机械毕业设计（论文）-驱动台摆动机构机构部分设计【全套图纸】.doc

东海科学技术学院本科生毕业论文 东海科学技术学院 毕业设计（论文）课题名称：驱动台摆动机构机构部分设计学 院： 机 电 工 程 学 院 专 业： 机械设计制造及其自动化 年级： C08机械2班 指导教师： 学生姓名： 学 号： 起迄日期：_2011.12.12012.5.20 _ 2012年5 月 20日东海科学技术学院机电系驱动台摆动机构机构部分设计（东海科学技术学院 机电系，浙江 舟山 316004）摘 要驱动台摆动机构机构部分设计来自于轧钢生产过程，是轧钢生产不可或缺的重要组成部分。本文主要结合生产实际，按照机械系统的功能原理设计过程，使用现代设计方法，对系统进行设计分析，提出了多种设计方案，并对提出的几种方案进行了分析比较，最终确定了驱动台摆动机构机构部分设计方案。由于驱动台摆动机构由四杆机构组成，系统通过改变连杆和摇杆的长度来实现行程调节，所以对于不同的摆动机构进行了详尽的受力分析，确定了机构受力最大的情况。应用解析法对摆动机构进行运动学和力学分析，并且根据主轴的受力情况对其作了强度校核。对主要部件拉杆进行了分析和改进，通过从螺纹联接的角度考虑，对上下叉头与拉杆之间的连接螺纹拉脱失效问题作出了合理的分析，提出了可行的连杆结构改善方案。最后，考虑了整套设备的润滑问题，提出了两种符合实际的润滑方案，通过比较最终选定了合理的润滑方案。关键词：驱动台摆动机构；四杆机构；拉杆失效；润滑AbstractDriving units swing mechanism part design is coming from steel-rolling production process, which is an important part of steel-rolling production. This paper is combining with the production practice, according to the mechanical system function principle design process. At the same time, this paper has a systemic design and gives various design methods, and finally confirmed the drive a swinging agencies parts design scheme. Because of driving units swing mechanism is consist of four-bar linkage, the length of the connecting rod and the rocking rod can be changed to achieve adjustment. In order to define the largest stress for the organization, a detailed stress analysis has been made for different swinging institutions. Using analytical method which analyzes the movement and the force of the rocking mechanism, the main axis is had an intension checking according to its force situation. The main rods have been designed and improved. Considering the screw-thread connection, the invalidation reasons of the screw-thread dropping between the top and bottom forks and the rods which usually happens in actual production are found and analyzed. And proposed the feasible connecting rod structure improvement plan. In the end, considering the lubricating problems of the whole equipment, two practical lubricating systems are proposed and one of them is chosen for this mechanism though comparing.Keywords: driving units swing mechanism;four-bar linkage; bars invalidation; lubrication 目录前言1第1章 绪论21.1 轧钢生产的地位和作用21.2 轧钢机械设计的形势及设计方法21.3 驱动台摆动机构概述4第2章 驱动台摆动机构的方案设计62.1 方案设计概述62.2 设计方案的拟定及选择62.3 结构总体设计10第3章 驱动台摆动机构分析143.1 驱动台摆动机构结构分析143.2 驱动台摆动机构运动分析18第4章 驱动台摆动机构机构力分析234.1驱动台摆动机构机构力分析概述234.2机构力的分析244.3 主轴的校核计算28第5章 拉杆失效现象的分析325.1 拉杆失效现象325.2拉杆的设计分析325.3拉杆失效原因的分析36第6章 润滑系统设计386.1润滑剂的作用386.2机构润滑系统38小 结40致 谢41参考文献4259前言毕业设计是对学生所学知识最为系统、全面的一次检验。它不仅落实了教学培养目标，同时又培养了学生运用所学知识和技能独立分析问题，解决实际问题的能力。从而使学生得到从事本专业工作的宝贵学习经验。正出于毕业设计是为了培养我们独立思考能力，提高我们以后从事机械设计、机械制造的水平目的，所以我把握这次机会，仔细阅读相关资料，实现了从了解问题到分析解决问题的能力提升。本次毕业设计，我主要完成了机构的设计、选择、分析以及对相关技术问题的探讨。本次设计由史晓敏老师指导和审阅，对设计的完成给予细心的指导和建议，谨在此表示衷心的感谢。同时也要感谢在设计过程中给予我帮助的其他老师和同学，为我纠正了不少设计中的误区。由于本人的水平有限，在设计过程中存在着错误和不足，恳请各位老师和同学批评指正。第1章 绪论1.1 轧钢生产的地位和作用轧钢生产是钢锭及连续铸坯轧制成材的生产环节。它与钢和生铁生产一样，钢材生产在国民经济中占有十分重要的地位。 随着轧制工艺和设备的不断发展，以及国民经济各部门对钢材品种要求不断增长，轧制钢材的品种范围也在日益扩大。近年来，轻型薄壁型钢、周期断面型钢、冷弯型钢、宽翼工字钢等产品得到了发展。此外，机器制造、国防、铁路车辆、矿山等部门需要的某些零件、毛坯等，亦开始用轧制方法生产。例如滚动轴承的滚珠、滚子、内外座圈，球磨机的钢球；机械传动中的齿轮、丝杠；铁路车辆用的车轮和轮箍等。这不仅可以提高这些产品的产量和质量，而且实现了无切屑或少切屑加工，节约了金屑。对某些产品来说，用轧制方法代替原来的锻造或铸造生产，也大大地改善了劳动条件。目前，我国某些机械制造部门，已建立了相应的轧钢车间，用轧制方法生产某些零件毛坯。在某些钢铁企业中，建立了车轮轮箍车间、钢球车间，为国民经济有关部门提供优质的专用机件。轧钢机是实现金属轧制过程的设备，即将被加工材料在旋转的轧辊间受压力产生塑性变形的机器。在大多数情况下，轧材的生产过程要经过几个轧制阶段，还要完成一系列的辅助工序，如将原材料由仓库运出、加热、轧件送往轧辊、轧制、翻转、剪切、矫直、打印、轧件的收集、卷取成卷等等。一般轧钢机由一个或几个工作机座、传动机构（齿轮传动、联轴器、接轴）和使轧辊的电动机组成。轧钢机的种类繁多根据生产能力、轧制品种和规格的不同，轧钢机也不同。我国大钢厂在70年代引进了先进的连轧轧钢机 ，连轧轧钢机采用了一整套先进的自动化控制系统，全线生产过程和操作监控均由计算机控制实施，大大提高了生产效率和质量，给我国钢铁工业的发展产生了巨大的影响1。 1.2 轧钢机械设计的形势及设计方法机械产品自十九世纪后期到本世纪四十年代，积累了数十年的生产技术经验，各类产品结构典型化，设计方法和程序也有新的改进和发展。特别是近几十年来的发展，要求不断地提高机械产品的技术经济指标。总的趋势是品种复杂化，高参数和大容量化，设备成套和自动化；以及更高的质量可靠性，维修简易，和制造成本低廉等，以其质量技术水平和商品售价取得市场竞争的优势。（1）设计工作面临的形势机械产品的技术要求日趋复杂化，高参数，大容量，高效率，低能耗，成套性和自动化，并要求产品在苛刻的技术条件下（冲击、振动、腐蚀、和湿热的环境下）有高的质量耐久性和运转可靠性。新技术从发明到实际应用的周期大为缩短，在工业先进国家，从科研成果到第一台商品的制成，平均时间约五年。随着产品生产周期的缩短，要求提高新产品设计的效能。计算机的应用，增大了数据和信息处理能力，促使产品设计采用最优化技术和多方案选择，采用计算机辅助设计或自动化设计系统能更快地制出优质价廉的新产品。系统工程学的产生和发展，运筹学和控制论等理论的完善化，为先进的成套设备设计提供了有利条件。机械工业发展迅速，迫使工业发达国家的机械产品提前改型换代。（2）机械产品设计方法随着科学技术的发展，大型机械产品的设计技术，发生了很大的变化，即由经验设计向加强测试分析及自动化设计方向发展。新产品的设计是过去生产经验的总结、技术知识的积累，科研成果的评价和技术标准等为基础的，并经历了不断的改进过程：经验设计时期，产品设计中运用较多的经验算式，所设计的结构及零部件的安全系数较大。只能研究整机的综合技术性能，对零部件性能掌握甚少。加强科学试验和技术分析时期，特点是提高测试技术，加强产品的科学试验，产品的整体系统试验趋于完善化。这就使原有的经验设计得到了改进和提高。自五十年代起，电子计算机开始应用于产品设计，以后计算机辅助设计日渐应用，产品设计进入自动化设计时期。机械产品的设计方法，按其采用过去经验及新技术知识程度分为四类：即组合式（或积木式）设计，内插式设计，外推式设计和开发性设计。(一) 开发性设计开发性设计是建立在新理论和新技术上的设计。开发性设计多种多样，每种方式的工作重点都是放在采用新科研成果和新技术知识之上的。应该说，它是一种技术创新2。(二) 内插式设计在已掌握生产技术实践知识的基础上，对已有设计方案中的内插式设计是一般重型机械产品最常用的设计方法，由于这种设计是在以往生产技术成功的经验范围之内，故设计者能通过较少的试验和研究工作，设计出成功的产品，同时也有把握做些技术上的改进。 （三） 外推式设计超出过去生产经验外的设计，产品设计中的小范围外推或“模化”，可看作是内插设计的相似做法，但也可能有风险。对实践和技术知识的“外推”，其本质上与“内插”不同。内插法是在已知领域内，而外推法是在未知领域。一般工程技术实践是可应用于内插式设计的。在已知应用范围内，采用“已存在的设计实践知识”是可保证产品质量的。这种设计实践的性质是半经验式的，属于生产经验与试验研究结果的近似和简化了的综合分析。虽然这种实践不能给出最佳的、精确的答案，但在其所依靠的科学试验和生产经验的范围以内，是能给出更为实用的设计方案。任何外推如果超出这一范围即会产生过去实践的准确性和合理性的问题。(四) 组合式设计这种方法是以标准化，通用化的零部件和已生产过的部件为基础的，进行“积木式”的产品设计。“积木式产品设计是把产品看为标准元件和装配部件的组合，利用了不同产品规格的通用性。工业用途较广和价格低廉的机械产品都是以此设计方法形成标准系列的。当有特殊规格要求时，可利用电子计算机自动设计，直接加工为设计信息，图纸和制造说明资料等。1.3 驱动台摆动机构概述1.3.1 驱动台摆动机构简介 驱动台摆动机构，亦称摆动台摆动机构，或叫升降台。一般装设在二辊迭轧薄板轧机，三辊型钢轧机和三辊钢板轧机的前后，用来升降和输送轧件。在二辊迭轧薄板轧机上，从轧辊中出来的轧件送到轧机后的驱动台，驱动台上升，并通过驱动台上的运输链将轧件送往上轧辊的上表面。随着上轧辊的转动，轧件递回轧机机前的驱动台上。然后，驱动台下降，将轧件送往轧机进行再次轧制。在三辊式轧机上，机后驱动台是用来接受从中下辊出来的轧件，并将轧件上升提高后送入中上辊轧制。机前驱动台是用来接受从中上辊出来的轧件，并使其下降后送入中下辊轧制。在驱动台上装设有运送轧件的辊道，其辊道可以是单独驱动或者集体驱动。为了不加重驱动台的摆动部分的重量，集体驱动辊道的电动机和减速机一般均安装在地基上。只有在尺寸受到限制时，才装在驱动台框架上。升降台的升降机构通常是采用曲柄连杆式或偏心轮式。近年来，亦有采用液压式。升降台的平衡装置，在轻型升降台上常用弹簧或汽缸，在重型升降台上则用重锤平衡。轧机前后升降台的驱动，可由一台电动机驱动，通过连杆进行机械连锁（图1.1）或分别由两台电动机和机械传动装置驱动而采用电气连锁。为了使带动升降台的垂直杆作近似于直线的运动，重锤杠杆的摆动角度取为4060。图1.1 升降台简图升降台台面长度可由以下两个条件确定：(1)为了可靠地将轧件送入轧辊，以及减少轧件在升降台与运输辊道交接处的弯曲，升降台上升至最高位置时的斜度取为1：10或1：15。(2)当轧件长度小于1015米时，升降台同时应作为主要工作辊道，升降台台面长度必须大于轧件最大长度的三分之二。1.3.2 驱动台的工作环境驱动台摆动机构是用于型钢成型轧钢机前后，该机构的工作环境是比较恶劣的，氧化铁皮的堆积，高温钢材的影响，重载荷，重型设备运作的振动等等，都对机构有较大的影响。本课题的设计内容主要包括：确定传动方案，对摆动机构做运动学分析，完成摆动机构的设计，对传动部分进行力学分析，进行主轴作强度校核计算；对主要部件拉杆进行设计和分析计算，对生产实际中经常出现的叉头与拉杆之间连接螺纹拉脱失效的原因作一些分析，针对存在的缺陷，提出改良的方案；考虑设备的润滑问题，为机械设备选择合理的润滑方案。第2章 驱动台摆动机构的方案设计2.1 方案设计概述机构的方案设计是机械设计过程中很重要的一步，应该使自己设计的机构保持实际性，先进性和可靠性。机械设计阶段一般可分为：结构总体设计阶段，功能原理设计阶段和技术设计阶段。本章将对方案设计和结构总体设计作主要的论述3。2.2 设计方案的拟定及选择具有同一功能的产品是可以由不同的原理来实现的。原理方案设计阶段是要在功能分析的基础上，通过创新构思，优化选择，方案综合和评价决策后，得出一个较为理想的功能原理方案。这一原理方案的好坏将决定着产品的性能，成本，水平，它是设计阶段的关键4。在进行摆动机构方案设计的时候，应考虑到几个问题：（1）摆动机构的实际用途（2）摆动机构所必须实现的功能（3）摆动机构的先进性（4）摆动机构的工作效率2.2.1 功能原理设计方法随着科学技术的不断发展，人们对系统的研究设计过程中通常采用一种抽象化的思维方法黑箱法。黑箱法的运用，使得原本杂乱的信息呈现出一定的关系，系统（产品）的功能、特性进一步探索出系统的机理和结构，逐步使黑箱变亮，从而确定方案。对于设计这套驱动台摆动机构，首先要明确的是机构的功能以及所完成的动作。（1）驱动台摆动机构的最主要功能是为了热轧钢材的提升传输，使钢材顺利的送入轧辊进行轧制，这个过程可以简单的描述如下：热轧钢材经过辊道传输， 到达摆动台以后，台面经过机构的提升，将钢材送入三辊轧机或二辊轧机轧制。（2）为了适合不同类型的钢材的轧制，同时为了提高生产率，驱动台的提升和下降必修同步。在大型钢铁企业来说，企业的生产效率是很重要的。因而不能因为设备功能不全而影响工作效率。再则，对于不同类型的钢材的轧制更换设备的做法，也是不可取的。2.2.2 原理及方案设计（1）用黑箱法分析机构总功能。图2.1是驱动台摆动机构的总功能黑箱。图2.1总功能黑箱（2）总功能的分解 可将总功能分解为以下几个分功能：1、能量和动力的传递； 2、能量的变换；3、中间机构传力；4、钢材的输送。 考虑了上述要求完善的各项分功能，可以得出总功能的分解图。如图2.2所示： 图2.2总功能分解图 通过分析可以看出，设计过程中实现摆动台的台面摆动是最终功能，是机构设计的最终目的。所以台面的提升是较为主要的因素，应着重考虑。（3） 确定系统的功能结构图根据黑箱及总功能的分析，可以得到以下系统的功能图 图2.3系统功能结构图从图中可以看出该系统的执行功能和调节控制功能是并联关系，所以要完成驱动台摆动机构的设计，首先要选好系统的传动机构，因为传动机构的选择将直接影响到机构是否能够实现调节，而且实际生产过程中的整体布局和生产效率相互联系。（4）原理解法和原理解的组合由系统的功能结构图得出原理解的组合，可得出设计方案多种不同的解,如表2.1所示：表2.1方案表方案分功能 1 2 3 4A 能量转换电动机B 能量传递齿轮箱泵C 输送辊道滑道D 传动机构四杆机构斜面机构偏心轮机构液压机构E 中间传力机构顶杆活塞垫块F 调节控制螺纹垫片G 制动制动器组合的方案数目=1224321=96 种接着要对众多的方案，进行定性的筛选，评价，在考虑各功能元在对应的技术物理效应之间的相容性，同时考虑与设计任务的符合性，原理上的可实现性，成本是否合适，在技术水平、制造方法的可行性等等，筛选出以下几种方案。方案1 液压传动机构 （A1+B2+C1+D4+E2+F1+G1）方案2 凸轮机构 （A1+B1+C1+D3+E1+F1+G1）方案3 曲柄摇杆机构 （A1+B1+C1+D1+E1+F1+G1）四种机构的机构原理简图如下：方案1图：图2.4 液压传动机构方案2图：图2.5 偏心轮机构方案3图：图2.6 曲柄摇杆机构（5） 方案评价及选定从前面的设计分析中已经提到驱动台摆动机构的设计，主要核心部分是传动机构的设计。所以分析研究的重点应放在传动机构的问题上。下面结合不同的机构的主要性能及其特点对各个方案作一些具体的评价：1.液压传动机构液压传动机构，具有体积小，质量轻，输出功率大等优点。利用液压机构提升摆动台的过程：液压泵供油，出口压力可由溢流阀调定，经三位四通电磁换向阀，首先左位YA1作用，液压缸活塞提升，经过单向阀回油，活塞杆到达上位时，碰到上位行程开关，控制YA2工作，活塞下行，台面下降，经过单向阀，单向阀此时可起到平衡保护作用，不至使台面下落过快，产生过大的冲击。这套机构在完成台面摆动幅度的调节问题上面，看来是可以实现的。但是即使活塞的行程控制可实现，活塞杆的长度可调，采用螺纹形式联接，做成螺杆，在台架的巨大作用力下，螺杆的尺寸和液压缸缸体的尺寸就需要设计的足够大，整体结构就会比较笨重。另外，最重要的是，在如此恶劣的环境下，强振动，强冲击，及热轧钢材的高温影响、脱落的氧化铁皮会产生堆积等环境因素，会使得活塞与缸体之间的配合，以及传动介质发生很大的变化，直接影响到生产过程。2.凸轮机构凸轮机构的结构较为简单，可实现系统所需的运动规律，但是凸轮与从动杆件之间的接触是高副接触，会出现接触应力过大的现象，不宜用于载荷过大的机构中。特别是在冶金机械等这些重型机械当中，通常情况下，杆件所受的负载较大。例如，本设计中摆动台面上有输送的钢材，加上台面自重折合到接触点处的作用力可达到79.2吨。所以尽量不采用高副机构。同时采用凸轮机构，很难实现机构的调节。3.曲柄摇杆机构作为在机械工业中应用很为广泛的平面连杆机构，它的结构比较简单，制造也方便，运动副为低副，同样也能承受较大的载荷，适合各种速度工作，虽然在实现从动杆多种运动规律的灵活性方面有一定的不足之处，但在完成一般的平面运动，如本设计所要实现的摆动运动，其应用是很现实的。现代机构设计在研究平面连杆机构这一方面也已比较成熟、深入，应该说，连杆机构是既实用又先进的机构。同样，要实现驱动台摆动机构的台面调节，可以通过对连杆的调节，和摇杆的调节，或者同时调节来完成，从机构的角度来看，连杆和摇杆的尺寸的改变，就可实现在一定范围内四连杆机构的各种运动轨迹，它的调节范围就更为广阔。由上述的分析，结合各传动系统的优缺点，选择方案3作为驱动台摆动机构的传动方案。2.3结构总体设计2.3.1 结构设计概述结构总体设计是将原理方案设计结构化的过程。它是从完成总系统的功能而进行的初步总体布置开始到最佳结构设计的最终完善及审核通过为止。它的工作质量对满足功能要求，可靠性和保证产品质量，降低产品的成本等都起着重要的作用5。2.3.2 结构总体设计在实际的轧钢生产过程中，摆动台台面长度约为11米，而辊道离地高度为800mm左右，钢材和台架的重量作用于机构上的力是79.2吨。为了适合生产和环境的要求，传动机构应设在地面以下。在此机构结构设计中，我的设计思路需要把握以下几点原则：（1）台面的长度在约11米，实际作用在台面上两支座间的距离是在9.4米，这是由实际需要决定的。所以，在地坑下的宽度必须小于9.4米。在重型机械的设计过程中，由于重载、冲击的主导因素，作为机架的支承座是很牢固的，尺寸也自然会增大一些。考虑了地坑的宽度，及支承座的大致尺寸，因而设计两个支座结构间的总宽度为8米左右。这也是为便于安装、拆修和维护，使得两个支座间的距离约在5米左右。（2）整个传动机构都是安设在地面以下的，从维护和检修的方面来看，不宜放置的过深，一般在离地34米左右，因为平衡装置的摆动也会有一段行程，相对曲柄摇杆机构要更深一些，因此，机构所在的基面应相对稍微要浅一点，约在3米左右。（3）从机构尺寸的角度来讲，曲柄的长度短一些较好，这样它的作用更为明显。但是，作为大型机械的主动部件，其尺寸系数也不可能过小，而且从曲柄的整体结构来看，长度也不能太小。（4）可调节连杆和摇杆长度的设计，即它的调节的长度范围，要结合生产实际的需求，确定台面摆动的幅度，还要根据机构所在地下的深度、宽度的具体数据，综合考虑。（5）地坑的深度与轧机机座的地基之间必须保持一定的距离。（6）摇杆的尺寸设计还须结合它与杠杆之间的角度关系，防止在极限位置时，它的运动与中间传力杠杆运动发生干涉。（7）在设计平衡重锤杠杆时，重锤的摆动有一段行程，所以它的长度不宜过长，但杆太短，会使得重锤的重量变的更大，对它的定位，联接，维护等方面也受到影响，一般设计成2.53倍为好。根据上述的设计原则，在参照国内一些钢铁企业的实际生产设备之后，鉴于轧钢机的设计经验和方法，提出了摆动机构的总体框架及主要部件的尺寸和位置参数，初步定出了的机构如图2.7所示：图 2.7 初选的机构简图2.3.3 平衡杠杆的设计驱动台摆动机构的设计是位于型钢成型轧钢机前后，机构是采用曲柄连杆式。它的作用是：帮助三辊型钢轧机完成成型轧制。为了减少电动机容量，使升降台工作平稳可靠，在曲柄连杆式升降台的摆动机构中装有平衡装置。在设计升降台平衡装置时，要符合“中间位置平衡原理”，即升降台在中间位置时能够保持平衡，而升降台在上部位置时欠平衡，升降台在下部位置时过平衡6。如果以MG表示平衡重的重量（重力）G相对与轴O2的力矩，以MQ表示前支柱对平衡杠杆作用力Q相对与轴O2的力矩，则“中间位置平衡原理”可用以下不平衡力矩的关系式表示。 升降台在上部位置时，MQMG，其不平衡力矩为M2=MQMG0 （2-1） 升降台在中部位置时，MQ=MG，其不平衡力矩为 M2=MQMG=0 （2-2） 升降台在下部位置时，MQMG，其不平衡力矩为M2=MQMG0 （2-3） 为了实现上述平衡条件，平衡杠杆KO2D的两个杠杆臂KO2和DO2的夹角，要比力Q和G之间的夹角大2（图2.8）。其中，角是杠杆臂KO2与水平线的夹角。此外，平衡杠杆KO2D和DO2的长度rK和rD应根据以下公式确定 QrD=GrK （2-4） 图2.8 平衡杠杆受力简图当升降台面在中间位置时，杠杆KO2D处于图2-5实线位置，力Q和G相对与轴O2的力矩分别为： MQ=QrDcos （2-5） MG= GrKcos （2-6） 式中 r 杠杆臂DO2的长度 r 杠杆臂KO2的长度 杠杆臂KO2与水平线的夹角显然，只有满足QrD=GrK，才能使MQ=MG，可实现摆动台在中间位置保持平衡的要求。当升降台上升到上部位置时，杠杆KO2D反时针旋转一角度，此时，力矩MQ和MG分别为： MQ= QrDcos1=QrDcos（） （2-7） MG=GrK cos2= GrK cos（+） （2-8） 式中： 1升降台在上部位置时，杠杆臂DO2与从轴引向力的垂线之间的夹角 2升降台在上部位置时，杠杆臂KO2与从轴引向力的垂线之间的夹角 升降台在上升（或下降）时，平衡杠杆KO2D的摆动角度同理，当升降台下降到下部位置时，力矩MQ和MG分别为：MQ= QrDcos（） （2-9） MG = GrK cos（） （2-10） 综合考虑上述的各个公式后，升降台处于上部和下部极限位置时，其不平衡力矩M2为： M2=MQMG = GrKcos()- cos()或 M2=2 GrKsinsin （2-11） 要确定平衡杠杆的形状尺寸时，可由（211）式M2=2 GrKsinsin来确定角。角一般根据平衡杠杆的最大摆动角max和不平衡系数K来确定。其中，不平衡系数是=max时的最大不平衡力矩（M2）max与平衡时的力矩QrD或GrK的比值，即 （2-12） 根据（211）式M2=2GrKsinsin，将（M2）max代入，则 （2-13）在上式中，平衡杠杆的最大摆动角max一般为200300。而不平衡系数K往往根据经验数据确定，一般的重型升降台平均取0.1。再根据式（213），就可求出角的数值为8020 5040。根据经验设计，取=5.50。可以认为力Q的方向是近似垂直的，所以设计两杠杆之间的夹角为11。在设计中给定Q的大小为79.2吨，再根据杠杆平衡，对O2点取矩，QrD=GrK，79.20.7=G2.1，得G=26.4吨。上述是在没有考虑各杆件的自重，实际当中，考虑到各方面因素的影响，折合到重锤上的力为27.7吨，这一数值也是经过长期实践中，较为合适的。在确定平衡杠杆与滑槽杠杆，滑槽杠杆与前支柱杠杆的夹角时，尽量不要使两夹角相差过大。而且，重锤杠杆滑槽杠杆的夹角接近90时，能较有利的传力。至于确定两夹角的具体精确数值，还要根据使用经验和长期积累的情况后得出，在夹角的设计中，我参考了包钢设备的设计情况。取平衡杠杆与滑槽杠杆之间为91，滑槽杠杆与前支柱杠杆的夹角为100。综合传动机构的个尺寸参数，提出了机构的总体设计结构图，如图2.9所示： 图2.9 机构的总体结构图 第3章 驱动台摆动机构的分析3.1驱动台摆动机构的结构分析3.1.1 前支柱的受力说明整个摆动台面通过面积法折合计算，作用到前支柱上的力为79.2吨，这是设计的前提条件。另外，该力的作用方向在设计计算中可以认为是垂直的，这样考虑也是合理的简化，不会对整个设计有多大影响。3.1.2 结构分析在分析之前，要说明的是，曲柄长度，两支座的水平距离和垂直距离，平衡重锤杠杆，以及前支柱的长度是不会变的。图中OA 长就是曲柄的长度，HC长就是两支座的水平距离，OH就是垂直距离，CD长就是平衡重锤杠杆的长度，CE长就是前支柱的长度，AB长就是连杆的长度，BC就是滑槽杠杆的实际长度。（1） 当连杆长度为4950mm，滑槽杠杆的长度为1150mm时摆动台分别处于下落和提升位置时的受力计算过程如下： 摆动台处于下落位置时，机构受力简图如图3.1所示：图3.1 摆动台下落时机构受力图已知：OA=420mm，AB=4950mm,BC=1150mm,OH=200mm,HC=4900mm,BCD=91，BCE=100，G=27.7t,Q=79.2t, DC=2100mm,CE=700mm。由已知，得同理，可得 又 再 设平衡重为G，前支柱受力为Q，拉杆受力F，以C为 矩点，力臂分别为a1,a2,a3，力矩取逆时针为正，顺时针为负。根据力平衡原理， 其中 摆动台处于上升位置时，机构受力简图如图3.2所示：图3.2摆动台上升时机构受力图已知：OA=420mm，AB=4950mm,BC=1150mm,OH=200mm,HC=4900mm,BCD=91，BCE=100，G=27.7t,Q=79.2t,DC=2100mm,CE=700mm。由已知，得 同理，可得 又 再 设平衡重为G，前支柱受力为Q，拉杆受力F，以C为 矩点，力臂分别为a1,a2,a3，力矩取逆时针为正，顺时针为负。根据力平衡原理， 其中 以下的各种受力状态分析的方法和上述是完全一致的,只是具体的数据不同而已,在此不一一赘述,只求出具体的结果。（2） 当连杆长度为4950mm，滑槽杠杆的长度为900mm时 摆动台处于下落位置时 摆动台处于上升位置时（3） 当连杆长度为4800mm，滑槽杠杆的长度为1150mm时 摆动台处于下落位置时 摆动台处于上升位置时（4） 当连杆长度为4800mm，滑槽杠杆的长度为900mm时 摆动台处于下落位置时 摆动台处于上升位置时 通过4种不同的受力状态的分析计算,可以看出,在不同的受力状态之下,拉杆受拉力或受压力,力的大小和方向不同。 受最大拉力和压力的状态分别为： 拉杆的长度为4950mm, 滑槽杠杆为900mm，摆动台在下落时，拉杆受压力最大 F=112.97KN 拉杆的长度为4800mm, 滑槽杠杆为900mm，摆动台在上升时，拉杆受拉力最大 F=47.73KN 所以要使机构能正常工作，必须在最大受力的情况下，机构也不能失效。3.2 驱动台摆动机构的运动分析3.2.1 机构运动分析的目的 机构的运动分析目的是检验机械的工作性能，同时当新的机构综合时，机构的运动分析也可以用来检验机构的正确性。因此，机构的运动分析很重要。机构的运动分析，将不考虑机构的弹性变形和机构所受的外力对机构运动的影响，而仅从几何角度研究在原动件的运动规律。在机构已知的情况下，确定机构其余构件上的点的运动轨迹、位移、速度、加速度，以及机构组成构件的角位移、角速度和角加速度等运动参数。通过轨迹的分析，可以确定某些构件运动所需要的空间，判断它们运动是否相互干涉。通过速度分析，可以确定机构中从动件的速度是否合乎要求，并为进一步做机构的加速度分析和受力分析提供必要的数据。通过加速度分析，可以为惯性力的计算提供加速度数据，尤其对于高速机械和重型机械等惯性力较大的机械，进行加速度分析是非常必要的。由上述可知，运动分析既是综合的基础，也是力分析的基础7。3.2.2机构运动分析的解析法机构运动分析的方法可分为图解法，解析法和实验法。图解法比较简单形象，但是精度不高，对于高速精密机械机构，用图解法做运动分析往往不能满足要求。解析法可通过计算机来解决计算问题。此外，通过解析法可建立各种运动参数和机构尺度参数的函数关系式，这便于深入的研究。在此次设计中，连杆和摇杆的调节过程中会产生多种运动形式，因此，应用解析法进行分析是较为合适的。采用解析法分析机构运动，其中包含速度分析、位移分析、加速度分析，最重要的是位移分析。对于速度和加速度分析，一般是利用位移方程式对时间求导一次和二次后，解线性方程或线性方程组得到的。运动分析的解析法可利用向量、复数、矩阵等方法。对于具体的用解析法做机构运动分析的步骤，在此不进行赘述。3.2.3 运动分析（1）位移分析 图3.3简化机构后模型图8图3.3中，按图中所示四边形OABC或 （3-1）区分出实部和虚部（3-2） 消去后，得 （3-3）式中 其中 代入（3-3）式得 取 由（3-2）式得 （2）速度分析将式（3-1）对时间求导，得 （3-4）消去，每项乘以，得取实部得 同理，消去，每项乘以，得（3）加速度分析将式（3-4）对时间求导，得 消去，每项乘以，取实部得同理，得 根据上述的分析,因为计算的量比较繁多,可用C语言进行编程计算比较方便。程序如下：#include #include main()float H1=0.42,L1=4.90408,A4=177.66,PI=3.14159,W1=1.4032,a1=0.00;float H2,L2,A1,A2,A3,E,F,G,W2,W3,a2,a3;scanf(H2=%f,L2=%f,A1=%f,&H2,&L2,&A1);A4=A4*(PI/180),A1=A1*(PI/180);E=2*H1*L2*cos(A1)+2*L1*L2*cos(A4);F=2*H1*L2*sin(A1)+2*L1*L2*sin(A4);G=H1*H1+L1*L1+L2*L2-H2*L2+2*H1*L1*cos(A1-A4);A3=2*atan(F+sqrt(F*F-G*G+E*E)/(E-G);A2=atan(H1*sin(A1)+L2*sin(A3)+L1*sin(A4)/(H1*cos(A1)+L1*cos(A3)+L2*cos(A4);W2=(H1*sin(A1-A3)/(H2*sin(A3-A2)*W1;W3=(H1*sin(A1-A2)/(L3*sin(A2-A3)*W1;a2=(L2*W3*W3+H1*a1*sin(A1-A3)+H1*W1*W1*cos(A1-A3)+H2*W2*W2*cos(A2-A3)/(H2*sin(A3-A2);a3=(H2*W2*W2+H1*a1*sin(A1-A2)+H1*W1*W1*cos(A1-A2)+L2*W3*W3*cos(A3-A2)/(L2*sin(A2-A3);A2=A2*(180/PI),A3=A3*(180/PI);printf(A2=%f,A3=%fn,A2,A3+360);printf(W2=%f,W3=%fn,W2,W3);printf(a2=%f,a3=%fn,a2,a3);通过程序计算得出的数据列表3.1：经过计算得出了构件角位移，速度等参数，可以得出结论中间传力杆件和摇杆组件是不会发生干涉的。各角度的单位为度，角速度的单位为，角加速度的单位为 表3.1 摆动机构运动分析数据表长度位置4950和1150mm下落9.559.38249.67-0.1190670.0000070.1031660.8976224950和1150mm提升189.512.32291.230.1190650.0000670.033158-0.6733794950和900mm下落6.116.46240.78-0.1190500.0002370.1287641.2225594950和900mm提升187.537.74297.160.1190480.0000240.054028-0.8919754800和1150mm下落10.4210.31258.13-0.1229980.0000450.0761540.8441334800和1150mm提升190.5510.57300.780.1227430.0000030.059065-0.7009674800和900mm下落7.337.34251.36-0.1227560.0000670.0883451.1048234800和900mm提升186.756.65307.560.1227670.0000760.094365-0.977745第4章 驱动台摆动机构力的分析4.1 驱动台摆动机构力的分析概述4.1.1 机构力分析的任务机构力分析任务主要有两个：一是确定运动副中的约束反力；二是当机构构件按照一定规律运动时，确定需要加在机构上的平衡力或平衡力矩。对机构力的分析过程中，不考虑运动副间隙和摩擦。只涉及构件的平面机构力分析的有关问题。至于考虑运动副间隙的机构力分析、弹性构件的力分析、空间机构的力分析不做探讨。4.1.2 机构力分析的原理和方法 机构的力分析一般采用的是动态静力分析法，即将惯性力和惯性力矩看成是外加在相应的构件上的。这样，动态的机构就可以看作为静力平衡状态，通过用静力学的方法进行分析计算9。为了计算出各构件的惯性力和惯性力矩，必须先对机构的运动进行分析，机构力分析是以运动分析为基础的。采用解析法做机构的动态力分析，首先应将所有的外力和外力矩加到机构构件上，然后对各个构件逐一列出平衡方程,最