1.5 s MPaMPa S （4.7） 计算螺栓危险截面面积的直径 d，由机械设计 【5】 4 1.34 1.3 737.37 7.6 160 n F dmm （4.8） 为便于加工制造，取20dmm。 对螺栓组连接结合面的工作能力进行校核。连接结合面下端的挤压应力不超过许用 值，以防止结合面压碎，由机械设计 【5】 ，有 max01 11 ()(4 737.37570.87)0.174 4 4 4 18 4 pn zFFMPa A （4.9） 查的1250.174 p MPaMPa，故连接面不致被压碎。 对于碳钢螺栓要求 1 0.6 ns FA （4.10） 式中； s 螺栓材料屈服极限，查得240 s MPa； 1 A螺栓危险截面面积，M20 螺栓危险截面面积为 2 245mm。 1 0.60.6 240 24535280 sA N 要求预紧力737.37 n F ，小于上值，故满足要求。 4.4 承重滚子的设计与校核 夹紧装置上主要承重件是承重滚子和两侧的深沟球轴承。滚子轴主要承受钢管捆的 重力故只分析在垂直面上产生的弯矩。对承重滚子做受力分析，做轴的载荷分析图。根 据图 4.5 所示，滚子轴危险截面在 3 F对应截面处。由机械设计 【5】 ，轴的强度条件为 3 1 3 0.1 M d （4.11） 式中：d轴危险截面处直径； 1 轴的许用弯曲应力，轴材料选用 45 钢调制处理， 1 60MPa。 沈阳理工大学学士学位论文 18 图 4.5 滚子轴载荷分析图 由式 4.11 计算轴的计算最小轴径 3 3 1 108676.24 26.26 0.10.1 60 M dmm 选用轴的轴径为 30mm，两端与轴承对应的轴肩为 25mm。 对轴的弯曲刚度进行校核，计算其挠度，由材料力学 【8】 3 3 44 3095.4 375 =0.42 30 48 21000048 6464 Gl mm d E 轴 轴 轴 （4.12） 式中：G钢管捆施加在棍子上的重力，为 3095.4N； d轴轴直径； l轴轴长度 由材料力学 【8】 ，轴的许用挠度为 0.005 3751.75mm （4.13） 轴 ，故轴的挠度合适。 对轴的偏转角进行校核，由材料力学 【8】计算其偏转角 2 2 44 l3095.4 375 =0.0021rad 30 2 2100002 6464 G d E 轴 轴 轴 （4.14） 许用偏转角取经验值 0.0025rad。 轴 故偏转角合适。 对承重滚子两侧的轴承进行强度设计。根据支撑条件选用深沟球轴承，由于轴承不 受轴向力，由机械设计 【5】 ，当量静载荷为 01 1547.7 N PFN （4.15） 按轴承静载能力选择轴承公式为 000 CS P （4.16） 沈阳理工大学学士学位论文 19 式中： 0 S静载荷安全系数，取 0 1S 。 由式 4.16 000 1 1547.71.5477CS PNkN 选用型号为 6005 的深沟球轴承, 0 5.85C ，内径为 25mm。 沈阳理工大学学士学位论文 20 5 运输装置结构设计 5.1 运输装置工作流程 在夹紧装置夹紧钢管后，运输装置带动夹紧装置沿轨道移动。与成型装置相同，驱 动装置同样有五组， 每组下对应有一对承重轮沿轨道运动。 中间的一组下面有驱动总成， 通过伺服电机带动齿轮；齿轮与齿条啮合带动系统进行水平运动。 图 5.1 驱动装置整体示意图 1-连接梁；2-承重轮；3-驱动总成。 5.2 承重轮选用 通过 UG8.0 的分析功能，得每组夹紧装置为 320.4kg。钢管每两米重 315.8kg。选用 东莞凯欣脚轮有限公司的 4 系列加强型承重脚轮， 如图 5.2 所示。 单个轮可承重 500kg。 每组夹紧装置下共两个承重轮。 图 5.2 承重轮 1 2 3 沈阳理工大学学士学位论文 21 5.3 运输装置伺服电机选用 选用电机，需要估算运输装置运动所需克服的载荷来估算电机功率。运输装置在进 行运动时，主要克服四组承重轮与轨道的静摩擦力。由机械设计 【5】 ， -w FSfG 钢 钢 （5.1） 式中：S安全系数，取1.2S ; - f钢 钢钢与钢间的静摩擦因数，查得 - =0.15f钢 钢； G工作时整体对地面的压力，=29766.3GN 估算静摩擦力为 =1.2 0.15 29766.3 =5357.9 w FNN 计算工作机所需功率，由机械设计课程设计 【7】 1000 ww w w F v P （5.2） 式中： w v工作速度，取2 w m v s ； w 工作机效率，取0.95 w 估算工作机所需功率为 5357.9 1 5.64 1000 0.95 w PkW 计算电动机至工作机的总效率，由机械设计课程设计 【7】 ， 2 带齿轮轴承 （5.3） 式中：带V 带传动效率，取 0.96； 齿轮圆柱齿轮传动效率，本题中为开式传动，取 0.95： 轴承一对轴承的传动效率，取 0.94 由式 5.3，总效率为 2 0.96 0.950.94=0.814 计算电动机额定功率，由机械设计 【5】 ， 5.64 6.928 0.814 w d PkW PkW （5.4） 电机初选型号为 Y160L-8，同步转速 750r/min，额定功率 7.5kW。, 沈阳理工大学学士学位论文 22 5.4 V 带的设计与校核 驱动总成采用带传动，传动比4i 。电机功率7.5PkW，转速 1 750 /minnr。 确定计算功率 ca P，查机械设计 【5】得工况系数 1.1 A K ,故 1.1 7.58.25 caA PK PkWkW （5.5） 根据转速和计算功率，选用 A 型，小带轮基准直径 1 100 d dmm。 验算带速 v ，由机械设计 【5】 ， 因为5/30/m svm s，故带速合适。 计算大带轮直径 2d d 取标准值 2 400 d dmm。 初定中心距 0 500amm。 计算所需基准长度 0d L，由机械设计 【5】 选取基准带长度2180 d Lmm。 计算实际中心距a，由机械设计 【5】 中心距变化范围为 510608mm。 验算小带轮包角 1 ，由机械设计 【5】 计算单根 V 带的额定功率 r P，由机械设计 【5】 式中： 0 P普通 V 带单根基本额定功率， 查 机械设计手册 ， 【11】得 0 1.73PkW； 0 P 普通 V 带单根基本额定功率增量，查机械设计手册 ， 【11】 0 0.224PkW； 1 1 100 750 5.4/ 60 100060 1000 d d n vm s （5.6） 21 4 100400 dd didmmmm （5.7） 2 21 0012 0 2 () 2() 24 (400 100) 2 500(100400)2096 24 500 dd ddd dd Ladd a mm （5.8） 0 0 21802096 (500)542 22 dd LL aamm （5.9） 121 57.357.3 180()180(400 100)138.7120 542 dd dd a （5.10） 00 () rL PPPKK （5.11） 沈阳理工大学学士学位论文 23 K包角修正系数，查机械设计手册 ， 【11】得 0.88K； L K带长修正系数，查机械设计手册 ， 【11】 0.99 L K 。 计算出 计算 V 带根数 z，由机械设计 【5】 取 5 根。 计算单根 V 带初拉力 0 F，查机械设计手册 ， 【11】得单位长度质量 0.170/qkg m， 所以 计算压轴力 p F，由机械设计 【5】 选用 B 型普通 V 带 5 根，带基准长度 2180mm。带轮基准直径 1 140 d dmm， 2 560 d dmm，中心距控制在 510608mm。单根带初拉力为 314N。 5.5 齿轮设计与校核 根据前文计算，两个齿轮的输入功率为 齿轮转速 2 n为 齿轮上转矩为 取齿轮齿数43z 齿轮 。 按吃面接触疲劳强度设计，试算齿轮分度圆直径 t d (1.73 0.224) 0.88 0.991.7 r PkW 8.25 4.8 1.7 ca r P z P （5.12） 22 0 (2.5)(2.50.88) 8.25 5005000.17 4.9314 0.88 5 4.9 ca KP FqvN K zv （5.13） 1 0 138.7 2sin2 5 314 sin2937.7 22 p FzFN （5.14） 22 5.64 =3.12 22 0.95 w PkW PkW 齿轮 齿轮 （5.15） 1 2 750 / 187.5 /min 4 nr min nr i （5.16） 6 6 5 2 9.55 109.55 103.12 1.59 10 187.5 P TN mmN mm n 齿轮 （5.17） 沈阳理工大学学士学位论文 24 式中： Ht K接触疲劳强度计算的载荷系数，取1.3 Ht K； d 齿宽系数，查机械设计手册 ， 【11】得 1 d ； H Z区域系数，查机械设计手册 【12】得 2.5 H Z； E Z 材料的弹性影响系数，材料选用锻钢，查机械设计手册 ， 【11】得 1/2 189.8 E ZMPa； Z接触疲劳强度用重合度系数，计算得0.871Z； H 接触疲劳许用应力，查机械设计手册 ， 【11】得 550 H MPa。 由式 5.18，计算得分度圆直径 t d 为便于组装，综合前文大带轮直径 2 400 d dmm，取分度圆直径为 150mm，齿宽取 40bmm。 计算齿轮圆周力 t F 模数 m 为 按前述类似做法， 简单计算出各系数进行校核， 最后得出齿轮参数为： 齿数43z 齿轮 ， 模数3.5mmm，分度圆直径150 t dmm，齿宽40bmm，压力角20。 5.6 轴及轴上零件设计 根据前文，轴上功率6.648PkW，转速 2 187.5 /minnr。取 0 112A 。由机械设 计 【5】 ，轴最小直径 min d为 拟定轴上零件及轴尺寸如图 5.3 所示（作图参考工程制图 【10】 ） ：A-B 段为轴承和 轴承挡圈，轴径35 A B dmm ，长度50 A B lmm ，轴承选用 6207 深沟球轴承；B-C 段为 2 3 2 () HtHE t dH K TZ Z Z d （5.18） 5 2 3 2 1.3 1.59 102.5 189.8 0.871 ()61.58 1550 t dmm 5 22 1.59 10 2120 150 t t T FN d （5.19） 150 =3.488 43 d mmm z 齿轮 （5.20） 3 3 3 min0 3 6.648 11432.65 187.5 P dAmmmm n （5.21） 沈阳理工大学学士学位论文 25 齿轮，轴径40 B C dmm ，长度40 B C lmm ，键规格为 12832；C-D 段为轴套，轴 径45 C D dmm ， 长度85 C D lmm ； D-E段为带轮， 轴径50 D E dmm ， 长度75 D E lmm ， 键规格为 14960；E-F 段为轴肩，轴径60 E F dmm ，长度85 E F lmm ；F-G 段为齿 轮，轴径40 F G dmm ，长度35 F G lmm ，键规格为 12832；G-H 段为轴承挡圈与 轴承，轴径35 G H dmm ，长度50 G H lmm ，轴承选用 6207 深沟球轴承；轴总长度为 420mm。 （部分零件选用参考简明机械零件设计手册 【15】 ） 图 5.3 轴及轴上零件 计算齿轮的径向力 r F，由机械设计 【5】 根据 UG8.0 模型分析功能（参考自数字化样机技术实例与应用 【13】 ）测得大小带 轮中心连线与地面角度39，故大带轮上的圆周力 pa F为 由机械设计 【5】 ，径向力 pr F为 计算轴承上水平径向力 H F，由机械设计 【5】 计算轴承上垂直径向力 V F，由机械设计 【5】 做出轴的载荷分析图 5.4。综合图 5.3、图 5.4 上可知 D 左侧截面为危险截面。 tan2120 0.364771.6 rt FFN （5.22） cos2937.7 0.7772282.6 pap FFNN （5.23） sin2937.7 0.6291847.8 prp FFNN （5.24） 2 2 21201847.8 1196.1 22 tpr H FF NN FN （5.25） 2 2282.62 771.6 1912.9 22 par V FF NN FN （5.26） 沈阳理工大学学士学位论文 26 计算抗弯截面系数W，由机械设计 【5】 计算抗扭截面系数 T W，由机械设计 【5】 图 5.4 驱动轴的载荷分析图 3333 0.10.1 459112.5 C D Wdmmmm （5.27） 3333 0.20. 4518225 TC D Wdmmmm （5.28） 沈阳理工大学学士学位论文 27 截面 D 左侧的弯矩 2 435626MN mm，扭矩2318000TTN mm。取=0.6 轴 的计算应力为 查机械设计手册 【11】 ，得 1 60MPa。 1 ca ，故安全。 精确校核轴的疲劳强度。计算截面上的弯曲应力 b ，由机械设计 【5】 截面上的扭转切应力 T ，由机械设计 【5】 轴材料为 45 钢，调质处理。查得抗拉强度极限640 B MPa，弯曲疲劳极限 1 275MPa， 剪切疲劳极限 1 155MPa， 理论应力集中系数为2.0 、1.31 ， 材料敏感系数0.82q、0.85q。故有效应力集中系数为 查 机械设计手册 【11】得尺寸系数 0.75 ，扭转尺寸系数为0.85 。表面质量 系数0.82 。计算综合系数为 查机械设计手册 【11】得碳钢综合系数 0.1 、0.05 。计算安全系数 ca S 故可知其安全。 对带轮处的键进行校核，此处键规格为 14960。查机械设计手册 【11】得许用 挤压应力为120 P MPa，键工作长度601446lLBmmmmmm。由机械设 计 【5】 ，键计算挤压应力为 2222 33 2 3 (2)435626(2 0.6 159000) 0.64 0.1 45 ca MT MPa W （5.29） 2 435626 47.8 9112.5 b M MPaMPa W （5.30） 22 159000 17.44 18225 T T MPaMPa W （5.31） 1(1)1 0.82 (2.0 1)1.82kq （5.32） 1(1)1 0.85 (1.31 1)1.26kq （5.33） 11.821 112.80 0.670.92 k K （5.34） 11.261 11 1.62 0.820.92 k K （5.35） 1 275 2.05 2.80 47.80.1 0 am S K （5.36） 1 155 21.28 17.4417.44 1.620.05 22 am S K （5.37） 22 2.041.5 ca S