小型自动翻转提升机设计.doc

小型自动翻转提升机设计第1章 绪 论1.1课题来源及研究的目的和意义随着经济的不断发展，大型工业与民用建筑不断的出现，以至使得像大型H钢这样的钢材有着大量的市场需求。2005年推出的钢铁新政确立了一个重要的的产业政策是注重钢材的节约使用，发展循环经济，是实现钢铁工业可持续发展的必由之路。同时还明确指出H型钢材是绿色环保产品，要大力推广应用。因此可以说，H钢远期需求依然很大。在H钢的价格方面有利好因素，首先，板材价格持续上涨，自2005年以来，以冷轧为带动，中厚板，热卷以及螺纹等的价格都有不同程度的上涨。尤其宝钢调价以来，板材价格在此带动下持续高涨。钢市场逐步回暖也给H型钢市场形成了一个比较稳定的外部环境。其次，国外H型钢市场行情较好，为我国H型钢出口创造了一个有利环境，日本，美国及欧洲等地H型钢市场逐步回暖，价格均有不同程度的程度的回升，国内市场进口H型钢与国产H型钢价格差距已经消失，对国内市场不再构成威胁，反而有利于国内钢材的出口。大型H钢提升翻转机机构在在这个经济背景下产生。H钢虽然可以用热轧的方法制造，但只能在端面高度为400600mm范围内取得最佳经济效果，小于或大于这个范围，用其它焊接方法制造更为有利。同时，在焊接生产加工中，当H钢完成组对并进行一面的焊接后，需要将其翻转，以便焊接另一面。但由于H钢体积大、重量重，人工很难翻转，所以需要专用的设备，尤其是在大批量生产中，就更需要一种翻转提升机构来完成这一操作，以提高生产效率。大型H钢翻转提升机就是应用在这种场合下的设备。1.2同类设备目前的发展着状况对于翻转机构，现在已有很多的形式。如有框架式、头尾架式、链式、环式、推举式等。并已在实际生产中用于各种工件的翻转。目前国内还未对各种形式的翻转机制订出系列标准，但国内已有厂家生产头尾架式的翻转机，并成系列。另外，配合焊接机器人使用的框架式、头尾架式翻转机，国内外均有生产。它们都是点位控制，控制点数以使用要求而定，但多为2点(每隔)、4点（每隔）、8点（每隔）控制，翻转速度以恒速的为多，但也有变速的。翻转机与机器人联机按程序动作，载重量多在203000之间。例如我国汽车、摩托车等制造行业使用的弧焊机器人加工中心，已成功地采用了国产头尾架式和框架式的焊接翻转机，由于是恒速翻转，点位控制，并辅以电磁制动和汽缸锥销强制定位，所以多采用交流电动机驱动、普通齿轮副减速，机械传动系统的制造精度比轨迹控制的低1到2级，造价便宜。提升机构主要有机械式和液压式两种，且各种提升设备已形成标准系列。机械式提升机构通常是以省力的钢丝绳滑轮组作为执行构件的，所以可以有较大的提升范围，滑轮组一般使用定滑轮、定滑轮和动滑轮、双联滑轮组（四分支）、双联滑轮组（八分支）等几种形式。另外在机械式提升机构中，也有采用齿轮和齿条进行提升，但采用这种机构的设备一般只适用于小型货物、轻载情况下的提升作业。液压式提升机构也是常用提升机构中的一种。它采用液压作为动力源，包括有使用液压马达，其执行提升的机构同机械式。由于液压缸的行程有限，对于较大行程的提升都设计有增加行程的装置，如X形的支架。因此，液压式提升机构多用于升降台、汽车翻斗等不需要很大行程，但却有较大载重的设备中。考虑液压传动具有在同样的驱动功率下，液压装置的重量更轻、体积更小及耐冲击的特点。选用液压式提升机构作为H钢的提升装置。由于系统不需要较大的提升行程，所以使用液压缸直接推动翻转架进行提升即可，这样做，虽然要使用较多的液压缸，但可以简化提升机构，所有翻转架的液压缸都由一个泵源提供动力，即可保证液压缸的同步动作，也可以减少空间的使用。我国研制的液压提升机，因具有体积小、结构紧凑、安装灵活、操作简单及良好的防爆性能与容积调速和恒扭矩输出特性等优点，广泛应用于工业生产中，并已在在各种金属、非金属矿山和现代工程施工、建筑等领域作非防爆提升设备也得一定程度的推广应用，并仍有较大市场前景。 随着技术的发展，在液压提升机的使用市场受到挑战的条件下，对液压提升机动性的动态品质与综合性能提出了更高的要求。现有液压提升机的液压系统为开环加简单的手动操作比例式减压阀控制方式，液压泵为直接反馈排量调节变量控制结构，这很难满足对液压提升机的高品质要求。在现有液压提升机基础上，如何调整液压系统结构、设计控制策略，实现自动控制程度更高、安全可靠性更好、运行效率更高、满足乘坐舒适性要求的高品质液压提升机成了目前液压提升机研究与生产厂家的当务之急。 液压提升机按传动系统有全液压传动的液压提升机和液压机械传动两大类。液压提升机由于采用液压传动，减小了产生电火花的元件，空载直接启动，完全由液压系统实现调速，电气控制设备简单，便于实现防爆，安全可靠性好，液压系统传递动力均匀平稳，而且通过液压变量泵能实现无级变速，起动换向平稳低速动转性能好，电控制提升机在启动和低速提升时电阻器消耗能量，在低速重载下放时靠制动间摩擦来实现调速。而液压提升机调节速时无电阻器消耗电能，且在下放重载时向电网反馈电能。液压提升机不象电控制提升机那样频繁启动电动机，与同功率的电控防爆提升机相比，结构简单，体积小，占用用室小、运输、安装费用低;安全保护设施齐全。 从控制理论角度来讲，提升机液压系统是典型的非线性、变载荷、变参数的系统，工作效率更高、安全可靠性更好、乘坐更为舒适性等技术要求又对液压提升机的平层位置精度、速度、加(减)速度的动态控制指标提出了更高的要求。到目前为止，防爆液压提升机控制系统主要是容积调速控制，即司机操作减压式比例控制阀向变量控制系统的比例油缸输入逐渐变化的压力油，比例油缸位移控制伺服阀阀芯位移，伺服阀又通过差动油缸控制摆动缸体，改变变量泵的斜盘倾角大小，改变液压泵拾出流量的大小和方向，进而改变液压马达的速度大小和旋转方向，实现对提升箕斗或雄笼的升降。液压提升的电液比例控制和电液伺服控制方式正处于研究和研制阶段。根据国家计委等三部委发布的“提升设备产品市场总需求表”获悉，矿用提升设备产品“九五”期间总需求量比“八五”期间增加38%,“十五”期间的总需求量也有增无减，其中大中型矿用提升设备全国每年平均需求量约为3250台。同时，据不完全统汁，目前我国约有1.22.5m井下提升设备近15000台，大部分为非防爆型。随着电控防爆技术的发展，、液压防爆提升机的井下市场的受到挑战。但因液压防爆提升机具有电控提升机无法比拟的优点，特别是随着液压伺服控制技术的发展，各种液压伺服控制策略如PID控制、自适应控制、变结构控制、模糊控制、神经网络控制在液压提升机中的应用，液压提升机的动态品质、综合性能必将得到大幅度的提高，液压防爆提升的优势将更加明显。液压提升机的竞争优势除原有结构紧凑、安装灵活、操作简单及良好的防爆性能与容积调速恒扭矩输出特性外，各种液压伺服控制策略的应用必将使其具有新的技术优势，可以说液压提升机的技术优势主要在于液压伺服控制系统的优势，具体可归纳为大功率液压伺服控制系统与电气伺服控制系统相比，仍将保持体积小、重量轻、惯性小。一般电气元件的动作是基于电磁作用，已知的各种铁磁物质在很低的磁通下便饱和了，这意味着一定体积的电动机不可能获得更大的力矩。电磁铁每平方厘米能产生的最大力大致71.6N左右，即使昂贵的坡莫合金，每平方厘米面积的力也不超过215.7N、而采用作动筒的液压伺服系统在lcm2能产生力372.92059.4N的力是很普遍的，45000N/cm2及以上压力的液压系统也在发展之中，由此看出与电气元件同样大小的液压元件所产生的力要比电气元件大得多，采用液压马达时，其转动惯量约为相应功率电动机的转动惯量的1%左右，液压伺服控制系统的力矩惯性比，比电气伺服系统大十几倍到几十倍，对于一个自动控制系统，元件的质量及惯量的降低减轻了系统的重量和体积外更重要性的是由于惯性小，变化速度与反向控制容易，其快速性可以大大提高，这在大功率的液压提升机上将更明显。 静、动态控制精度对现代化的液压提升设备来说已是一项非常重要的指标，由于液压伺服系统特别是电液伺服系统可以允许较大的放大倍数，功率放大倍数可达106，因而可以获得较高的静态与动态精度，液压伺服系统的时间常数在0.110-3s，而电动系统一般在0.510-2s;液压伺服系统的压力放大倍数大，故系统受负载变化的影响相对小，对反操作的抑制能力强;液压伺服所表现的这种负载刚性大的另一个原因是液压油本身带来的油的体积的变化很小。电动机的输出力是由电磁力的电磁场作用造成的，它的刚性比液压的差，因而定位误差也大。更高动态品质、综合性能要求的液压提升机的发展正是利用了液压伺服控制的这些优势。 液压伺服系统解决散热问题方便，利用液体的流动把那些由于功率损耗而产生的热量，从发生的地方带到别处，只要在适当的地方装上冷却器便可解决散热问题。电气元件由于电阻损失和涡流损失等到产生的热量无法很快带走，故而限制了它的使用条件，或它的最小使用条件受到限制，因而液压元件的体积可以做得相当小。 此外，液压油能兼起润滑作用，从而使液压统的使用寿命得到延长;液压伺服系统调速范围宽，高低速之比可以达400以上，以及固有的枯滞性使其传动平稳，特别是低速有良好的稳定性，当然液压伺服系统也存在着如液压油容易污染、流体流动复杂，理论上的描述不如电气成熟，以及管路传输也不如电气方便等缺点。随着对自动化生产和高生产效率的要求，对生产设备也提出新的要求，即需要解决液压提升机的层位控制精度不高、提高安全可靠性等一系列问题，这是液压提升机发展中大家密切注视和急待解决的问题。调整液压系统结构、设计控制策略，实现自动控制程度更高、安全可靠性更好、运行效率更高、满足乘坐舒适性要求的高品质液压提升机是近几年液压提升机的主要发展趋势。液压提升机提升绳系与电控式提升机的完全一样，主机则为全液压驱动与制动结构，液压驱动系统为泵控马达容积调速系统，制动系统则为阀控缸节流系统。由于两液压系统在动态特性上的固有差异，加之现役液压提升机的控制手段相对落后，致使其综合性能、品质不高。因此，除在降低振动噪声、减少泄漏污染等方面继续加以研究外，在技术上主要应解决提高平层精度的问题。 平层精度包括液压提升机停稳后提升容器在停靠处与平层间的位置误差(规定误差值为士50mm)和卷筒制动时刻至提升容器停稳所经历的时间即平层时间两方面，这是影响液压提升机运行效率的主要因素。平层精度与液压驱动系统的速度伺服控制方法、提升机减速过程中的激励加速度函数、提升绳系的振荡特性、提升容器所要停靠的平层在井筒中的位置(它决着提升钢绳的长度)和负载大小密切相关。提升机的减速停车过程设计主要为时间设计法和行程设计法两种。在现有液压提升机的减速运行过程中，司机根据深度指示器的指示，手动操作减压式比例阀发出减速停车信号，其减速停车的过程是一种粗糙的距离控制法。这种控制法往往不够精确而要靠司机一次或多次微动操作才能使提升容器达到规定误差范围，严重影响着运行效率的提高。对提升绳系的动力学与振荡特性的研究。控制变量的伺服变量机构位置直接反馈比例排量调节系统使泵的拾出流量能限随输入信号减压式比例阀阀芯位移作连续比例变化，但液压泵的容积效率随系统工作压力、油液粘度等的变化而变化，加之液压油的可压缩性、管道的弹性、液压元件的泄漏等因素的影响，从而使输人液压马达的流量得不到精确的控制，又由于液压驱动系统没有马达输出速度检侧与反馈闭环。因此，提高液压提升机的平层精度就必须改变其现有控制方式。提高液压驱动与制动动作的协同性是保证液压提升机可靠、安全有序工作的关键，在液压提升机加速起动、减速停车的瞬间，司机操作减压式比例阀向液压驱动系统与制动系统同时发出控制信号，驱动系统液压马达输出转速与输出扭矩逐渐动态地建立，同时液压制动系统松闸或抱闸制动，两者协同配合实现负载的升降。液压驱动系统为泵控马达系统，制动系统为阀控制缸系统，相比之下，前者的响应速度慢很多，虽然液压制动系统中设置有节流阀以调节制动、松闸时间，但因负载、系统油温等因素的影响，液压驱动系统扭矩、转速(同步建立)建立或降低时间均是个变量，从而引起所谓的“上坡起动负载瞬时下滑”与停车时系统压力冲击现象。因此，设置液压驱动系统输出速度的闭环反馈与控制，对确保液压驱动与制动的协同配合，提高系统的动态品质致关重要。综上所述 ，液压提升机的液压系统是典型的变负载、大惯量、非线性、时变高阶系统，要提高其综合性能与动态品质，关键是合理设计对应于一个提升循环中的液压驱动系统马达的输出速度曲线，尤其是控制加速起动与减速停车过程中的加速度方程:这就必须改变液压提升机的控制策略，采用闭环与多种控制策略来提高系统的速度刚度与负载扰动下的响应速度。液压提升机具有液压传动系统与电控提升机的众多优点，仍将有较大的市场前景，有我们多年来设计、制造与使用维护所积累的经验，对提高液压提升机的动态品质与综合性能是完全可能的;而其中的关键是改变现有液压提升机的简单手动操作比例式减压阀操作与控制方式，而实现以数字PID控制、自适应控制、模糊控制、神经网络控制或它们的复合控制为算法的计算机控制系统，这也是近几年液压提升机的发展趋势。目前，液压提升机的计算机控制策略正在理论与试验研究之中。1.3 设计的基本内容和拟解决的主要问题1.3.1设计基本内容1完成H钢翻转提升机构的主要参数计算和整体设计方案。2. 进行H钢翻转部分的设计与计算，并进行主动轴强度和刚度的校核。3. 进行提升部分设计，确定主要零部件的尺寸。1.3.2拟解决的主要问题根据生产中钢的尺寸，设计出适当尺寸的翻转机构。在H钢翻转过程中，需考虑到传动传动装置的磨损，变松以及如何改善这种情况，另需注意各部件间的润滑，确定H钢提升的方式。本设计的提升机构用于H钢的提升，工业上要求物料输送过程的平稳高效，同时要使所占用的空间尽可能小，以减小生产成本。大型H钢翻转提升机构翻转部分采用链式翻转结构，该结构主要由链条、链轮、电动机、皮带传动装置和架体等部分组成。提升部分采用液压式提升机构，本设计完成翻转部分的机械本体及提升部分的液压系统设计。解决设计方案的确定，翻转机构的设计，提升机构的设计，以及两者的相互协调和运行平稳。第2章 系统总体设计2.1初始参数的拟订翻转的H钢最大尺寸为：高1200mm、宽600mm、长18000mm，最大质量为10吨。每个翻转机构设置1台翻转电机，要求机构能实现正反方向任意角度的翻转。提升机构的最大提升高度为800mm。整个系统由3个翻转提升架组成，分别编号为号、号、号。号与号之间相距4m，号与号之间相距7m。各翻转提升架之间放置输送辊道。2.2机构的选择及各部分形式的确定根据对题目“大型H钢翻转提升机构设计”可知，该机构主要有两部分组成，即翻转机构和提升机构，现分别对这两种机构进行讨论。2.2.1翻转机构翻转机构是将工件沿水平轴转动或倾斜，使之处于有利于加工位置的变位设机构。常见的有框架式、头尾架式、链式、环式、推举式等翻转机构。它们的使用场合见表2.1。表2.1 翻转变位机构形 式变位速度驱动方式使 用 场 合框架式恒定机电或液压板结构、桁架结构等较长焊件的倾斜变位头尾架式可调机电轴类和椭圆形焊件的环形焊缝，表面堆焊时的旋转变位链式恒定机电装配定位焊后，自身刚度很强的梁住型的翻转变位环式恒定机电装配定位焊后，自身刚度很强的梁住型的翻转变位。在大型构件的组对与焊接应用中较多推举式恒定液压各类构件的倾斜变位。装配和焊接在同一工作台上进行根据各种机构的使用场合可知，对于大型H钢的翻转可以采用链式、环式和推举式翻转机构。现对这三种机构加以比较，以确定最终采用的机构形式。1、链式翻转机构 链式翻转机构结构形式如图2.1。41链轮 2链条 3H钢 4支架图2.1 链式翻转机构由图2.1可知，链式翻转机构结构比较简单，因为采用链条支撑，对箱形断面的角接焊缝也同样适用，其缺点是焊缝对中较费时，焊接是在自由状态下焊接，不便于用夹具控制焊接变形。2、环式翻转机构环式翻转机构结构形式如图2.2。1托轮 2支撑环 3钝齿轮 4驱动装置图2.2 环式翻转机构在翻转同等体积的H钢时环式翻转机构整体尺寸较大，机构上配有加紧装置，因此，相对与链式而言，结构复杂。但特别适合与超大型工件的翻转。3、推举式翻转机构推举式翻转机构结构如图2.3。1反转工作台 2推拉式轴销 3升液压缸图2.3 推举式翻转机构推举式翻转机构结构也比较简单，且能翻转的工件类型也较多，但这种结构一次最多只能翻转 ，翻转后工作台需要复位。对于大角度的翻转效率低下。根据以上三种机构的特点，考虑结构的复杂程度和工作效率，选用链式翻转机构做为大型H钢的翻转装置链式翻转机构主要由电机、链条、链轮、张紧轮及架体等组成。在起重机械中应用的链条主要有环形焊接链和片式关节链。使用环形焊接链条具有挠性好、可用较小直径的链轮和卷筒，且传动机构外形尺寸小，链条本身耐腐蚀。缺点是可靠性差、有突然断裂的可能、不耐冲击、质量大、不易用于高速提升设备中，链条本身运动中常产生滑移和摩擦。片式关节链的挠性比焊接链更好，比较可靠、运动平稳。缺点是有方向性、横向无挠性、成本高、对灰尘和锈蚀较为敏感。由于设备在运动中有冲击，出于安全和运动稳定性的考虑，选用片式关节链作为翻转用链条。电机通过窄V带将功率传递给翻转装置，因为翻转提升架的翻转过程不需要准确的速比，且翻转过程中对系统有冲击，所以优先选用带传动的形式。另外在各种带中，窄V带具有普通V带的所有特点外，不但寿命长、传动功率大、费用低而且可以减少带轮的宽度和直径。2.2.2 提升机构提升机构分为机械式和液压式两种，现对这两种机构进行比较，以确定最终采用的机构形式。机械式提升机构通常是以省力的钢丝绳滑轮组作为执行构件的，所以可以有较大的提升范围，滑轮组一般使用定滑轮、定滑轮和动滑轮、双联滑轮组（四分支）、双联滑轮组（八分支）等 几种形式。另外在机械式提升机构中，也有采用齿轮和齿条进行提升，但采用这种机构的设备一般只适用于小型货物、轻载情况下的提升作业。液压式提升机构也是常用提升机构中的一种。它采用液压作为动力源。包括有使用液压马达，其执行提升的机构同机械式。还有采用液压缸进行提升。由于液压缸的行程有限，对于较大行程的提升都设计有增加行程的装置，如X形的支架。因此，液压式提升机构多用于升降台、汽车翻斗等不需要很大行程，但却有较大载重的设备中。考虑液压传动具有在同样的驱动功率下，液压装置的重量更轻、体积更小及耐冲击的特点。选用液压式提升机构作为H钢的提升装置。由于系统不需要较大的提升行程，所以使用液压缸直接推动翻转架进行提升即可，这样做，虽然要使用较多的液压缸，但可以简化提升机构，所有翻转架的液压缸都由一个泵源提供动力，即可保证液压缸的同步动作，也可以减少空间的使用。2.3 H钢翻转过程分析在H钢被提升起后，在链条上处于图2.4所示状态，当链条顺时针旋转时，H钢将会以B点为中心逆时针方向翻转。图2.4 翻转过程当A点达到最低点后，如图2.5。若H钢要继续翻转，就要以A点为中心，此时如果重心在支点A的左侧如图2.5（a），则它产生的力矩将会使H钢继续翻转。如果重心在支点A的右侧如图2.5（b），它产生的力矩将会阻止H的翻转，此时要求H钢的惯性足以克服重力产生的力矩使H钢继续翻转到重心移动到A点的左侧，否则H钢翻转到此位置时将停止翻转且在链条上打滑。H钢是否会打滑主要取决于H钢与链条摩擦力的大小，即如果摩擦力足够大，将出现图2.5（a）的状态，此时不会发生打滑现象。如果摩擦力不够大，出现图2.5（b）的状态就要求H钢有足够的翻转速度以保证不出现打滑的现象。由于链条的表面有明显的凹凸不平，所以H钢与链条之间的摩擦力不能简单的用平面之间的静摩擦进行计算，所以这里不对H钢是否打滑进行理论计算。（a） (b)图2.5 H钢翻转过程简图2.4 大型H钢翻转提升机的布置整个系统由3个翻转提升架组成，分别编号为号、号、号。要求三个翻转提升架成一排放置，三个翻转提升架的中心线保持在一条直线上，且号与号之间相距4m，号与号之间相距7m。各翻转提升架之间放置输送辊道。控制台放置在号架的一侧。见图2.6。图2.6 大型H钢翻转提升机的布置2.5本章小结 通过几种提升机构和翻转结构的分别比较，确立了本设计的最终所采用的大型H钢提升翻转机构的形式,其提升部分用液压提升，翻转部分采用链式翻转。第3章 传动系统零件的选择及设计3.1电动机的选择翻转部分的结构简图如图3.1。图3.1 翻转结构简图设计链速为0.05，单个翻转架承受重力为50000。受力分析如图3.2。图3.2 链条受力分析链条与水平方向夹角 链条受力 水平分力 功率电机功率 式中 链条传动效率， 取=90%皮带传动效率， 取选取电动机型号YZ160L-8，转速705r/min，额定功率7.5(电动机的功率因数为0.766，传递效率为0.824）。电动机YZ160L-8是起重设备专用电机，这种电动机具有启动转矩大，启动电流小的特点，且能够频繁、重载启动。因此选用这种类型的电机作为系统的翻转电机。3.2带传动设计3.2.1带传动的计算设计资料参数为：传递的功率，窄带传动，每天工作小于10小时，重载启动且有载荷冲击。 1、确定计算功率 （3.1）式中 计算功率工作情况系数。取传递的额定功率，故2、选择带型根据小带轮转速，由参考文献10选用窄带SPZ。3、确定带轮的基准直径（1）初选小带轮基准直径根据带截形，根据参考文献10查得 ，则。（2）计算带速 （3.2）式中 主动轮的圆周速度主动轮的转速故 （3）计算从动轮基准直径设计传动比，则取，。4、确定中心距a和带的基准长度初定中心距 (3.3)解得 初选=550mm。基准长度 =1622.212mm选取。考虑安装调整和补偿预紧力的需要，中心距的变动范围为：5、验算主动轮上的包角根据对包角的要求，应保证：包角满足要求。6、确定带的根数 （3.4）式中 包角系数，查得=0.92；长度系数，查得；单根带的基本额定功率，。所以取根7、确定带的预紧力 （3.5）式中 带单位长度质量，查得；带速；带的根数；包角系数；计算功率。N8、计算传动作用在轴上的力 （3.6）式中 带的根数单根带的预紧力主动轮上的包角3.2.2 带轮设计及计算根据带轮的转速和功率，带轮采用材料HT200铸造1、小带轮设计计算由于小带轮的基准直径，所以小带轮采用实心式，结构形式如图3.3，结构参数见表3.1。图3.3 小带轮结构表3.1 小带轮结构参数参数数值(mm)计算公式d32586367B64L8336注：第一槽对称面至端面距离 槽间距2、大带轮设计大带轮采用孔板式，结构形式如图3.4，结构参数见表3.2。图3.4 大带轮结构表3.2 大带轮结构参数参数数值（mm）计算公式d4590315319B64B=2f+4eL64B1.5d时，L=BC11(1/71/4)B259174.5=0.5(+)50=(0.20.3)( -)36注：第一槽对称面至端面距离 槽间距3.2.3 带传动的张紧由于带不是完全的弹性体，在预紧力的作用下，经过一段时间的运转后，就会由塑性变形而松弛，使预紧力降低。因此，为了保证皮带能够正常的工作，必须要有一种装置使得皮带始终处于一种张紧的状态。常见的张紧装置有定期张紧装置（滑道式和摆架式）、自动张紧装置和采用张紧轮的装置。在接近水平和垂直的皮带传动中适合采用定期张紧的方法，本设计采用摆架式张紧的方法，结构如图3.5。当要调节带的预紧力时只要调整电动机下方的螺母即可。图3.5 摆架式张紧装置3.3 本章小结在此章节中，选取了电动机，进行了大小带轮和皮带的选择和计算,选择大带轮为孔板式结构，小带轮采用实心形式，同时确定了V带轮的材料，皮带采用窄带，并对皮带张紧装置进行了选择，张紧装置为摆架式张紧装置。第4章 翻转和提升装置零件设计4.1链条的选择及链轮的设计计算4.1.1链条的选择及计算1、链条的选择根据第2章链条的受力分析可知，链条工作时拉力为39.984KN。选择08A型板式起重链条。基本参数如下：公称节距P 12.7mm板数组合 66极限拉伸载荷Q 66.7KN2、链条的长度链条的布置形式如图4.1。图4.1 链条的布置形式根据链条的布置形式初步确定链条长度考虑到链轮部分的链条长度没有算入，所以取L=6200mm3、确定链条的节数 （4.1）取 4.1.2链轮的设计及计算链轮采用整体式钢制小链轮，结构形式如图4.2。图4.2 链轮结构表4.1 链轮基本参数名称数值（mm）计算公式配用链条节距12.7根据机械设计手册表8-1-73查得配用链条的滚子外径5.12配用链条的排距6.25Pt=3b0分度圆直径68齿数17 取z=1735齿顶圆直径77齿根圆直径63分度圆旋齿高5轮毂厚度11.5轮毂长度36轮毂直径58齿宽3.7注：设计链速链轮转速常数 50100时 =4.8链板厚度，08A型=2.08mm4.1.3滑轮的设计因为链条的布置形式特殊（链条的布置形式见图4.1），所以要设计一个滑轮将下侧的链条拉紧，以防止上下两侧的链条在工作的时候发生接触。滑轮的结构形式见图4.3。图4.3 滑轮的结构表4.2 滑轮设计参数名称数值（mm）计算公式80轮槽直径140轮缘直径160轮缘间宽30滑轮宽50注：链条节距，P=12.7mm链条销轴长度，b=27.99mm链条通道高度，h1=12.32mm链条销轴直径，=5.09mm4.1.4链条的润滑由于链条采用的是开式传动，且链条较长、布置形式特殊，不易采用手工润滑。所以要求定期将链条拆下，放入煤油中清洗，干燥后，浸入7080润滑油中，待铰链间隙中充满油后安装使用。润滑油采用牌号为L-AN46的全损耗系统用油，润滑油中加入添加剂WS2。4.2轴的结构设计及校核4.2.1轴的设计及计算系统中有主动轴1根，空场链轮轴1根、滑轮轴1根及电动机采用摆架式张紧安装时使用的销轴1根。现仅对主动轴做精确的设计计算。1、输出轴上的功率、转速和转矩链条的传动效率为=0.98，则 =1.9992/0.98=2.042、作用在链轮上的力由第2章链条的受力分析可知，=25000N，=23477N。3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。取=112，于是得 轴的最小直径处为安装链轮处，此处有一个键槽，轴径应放大6%，即，取。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案装配方案如图4.4。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了使链轮轴向定位，处右侧制有螺纹，-处长70mm，处右侧制出一轴肩，。初选滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求，并根据，选用深沟球轴承6410，其尺寸为。考虑到-处端盖的厚度及轴的伸出长度，取-处长51mm。处右侧制出一轴肩，-长550mm。，考虑到此处安装有轴承、皮带轮和端盖，取-长30mm,-长100mm。处右侧制有螺纹M42，-长50mm。（3）轴上零件的周向定位皮带轮、链轮的周向定位均采用平键联接。图4.4 输出轴上零件装配方案链轮与轴的连接选用平键。皮带轮与轴的定位选用平键=14950。选用皮带轮、链轮与轴的配合为H7/r6，以保证良好的对中性。滚动轴承的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角245，各轴肩处的圆角半径为。5、轴的内力根据轴的结构简图作出轴的计算简图、弯矩图和扭矩图，如图4.5所示。图4.5 轴的内力图从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出处是危险截面。现将计算出截面处的、及的值列于表4.3。表4.3 截面处的载荷计算载荷水平面垂直面支反力弯矩弯矩扭矩6、按弯扭合成应力校核轴的强度现只校核轴的危险截面处的强度 （4.2）式中 轴的直径；轴所受的弯矩；轴所受的扭矩；校正系数，双向旋转轴的许用弯曲应力，取危险截面处轴的强度满足要求4.2.2 滚动轴承的校核选用的滚动轴承为深沟球轴承6410，设计工作寿命为1000h。 （4.3）式中 基本额定动载荷；当量动载荷；寿命因数，查得；速度因数，查得；力矩载荷因数，查得；冲击载荷因数，查得；温度因数，查得；轴承径向基本额定动载荷，查得。因为轴承只承受径向力，故=，所以，故滚动轴承6410满足动载荷要求。4.2.3键的强度校核轴上共有两个键，由于链轮处的键所受的应力最大，故对此处的键做强度校核。1、挤压强度校核 （4.4）式中 传递的转矩；键与轮毂键槽的接触高度；键的工作长度，圆头平键；轴的直径；键连接的许用挤压应力，查得。计算得故键挤压强度满足要求。2、键的剪切强度校核 （4.5）式中 传递的转矩；轴的直径；键的宽度；键的长度，圆头平键许用剪应力，查得计算得故键的剪切强度满足要求。4.3 液压缸的设计及计算4.3.1液压缸的结构设计1、原始数据H钢重10t，翻转架重2t。单个液压缸承受负载=（10/2+2）/4=1.75 t=17500N。行程，提升速度0.08m/s。2、初步设计液压缸为双作用单活塞杆液压缸图4.6 液压缸结构形式3、活塞及活塞杆计算选择液压缸的工作压力为。（1）计算液压缸的牵引力 F=+ + （4.6）一般取=（0.010.1）=0.117500=1750N而=0所以=17500+1750+1429+0=20679N（2）计算液压缸内径、活塞直径选。（3）活塞杆直径在受压时情况下，取（0.50.55）=1250.5=62.5mm选取=63mm4、缸筒长度以及其它部位尺寸液压缸结构如图4.7所示。图4.7 液压缸结构最小导向长度 +=+=102.5mm取=103mm。活塞宽度=（0.61.0），取=0.8125=100mm导向套滑动面长度当80mm时，=（0.61.0），取=0.662.5=37.5mm隔套=0.5（+）=103-0.5（100+37.5）=34.25 mm取=35mm5、缸筒壁厚及其验算（1）选取缸筒外径为146mm，则壁厚=（146-125）=10.1mm取（2）壁厚校核=0.081当=0.080.3时，可用下列公式校核 （4.7）式中 缸筒内最高工作压力，=1.52.5=3.75MPa；缸筒材料的许用应力，。故=0.0017m=1.7mm，壁厚强度合格。6、缸底、缸盖设计及计算（1）缸底采用焊接方式，如图4.8。图4.8 缸底连接方式缸底厚度0.433D2 （4.8）式中 计算厚度处直径，取。则缸底厚度0.433105=6.2mm焊缝应力计算公式为 = （4.9）式中 缸内最大推力；缸筒外径；焊缝直径；焊接效率，取=0.7。所以=13MPa焊接强度可靠（2）缸盖采用外螺纹连接，如图4.9。图4.9 缸盖连接方式螺纹处拉应力= （4.10）螺纹处剪应力 （4.11）式中 缸筒端部受最大推力；缸筒内径；螺纹外径；螺纹底径，螺纹使用M1404普通螺纹，查得拧紧螺纹的系数，不变载荷取=1.251.5；螺纹连接的摩擦因数，取。则=相当应力=。许用应力= （4.12）式中