鍛造操作機與夾緊及前提升機構設計

鍛造操作機與夾緊及前提升機構設計,鍛造操作機與夾緊及前提升機構設計,鍛造,鑄造,操作,夾緊,提升,晉升,機構,設計 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 裝 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 訂 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 線 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 長 春 大 學 畢業(yè)設計（論文）紙 開題報告 一、設計題目： 鍛造操作機與夾緊及及前提升機構設計 二、課題研究的目的和意義 鍛造操作機是鍛造車間實現(xiàn)鍛造機械化與自動化的重要設備，它主要用于夾持鍛件來配合主機完成鍛造工藝，也可用于坯料的裝出爐，運輸和堆放以及夾持模具或工具進行操作。鍛造操作機不僅對提高生產(chǎn)率和設備利用率，提高鍛件質量和降低成本有著極其重要的作用，而且還時減輕勞動強度，改善勞動條件的重要途徑。 為了滿足鍛造操作機的鍛造工藝要求，鍛造操作機一般具有以下幾個動作： 1． 鉗口的夾緊與松開； 2． 鉗桿的旋轉； 3． 夾鉗的平行升降及傾斜； 4． 臺架回轉或夾鉗擺移； 5． 大車行走。 為了實現(xiàn)以上動作，操作機應具有以上五個機構。其本體可分為夾鉗，臺架，大車三大部分。夾鉗支承在夾鉗平行升降及傾斜機構上，它包括鉗口夾緊機構和鉗桿旋轉機構，實現(xiàn)鉗口松夾和鉗桿旋轉動。操作機的臺架包括夾鉗平行升降及傾斜機構，實現(xiàn)夾鉗平行升降及傾斜動作。夾鉗在鍛造過程中承受沖擊力，故在夾鉗和臺架之間還設置了垂直緩沖裝置和水平緩沖裝置。操作機的大車支承著整個臺架，在大車上裝有大車行走機構，來驅動大車實現(xiàn)使其前進或后退。操作機除本體結構外，還配有電氣系統(tǒng)和液壓系統(tǒng)作為驅動和控制裝置。 操作機按運行方式可分為有軌操作機和無軌操作機。有軌操作機的活動范圍和服務的鍛造設備是確定的，一般都裝在鍛錘或鍛造液壓機旁。這種操作機在工作時比較容易與鍛錘或液壓機對中，司機操縱臺可設在機上也可設在地面上，易于實現(xiàn)遙控或與主機聯(lián)動。無軌操作機的機動性好，活動范圍較大，可以為多臺設備服務，既能操作鍛件，又能裝出爐，還可擔任車間內外的運輸工作。 操作機按驅動方式可分為液壓傳動，機械傳動和混合操作式。液壓傳動操作機的各個機構均由油缸和液壓馬達驅動，因此工作平穩(wěn)，結構緊湊，操作靈活方便，便于實現(xiàn)與主機聯(lián)動及自動化，但加工及安裝精度較高。機械傳動操作機的各個動作均由電動機通過減速器帶動各個工作機構來實現(xiàn)，因此結構龐大復雜，但加工精度及安裝精度不高，容易制造。混合傳動操作機中的鉗口松夾，夾鉗平行及傾斜機構通常由油缸或氣缸來驅動，而大車行走，鉗桿旋轉和臺架回轉機構由電動機驅動，其優(yōu)缺點介于液壓傳動與機械傳動之間。 有軌操作機按夾鉗在水平面上的運動形式可分為直移式，擺移式和回轉式操作機。直移式操作機的夾鉗具有平行升降、傾斜及大車作前后直線運動。這種操作機剛性好，適合制成大噸位的操作機。擺移式操作機除能實現(xiàn)直移式操作機的動作外，夾鉗還可以在水平面上作小角度的左右擺動和小距離的左右平移，可完成一些輔助工作。回轉式操作機除能實現(xiàn)直移式操作機的動作外，夾鉗隨臺架還可在水平作360度回轉，這種操作機具有較廣泛的工藝用途。 大型操作機都傾向擺移式操作機。 三、國內外現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 鍛造操作機作為進行鍛造工藝的重要設備，眾多國外公司對其進行系統(tǒng)化研究，目前，德國DDS公司、韓國HBE PRESS公司以及捷克ZDAS公司的鍛造操作機的制造水平處在世界前列。其中，德國DDS公司和WEPUKO公司是世界著名的鍛造操作機專業(yè)研發(fā)、制造企業(yè)，在重型鍛造操作機領域有70多年的歷史。此外，日本三菱長琦生產(chǎn)的操作機因擁有告高速、高精度的機械手及控制系統(tǒng)而著稱。 國內鍛造操作機的研究起步很晚，在一些技術方面與國外相比還有一定的差異。與萬噸壓機配套的大型鍛造操作機全部采用進口設備，自主開發(fā)的大型鍛造操作機至今尚未問世，如中國一重與上海交大聯(lián)合開發(fā)的1600kN鍛造操作機和北方重工自主開發(fā)的2000kN鍛造操作機的整機水平還有待于進一步驗證。 為解決我國重大裝備制造中一批關鍵技術和共性技術問題，實現(xiàn)重大裝備及其成套技術的自主研發(fā)，科技部在“十一五”國家科技支撐計劃中設立了“大型鑄鍛件制造關鍵技術及裝備的研制”項目，在重點完成的工作中明確提出“150MN自由鍛造水壓機及配套設備關鍵技術研究”和“165MN自由鍛造壓油機及配套設備關鍵技術研究” 鍛造操作機60年代前就已問世，近二、三十年發(fā)展期來。最早是在美國、原蘇聯(lián)，而后在日本、英國、奧地利等國發(fā)展期來，并成為系列化產(chǎn)品進入工業(yè)性生產(chǎn)。最早的操作機多為全機械傳動，隨著科學技術的發(fā)展，到60、70年代出現(xiàn)了混合傳動和全液壓傳動、結構緊湊、操作靈活的鍛造操作機。它與水壓機、臥式徑向鍛造機和自由鍛錘配用，使主機大大的提高了生產(chǎn)效率，提高了鍛件質量。到了80年代，各國對鍛造操作機的設計、制造、技術改造方面又有了更高的要求，不斷改進結構、生產(chǎn)工藝，促進了鍛壓技術的發(fā)展。 我國的鍛造操作機起步于60年代，開始只能由某些廠家自己制造有軌操作機，這些操作機結構簡單，鉗子的張合夾緊靠與吊鉗分離開的電動方頭扳手來完成，因而夾緊鍛件不方便，用于鋼錠開坯、拔料還是可以的。隨著國民經(jīng)濟的發(fā)展，70年代開始研制出全機械傳動和一些液壓傳動有軌操作機，載重量可達10噸，夾緊力矩25千牛米。隨后，小型液壓傳動有軌操作機得到發(fā)展，并出現(xiàn)了液壓傳動無軌操作機。1974年我國首次制訂了自己的鍛造操作機系列標準，大力推廣液壓傳動操作機。到了80年代全液壓有軌鍛造操作機在全國相繼出現(xiàn)，90年代初期我國自行設計制造的100千牛鍛造操作機主要技術性能已達到世界80年代水平，能替代國內外進口同類產(chǎn)品。 目前，國外大型快鍛油壓機與操作機聯(lián)動技術已經(jīng)成熟，而國內生產(chǎn)的鍛造操作機還沒有100千牛以上的聯(lián)動操作機。而100千牛鍛造操作機則屬于最新開發(fā)的聯(lián)動型鍛造操作機。它是31.5兆牛水壓機的配套設備，用于鈦合金的鍛件生產(chǎn)，也可用于配套16兆牛、20兆牛自由鍛造操作機。能夾持10噸及以下的鍛件作翻轉、升降、傾斜、側移、側擺、夾緊放松和進退七個動作。在和水壓機的配合下，能完成鋼錠開坯、拔長、鐓粗、整圓等一系列鍛造工藝。 國外操作機的載重力矩已發(fā)展到3000千牛米，大型操作機與30000千牛自由鍛造水壓機聯(lián)動操作，不斷的提高了水壓機生產(chǎn)能力。國外操作機大多數(shù)為液壓馬達驅動，由油缸活塞實現(xiàn)升降等運動，其液壓系統(tǒng)由油壓泵站，電控操作閥和管路等部件組成。該系統(tǒng)安裝在大車架上,隨機行走，系統(tǒng)容易實現(xiàn)多種動作，功率大，系統(tǒng)結構緊湊，零部件易于實現(xiàn)標準化、系列化，系統(tǒng)批量制造成本低，傳動結構已多樣化。 四、畢業(yè)設計方案的擬定 為實現(xiàn)操作機應完成的基本動作，其相應具有：鉗口夾緊和鉗桿旋轉機構，活動架前后提升機構和大車行走機構。 操作機的本體結構可分為夾鉗、臺架和大車三部分。夾鉗包括鉗口夾緊和鉗桿旋轉機構，臺架包括平行升降及傾斜機構，在夾鉗和臺架之間還設置有垂直緩沖和水平緩沖裝置，大車支承整個臺架和活動架，大車行走機構驅動大車使其前進或后退。 要求該操作機所具有的主要基本參數(shù)和技術參數(shù)如下： 額定夾持工件重量 1噸 夾持力矩 2噸力.米 夾持鍛件范圍 Φ140～Φ420毫米 升降鍛件高度 500毫米 傾斜角度 +6度 鉗桿旋轉速度 30轉/分 大車行走速度 45轉/分 力求控制重量 7～8噸 軌距 1500毫米 夾鉗伸出量 1400毫米 純機械結構由電器驅動。 在鉗口夾緊機構中，夾鉗擬采用長杠桿式結構以盡量減小拉緊力，拉緊方式擬定為機械拉緊，采用絲杠螺母配合來實現(xiàn)圓周運動轉化為平行移動，鉗臂及連桿等活動聯(lián)接處采用銷軸聯(lián)接，殼體擬采用鋼板焊接結構。不同直徑毛坯選用不同的鉗墊來實現(xiàn)夾緊。其拉緊力及旋轉力矩由鉗桿旋轉機構提供。 前提升機構中，各部件布置形式為：電機通過帶制動輪型聯(lián)軸器和相配和的制動器以及減速器相聯(lián)接，減速器與卷繞鋼絲繩的空心卷筒通過法蘭聯(lián)接在一起。鋼絲繩把卷筒、定滑輪、動滑輪和活動架聯(lián)接在一起，并通過螺栓聯(lián)接與機架聯(lián)接在一起。工作時，電機驅動減速器，帶動卷筒旋轉，鋼絲繩通過定滑輪和動滑輪卷繞在卷筒上，從而實現(xiàn)將活動架和鉗頭抬高，同理，電機反轉帶動卷筒反轉， 從而放開鋼絲繩，實現(xiàn)將活動架放低。在后提升高度一定的前提下，前提升可實現(xiàn)鉗頭及活動架的小角度傾斜。 五、課題研究的時間分配： 工作量： 1. 總體設計 2. 原理圖 3. 夾緊機構 4. 前提升機構 5. 主要零件設計 時間安排： 3月5日——3月23日 查資料，完成文獻翻譯和考題報告； 3月24日—— 4月3日 總體方案設計； 4月4日——4月30日 機械部分設計； 5月1日——5月22日 部件及零件草圖； 5月23日——6月12日 上機繪圖； 6月13日——6月19日 完成設計（論文）說明書，40~60，要求打?。? 6月20日——6月24日 評審、答辯。 六、參考文獻 [1] 機械設計師手冊 [2] 鍛造機械化與自動化 [3] 鍛造生產(chǎn)機械化自動化 [4] 馮辛安主編.機械制造裝配設計.北京:機械工業(yè)出版社,2005 [5] 鍛壓機械、液壓傳動 [6] ?起重機設計手冊 [7] 鍛壓機械液壓傳動的設計基礎 [8] 畢業(yè)論文撰寫規(guī)范 [9] 科技期刊上發(fā)表的相關研究方向的論文 [10] http://www.cnki.net(中國期刊網(wǎng)) 共 5 頁 第 5 頁 鍛造操作機與夾緊及前提升機構設計 【摘要】 鍛造操作機是鍛造壓力機的重要配套設備，也是匯集機械，液壓、電氣于一體的重載機械裝備之一，掌握大型鍛造操作機的核心設計制造技術，對我國經(jīng)濟建設和國防建設具有深遠的影響。精密鍛造是一個領域，在這個領域里決策可支持系統(tǒng)，它可能是被有效和廣泛應用的，還取決于來自鍛造磨具設計工程師過去經(jīng)驗的一些知識和規(guī)則。對于嘗試減少成本和提高可靠性，精確的組成部分變得相當重要，因此在很多應用領域中，本身的規(guī)則變成了固有相對于程序的某些部分。在鍛造磨具設計中，尺寸精度是主要目標之一。承載能力和任何產(chǎn)品的壽命極大地受尺寸精度影響。為了預測部分精密尺寸和確定對于精密鍛造的磨具尺寸，分析影響尺寸精度的因素是很有必要的。磨具和產(chǎn)品的三維演化在每個鍛造階段都應被分析。在這項研究中，由于圓柱形工件的使用，徑向和切向應力在磨具應力決定方面常遇到。為了保持鍛造的尺寸精度，鍛造產(chǎn)品和磨具插入的差異，例如出現(xiàn)彈性磨具擴張和產(chǎn)品收縮。 關鍵詞 精密鍛造 磨具應力 The design on forging manipulator with clamping and fomer lifting mechanism 【Abstract】 forging manipulator is a important corollary equipment to forging pressure machine.It is also one of the heavy load machinery equipments which compile the machinery :hydraumatic electric into one organic whole.It has a profound effect to national economic construction and the building up of national defence since it commands core design and manufacture technology of heavy forging manipulator. Precision forging is a field in which decision support systems can be effectively and widely applied and depends on knowledge and rules derived from the past experience of forging die design engineers. Precise components are becoming quite important in attempts to reduce cost and improve reliability. There are thus many application areas in which the rules themselves become inherent to the parts or the processes. In forging die design, dimensional accuracy is one of the main goals. The load carrying capacity and life of any forged product is greatly affected by its dimensional accuracy. To predict the precise dimension of the part and determine the die dimension for precision forging, it is necessary to analyze the factors which affect dimensional accuracy. Dimensional evolution of die and product should be analyzed at each stage of forging. In this study, both radial and tangential stresses are encountered in the determination of die stresses since cylindrical workpieces were used. In order to sustain dimensional accuracy of the forging die, differences between the forging product and the die insert such as elastic die expansion and product contraction are presented. 【Keywords】 Precision forging . Die stress 1 緒論 建國前，國內僅有少數(shù)工廠擁有數(shù)量極少的鍛壓裝備及其輔助設備，他們分布在機械、冶金、鐵路、水電、兵器、船舶等基礎工業(yè)部門并主要從事那些體積小，形狀相對簡單的鍛件的制造工作。目前，我國大鍛件鍛造行業(yè)已有一定規(guī)模和水平，且擁有的100MN級大型液壓機數(shù)量已躍居世界第三位，但是輔助配套設施還很不齊全，如鍛造操作機、大截面切割機、鍛件尺寸測量控制裝置、工具操作機、鍛造加熱爐等都不配套，從而大大影響了被鍛鋼錠的材料利用率。然而，隨著科學技術的發(fā)展和社會的進步，人們對鍛件質量的要求越來越高，顯然，傳統(tǒng)的鍛件已不能滿足人們使用的需求，為了解決這種現(xiàn)狀，所以必須引進技術革新。 1.1我國鍛壓行業(yè)的現(xiàn)狀 鍛壓行業(yè)是國際工業(yè)化程度的重要標志，作為機械制造業(yè)的基礎行業(yè)，鍛壓行業(yè)對裝備制造業(yè)和國防建設有重要的影響，我國已成為世界鍛壓業(yè)大國，但還不能稱其為世界鍛壓業(yè)強國，與鍛造技術先進的國家相比還存在一定的差距。我國鍛造行業(yè)在“九五”期間有了新的進展，主要表現(xiàn)在以下方面：鍛造行業(yè)獨立鍛造企業(yè)在增多，也就是從全年能廠中獨立出許多自負盈虧、有獨立法人資格的鍛造企業(yè)；鍛造生產(chǎn)向產(chǎn)品專業(yè)化發(fā)展有了明顯進步，許多專業(yè)生產(chǎn)線已經(jīng)形成；鍛造行業(yè)“九五”期間技術改革最大的特點是填平補齊，形成了一批利用現(xiàn)有設備生產(chǎn)精密產(chǎn)品的生產(chǎn)線和技術；“九五’期間鍛造企業(yè)重視市場運作，已有鍛件成批量出口；特種鍛造工藝推廣應用取得新成效，采用楔橫軋機精鍛中間軸及凸輪軸類生產(chǎn)線約100條，該技術已受到美國公司的重視；國外鍛造企業(yè)在中國合資、獨資鍛造企業(yè)達17家；模鍛件在鍛造行業(yè)內的比重進一步提高，約達60%，這標志著我國鍛造業(yè)已進入新的發(fā)展階段；現(xiàn)階段，國內有成功開發(fā)了一批高科技含量的鍛造設備及其輔助工具。 盡管我國鍛造業(yè)取得了一定成績，但與國外發(fā)達國家比，仍存在不少問題。目前，制約我國鍛造行業(yè)發(fā)展的因素很多，但淘汰少或不淘汰則是行業(yè)發(fā)展受阻的重要因素之一。在我國鍛件生產(chǎn)過程中，部分骨干企業(yè)采用了熱模鍛壓力機及相應的輔助設備，但大多數(shù)企業(yè)仍采用雙盤摩擦壓力機、空氣錘等人工操作生產(chǎn)工藝，使鍛件精度，磨具壽命，鍛件質量穩(wěn)定性均受影響。然而隨著時代的發(fā)展，工業(yè)對鍛件的質量要求越來越高，顯然傳統(tǒng)的鍛造方式遠遠不能滿足人們使用的要求，所以，要想生產(chǎn)出更好的產(chǎn)品，科技創(chuàng)新和技術投入是必不可少的。 大型鍛造操作機屬于當前世界體積相對較大的多自由度重載機器人，屬于機、電、液高度一體化的復雜裝備，它是萬噸鍛造壓機重要配套設備，也是國家經(jīng)濟建設急需的重大機械裝備之一。并且，大型鍛件制造業(yè)是裝備制造業(yè)的基礎行業(yè)，是關系到國家安全和國家經(jīng)濟命脈的戰(zhàn)略性行業(yè)，其發(fā)展水平是衡量國家綜合國力重要標志。通過深入開展大型鍛造操作機的研究工作，將逐步實現(xiàn)大型鍛造操作機的國產(chǎn)化，對提升我國大型裝備及關鍵零部件的自主設計和制造能力、滿足國家經(jīng)濟建設的需求、結束我國不能設計大型鍛造操作機的歷史都具有重要的社會意義和經(jīng)濟效益。 1.2鍛造操作機的發(fā)展歷史 1.2.1鍛造操作機的起源 鍛造操作機最早出現(xiàn)在美國和原蘇聯(lián)，而后在日本、英國、奧地利等國發(fā)展起來，并成為系列化產(chǎn)品進入工業(yè)性生產(chǎn)。最初的操作機多為全機械傳動，60、70年代出現(xiàn)了混合傳動和全液壓傳動、結構緊湊、操作靈活的鍛造操作機。到了80年代，各國對鍛造操作機的設計、制造、技術改革方面又有了更高的要求，不斷改進結構及生產(chǎn)工藝，促進了鍛壓技術的發(fā)展。特別是鍛造操作機的需求量不斷增加，引起了國內外大、中型企業(yè)對鍛造操作機在生產(chǎn)中作用的重視。90年代中期，國外大型鍛造操作機技術已經(jīng)成熟，大型操作機與30000kN自由鍛造水壓機聯(lián)動操作，不斷提高水壓機生產(chǎn)能力。 我國鍛造操作機起步于60年代，開始只能由某些工廠自己制造有軌操作機。90年代初期，我國自行設計制造的100kN鍛造操作機于1992年5月在太原試制成功，其主要技術性能已達到世界80年代水平，能替代同類進口產(chǎn)品。至今，我國自主研發(fā)投放的全液壓鍛造操作機最大夾持能力也只有500kN。 世界上裝備的萬噸級自由鍛造壓力機近30臺，最大的模鍛水壓機載荷能力高達7.5萬噸，最大的六自由度鍛造操作機操作力矩達7500kN·m，最大承載能力高達2500kN。目前我國已具備了萬噸級鍛壓裝備的設計與制造能力，如中國一重自主設計、制造的世界上最先進的150MN自由鍛造水壓機，2006年末已經(jīng)投放使用，但與之配套的大型鍛造操作機仍在研發(fā)當中。 1.2.2大型鍛造操作機的國內外研究現(xiàn)狀 鍛造操作機作為進行鍛造工藝的重要設備，眾多國外公司對其進行系統(tǒng)化研究，目前，德國DDS公司、韓國HBE PRESS公司以及捷克ZDAS公司的鍛造操作機的制造水平處在世界前列。其中，德國DDS公司和WEPUKO公司是世界著名的鍛造操作機專業(yè)研發(fā)、制造企業(yè)，在重型鍛造操作機領域有70多年的歷史。此外，日本三菱長琦生產(chǎn)的操作機因擁有告高速、高精度的機械手及控制系統(tǒng)而著稱。 國內鍛造操作機的研究起步很晚，在一些技術方面與國外相比還有一定的差異。與萬噸壓機配套的大型鍛造操作機全部采用進口設備，自主開發(fā)的大型鍛造操作機至今尚未問世，如中國一重與上海交大聯(lián)合開發(fā)的1600kN鍛造操作機和北方重工自主開發(fā)的2000kN鍛造操作機的整機水平還有待于進一步驗證。 為解決我國重大裝備制造中一批關鍵技術和共性技術問題，實現(xiàn)重大裝備及其成套技術的自主研發(fā)，科技部在“十一五”國家科技支撐計劃中設立了“大型鑄鍛件制造關鍵技術及裝備的研制”項目，在重點完成的工作中明確提出“150MN自由鍛造水壓機及配套設備關鍵技術研究”和“165MN自由鍛造壓油機及配套設備關鍵技術研究” 1.2.3大型鍛造操作機的技術特征 大型鍛造操作機與萬噸鍛造壓機是配合在一起聯(lián)合工作的，工作過程中操作機保持著頻繁的重復動作，對其性能的要求為動作速度高、空行程時間短、精整時定位準確，以達到快速鍛造，并得到尺寸精確的鍛件。與加工裝備相比，大型操作機的特點是載荷大、慣量大、自由度多、操控能力強。 大型鍛造操作機的主要技術特征：一是在重載操作條件下，操作機構件的分布式柔性變形直接影響末端執(zhí)行器的操作精度，因此，在裝備的機構設計中，既要保證操作裝備在整個工作空間中具有理想的剛度特性，又要通過運動學設計對結構變形在裝備運動鏈中的傳遞特性進行控制。此外，鍛造操作機長期在非連續(xù)工作條件下進行操作，其動力學性能在空載和負載操作情況下存在顯著差別。二是大型鍛造操作機制造成本高，設計與制造周期長，通常采用單臺制造模式。重載操作機通常很難通過物理樣機實驗對其操作性能進行分析和驗證，因此，計算機數(shù)值模擬是鍛造操作機設計、性能評估與優(yōu)化的重要支撐技術。 2鍛造操作機整機介紹 鍛造操作機是一種用以夾持鍛坯配合水壓機或鍛錘完成送進、轉動、調頭等主要動作的輔助鍛壓機械，或稱其為液壓鍛造機械手，是重型鍛壓機的重要配套設備，也是國家經(jīng)濟建設急需的重大機械裝備之一。經(jīng)實踐證明，大型鍛造操作機的應用不僅能提高大型鍛件的制造性能、制造精度、生產(chǎn)效率和材料利用率，還能降低能耗和減輕工人的勞動強度，在一定程度上消除安全隱患，實現(xiàn)生產(chǎn)的合理化，系統(tǒng)化。掌握大型鍛造操作機的核心設計制造技術，是目前我國重型機械制造行業(yè)的重要任務。 鍛造操作機結構可分為有軌式和無軌式兩種，其傳動方式有機械式、液壓式和混合式等，在工作期間，操作機能完成大車在軌道上自由行走；鉗架前后升降、傾斜；鉗頭夾持、松開、旋轉等動作。大車架采用整體框架式結構，由電機或液壓馬達驅動。鉗架升降有鋼絲繩或油缸帶動，可實現(xiàn)前后同步升降或分別升降，使鉗架到達水平或實現(xiàn)一定角度的傾斜。鉗頭夾緊由大螺距絲桿或油缸帶動夾持拉桿水平移動實現(xiàn)。并且有緩沖保險裝置。鉗頭旋轉由電機減速機或液壓馬達帶動，并設有過載保護裝置。鉗架的前后、兩側及鉗架與升降機之間均設有防震動的緩沖裝置，因此大大提高了鍛件第中效率和鍛造精度。此外，還有專門用于某些輔助工序的操作機，如裝取料操作機和工具操作機等。為了配合操作機的工作，有時還配置鍛坯回轉臺。以方便鍛坯的調頭，已完成鍛造工廠所需要的鐓粗、拔長、沖孔、擴環(huán)、切斷等鍛造工藝要求。 3設計方案綜述 為實現(xiàn)操作機應完成的基本動作，其相應具有：鉗口夾緊和鉗桿旋轉機構，活動架前后提升機構和大車行走機構。 操作機的本體結構可分為夾鉗、臺架和大車三部分。夾鉗包括鉗口夾緊和鉗桿旋轉機構，臺架包括平行升降及傾斜機構，在夾鉗和臺架之間還設置有垂直緩沖和水平緩沖裝置，大車支承整個臺架和活動架，大車行走機構驅動大車使其前進或后退。 要求該操作機所具有的主要基本參數(shù)和技術參數(shù)如下： 額定夾持工件重量 1噸 夾持力矩 2噸力.米 夾持鍛件范圍 Φ140～Φ420毫米 升降鍛件高度 500毫米 傾斜角度 +6度 鉗桿旋轉速度 30轉/分 大車行走速度 45轉/分 力求控制重量 7～8噸 軌距 1500毫米 夾鉗伸出量 1400毫米 純機械結構由電器驅動。 在鉗口夾緊機構中，夾鉗擬采用長杠桿式結構以盡量減小拉緊力，拉緊方式擬定為機械拉緊，采用絲杠螺母配合來實現(xiàn)圓周運動轉化為平行移動，鉗臂及連桿等活動聯(lián)接處采用銷軸聯(lián)接，殼體擬采用鋼板焊接結構。不同直徑毛坯選用不同的鉗墊來實現(xiàn)夾緊。其拉緊力及旋轉力矩由鉗桿旋轉機構提供。 前提升機構中，各部件布置形式為：電機通過帶制動輪型聯(lián)軸器和相配和的制動器以及減速器相聯(lián)接，減速器與卷繞鋼絲繩的空心卷筒通過法蘭聯(lián)接在一起。鋼絲繩把卷筒、定滑輪、動滑輪和活動架聯(lián)接在一起，并通過螺栓聯(lián)接與機架聯(lián)接在一起。工作時，電機驅動減速器，帶動卷筒旋轉，鋼絲繩通過定滑輪和動滑輪卷繞在卷筒上，從而實現(xiàn)將活動架和鉗頭抬高，同理，電機反轉帶動卷筒反轉， 從而放開鋼絲繩，實現(xiàn)將活動架放低。在后提升高度一定的前提下，前提升可實現(xiàn)鉗頭及活動架的小角度傾斜。 4鉗口夾緊機構設計 4.1 工作原理及分類 鉗口夾緊機構由鉗頭和拉緊裝置組成。 鉗口夾緊機構可分為長杠桿式、短杠桿式和滑塊斜槽式。長杠桿式鉗頭鉗臂的后臂比前臂長，拉緊力較小，但行程較大，使鉗頭外形尺寸增大，鉗頭零件多，加工制造較困難。 短杠桿式鉗頭后臂比前臂短，拉桿的行程較小，結構緊湊，外形尺寸小，但拉桿上所需拉緊力較大?；瑝K斜槽式鉗頭效率較低。 鉗頭的鉗口形式： 1． 直線狀V形鉗口用于夾持軸類鍛件，當鍛件被夾持的長度較短或夾持力矩較時，鍛件容易松脫。 2． 交叉式V形鉗口的鉗口閉合時，兩個鉗口能夠交錯在一起，因此擴大了一副鉗口夾持鍛件的尺寸范圍。 3． 直線狀偏心V 形鉗口可防止鍛件松脫，但由于鉗口前后不對稱，鉗口處于垂直正中位置時，鉗口后端較重而下垂，使受料時很不方便。 4． 中凹狀V形鉗口與直線狀鉗口相比較，可有效防松脫。 5． 旋轉鐓粗鉗口主要用于鐓粗鍛件。 拉緊裝置的作用是在拉桿上產(chǎn)生拉緊力，從而使鉗口夾緊鍛件，有機械式、液壓式、氣動式。 機械式拉緊裝置的基本原理是采用螺母螺桿機構產(chǎn)生夾緊松開動作，利用壓縮彈簧保持拉桿上的拉緊力，并起過載保護作用。但結構復雜，使用時容易發(fā)生故障。 液壓式拉緊是利用油缸的油壓在拉桿上產(chǎn)生拉緊力，工作平穩(wěn)，結構緊湊，加工精度要求較高。 4.2 鉗頭結構的設計確定 畢業(yè)設計注重的是設計過程的經(jīng)歷與體驗，結構創(chuàng)新則在其次，受自身水平限制，同時作為一個機械專業(yè)學生，機械專業(yè)基礎更加重要，我們一組三個同學擬定設計小噸位全機械式的鍛造操作機。 因此我在設計時首先以結構簡單可行易實現(xiàn)為目的，綜合考慮實際情況，我采用長杠桿式鉗頭以減小拉緊力，采用中凹狀Ｖ型前口以防棒料脫落，采用機械式拉緊裝置拉緊。 4.3 鉗頭幾何參數(shù)的確定 鉗口的松夾行程應滿足操作機夾持鍛件的尺寸范圍的要求，并且與鉗口的角度及鉗口的安裝方式有關。一般取鉗口角度2＝90～120度。采用90度的鉗口既能夾持原料又能夾持方料。但是，為了適應夾持鍛件的尺寸范圍，通常必須有三副大小不同的鉗口。采用120度的鉗口，可以擴大一副鉗口的夾持范圍，但它不能夾持方料，因此擬采用90度鉗口。鉗口的安裝方式有兩種，一種是小鉗口直接安裝在前臂上，一種是套裝在大一號的鉗口內。擬采用90度鉗口直接安裝。 工件尺寸范圍：Φ140～Φ420毫米 4.3.1 鉗口的松夾行程（開閉范圍）： 鉗口非套裝， 式中 ——系數(shù)，鉗口角度； ——操作機夾持鍛件的最大直徑和最小直徑（毫米）。 4.3.2 鉗口銷軸最大中心距： 取700毫米。 4.3.3 鉗臂固定銷軸中心距： 取600毫米。 4.3.4 鉗頭的喉口深度： 取300毫米。 4.3.5 鉗臂杠桿比： 長杠桿式， 為減小拉緊力，取最大值1.45。 式中 ——鉗口銷軸中心至鉗臂固定銷軸中心間的距離； ——鉗臂后銷軸中心至固定銷軸中心間的距離。 4.3.6 鉗臂外張角： 不大于20o 即 取為300毫米，則 4.3.7 拉桿行程： 精確數(shù)字應根據(jù)鉗口松夾行程、和鉗口銷軸最大中心距 以及鉗頭零件尺寸由作圖決定，最后修正為335毫米。 4.4 拉緊力的計算 拉桿上所需的拉緊力的計算，是作為設計拉緊裝置及鉗頭中各相關零件的強度校核的依據(jù)。 在各種鍛造工藝中，軸類鍛件總是最重最長的，因此，拉緊力的計算是從夾持軸類鍛件的夾持重量和夾持力矩及采用V形鉗墊出發(fā)的。軸類鍛件的直徑d可根據(jù)操作機公稱載重量G和夾持力矩M來求。 鍛件長度 式中——鍛件重心至鉗口中心的距離； ——為鉗墊長度，據(jù)經(jīng)驗取250毫米。 由 , 得 式中為鍛件的比重，單位 。 由于鍛造過程中，鉗頭經(jīng)常旋轉，鉗口相對于水平面的位置以隨之變化，而當鉗口的位置變化時，受力狀況也隨之變化，因此拉緊力也就隨著鉗口位置而改變，一般鉗口在水平位置和垂直位置兩種情況時的拉緊力較大，取其較大的拉力作為設計拉緊裝置設計和強度計算的依據(jù)。 4.4.1 鉗口在水平位置時拉緊力分析： (1) 毛坯受力分析如圖4-1： 圖4-1 鉗口在水平位置毛坯受力圖 圖中 G——毛坯重量，即操作機公稱載重量； ——鉗口對毛坯正壓力的合力； ——鉗口對毛坯的全反力； ——在垂直方向的分力； ——在水平方向的分力； ——鉗墊角度； ——鉗口與毛坯間的摩擦角，； ——鉗口對毛坯摩擦力的合力，毛坯由于重量的作用，有順時針翻轉的趨勢，欲使鉗口分開，在兩鉗口上側邊有向上滑出趨勢，所以向下；在兩鉗口下側邊有向下滑出趨勢，所以向上，在臨界平衡狀態(tài)下，同時達最大靜摩擦力； ——鉗口與毛坯間的摩擦系數(shù)； ——鉗墊長度； ——毛坯重心至鉗口銷軸中心的距離； ——鉗口兩側邊正壓力合力之間的距離，其值與正壓力沿鉗墊長度的分布情況有關。 取。 （2） 拉緊力計算： 由前圖可知： 求得： 又 則 圖4-2 鉗口在水平位置拉緊力示意圖 由圖4-2可知， 拉桿上的拉緊力為： 式中 ——鉗臂力臂比； K——考慮拉緊力儲備系數(shù)，取K＝1.2～1.25； η——鉗口夾緊機構的效率，取η＝0.8～0.85。 （3） 鉗口受力分析 圖4-3 鉗口在水平位置受力圖 圖4-3中，H——鉗口銷軸水平反力； Z——鉗口銷軸對鉗口的垂直支承力； X——鉗口銷軸在x方向的剪切反力； Y——鉗口銷軸在y方向的剪切反力； ——鉗口銷軸與其銷孔間的摩擦力矩，若銷直徑為d1,銷軸與孔間的摩擦系數(shù)為f1，則 。 由圖4-3（c）可見，為防止鉗口松開，造成毛坯下垂現(xiàn)象，必須足夠大： 為此，銷軸直徑應滿足下列條件： d1≥＝＝ 4.4.2 鉗口在垂直位置時拉緊力分析： （1）毛坯受力分析：意義同圖4-1： ——鉗口對毛坯摩擦力的合力。這時毛坯由于G的作用，有順時針翻轉趨勢，在上鉗口，毛坯有向右滑出趨勢，所以向左；在下鉗口處則相反； ——換算至垂直平面內時毛坯的壓力； ——與，與的合力，必定通過鉗口銷軸中心A,B點； ——換算摩擦角，即當上鉗口處毛坯相對于鉗口將轉動而未轉動時，對垂直線的偏角，,式中為換算摩擦系數(shù)，由下式確定： ——對垂直線的偏角，因,而 所以，，即下鉗墊的換算摩擦角未達最大值。 ——對鉗墊中心的距離； φ——毛坯在重量G作用下，下墜轉動角度。 (2) 拉緊力計算： 圖4-4 鉗口在垂直位置毛坯受力圖 當φ＝0式，由圖4-4（b）可知： 求得： 圖4-5 鉗口在垂直位置拉緊力示意圖 由圖4-5可知，兩鉗臂上的夾緊力為： 拉桿上的拉緊力P為： (1) 鉗口受力分析： 圖4-6為上鉗口受力情況，下鉗口受力情況與上鉗口類似。由于與的合力必定通過鉗口1銷軸中心A點，而與間的夾角（換算摩擦角）是一個只與摩擦系數(shù)有關的定值，因此有： 圖4-6 鉗口在垂直位置受力圖 式中，h為鉗墊與毛坯接觸面至銷軸中心A的距離。 當摩擦系數(shù)f＝0.3，＝45度時，＝0.43 如果鉗口銷軸布置在鉗墊長度中間，則鉗墊長度應滿足下列關系： 4.4.3 討論： 令為鉗口在水平位置與垂直位置所需拉緊力的比值，則： 若>1，則鉗口在水平位置所需的拉緊力較大；相反，若<1，則鉗口在垂直位置所需的拉緊力較大。 確定A： 當兩銷開至最大距離590毫米時，應能裝夾最大工件φ420，由圖4-7可計算： 大鉗墊最小能夾φ200工件，此時， 則銷軸距離,即夾持φ200工件時銷軸距離為389 毫米。加上小鉗墊后能夾持最小工件φ140。 圖4-7 鉗口在垂直位置夾持最小工件示意圖 由圖4-7所示， 使用小鉗墊時，必須保證其在夾持φ200工件時，銷軸距離控制在700以內： 因此在許用范圍內。 當夾持為計算直徑φ196工件時，如圖4-8所示， 圖4-8 鉗口在垂直位置夾持計算直徑工件示意圖 故鉗口在垂直位置時拉緊力最大。 K——拉緊力儲備系數(shù)，K＝1.2～1.25，這里取K＝1.2； η——夾持機構的效率，η＝0.8～0.85，這里取η＝0.85； 鉗臂力臂比，其中，a為鉗臂固定軸中心至鉗口銷軸中心的垂直距離，b為鉗臂固定軸中心至拉桿軸線的垂直距離， 由設計作圖， 故 。 4.5 其它部件尺寸的確定及校核 4.5.1 鉗口銷軸直徑： 其中取0.15，取，材料35鋼。 4.5.2 鉗臂后銷軸直徑的確定： 圖4-9 鉗臂后銷軸受力圖 拉緊力11.95噸力，即,則彎矩 取材料35鋼調質，由機械設計師手冊查得，， 則計算應滿足下列條件： 即 故其強度滿足要求，可以實現(xiàn)。 4.5.3 固定銷軸尺寸的確定： 圖4-10 固定銷軸受力圖 由圖可知，該銷軸受最大力 噸力 ＝8000×9.8＝78400N 即圖中 彎矩 則計算應滿足下列條件： 選取固定銷軸直徑，35鋼調，， 則 故其強度滿足要求，可以實現(xiàn)。 4.5.4 拉塊傳動選擇： 拉塊的傳動采用螺旋傳動。這種傳動的特點時傳動比大，用較小的傳動力矩可以獲得很大的軸向力，傳動平穩(wěn)無噪聲，但是系統(tǒng)剛度較低?？紤]鉗口拉緊塊的工作情況，選用滑動螺旋傳動，為適應其12噸力的拉緊力，采用梯形螺紋。 螺距 轉速 拉緊速度 選用鋼對青銅，螺桿選用45號鋼，螺母選用鑄造ZQSn10-1,許用比壓，螺桿中徑 式中 F——軸向載荷N,； ——整體式螺母取1.2～2.5，這里取2； 按標準取60mm。 螺母高度 由選取國家標準螺距p為16。 旋合圈數(shù) 螺旋的工作高度 工作比壓 可取35～45，這里取40 則，能滿足強度要求。 螺桿強度校核： 式中 F——螺桿所受拉力，F(xiàn)=12噸力； ——轉矩，其值為0； 拉桿材料為45號鋼， 故 拉桿滿足強度要求。 4.5.5 固定端絲杠螺母的螺釘確定： 許用拉應力 式中為安全系數(shù) ，則 式中 取d為18mm。 4.6 鉗臂的強度校核 當鉗口夾持鍛件直徑為計算直徑時，可以確定鉗臂在鉗殼中的位置。鍛造過程中，當鉗口處于垂直位置時，下鉗臂受力較大，故只按下鉗臂的受力情況進行校核。 圖4-11 鉗臂受力示意圖 由圖可知，當鉗口處于垂直位置時，下鉗口處摩擦力必定通過鉗口軸中心，并且與垂直平面的夾角為，則鉗口作用于鉗臂的合力為： 由以上已知，，則 ，，， ，，則 校核斷面1-1 將鉗口夾緊力分解為垂直和水平分力，顯然垂直分力對截 面1-1產(chǎn)生彎曲應力，水平分力對截面1-1產(chǎn)生壓應力。 故彎曲應力 故鉗臂上1-1截面的最大壓應力為： 強度允許，可以實現(xiàn)。 又有 故 強度允許，可以實現(xiàn) 因此鉗臂2-2截面的最大應力為： 強度允許，可以實現(xiàn)。 5前提升機構設計 5.1 設計方案 鍛造操作機前提升機構包括：鋼絲繩卷繞系統(tǒng)以及驅動裝置等部分，與后提升機構相配和用來實現(xiàn)夾鉗的上升、下降及傾斜動作，是鍛造操作機必不可少的執(zhí)行機構。鋼絲繩卷繞系統(tǒng)由減速器、卷筒、鋼絲繩、定滑輪和動滑輪等基本零件構成。驅動裝置可由油缸、氣缸或電動機來驅動，這里采用電動機驅動。其提升基本原理類似于起重機的起升機構，因此其設計過程主要參考起重機起升機構的設計與計算。 前提升機構最大提升速度可由提升高度及最大加速度 來確定，取 。鉗桿上下最大傾角為5～10度，這里取8度，鉗桿長度估算為5000毫米（以上數(shù)據(jù)參考青島北海機械設備公司鍛造操作機產(chǎn)品技術說明書）。 則起升高度 由條件限制，活動架和夾鉗以及工件總重很大，速度不能太大，這里取取。 驅動裝置布置形式：電機通過帶制動輪的聯(lián)軸器與大傳動比減速器 相連，減速器兩輸出軸與卷筒相連，在高速軸上裝有機械制動器以便是夾鉗和活動架安全的停止于懸空狀態(tài)并自鎖。鋼絲繩一端固定在卷筒上，另一端繞過定滑輪、動滑輪固定在機架上。定滑輪固定在機架上，動滑輪由擋板加銷軸支撐，擋板固定在活動架上。 5.2 各部件的選用 由非標準機械設備手冊，對于一般的機械加工車間，機構的利用級別可定位T4（總的設計壽命為3200小時），載荷情況可定位L2，即機構經(jīng)常承受中等載荷，較少承受最大載荷，查表4.3，機構工作級別為M4。 5.2.1 電動機選用 類型的選擇：查機械設計師手冊，起升機構電動機起動制動頻繁，起動制動轉矩較大，故采用繞線異步電動機。 容量的確定：初步估計起升載荷重量，機構總功率， 則電機靜功率 綜合考慮，最終確定電機型號YR160M-8,額定電壓380V，額定 功率4千瓦，同步轉速705r/min。 5.2.2 鋼絲繩的選用 線接觸鋼絲繩消除了點接觸鋼絲繩所具有的二次彎曲應力，能降低 工作時總的彎曲應力，抗疲勞性能好，結構緊密，金屬斷面利用系數(shù)高，壽命長。金屬芯鋼絲繩強度大，能承受較高的橫向壓力，可用在多層卷繞及高溫環(huán)境。室內工作選用一般光面鋼絲繩。鋼絲繩極限強度高者可縮小尺寸，但太高時，僵性太大，對工作反而不利。起重設備中以選用155～185抗拉強度的鋼絲繩為宜。 滑輪或卷筒直徑與鋼絲繩直徑之比e越大，鋼絲彎曲應力越小，有 利于提高壽命。鋼絲繩繞過滑輪或卷筒的包角常小于180度。 鋼絲繩工作時承受的最大靜拉力：采用單聯(lián)滑輪組（繞入卷筒 的鋼絲分支數(shù)為1）， （千克力） 式中 ——起升載荷重量，初步估計為5噸； m——滑輪組倍率，m=2； ——導向滑輪效率，查起重機手冊，包角，采用滾動軸承，； ——滑輪組效率，選滾動軸承，m=2,； （千克力） 鋼絲繩許用拉力 式中 ——鋼絲繩破斷拉力（千克力）； ——根據(jù)機構重要性、工作類型及載荷情況而定的鋼絲繩安全系數(shù)，查表，起升用，機動，輕級載荷， 取5.0。 （千克力） 初選7×7金屬芯鋼絲繩， 查起重機手冊，， 查非標準機械設備手冊，鋼絲繩直徑為： 式中 C——選擇系數(shù)，查非標準機械設備手冊表4.9，選擇系數(shù)C＝0.095，則 (mm) 綜合考慮，選用鋼絲繩型號為6X(19)-15.0-170-Ⅱ。 5.2.3 滑輪的選用 滑輪使鋼絲繩導向。在輕級和中級工作類型起重機上可采用鑄鐵滑輪。 繩槽尺寸： 鋼絲繩直徑為d，一般取 滑輪繩槽兩側面夾角 為了減少鋼絲繩磨損，繩槽可加塑料襯墊。 滑輪名義直徑，鋼絲繩為Ⅱ類，查表e=20, 則 5.2.4 卷筒的選用 卷筒用于卷繞提升鋼絲繩。為了卷繞整齊，繩間不產(chǎn)生摩擦，卷筒 表面切成螺旋槽，有深槽和標準槽兩種。 卷筒直徑 周長，起升高度H=696mm,則卷筒有效螺旋槽為兩圈。 采用標準槽，繩槽半徑 槽深 節(jié)距 卷筒長度確定： 單層卷繞，單聯(lián)卷繞，如下圖所示， 圖5-1 卷筒長度計算示意圖 卷繞長度： 各變量含義同上，則 由圖1，——根據(jù)構造需要選定，這里取50mm； ——固定鋼絲繩所需長度，； 結合作圖，最終確定為300mm。 5.2.5 減速器的選用 驅動裝置傳動比： 式中 ——電動機額定轉速,n=705（r/min）； ——穩(wěn)定運行時卷筒轉速（r/min）； 式中 m——滑輪組倍率，m=2； v——物品上升速度，v=1.5m/min； D——卷筒直徑,算到鋼絲繩中心，D=0.3m； （r/min） 為滿足傳動比要求，查起重機手冊，選擇三級傳動的ZQ型大傳動比減速器，型號為ZQ-400+100,傳動比最大為265.71，允許輸入功率1.92千瓦。這種減速器是早年特為起重機設計制造的低硬度齒面的減速器，制造工藝較容易，又很多中小型廠均有現(xiàn)成產(chǎn)品供貨。 減速器與卷筒通過法蘭和平鍵連接。 5.2.6 制動器的選用 提升機構在驅動裝置斷電后，電機軸由于慣性會繼續(xù)轉動，同時重物由于重力作用會下落，所以必須設置制動裝置鎖緊高速軸，即電機軸。起重機提升機構的制動器應選擇由彈簧壓力或重塊重力閉合的常閉式制動器。松閘的方法可以是電磁的或液壓的。要求制動器有足夠大的制動轉矩。起重機常采用外抱塊式制動器，查起重機手冊，選用JWZ-200型電磁制動器，制動輪半徑200mm。 5.2.7 聯(lián)軸器的選用 為使結構緊湊，選擇HLL型帶制動輪彈性柱銷聯(lián)軸器，這種聯(lián)軸器就是將普通聯(lián)軸器的一個輪轂做成帶有制動輪的形式，帶有制動的一邊與減速器的輸入軸聯(lián)接。制動輪半徑與制動器相匹配，輸入輸出孔徑與電動機軸和減速器軸相匹配。 5.3 提升機構校核計算 5.3.1電動機校核 鍛造操作機正常工作時可認為負載恒定或基本恒定，因此這類生產(chǎn)機械的電動機容量不須按發(fā)熱觀點校驗電機，只要在電機樣本中依照工作環(huán)境選擇容量略大于需要容量轉速又合適的電機就可以了。這里所選電動機容量裕度已足夠大。 5.3.2 制動器校核計算 提升機構制動器的制動力矩須滿足下列條件： （千克米） 式中 ——制動安全系數(shù)，查表，輕級載荷取值1.5； ——滿載時制動軸上的靜力矩； 式中 ——機構總效率， 查起重機手冊表8-8，采用滾動軸承， m=2,，則 （千克米） （千克米） 所選制動器制動力矩為16千克米，足夠用。安裝時調整到稍大于6.09千克米。 5.3.3 聯(lián)軸器校核計算 提升機構采用的聯(lián)軸器，通常按其工作條件確定選用何種型式，再按其所承受的力矩、被連接軸的軸徑尺寸和轉速，從系列表中選出具體型號，使之滿足： 式中 ——聯(lián)軸器傳遞的計算轉矩； [M]——聯(lián)軸器需用轉矩； 對于柱銷聯(lián)軸器，主要受強度控制，其計算力矩按下式確定： 式中 ——第二類載荷動力系數(shù)，查起重機手冊表3-1，取值2.0； ——第二類載荷安全系數(shù)，查起重機手冊表4-1，取值1.8； ——電動機額定力矩，查機械設計師手冊，其值為2.2千克米； 查機械設計師手冊，HLL2型聯(lián)軸器，[M]＝630，足夠用。 5.3.4 卷筒校核計算 大批量生產(chǎn)卷筒時多用鑄造方法，大型單件卷筒不宜用鑄造方法，可用鋼板卷彎然后焊接，如果材料允許，也可直接用鋼管切槽。這里材料選用Q235，滿載上升到最高位置時，在鋼絲繩拉力作用下，卷筒承受最大扭矩、彎矩及鋼絲繩對卷筒壁的壓力作用。 L<3D時,彎矩和扭矩的合成應力一般不超過壓應力的10％～15％，所以只計算壓應力是允許的。此時卷筒壁內表面上的最大壓應力為： （） 式中 ——卷筒壁厚，鑄鐵卷筒； t——節(jié)距，t＝18mm； 圖5-2 卷筒受力矩示意圖 ——應力減小系數(shù)，考慮繩圈卷入時對筒壁應力有減小作用，一般可取； 5.3.5 減速器側卷筒法蘭與減速器輸出軸的連接校核計算 查起重機手冊，ZQ-350+100減速器,，查機 械設計師手冊，普通平鍵，其聯(lián)接情況如圖5-3所示。 計算載荷 式中 ——平均起動力矩，對三相交流繞線式電機， 取 圖5-3減速器與法蘭的鍵聯(lián)接示意圖 式中 N——電動機額定功率； ——電動機額定轉速； （千克厘米） （千克厘米） 傳動比， 傳動效率取0.85，則 （千克厘米） 鍵所傳遞的扭矩，鍵材料為45鋼， 靠鍵剪切傳遞的扭矩為： 許用剪切應力 ，則 （千克厘米）＝554.4（千克米） 靠鍵擠壓傳遞的扭矩為： 許用擠壓應力 ，則 （千克厘米）＝739.2（千克米） 取與之小者，即（千克米） 故能實現(xiàn)。 5.3.6 鋼絲繩在卷筒上的固定及計算 鋼絲繩應可靠的固定于卷筒上并易于更換。其方法有：用壓板 固定；用長條板固定；用楔子固定。用壓板固定構造簡單，鋼絲繩更換 容易，且安全可靠，目前用的最廣。 鋼絲繩固定處的拉力： （千克力） 式中 ——鋼絲繩最大拉力； ——鋼絲繩與卷筒表面間的摩擦系數(shù)，； ——安全圈（通常為1.5～2圈）在卷筒上的包角； ——自然對數(shù)的底數(shù)，； 安全圈數(shù)取2，則，（千克力） 螺栓扣緊力： 壓板槽為半圓形， 螺栓合成應力： 鋼絲繩固定螺栓的拉力包括由拉緊力N引起的拉力及由墊圈與壓板之間的摩擦力使螺栓彎曲引起的拉力，故 （） 式中 Z——固定鋼絲繩用的螺栓數(shù)量,取值3； ——螺栓螺紋內徑,取值1.2cm； ——墊圈與鋼絲繩壓板之間的摩擦系數(shù)，可取為0.16； l——摩擦力作用的力臂，由圖，取值1.8cm； ——螺栓許用拉應力，取，, （）， 則 故強度允許，可以實現(xiàn)。 5.3.7 薄弱處螺栓的校核 （1） 機架上固定鋼絲繩的螺栓： 此處仍采用與卷筒處相同的壓板固定，所以其校核方式相同，各 參數(shù)也相同，只是此處螺栓數(shù)量Z為2，螺栓內徑為1.5cm。 （） （2）活動架上固定動滑輪的螺栓： 參考機械設計教程，此處螺栓只承受縱向拉力，為受拉緊螺栓聯(lián) 接，且屬于受預緊力及工作載荷的緊螺栓聯(lián)接。 工作載荷 （千克力） 因為工作載荷可認為無變化，則剩余預緊力 ， 取（千克力） 螺栓總拉力 （千克力） 螺栓的預緊力 式中 ——相對剛度系數(shù)； 因為無墊片，取，則有 所以螺栓的預緊力 （千克力） 強度條件 代入各參數(shù)： （） 對, （） 故強度允許，可以實現(xiàn)。 5.4 軸承壽命的計算 本機構所選為圓柱滾子軸承和圓錐滾子軸承，滾動軸承的負荷與壽命的關系方程為 常數(shù) 式中 P——當量動負荷（N）； ——基本額定壽命（轉）； C——基本額定動負荷（N） ——壽命指數(shù)，對滾子軸承。 由上式可得滾動軸承的基本額定壽命為 在實際工程計算中，軸承壽命常用小時表示，此時基本額定壽命（h）為： 式中 n——軸承轉速（r/min）， 因為軸承裝在滑輪內，所以軸承轉速即滑輪轉速，提升速度為1.5m/min，則滑輪線速度為3m/min，則（r/min）。 （1）查機械設計師手冊，對所選用的圓柱滾子軸承N220，基本額定動負荷，軸承只受徑向力，本機構采用4個滑輪，每個滑輪內裝2個軸承，共8個軸承，故當量動負荷 則代入各參數(shù)： （h）。 （2）查機械設計師手冊，對所選用的圓錐滾子軸承30213，基本額定動負荷，本機構采用2個圓錐滾子軸承，軸承受軸向力和徑向力，但軸向力遠小于徑向力，查機械設計師手冊，e=0.4,時， ，按徑向力為總負荷的1/10計算為， 則代入各參數(shù)： （h）。 5.5 短軸的設計與校核計算 本機構最危險的軸為固定動滑輪處的銷軸和階梯短軸，以下依次 計算并校核。這兩處軸均不受轉矩，只受彎矩，軸本身不轉，受靜應力。 按工作載荷5噸計算，四根軸與支撐板均為過盈配合，同時承受載荷作 用，則每根軸所受載荷為1.25噸力，即 。 5.5.1階梯短軸設計校核： 軸徑確定： 由圖5-4， 圖5-4 階梯短軸受力示意圖 軸只受彎矩，， ， 軸材料選用35鋼調質，由機械設計師手冊 查得，則計算應滿足下列條件： 這里保守取為直徑70mm。 安全系數(shù)校核： 顯然Ⅰ-Ⅰ截面為應力集中的危險截面，下面對其進行校核。只受彎矩，不受扭矩，校核公式： 式中 ——彎矩作用的有效應力集中系數(shù)； ——表面狀態(tài)系數(shù)； ——影響彎曲應力得尺寸系數(shù)； ——材料對循環(huán)載荷的敏感性系數(shù)； ——壽命系數(shù)，，為循環(huán)基數(shù)，為循環(huán)次數(shù)； 軸材料35鋼調質，，由《機械設計》表8-5所列公式可求得疲勞極限： 由式 得 Ⅰ-Ⅰ截面的彎矩為： 在此截面處，有軸直徑變化，過渡圓角3mm, 則 ， 由《機械設計》第8章附錄表1查得。 由《機械設計》第8章附錄表5，，查得。 由《機械設計》第8章附錄表6，毛坯直徑>70～80，查得。 按無限壽命取值為1。 則代入各參數(shù)，安全系數(shù)為： 又由 ，查《機械設計》表8-4，查得 故此軸足夠安全。 5.5.2 銷軸校核 粗選銷軸直徑，與上節(jié)短軸校核類似，如圖5-5， 圖5-5 銷軸受力示意圖 故此銷軸一定是安全的。 6 總結 鍛造操作機作為與鍛造壓機協(xié)調作業(yè)的重要輔助設備，對于鍛件鍛造質量和機組設備生產(chǎn)效率的提高起著至關重要的作用。全液壓式鍛造操作機由于其工作平穩(wěn)、結構緊湊，便于實現(xiàn)與主機聯(lián)動及自動化，逐漸成為操作機的發(fā)展趨勢。近年來，我國鍛造液壓機尤其是快速鍛造液壓機設計制造能力飛速發(fā)展，譬如國內自主研發(fā)設計的某臺快速鍛造液壓機鍛造次數(shù)已超過80次/分，鍛件精度相對較高，但受到國內操作機研發(fā)水平的限制，操作機輔助操作動作時間仍較長，導致整個鍛造循環(huán)周期緩慢，無法充分發(fā)揮快鍛液壓機組快速性的優(yōu)勢，影響了整套機組生產(chǎn)效率的提高。 7致謝 通過這三個月來的忙碌和學習，本次畢業(yè)設計已接近尾聲，作為一個本科生的畢業(yè)設計，由于經(jīng)驗的匱乏，難免有許多不懂不了解的地方，在這里由衷地感謝指導老師的督促指導，以及身邊同學的支持和幫助，讓我按時完成了這次畢業(yè)設計。 在畢業(yè)設計中，我遇到了很多很多困難，所學到的知識不會很好的融會貫通。在此，我要感謝我的指導老師丁寧教授，給我悉心的幫助和對我耐心而細致的指導，我的畢業(yè)設計較為復雜繁瑣，但是老師仍細心糾正圖中的錯誤。除了敬佩丁老師的專業(yè)水平以外，她的治學嚴謹和科學研究的精神也是也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作，我才得以解決畢業(yè)設計中遇到的種種問題。同時還要感謝身邊的同窗朋友，一路走來對我的幫助和鼓勵，也讓我的大學生活充滿了歡樂和色彩。 畢業(yè)設計即將結束，通過設計，讓我深刻體會到基礎的重要性，畢業(yè)設計不僅僅能幫助大學生體驗大學四年的學習成果，更多的是畢業(yè)設計可以幫助我們更加清楚的認識自己，磨練我們的意志和耐性，這會為我們的日后工作和生活帶來很大的幫助。 8 參考文獻 [1]余國發(fā)，等.鍛造操作機的回顧與展望[J].機械設計與研究，2007:11-15. 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