翻钢机设计

摘要翻钢机是实现阴阳面翻钢过程的设备。据说在 14 世纪欧洲就有翻钢机，但那个时候的翻钢机长期不能满足工艺既定的要求，主要是夹不紧，翻不转轧件，翻钢靠人工进行，工人劳动条件恶劣，影响产品产量的提高及产品规模的扩大，不能进行大规模型钢的生产。但是经过人们不断的努力，对翻钢机进行努力的改造，如今可连续翻钢，结构简单，操作方便，翻钢稳定可靠，性能良好，解除了笨重的人工翻钢，提高了生产效率。钢坯翻送机的作用就是将经过火焰切割机定尺切断的连铸方坯输送并将其从输送轨道翻过来，本次设计主要设计了：链条传动的棍子输送辊道和以电动机为动力元件的钢坯翻送机。翻钢机设计以及其工作效率，钢坯在输送过程中具有一定的专用性，需解决有输送辊道到冷床的问题，要考虑在翻转过程中钢坯的支撑均匀、位置控制准确以及钢坯尺寸，翻钢机是由推钢机构和翻钢机构组成。即减速器输出转矩带动曲柄滑块机构运动，最终通过推杆推动钢坯至极位，然后由减速器输出转矩带动凸轮摆杆机构运动，最终通过顶杆（杠杆）翻转钢坯。关键词：翻钢机 推钢机构 翻钢机构 输送辊道Abstrack: Tilting machine is the equipment to realize surface turnover process of Yin and Yang. It is said that in the 14th century Europe have turnover machine, but at that time of the turnover machine cant meet the requirements of process established for a long time, major is not tight, dont turn rolled piece, rolled steel by artificial, labor conditions, influence the production of products and the expansion of products, not on a large scale production of section steel. But through the efforts of the people are constantly, efforts for the double steel machine modification, now can continuous rolled steel, simple structure, convenient operation, stable and reliable turnover, the performance good, lifted the heavy artificial rolled steel, improve the production efficiency.The role of billet turn delivering by flame cutting machine is to cut of the scale of conveying and continuous casting square billet from the conveying rail turned up mobile bridge , the design of main design: the chain transmission rod roller conveyer and driven by motor components of billet turned off. Turnover machine design, and its efficiency, the billet in the process of conveying has certain specificity, to solve the problems of the roller conveyer to cooling bed, want to consider the support even of billet in the process of turning, position control accuracy and the size of steel, steel machine is composed of pushing steel and steel body. The reducer output torque to drive the crank slider mechanism motion, end through the push rod driving one of steel, and then by the reducer output torque drive CAM rocker mechanism motion, ultimately through the plunger (leverage) flip billet.Keywords: Tilting machine Pusher steel institutions Turning steel institutions 目录摘要1Abstract2一绪论31.目的与意义32.现状分析33.课题研究的主要内容，拟采用方法和手3二方案的确定5三电机的选择81.曲柄上力矩的确定82.电机上参数的确定113.电机的确定114.电机功率的校验12四推钢机构的设计151.传动装置设备的布置152.曲柄的设计162-1 曲柄机构的尺寸16 2-2 曲柄的结构设计17 2-3 校核轴的疲劳强度213.连杆装置的设计223-1.连杆的设计224.推架（滑块机构）的设计244-1.推架的组成244-2.推杆的设计25五翻钢机构的设计271.传动装置设备的布置272.凸轮及滚子的设计272-1 凸轮结构位置的确定272-2 凸轮用键的校核282-3 摆动从动件盘形凸轮的校核293顶杆及顶杆轴的设计303-1.顶杆轴的设计30 3-2.顶杆的设计34六设备安装与维护38七.滚子轴承的安装与维护39八.滑动轴承的安装与维护39九.心得体会40十.参考文献41 一绪论1.现状分析目前，国内大中型型钢生产使用的翻钢移钢设备有水压式和机械夹钳式翻钢机两种。长城特殊钢公司四缸厂初扎车间 825 轧机机前机后原使用的是机械夹钳式翻钢机，它是该车间的重要设备之一。但该翻钢机长期不能满足工艺既定的要求，主要是夹不紧、翻不转轧件，翻钢靠人工靠人工进行，工人劳动条件恶劣，影响产品产量的提高及产品规格的扩大（不能进行大断面型钢的生产）。1976 年曾委托有关单位设计过水压式翻钢机，设备费用按当时价格就需 250万余元，而且还要停产半年进行基建和设备安装，由于种种原因未付诸实施。鉴于机械夹钳式翻钢移钢机实际使用中暴露出诸多缺陷，例如维修特别困难，难于调试，易损零部件多等等。该厂又不想重新制造。所以该厂急需设计一种可靠、上马快、制造安装维修方便且节能的的翻钢移钢机，以结束人工翻钢局面，提高产品产量和质量，扩大产品品种种类。2课题的目的与意义1) 本课题主要是完成翻钢机的设计，钢坯在输送过程中具有一定的专用性，需解决输送辊道到冷床的问题，要考虑在翻转过程中钢坯的支撑均匀，位置准确以及钢坯尺寸。2) 采用新的技术成果，以提高生产能力，改善劳动强度，增加经济效益。通过毕业设计，全面系统地进行一次机械设计基本训练，使学生对所学课程能融会贯通，综合运用，并得到深化巩固；3) 结合实际，培养和提高独立分析和解决工程问题的能力，提高计算机和外语的应用能力，提高工程设计应用能力；4) 培养创新意识和发明能力，初步形成经济、环境、市场、管理等大工程意识，培养学生严肃认真的科学态度和严谨求实的工作作风；5) 检验学生对所学课程的掌握程度，并作为学生毕业的主要依据之一。3.课题研究的主要内容，拟采用方法和手段:(1) 内容：（1） 总体方案设计合理正确；（2） 设计方案良好，安全可靠，设计计算原理正确，结果无误；（3）装配图结构设计合理，能满足运行等工艺的要求；（4）零件图符合使用和制造工艺要求；（5）熟练利用绘图软件绘制装配图及零件图。(2) 拟采用方法和手段：首先阅读大量相关文献资料,教材及新闻背景资料,包括机械原理，轧钢机械,以及翻钢机现有技术水准,国际水平探讨方面的书籍,报刊.以了解可靠性的内容,然后通过调研,进一步了解企业现状及需求.接下来进行分析与设计.确定数据来源的真实准确.再进行系统设计1）通过进入工厂参观实物，对翻钢机的结构，工作原理，特点有进一步的了解。2）按照设计要求制定出主要技术规格和动作线图。3）设计并制定出所有翻钢机结构部件的尺寸，通过计算选取标准化零件。 4）用 CAD 软件画出翻钢机的全部装配图和零件图。二方案的确定方案的选择与比较根据本次设计对钢坯翻送机功能，环境要求和现有生产技术，考虑起工作环境，我组设计了以下方案：方案（1）：凸轮传动翻钢机1.方案原理图1推头，2翻钢钩，3重锤，4接料板，5凸轮，6曲轴，7滚轮，8连杆，9减速器，10主令控制器，11电动机，12制动器A 一侧视图 B 一俯视图2 .动作原理开动电机，使图 1A 中之曲轴 6 按箭头方向旋转，通过连杆 8，推头 1 将停在辊道上任一位置的钢坯推至预定位置，当曲轴转向下方时，按装其上的滚轮7 与凸轮 5 相碰，使翻钢钩 2 升起，将钢坯翻转 90 度。翻钢过程如图 2 所示。首先翻钢钩升起进行翻钢，其次由接料板 4(图 1A)将钢坯接住，这时钢坯已被抬离辊道面少许，最后翻钢杆下降，将钢坯放在辊道上。翻栩机的操作是由操纵台上脚踏开关进行的。每翻一次钢由主令控制器 10(图 1B)使电机断电，由制动器使曲轴停在指定位置。图 2 翻钢过程示意图1翻钢 2接料 3放料方案（2）：液压翻钢机 如图 2.2 所示本方案的工作原理主要是将液压缸的往复直线运动通过杠杆将其转化为工作长轴的转动。 工作原理：油从油源进入液压系统时，在定量泵节流调节系统中，定量泵提供的是恒定流量。当系统压力增大时，会使流量需求减小。此时溢流阀开启，使多余流量溢回油箱，保证溢流阀进口压力，当三位四通换向阀 1 切换到左位时，液压源的压力油经阀 1，单向节流阀 2 中的单向阀，分流集流阀 3， （此时分流阀作用） ，液控单向阀 4 和 5，分别进入液压缸 6 和 7 的无杆腔，实现双杆伸出同步运动，当三位四通换向阀 1 切换至右位时，液压源的压力油经阀 4 和5，分流集流阀 3（此时分流阀作用） ，换向阀 1 回油，实现双杆缩回同步运动，当三位四通换向阀处于中位时液压油通过 1 直接流回油箱。 分析以上两种方案，考虑到经济效益，安装维护方便以及安全性，通过比较发现，方案（2）容易漏油，因而会影响运动的平稳性，并使效率降低；油液具有易燃性，有引起爆炸的危险，而且液压油还比较贵，在现在大多数厂中使用的都是方案（1） 。故方案（1）较好。方案（1）由于安有接料板，故翻钢可靠性高，不仅能翻方坯，并且能翻 500 一架前的任一矩形断面轧件，由于有接料板，故大大减轻翻钢时坯对辊道的冲击。所以选择方案（1）.传动装置设备的布置本设计的传动装置设备包括电机、减速器、执行机构、行程开关和制动器，其原理框图如图 2-1。图 2-1 传动装置原理框图对于该套设备的传动装置，现有设备考虑到车间布置采用的是减速器的偏置布置，即减速器输出后通过一个联轴器接一长曲轴将传动接入执行机构。对于这次的设计过程，在不考虑这一因素的情况下采用了更为紧凑的对称布置，即减速器输出后通过两联轴器直接接入到执行机构中去，略去制动控制装置。减速器执行机构 电机行程开关 制动器其传动装配图如图 2-2。三 电机的选择1. 曲柄上力矩的确定由图 1-1 可知，曲柄上的力矩 由三部分组成，即 = + +MM1231-1 推动钢锭（钢坯）的力矩 =1fFr：最大钢坯在辊道上移动的阻力（摩擦力）fF= =4.44KNf1N( ：最大钢坯在辊道上移动的摩擦系数，取为 0.2； ：最大钢坯的重量)N= = =7.85 (310 310 1000 ) 9.8=22.2KNmgv310910( ：曲柄半径，由推杆行程 =600mm=0.6 =2 得出 =0.3m)rLmr取连杆长度 =540mm，则连杆比 = =1.8，此时传动角 56.25 40，l Klrin于是随着转角 的变化(如图 2-3)，所需的推钢力矩 的值如表 2-1 所示a 1M图 2-2 翻钢机受力分析示意图表 2-1 推钢力矩 的计算列表1MaMf= （Nm）1fFrM0 0 05 0.136 18110 0.269 35815 0.38 50620 0.531 70725 0.56 74630 0.750 99935 0.865 115240 0.936 124745 1.009 134450 1.068 142355 1.116 148760 1.140 151965 1.42 189170 1.149 153075 1.131 150680 1.098 146385 1.032 137590 1 133295 0.965 1285100 0.871 1160105 0.785 1046110 0.730 972 180 0 0其 =Mf22cossin(1)inaK故当 =70时， 打到最大值为 1530N.m，于是去 =70a1 a又由 = = 得出 =31.47cos2in2(sin)rl1-2.空载力矩 2M= =5333 0.3 1.149=1838N.m20Frf：推头部分各零部件自重产生的摩擦力由于本设计采用的是滚轮式推头，则 = =0F02()QdfR=5.33KN217504.1.06233：推头部分自重，实际中约为 2.112KNQ：滚轮半径，取为 60mmR：滚轮在滑道上的滚动摩擦系数，取为 0.15f：滚轮轴承的摩擦系数，由于使用的是滚动轴承，则 取 0.042 2：滚轮轴承的平均直径，约为 75mm0d1-3.翻钢力矩 3M当曲柄转过 270时，曲柄上的凸轮压着翻钢顶杆而使顶杆另一端翘起来达到翻转钢坯的目的，图 2-3。翻钢力 = = =13.76KNW2Nab5031.：钢坯断面长，取为 310mma：翻转头中心到钢坯翻转支点的距离，取为 250mmb根据平衡杠杆原理得出作用在凸轮上的力 = = KNT21lW35.7619.88曲柄上的翻转力矩 = =19.88 12.5=248.5N.m3MT0l：力 距离曲轴轴承中心的最远垂直距离（由凸轮-摆杆从动件的设计知，0lT约为 12.5mm）当 =0180时（推钢）： = + =1530+1838=3368N.ma12当 =180270时（翻钢） = + =1838+248.5=2086.5N.mM3当 =270360时（回程） = =1838N.m2 =3368N.mmaxM2. 电机参数的确定翻钢一次所需的时间为 3 秒选择匀速运动规律，则曲柄角速度 =2 /3 rad/s减速器输出轴转速 =60 /2 =20 r/minwn由于电机转速一般较 20 r/min 大很多，于是传动装置采用开式蜗杆传动（传动比可达 15 60）:本设计中，电机需要经常启动和制动，甚至是反转，要求电机具有转动惯量小和过载能力大的特点，于是选择冶金用三相异步电动机 YZ 型（笼型）或 YZR 型（绕线型） 。工作机实际所需功率 = KWPmax950wMn：电动机至工作机之间传动装置总效率（由设计知，其间的传动装置包括一个电动机至减速器的弹性联轴器，其效率 取 0.99；减速器内两对齿轮传1动副，其效率 取 0.97；一个单头蜗杆传动副，其效率 取 0.70；两个减速2 3器至工作机的联轴器，其效率 取 0.99；减速器内三对滚动轴承，其效率4取 0.98）5 = =0.612345 = =3368*20/9550*0.6=11.76KWPmax90wMn3. 电机的确定根据负荷的不同性质，本设计中电动机工作制为 5S（包括电动机的断续周期工作制） ，FS=25，于是选择电动机型号为 YZR180L-6， =15KW， =960 Nnr/min传动比 =960/20=48，传动装置可满足此传动比要求。i4. 电机功率的校验一般而言，对于绕线式异步电动机不必校验，因为起动转矩的大小是可调的，在起动时可调至较大数值。但为了解其校验过程，现计算如下：4-1.机械运转时间的计算（1）起动时间 =qt2375()qjGDnM式中， ：电机轴上总的飞轮力矩； ：电机转速； ：电机起动2 nqM转矩（ = =975 ，其中 为电机额定功率） ； ：换算到电机轴上qeeNne j的静力矩，计算时用最大的空转力矩值代入，且 = （ 为最j2maxi2ax大空转力矩； ：传动装置传动比）i由前面的设计计算知， =3368Nm， =960 r/min， =15000W，2GDneN=1838Nm， =482maxMi =0.70sqt（2）制动时间 zt因有机械制动，取 =0zt（3）起动时间 内曲轴的转角qtq= = =q12n360i123609.7482（4）计算时每根钢坯以连续翻两次确定其工作时间，每根钢坯翻转的周期时间为 24s（每两分钟轧五根钢坯）（5）曲柄转速 c= r/s，折合成角速度为 = /scn9601483icw120（6）连续翻转两次的工作时间 0t= =5.65s0t26721qcw（7）翻钢时间 3t设翻钢时曲轴的转角 = ，则30= = =0.25s（ = ）3tcw0121827:（8）曲柄起动后，曲轴旋转至各个角度的时间 、 、 、1t24t5= = =1.15s （ = ）1t0qc18420q:80= =0.5s （ = ）2t39cw13= =0.75s （ = ）4t01c2706:= =1.5s （ =0 ）5t82cw184-2.阴阳面翻钢机电机负荷计算根据上述计算，将每根钢坯连续翻两次的计算结果列于表 2-2。表 2-2 阴阳面翻钢机电机负荷计算表 360q180q9390423qt1t2t3t4tt（s） 0.7 1.15 0.5 0.25 0.75qM12i2Mi23i2Mi（N.m）15234 70.17 38.29 43.46 38.2936018093905t2t3t4tt（s） 1.5 0.5 0.25 0.7512Mi2i23Mi2i（N.m） 70.17 38.29 43.46 38.294-3.电机功率验算（1）实际负载持续率 FS FS = = =26.50qtT.75624（2）根据负荷图计算电机的均方根力矩 juM=juM22222213450()qqtttttMt=5058.35Nm（3）换算成负载持续率 25时的均方根力矩= =5208Nm =975 =15234Nm25%Mju5FSeM15096故所选电机功率是合适的。四.推钢机构的设计1. 传动装置设备的布置由设计思路知，推钢机构原理框图如图 3-1 所示。减速器 曲柄滑块机构 实现推钢图 3-1 推钢机构原理框图即减速器输出转矩带动曲柄滑块机构运动，最终通过推杆推动钢坯至极位以方便翻钢。曲柄推钢机构如图 3-2 所示。图 3-2 推钢机构1- 曲柄 2-连杆 3-滑块（推架） 4-推杆对于该设备的推钢执行动作采用对心曲柄滑块机构，即通过联结在减速器输出轴上的两个曲柄随同减速器输出轴转动从而带动连杆运动，最终驱动滚轮沿导轨平动带动推架上的推杆推动钢坯至辊道面另一端，为后续翻钢动作准备，其原理图如图 3-3 所示。图 3-3 推钢机构原理图1- 减速器输出轴 2-曲柄 3-连杆 4-滑块（推架）2. 曲柄的设计2-1 曲柄曲柄主要尺寸如图 3-4 所示（曲柄材料为 35 钢） 。图 3-4 曲柄主要机构2-2 曲轴的结构设计1.拟定轴上的装配方案装配方案如图 3-5 所示。图 3-5 曲柄的结构及装配1-曲柄 2-滑动轴承 3-挡板 4-垫圈、圆螺母2.确定各段轴的直径和长度（1） 安装曲柄取-轴段直径为 70mm，长度取为 78mm。由 GB1096-79 取-轴段上键槽尺寸为 =20mm 7.5mm 70mm，键槽距离面 4mm。btl（2） 选择滑动轴承取-段轴径为 80mm，即轴颈直径 =80mm。液体动压润滑径向滑动轴承，工d作载荷 =55225N，转速 =20r/min。maxFn 选择轴承结构和材料a）选择轴承结构为剖分式由水平剖分面单侧供油，轴承包角 = 。a180b）选择轴承宽径比一般轴承宽径比 在 0.3 1.5 范围内，根据低速重载轴承的特点，/Bd:为提高轴承整体刚性，宽径比去较大值为 1.5。c）计算轴承宽度mm1.5.8012Bdd）计算轴颈圆周速度= =0.084m/s6nv3.46e） 计算轴承工作压力 和 值pv MPa52.7801FpdBMPa m/s.743vf）选择轴瓦材料对于中速重载及变载轴承，其轴瓦材料宜选用 ZCuSn10P1(锡青铜)，其 =10m/s， =15MPam/s，故该材料满足要求。pp 承载能力计算a）初估润滑油粘度 Pa/s1376(/0).98nb）计算相应平均粘度取润滑油密度 Kg/m3，则平均粘度0mm2/s66.98101vc）选定润滑油牌号根据 m/s， mm2/s，初选 L-TSA100 汽轮机油（30、40 号.409v汽轮机油）d）选定平均油温现选平均油温 mte）按 查出 L-TSA100 汽轮机油的动力粘度 =0.100Pas40t 40Cf）计算相对间隙 =0.000431，取 =0.00043344.81.80.1vg）计算承载量系数 pC2 235.4.80.1801pFCvbh）求轴承偏心率根据 及 的值，查得轴承偏心率 =0.806p/Bdxi）计算最小油膜厚度 minhmmin(1)40.(10.86)3.12hxj）确定轴颈、轴承孔表面粗糙度 、Rz2按加工精度要求可得 m， m1Rz0.22zk）计算许用油膜厚度 ，取安全系数 =2inhS =2（ + ） m，因 ，故可实minh1z2(.4)1.inhmin现液体动压润滑 热平衡计算a）计算轴承与轴颈的摩擦系数 f轴承的宽径比 =1.5，宽径比变化系数 =1.5，由摩擦系数计算公式/Bd得 620.1(3.14)3.40.5 0.541.506057wfpb）查油耗量系数 /()QvBd由宽径比 =1.5 及轴承偏心率 ，查得耗油量系数/d.80x=0.101/()vBc）计算润滑油温升 t按润滑油密度 Kg/m3，取比热容 =1800J/（Kg） ，表面传热系90C数 =80W/（m 2）s则温升 60.61()()5.7041.483189.sfptQCvBdd）计算润滑油入口温度 1t， 符合 35 45条件，1/240.8/239.46mtt1t1t满足要求。 选择轴承的配合公差a）计算直径间隙mm0.480.32db）选择配合根据直径间隙 =0.032mm，按 GB/T1801-79 选配合 H11/p6，查得轴承孔尺寸公差为 ，c）求最大、最小间隙 、190 maxinmmax190(2)19min因 在 与 之间，故所选配合正确maxin 由标准轴瓦长 150.25mm 取-段轴颈长 147.25mm。由 GB1154 选油杯A25。（3） 确定了滑动轴承，取固定轴肩高为 8mm，即-段轴径为 96mm，取-轴段长 13mm（4） 为固定滑动轴承轴瓦的另一端，用一挡圈定位，取挡圈外径为126mm，长 13mm，材料为 45 钢；取安装该挡圈的轴段-的直径为 74mm，轴段长 13mm。（5） 挡圈外端采用止动垫圈加圆螺母安装定位，垫圈型号为 GB 858-88 72；螺母型号为 GB 812-88 M72 2，厚 12mm。于是，取-轴段上螺纹为M72 2,轴段长 34mm，且为安装止退垫圈在螺纹轴上开一槽，槽宽 10mm，深34mm。2-3 校核轴的疲劳强度按弯扭合成应力校核的强度轴径尺寸公差为 10298图 3-6 曲轴载荷分布图由曲轴的载荷分布（图 3-7）知，截面 A 为危险截面。取轴的材料为 45 钢，调质处理，于是 2222()()4()ca MTTWW1式中， ：轴的计算应力，单位 MPaca：轴所受的弯矩，单位 Nmm：轴所受扭矩，单位 NmmT：轴的抗弯截面系数，单位 mm3 ：对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，对于 45 钢，为160MPa：应力折合系数，此处取为 0.6对于 A 截面，由于键的存在， （其中， 为该段轴径，32()dbtWd单位为 mm； 为轴上键槽深，单位为 mm； 为键槽宽，单位为 mm） 。对于该处，t=70mm， =7.5mm， =20mm，于是可得 =29471.61 mm3.db = =35MPa ca22()MT232(6013)(0.6148)971=60MPa安全3. 连杆装置的设计3-1 连杆的设计因为该设备的推杆头起点位置调节距离为 0 60mm，于是将连杆部分设计:为螺纹调节装置，如图 3-8，即利用两连杆通过中间螺套的旋动以达到伸缩推杆总体长度的目的。1.取连杆材料为 35 钢，则可得其屈服强度 =320MPa，拉压疲劳强度s=200MPa。设所用螺栓直径为30mm，首先用简化计算法估算螺纹部分的直1T径。取安全系数 =9，故简化计算时螺栓的许用拉伸应力pS= = =35.6MPa。ps3209由轴向载荷的简化计算法得螺栓直径公式所需螺纹内径为 =45mm1dmax6.31.520pF将 放大至有足够的安全裕量 1.3，即 =45 1.3=58.5mm，于是由 GB 1d196-81 取螺杆上的螺纹小径 =61.835mm，螺纹大径 =64mm，螺距 =2mm，即1d p选用 M64 2 的螺纹连杆。图 3-7 连 杆（螺杆调节装置）1-连杆（一） 2、4-圆螺母 3-螺套 5-连杆（二）2.计算每个连杆的螺纹部分所受到的总拉力 0max()cFK由于是紧固联结的变载荷，故 取 3；而对于连杆螺纹， 取 0.20 c N50max()(3.2)51.7cFK3.校验最大应力由检验公式 ，于是max21.6Fd.5.s:=76.84MPa52321.6.610(8)FdMPa8.5.s: ，即最大应力校核通过。216d.5s4.校核应力幅由校验公式 max21.7aKcFd1TpS查得安全系数 =2.5 4，取 =3；取尺寸系数 =0.63，螺纹有效应力系apS:a数 =3.9K =1.84MPamax21.57cFd320.5(681)= =11.9MPaTapSK.3.9 ，即应力幅校核通过。mx21.57cFd1Tap综合得，螺纹部分所选的 M64 2 合格。4. 推架（滑块机构）的设计4-1 推架的组成 整个推架部分包括推架头、推杆、滚轮和导轨，并将它们组装在一起安装在推架底座上，如图 3-9。图 3-8 推 架1-推杆 2-导轨 3-底座 4-滚轮 5-推架头4-2 推杆的设计本设计中，推杆的作用只是跟随推架头的平动而运动，以达到推动钢坯的目的，属于受压杆，对于其受力没有具体要求。考虑到压杆稳定及其与推架头的安装，设计其结构如图 3-10（推杆右侧长 60mm，轴段螺纹为 M56 3。由GB97.2-85 知，选垫圈（一）内径为 70mm，外径为 150mm；垫圈（二）内径为66mm，外径为 115mm，厚度为 11mm）所示，推杆材料为 45 钢。图 3-9 推杆机构1- 推杆 2-推架头 3-垫圈（一） 4-垫圈（二） 5-螺母五.翻钢机构的设计1. 传动装置设备的布置翻钢机构的原理框图如图 4-1。减速器 凸轮摆杆机构 实现翻钢图 4-1 翻钢机构原理框图即减速器输出转矩带动凸轮摆杆机构运动，最终通过顶杆（杠杆）翻转钢坯。凸轮摆杆翻钢机构如图 4-2 所示（未显示凸轮） 。图 4-2 翻钢机构2 . 凸轮及滚子的设计2-1 凸轮结构位置的确定由设计思路知，该设备的翻钢执行机构可采用杠杆原理，即具体到实际为一摆动从动件盘形凸轮机构，其机构原理图如图 4-3 所示（图示瞬间顶杆中心线 AB 处于水平位置） 。取凸轮滚子中心 O 距离顶杆中心线 BA 为 230mm，即OA=230mm；取取 NA段长 855mm，即NA=855mm，由勾股定理得NO=885mm。因为没有具体速度要求，设计使其运动规律为等速。由以前设计知，凸轮推程运动角，从动件最大1902摆角 ，据此查得相对尺寸系数 ， ，摆杆的尺寸系数4m0.2r1.46a总有 =1。根据实际情况，则尺寸放大系数 NO/ =885，所以基圆半径l lmm。0850.219Rr图 4-3 翻钢机构原理图取减速器输出轴中心线距离钢坯靠挡板面的距离为 2150mm，顶杆轴中心线距水平运输辊面 390mm。取顶杆另一端长NB=1235mm，所以PN=1295mm。由此可得 B 点距离钢坯靠挡板面 60mm，这个距离可以保证顶杆在绕N 点转动时始终不与钢坯靠挡板面相碰。对于最大钢坯（断面尺寸 310mm 310mm）被翻转时，其中心将上升64.203mm（圆整为 65mm） ，则翻钢头（图中 P 点）从运输滚面上升至极位（最大钢坯被翻转）的高度为 200mm，由此可得 A 距离水平中心线 AB154.4mm，且滚轮压在滚子上执行翻钢动作的最大偏心距为 12.5mm。取凸轮安装轴轴心距离水平运输滚面 155mm，则凸轮安装轴轴心线距离其廓线的最远距离为 370.4mm，为保证可靠翻钢，将凸轮安装轴轴心线距离其廓线的最远距离圆整为 375mm。2-2 凸轮用键的校核因为安装凸轮段轴径 =80mm，轴长 60mm，于是取凸轮的推钢部分轮毂厚d62mm。键的尺寸为 ，键长 =56mm（GB1096-79） ，材料 45 钢。2m14bhl键的挤压强度条件为 pTdlp对于每个凸轮上的最大力矩为 Nm，冲击载荷 取 60 90MPa3/216p: = MPa =60MPa，故该键p334408010Tdhl min满足强度要求。2-3 摆动从动件盘形凸轮的校核1.凸轮压力角的计算对于摆动从动件，压力角 一般在 ，于是对于本设计中的 有：a405:max maxrctncos()(1)inMNbONbdLL其中， =1014mm， =885mm， =-1， ，从动件的角位移 =MNLONL42.3b，从动件的无量纲类角速度 =0.43718.d于是可得 = ， ，压力角满足要求。max41.37052.运动副表面接触疲劳强度校核对于接触疲劳强度应满足： maxH其中， 为凸轮或滚子的许用接触应力，以最小值进行校核； 为H maxH凸轮和滚子跑合时其接触面上的最大接触应力。对于圆柱滚子与凸轮跑合时，接触面为一个微小的长方形，接触面上的最大接触应力： max 221kfNHcfRFvBE其中， ：凸轮实际轮廓上接触点的曲率半径，为 375mmk：滚子从动件上接触点的曲率半径，即为滚子的半径 60mmf、 ：分别为滚子河从动件的材料泊松比（对于凸轮，材料为cvf20Cr，于是 =0.3；对于滚子从动件，材料为 45 钢，于是 =0.3）cv fv、 ：分别为凸轮和从动件的材料弹性模量，且 =206GPa、cEf cE=202GPaf：凸轮与从动件的接触宽度，为 30mmB：凸轮副的最大法向压力，为 20.1KNNF于是可得 =22MPamaxH对于凸轮副的许用接触应力，有 =H0NRZS其中， ：凸轮副材料的接触疲劳强度极限，对于 20Cr，表面淬火到 400H50HRC 为 17HRC+200 约为 700MPa；对于 45 钢正火处理到 190 210HRC: :约为 480MPa。：安全系数，对于凸轮取为 1.2，滚子从动件取为 1.1HS：工作表面粗糙度修正系数，对于 =1.6 3.2 m 时取为 0.95RZRa:：接触寿命系数，且 ，对于本设计中的材料，取 =NNZ060N；7510而 为凸轮工作副表面的应力循环系数，对于凸轮轮廓的应力循环系数（ ：凸轮转速，为 20r/min； ：工作总时数，取为一年即16hnThT8760h） ；对于本设计中的滚子表面的应力循环次数 可近似为2N3.25 。1N于是可得，凸轮表面许用接触应力 =718.6MPa1H滚子表面许用接触应力 =404.9MPa2 maxHin3. 顶杆及顶杆轴设计3-1 顶杆轴的设计1.轴上零件的装配方案考虑到整体安装及尺寸布置要求，设计使用本轴的装配方案如图 4-4（未显示轴承座及轴承端盖）图 4-4 顶杆轴结构与装配图 4-5 顶杆轴结构2.由轴向定位及安装要求确定轴的各段直径及尺寸（1）顶杆安装段轴颈的确定图 4-6 顶杆轴的载荷分布图由图 4-4 知，对于顶杆轴受力状况，有：=15KN（ 、 分别为两顶杆支点对顶杆轴的作用力，且1212NF1F2= ；15KN 为翻钢力与顶杆等自重产生的作用在顶杆轴上的总作用力)。由于只有纯弯曲，轴只受正应力，选顶杆轴材料为 45 钢（调质处理） ，许用弯曲应力 =100MPa，由静平衡方程求出支座 B、C 的支反力 、 ，如图 4-6 所 1NF2示：=7.5KN333331(7.50)(21)7.50(250)NF四个集中力作用在截面上的弯矩分别为： AM0DKN31(21).725NFKN2于是，只需 即可，又抗弯截面系数 （ 为maxzMW3/2zIdW基数轴径）由以上两式可得 0.056mm，考虑到轴长为 1010mm，取长径比为 12.5，d所以取安装顶杆的轴段轴径为 80.8mm，圆整为 90mm，即-及-轴段直径为 90mm（如图 4-4 和图 4-5） ，并取该部分轴段每段长 117mm。（2）为保证两顶杆支点的安装定位，采用普通平键和轴肩加以安装，于是取轴肩高 9mm，即定位轴肩-轴段直径为 108mm。由 GB1096-79 选键尺寸25mm 14mm，由于该键只起安装定位要求，故无需校核。由总体机构布置bh取-轴段长 430mm（如图 4-4 和图 4-5 所示） 。为了使顶杆安装到 90 轴上后工作平稳，使顶杆在该部分为圆柱状，外径180mm，厚 120mm，由此可使的顶杆轴在该段长 117mm，于是由此参照键的长度系列取键长 =110mm。l（3）由 90 轴段，根据 GB/T288-94 选取轴承 22217C/W33 的调心滚子轴承，安装段轴段直径 85mm，即-及-段直径为 85mm，计算系数=3.0， =2.9，基本额定动载荷 =210KN， =278KN。1Y0 Cr0r（4）轴承与顶杆间采用套筒定位，由轴承的内圈定位要求取套筒外径110mm，套筒长 152mm。3.轴承的校核（1）计算轴承所受轴向力 顶杆轴倾斜后导致两顶杆在轴上产生的静摩擦力可视为外加轴向载荷，取顶杆重 1750N,瞬间静冲击系数为 0.8，则外加轴向力 =1400N,所以Fa=1400N。12Fsa（2）计算当量动载荷 =0.2240.6971re径向当量动载荷 N1Pr2031402FYarC径向当量静载荷 24160N0 .90（3）轴承使用寿命 的计算hLh=126year106631012()()7284hCLnP式中， 为轴承转速，为 20r/min； 为指数，对于滚子轴承为10/3； 为载荷，为 24300N； 为基本额定动载荷，为 2100000N。C综合知，该轴承满足使用要求。顶杆轴的校核（1）按弯扭合成应力校核轴的强度由图 4-6 知，危险截面为 B、C 截面，由于两截面相同，故校核其一即可。由式 2222()()4()ca MTTWW1式中， ：轴的计算应力，单位 MPaca：轴所受的弯矩，单位 NmmM：轴所受扭矩，单位 NmmT：轴抗弯截面系数，单位W3m ：对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，对于 45 钢，为160MPa：应力折合系数对于 B、C 截面，由于键的存在，轴的抗弯截面系数32()dbtW式中， 为该段轴径，单位 mmd为轴上键槽深，单位 mmt为键槽宽，单位 mmb对于该处， =90mm， =9mm， =25mm，于是可得 =63331.875tb3m又此处轴所受扭矩 =0T轴的计算应力 =27.24MPa =60MPa3max7.51026.8cMW1安全4.联轴器的选择为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器公称转矩 N.m2.149605.9105.936npT由手册可查 =1.9Ak所以 转矩为 N.m5.832.4.ca选取轴的材料为 45 钢，调质处理，查手册，取 A=120，所以 mm09615330min pAd由手册查得 LT7 型弹性套注销联轴器的许用转矩为 500N.m 。许用最大转速为 3600r/min,联轴器孔径 d=40mm。3-2 顶杆的设计1.顶杆最小截面的确定由图 4-2，对于顶杆（材料 35 钢） ，位于顶杆轴两侧的杆部分相当于两悬臂，且受纯弯曲力的作用。对于长 855mm 部分，纯弯曲时强度条件为 maxZMW式中， 为横截面上最大弯矩； 为抗弯截面系数。设梁的最小截面为一ax ZW边长为 （m）的正方形，则a抗弯截面系数43maxax/126zZMIaWy又由之前设计知，横截面上最大的弯矩 = ，取顶杆材料maxM330.8510为 35 钢，则有= = PamaxZ3320.18510/6617解得 0.085m，于是取 =90mm，毂厚 120mm，于是取该部分顶杆毂厚外径为a180mm。为了满足车间具体安装及工作要求，设计顶杆的结构如图 4-8。图 4-8 顶杆的结构图3.顶杆的校核（1）判断危险截面由图 4-8 及图 4-9 知，截面 B、截面、为危险截面（2）截面 B 的校核 2222()()4()ca MTTWW1式中， ：轴的计算应力，单位 MPaca：轴所受的弯矩，单位 NmmM：轴所受扭矩，单位 NmmT：轴的抗弯截面系数，单位 3m ：对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，对于 35 钢为 44MPa1：应力折合系数对于该截面，由于键的存在，将削弱其强度，于是使=551527.704 （ 、 、 、333120895.466BHbhW 3mBHb尺寸见图 4-10）h图 4-9 顶杆载荷分析图图 4-10 顶杆安装处抗弯截面系数计算用图又知此处扭矩 =0T =3.13MPa =44MPa3max7.5102.4cMW1安全（3）截面的校核同理，截面断面处=43MPa =44MPa3max6.78510(24075)9c 1故安全。（4）断面校核同理，截面断面处42.72 MPa =44MPa3max6.78510()9cMW 1故安全。六.设备的安装与维护翻钢机的行程开关底座，在调整好位置后安装在支撑架端部拨爪与长轴的连接，以及连杆与长轴采用焊接。拨爪采用 Q235A 正火处理，由于低碳钢含碳量低，锰、硅含量也少，所以，通常情况下不会因焊接而产生严重硬化组织或淬火组织。低碳钢焊后的街头塑性和冲击韧度良好，焊接时，一般不需预热，焊后也不必采用热处理改善组织，整个焊接过程不必采取特殊的工艺措施，焊接