爪式挂卷机设计（机械专业毕业设计）.doc

爪式挂卷机设计 引言0.1概述新世纪发展之初的几年里，我国国民经济保持了持续的高速发展，人力已完全被机械代替，国内外贸易量迅速增加，运输业已经提升到重要战略的地位。今后，运输机械需求交大幅上升，我国自行设计制造比重将大大增加。另外，运输机械设计的性能参数不断提高，新技术层出不穷，新型机械不断出现，更新周期不断缩短，设计标准、方法不断完善。链式运输机是轧钢生产中广泛使用的输送工具,主要用于成品的收集运输。由于其具有环境适应性强、收集平稳、运输能力强、运输连续性好等优点，因而在当今轧钢生产中,发挥着重要作用。链式输送机配以输送辊道组完成成品盘卷的输送，根据收集、小包装、挂卷需要 ,采用链式输送机和输送辊道组输送形式。挂卷机是线材轧机的重要辅助设备之一，是用来承接链式运输机或运输辊道运送来的盘卷，并将其翻挂至钩式运输机的挂钩上，其传动有电动、气动两种，是完成连续轧机机械化、自动化不可或缺的机械设备。轧机辅助设备机械化和自动化程度以及生产能力的高低，直接影响着轧钢生产现代化的发展和生产率的提高。随着连续式轧机的发展，挂卷机得到了愈来愈广泛的应用，使得连续轧机的机械化、自动化水平大大提高，解决了连续轧制中盘卷的翻挂问题。挂卷机的出现大大的解决了大型物品搬运的不便，随着时间的发展，先进的机械将层出不穷，替人们解决种种难事，机械的发展将不断推进人类的进步。0.2研究内容及目的挂卷机是线材轧机的重要辅助设备之一，是用来承接链式运输机或运输辊运送来的盘卷，并将其翻挂至钩式运输机的挂钩上，其传动有电动、气动两种，是完成连续轧机机械化、自动化不可或缺的机械设备。轧机辅助设备机械化和自动化程度以及生产能力的高低，直接影响着轧钢生产现代化的发展和生产率的提高。随着连续式轧机的发展，挂卷机得到了愈来愈广泛的应用，使得连续轧机的机械化、自动化水平大大提高，解决了连续轧制中盘卷的翻挂问题。本课题拟设计出一台爪式挂卷机，承接链式运输机运输过来的盘卷，以期能实现轧制过程的机械化和自动化，提高生产效率。基于这个目的，本课题的主要任务就是合理选择挂卷机的结构方案并确定其尺寸，最后进行图纸的绘制。0.3设计中完成的内容1、电动机的选择。2、电动机、皮带轮、轴连接的研究设计。3、Proe三维建模图到AutoCAD的转化及装配总图。1 结构方案的选定1.1总体结构设计皮带轮电机摇杆轴挂斗底座 通过课题给的数据和想达到的目的，我们可以大概设计如下的机构来实现所要达到的挂卷目的即把挂盘卷到挂钩上。图1-1 摇杆结构图 挂卷机的结构主要由底座、电机、轴、轴承、皮带轮、摇杆、挂斗等零部件组成。如图1-1所示。该主要零部件的作用分别为：1. 底座 底座用来支撑电机、固定座。2. 电机 在整个传动部分中，靠电机提供传动能量，驱动后面传动部件的运转。3. 皮带轮通过电机带动皮带轮转动，然后皮带轮带动与轴先连的曲柄摇杆的转动。4. 轴 用来连接摇杆直接的转动。 1.2.工作原理挂卷机要将松散的盘卷谁确地挂到运输机的挂钩上，必须使挂斗能完成抬起、翻转、由上而下的挂钩、以及退出挂斗等几个动作。实现这一动作可以利用电机-皮带-轴-曲柄摇杆来实现。具体步骤是：利用电机来带动皮带轮的转动，然后和皮带轮连接的轴获得一个转动的力。利用这个力去带动曲柄摇杆实现挂斗的抬起、翻转、由上而下的挂钩、以及退出挂斗等几个动作。为了保护在翻转的过程中盘卷不会掉下了，所以在挂斗上安装一个专门抓住盘卷的零件。这种运动类似“爪子”一样一抓一放，为此这个挂卷机构称之为爪式挂卷机。1.3.结构方案图 1-2 翻转回路如图1-2所示,首先应该根据盘卷的松散程度确定它的平均半径,即E点和F点，然后再确定E点和F点的运动轨迹。它的要求如下：当盘卷处于水平位置F时,挂斗处于受料位置,这个位置通常由生产流水线的总体布局决定。当盘卷经过运动轨迹1-13-12-11-10时,相应为挂斗将盘卷抬起与翻转。当盘卷经过运动轨迹10-9-8-7时,相应为挂斗由上而下的挂卷动作。当挂斗沿运动轨迹 7-6-5-4-3-2-1时恢复原位,这时要求挂斗不再把盘卷抬起,让盘卷牢靠地挂在运输机的挂钩上。图上的运动轻迹曲线e和f表示了挂斗动作的整个过程。然而在实际过程中并不需要360转动。只需要在0到90直接来回运转就行。如图1-3所示，故主要设计一个在0到90之间能来回摆动的曲柄摇杆就可以了。图1-3 翻转回路2 动力部分设计2.1.交流电机类型及主要特点电动机作为整个设计中的动力元件，起作用是将电能转化为机械能。而在本设计当中，电动机是整个结构完成既定要求的基本条件，他为带动曲柄摇杆工作注入了基本元素，在控制转向反面的时间缓冲上也有很大的作用。本设计选用三相异步电动机。目前三相异步电动机主要有一下三大类：第一类是Y系列三相异步电动机，它为一般用途的全封闭式自扇冷式笼型三相异步电动机，具有防止灰尘、铁屑或其他杂物进入电动机内部之特点，B级绝缘，工作环境温度不超过40，相对湿度不超过95%，海拔高度不超过1000M，额定电压380V，频率50Hz。使用于无特殊要求的机械上，如机床、泵、风机、运输机、搅拌机农业机械等。第二类是YZR、YZ系列及起重用三相异步电动机。冶金及起重用三相异步电动机是用于驱动各种型式的起重机械和冶金设备中的辅助机械的专用系列产品。它具有较大的过载能力和较高的机械强度，特别使用于短时和断续周期运行、频繁启动和制动、有时过载及有显著振动和冲击设备第三类小功率异步电动机，它也称为分马达电动机，指连续工作定额不小于1.1KW的电动机，小功率交流异步电动机为三相异步电动机和单相异步电动机。按工作要求和条件本课题选取Y系列三相异步电动机作为电机。2.2.电动机容量的选择 以下所有的公式都来自文献1 电动机所需工作功率： （2-1） （2-2） 所以： （2-3）由电动机至执行机构之间的总效率（包括工作机的效率）为 （2-4）式中分别为V带传动、摇杆机构、工作机的效率。其中，代入式（4）得 所以： （2-5） 确定电动机的转速： 盘卷的工作转速为 （2-6） 本课题采用电机驱动V带传动，带动摇杆来回运转，使盘卷能挂到挂钩上。故选V带的传动比为，电机里面带有减速装置，传动比为，则总传动比合理范围为，故电机转速的可选范围为： （2-7）考虑电机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动等条件，选择电机的型号为：Y132M1-6。 查表得：选取电动机的满载转速为960r/min，其额定功率为4kw,大于3.75kw。电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如表2-1和图2-1所示。表2-1 Y132M1-6的安装及外形尺寸中心高外形尺寸L(AC/2+AD)HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径KDE轴伸尺寸装键部位尺寸FGD1324753453152161781438801041图2-1 电动机尺寸2.3 带轮的设计2.3.1 V带轮设计的要求各轮槽的尺寸和角度应保持一定的精度，以使带的载荷分布较为均匀。结构工艺性好、无过大的铸造内应力、品质分布均匀。轮槽工作面要精细加工，以减少带的磨损。2.3.2 带轮的材料通常采用铸铁，选用的材料的牌号HT200。转速教高时宜采用铸钢或用钢板冲压后焊接而成。小功率时可用铸铝或塑料。 2.3.3 带轮的结构与尺寸 以下所有的公式都来自文献2电机功率，转速，传动比。1) 确定计算功率由表8-7查得工作情况系数，故 （2-8）2） 选择V带的类型根据和，选用A型的带。3） 确定带轮的基准直径并验算带速（1）初选小带轮的基准直径。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径。（2）验算带速V。按式验算带的速度： = （2-9）因为，故带速合适。（3）计算大带轮的基准直径 （2-10）根据A型带的尺寸选择。（4）确定V带的中心距a和基准长度L （2-11）得 所以初定中心距；计算带所需的基准长度 （2-12）由表8-2选带的基准长度L=1600mm； 计算实际中心距a aa+=500+=440mm （2-13） 中心距地变化范围400470mm。（5）验算小带轮上的包角 =180-（d- d）=14990 （2-14）（6）计算带的根数 计算单根V带的额定功率P 由d=100mm和n=960r/min，查表8-4a得P=0.958KW 根据n=960r/min，i=3.4和A型带，查表8-4d得 查表8-5，得，表8-2得，于是 （2-15） 计算V带的根数Z 故取6根。 （2-16）（7）计算单根V带的除拉力的最小值 由表8-3得A型带的单位长度质量，所以 （2-17）应使带的实际初拉力。（8）计算压轴力F 压轴力的最小值为 （2-18）（9）带轮结构设计 因为小带轮基准直径d2.5d，所以小带轮采用实心式，如图2-2所示：图2-2 小带轮结构 大带轮基准直径，所以采用轮辐式，如图2-3所示：图2-3 大带轮结构3 传动机构设计3.1摇杆机构的设计1) 根据给定的运动轨迹曲线确定连杆的位置列将盘卷松散的直径D=EF=1055mm看作连杆上的两点。当挂斗在受料位置时定为连杆的第1位置F，然后沿着挂卷动作的反方向，在运动轨迹曲线e和f上作出连杆的位置列F,EF,EF,EF，如图3-1所示图 3-1 运动轨迹2)画出位置列的转动中心曲线 取连杆位置列里的F和EF为参考位置，画出以这两个位置为参考位置的转动中心曲线P和P，如图3-2所示，在图上表示了转动中心P的确定方法。根据转动中心曲线的第2个几何特征，即在曲柄摇杆机构里，连杆位置列的每一条转动中心曲线P分别通过连杆-摇杆铰链的对应点B,其转动中心曲线P和P必分别通过B和B点；反之，转动中心曲线P和P上的任何一个几何点都可以看作连杆-摇杆铰链的B和B点。为了使图面清楚，在图上只取两点，一点是取P点作为铰链B点，另一点是取P和P曲线的交点作为铰链B和B点。图3-2 转动轨迹3) 确定摇杆的固定铰链MB及其长度取P和P两曲线的交点为B点，做全等三角形FB=EFB=EFB则可找出BB。同理，当取P为B点时，也可以找出它的绝对运动位置B、BB。由图3-2可以清楚地看出，B点的绝对运动位置无规律的分布，而B点绝对运动位置集中分布在某一圆弧的附近。为此可用找圆心的透明圆弧样板覆盖在BB点上，找出最逼近这些点的圆弧和圆心位置（即取通过点数最多的圆），其逼近圆弧b的圆心就是摇杆的固定铰链M点，半径r即摇杆长度MB。4) 确定曲柄的固定铰链M 确定曲柄固定铰链M 的位置可以采用连杆极为夹角的方法，故应先定连杆EF的外极位和内极位。如图3-3所示，以连杆BF的长度为半径，以轨迹h上的点为圆心，得到轨迹曲线f的外切点F，再取EF=F,则得连杆的外极限位置EF；又以连杆BF的长度为半径，以轨迹b上的点为圆心，得出轨迹曲线e的内切点E,取EF=F，则得连杆的内极限位置EF。其对应的圆心即摇杆铰链B的外极位点B和内极位点B。连杆平面外极位EF和内极位EF的夹角称为连杆的极为夹角。图3-3 摇杆运动轨迹确定了连杆极为夹角以后，可用作图法确定M点的位置。这时先连接极为点BB，作垂直平分线mm，然后过B和B点作与BB线成90-角的直线，与平分线mm交于M点，其顶角BMB应该等于2。以M为圆心，MB（或MB）为半径作圆K，这圆K即固定铰链M的可能几何位置的圆，圆周上的任意点均可选作M点。因为在这个圆上任意一点所对固定弦BB的圆周角等于同弦所对圆心角之半，即等于角。M点与B点和B点的联机就是连杆与曲柄的两个共线位置，即极限位置。因此这样选择的M点可以保证外极位ABEF和内极位ABEF的夹角均为角。为了保证机构具有较好的力传递条件，在选择曲柄固定铰链M的位置时应使机构的最小传动角uu（指曲柄转到与机架MM重合时的连杆与摇杆间夹角）。5) 确定曲柄-连杆铰链A根据铰链的相对运动位置原理，取连杆第1位置BEF为坐标位置（静止位置），作全等三角形 FM=FM（M与M重合） EFM=FM EFM=FM EFM=FM即可得铰链M相对于连杆第1位置的相对运动位置M，M，M，M。通过这四点找出逼近圆，即相对运动轨迹圆m，其圆心就是铰链A，半径即曲柄长MA。6) 检验设计结果根据盘卷平均直径D=EF=1055mm设计挂斗结构，连接AB和挂斗即连杆平面，连接MA和BM即所设计的曲柄摇杆机构。当曲柄匀速转动时，挂斗便能使盘卷沿给定的轨迹e和f运动。为了检验设计结果，将曲柄圆作12等分，用作图法画出曲柄摇杆机构上E和F点的实际轨迹曲线e和f。由图3-4可见所设计机构的连杆曲线只是在个别区段与给定轨迹曲线存在较大的误差，如生产工艺允许，机构的方案便可以采用。为了能够更好的将盘卷举起，所以我采用双曲柄摇杆的结构，图3-4是它的运动方式。图3-4 曲柄摇杆 在设计完成时候，由于要考虑一下外在因素，所以认为挂卷机构可以用上面的曲柄摇杆，但是没必要让摇杆做360转动。只需要在0和90直接来回运转就行。所以原理依旧，只是由于设计放在底座上，如果做360运转会造成卡死情况。3.2轴的设计3.2.1 轴设计的要求本次设计内容所关系到的轴是皮带轮和曲柄摇杆的连接轴。轴的设计包括结构设计和工作能力两方面的内容。轴的结构都应满足：轴和装在轴上零件要有正确的工作位置；轴上的零件应便于装拆和调整；轴应具有良好的制造工艺性等。轴的工作能力计算指的是轴的强度、刚度和振动稳定性等方面的计算。多数情况下，轴的工作能力主要取决于轴的强度。这时只需要对轴进行强度计算，以防止断裂或塑性变形。而对刚度要求高的轴（如车床的主轴）和受力的细长轴，还应进行振动稳定性计算，防止发生共振而破坏。3.2.2 轴的材料轴的材料主要是碳钢和合金钢。钢轴的毛坯多数用压制圆钢和锻件，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低，同时也可以用热处理或化学处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故采用碳钢制造轴尤为广泛，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回火性能。因此，在传递大动力，并要求减小尺寸与质量，提高轴颈耐磨性，以及处于高温或低温条件下工作的轴，常用合金钢。必须指出：在一般工作温度下（低于200），各种碳钢和合金钢的弹性模量均相差不多，因此在选择的种类和决定钢的处理方法时，必须根据的是强度和耐磨性，而不是 轴的弯曲或扭转刚度。但也应当注意，在既定条件下，有时也可选择强度较低的钢材，而用适当增加轴的截面面积的办法来提高轴的刚度。各种热处理（如渗碳、氮化、氰化等）以及表面处理（如喷丸、滚压等），对提高轴的抗疲劳强度都有着显著的效果。高强度铸铁和球墨铸铁容易作成复杂的形状，并具有廉价、良好的吸振和耐磨性，以及对应力集中的敏感性较低等优点，可用于制造外形复杂的轴。根据设计要求，轴的材料选选用45号钢，进行调质处理，屈服强度极限=355MPa,许用弯曲应力=60MPa,取安全系数为n=1.5。3.2.3 固定轴尺寸的设定盘卷外径为1250mm，故设定轴I的长度为1620mm，盘卷重量为300kg，故轴受到的最大外力为3000N。如图3-5所示。图3-5 轴受力图由图3-5可知，轴因外力对A点所产生的弯矩； （3-1）因为轴并不做圆周运动，且速度很小，产生的转矩远小于轴的弯矩，所以只以其弯矩来计算轴横截面的大小。 故 （3-2） （3-3）所以轴的最小直径 （3-4）因为轴最小直径大于等于46mm，因此选定轴的直径d=50mm,轴如图3-6所示：图 3-6 轴结构3.2.4 轴的校核 轴的材料选选用45号钢，进行调质处理，屈服强度极限=355MPa,许用弯曲应力=60MPa,取安全系数为n=1.5。 （3-5） 因为45号钢为塑性材料，故 （3-6） 轴最小直径部分受到的剪应力 （3-7） 因此，轴各部分的强度足够，轴结构大小合理。3.2.5带轮轴尺寸的设定盘卷外径为1250mm，故设定轴I的长度为1620mm，盘卷重量为300kg，故轴受到的最大外力为3000N。如图3-7所示。图3-7 轴受力图由图3-7可知，轴因外力对A点所产生的弯矩； （3-8）因为轴并不做圆周运动，且速度很小，产生的转矩远小于轴的弯矩，所以只以其弯矩来计算轴横截面的大小。 故 （3-9） （3-10） 所以轴的最小直径 （3-11）因为轴最小直径大于等于67mm，因此选定轴的直径,轴如图3-8所示：图 3-8带轮轴结构3.2.6轴的校核 轴的材料选选用45号钢，进行调质处理，屈服强度极限=355MPa,许用弯曲应力=60MPa,取安全系数为n=1.5。 （3-12） 因为45号钢为塑性材料，故 （3-13） 轴最小直径部分受到的剪应力 （3-14） 因此，轴各部分的强度足够，轴结构大小合理3.2.7轴尺寸的设定盘卷外径为1250mm，故设定轴I的长度为1620mm，盘卷重量为300kg，故轴受到的最大外力为3000N。如图3-9所示。图3-9 轴受力图 由图3-9可知，轴因外力对A点所产生的弯矩； （3-15）因为轴并不做圆周运动，且速度很小，产生的转矩远小于轴的弯矩，所以只以其弯矩来计算轴横截面的大小。 故 （3-16） （3-17）所以轴的最小直径 （3-18） 因为轴最小直径大于等于66mm，因此选定轴的直径d=70mm,轴如图3-10所示：图 3-10 轴结构3.2.8轴的校核 轴的材料选选用45号钢，进行调质处理，屈服强度极限=355MPa,许用弯曲应力=60MPa,取安全系数为n=1.5。 （3-19） 因为45号钢为塑性材料，故 （3-20） 轴最小直径部分受到的剪应力 （3-21） 因此，轴各部分的强度足够，轴结构大小合理。四 辅助结构设计和选择4.1底座的设计 固定在地面上，采用上下阶梯底座，这样可以避免在运动的过程中杆的干涉。根据设计情况，设计的三维图如下4-1所示： 图4-1 底座4.2挂斗的设计 设计一个中间留有口的挂斗，可以让挂钩进入扣住盘卷，两侧的孔用螺钉和杆连接使其转动。其三维图如下4-2所示：图4-2 挂斗4.3固定座的设计 设计一个固定座用来连接杆和底座。这个座子采用焊接，将其焊接在底座上面。座子的三维如下图4-3所示：图4-3 固定座4.4轴承和轴承盖的选择 在摇杆连接地方设计轴承和轴承盖，其尺寸按照标准件来画。4.5螺钉、螺栓、螺母的选择 选用的螺钉GB/T818-2000系列,。 选用的螺栓GB/T5782-2000系列，。 选用的螺母GB/T6170-2000系列，。结论在这次毕业设计过程中，我严格按照规定的程序进行，首先对设计说明书的参数进行分析，然后通过四杆机构的相关原理，结合V带传动设计的相关方法和相关资料，从技术先进性、生产合理性和使用要求出发，确定了总体设计的方案。通过刘老师的指导和与其他同学的帮助，对四杆机构和V带轮的主要尺寸参数进行了计算，并通过不断校核和改正，使最后的整体设计图有了较为合理的布局。本次爪式挂卷机的设计，所需的运动条件以及所能达到的功能如下：1.托盘做来回运动，运动角度为0到90之间。2.挂卷机能够承受盘卷的最小力为。通过本次的毕业设计，我对翻转式挂卷机设计基本过程的设计方法、步骤、思路都有了一定的了解与认识。但由于时间关系和本人能力有限，这个机构还不够完善，还有许多地方有待改进，比如：加大运动轨迹使挂斗实现圆周翻转运动；采用更优化的结构设计。 致谢语经过半年的忙碌，本次毕业设计已经接近尾声，作为一个本科生的毕业设计，由于经验的匮乏，难免有许多考虑不周全的地方，如果没有导师的督促指导，以及一起同学们的帮助，想要完成这个设计是难以想象的。 在这里首先要感谢我的导师。*老师平日里工作繁多，但