自動控制液壓板料剪切生產(chǎn)線-成品接料架設計【液壓剪板機】,液壓剪板機,自動控制液壓板料剪切生產(chǎn)線-成品接料架設計【液壓剪板機】,自動控制,液壓,板料,剪切,生產(chǎn)線,成品,架設,板機 說明書 設計說明書 題目名稱：自動控制液壓板料剪切生產(chǎn)線——成品接料架設計 院系名稱： 班 級： 學 號： 學生姓名： 指導教師： 2011年 05月 摘要 我這次設計的主要內(nèi)容是自動化板料剪切生產(chǎn)線——成品接料架的設計，我設計的接料架包括三個部分，輸送機構、接料機構、盛料機構。整個板料剪切生產(chǎn)線包括開卷機構、展平機構、剪板機和成品接料架，整個生產(chǎn)線要實現(xiàn)自動化生產(chǎn)，我認為主要是接料架的設計。接料機構要實現(xiàn)幾個主要的功能，第一要實現(xiàn)自動化的升降，這要靠plc控制液壓缸的上升和下降；第二是要對板材進行裝整，實現(xiàn)板材的整齊；第三是要把整理后的板材輸送出去。整個生產(chǎn)線最難實現(xiàn)的是如何實現(xiàn)幾個機構的同時性和協(xié)調(diào)性，以及對整個生產(chǎn)線的自動控制。 板料的剪切從開卷、展平、剪切，到接料、打包等是一個專業(yè)化得流程，需要綜合的考慮整個加工生產(chǎn)過程和各種裝備的布置和諧問題，因此需要設計一個自動控制生產(chǎn)線。本次畢業(yè)設計的另一個任務是通過實習調(diào)研、綜合考慮各方面因素選擇合適的剪板機。 關鍵詞：自動控制 剪板機 接料架 Abstract I graduated from the main content of this design is automatic sheet shear line - finished the design of pick feeder, I designed to answer the feeder consists of three parts, transportation agency, answer the institution, cheng institution. The whole sheet shear line including open-book institutions, flattening institutions, plate shears and finished products meet feeder, the whole production line to realize automation production, I think is mainly connect feeder design. Connect institution to achieve several major function, the first to realize automation fluctuation, this must depend on the PLC control hydraulic cylinder of rising and falling; The second is to install the whole, to material and realize plank; The third is to put finishing the plank after conveying out. The whole production line of the most difficult realization is how to realize several institutions at the same time sex and coordination of the whole production line, as well as the automatic control. The shear sheet from open-book, flattening, shear, to meet materials, packaging, is a specialized must flow, require comprehensive considering the whole processing production process and various equipment arrangement harmonious problem, so it need to design an automatic production line. The graduation design another task is through the practice research, comprehensive account of various factors choose appropriate plate shears. Keywords: automatic control plate shears meet rack 目錄 摘要 1 目錄 3 1 課題調(diào)研 4 2 方案論證 5 3 剪板機的選型 6 4 輸送機構的設計 7 4.1 輸送機構的總述 8 4.2 電機的選擇 8 4.3 減速器的選擇 9 4.4 平帶的選取 9 4.5 滾子鏈的選取和鏈輪的設計 9 4.6 V 帶的選取帶輪的設計 11 5 升降架的設計 15 5.1 升降機構的設計 15 5.2 液壓缸的設計 16 5.2.3 主軸上鍵的連接強度計算 17 6 總結 20 7 參考文獻 21 8 致 謝 22 引 言 隨著現(xiàn)在科學技術的發(fā)展，現(xiàn)在加工制造設備、加工制造技術越來越向智能化、自動化方向發(fā)展，傳統(tǒng)的傳動、加工方式已不能適應現(xiàn)在技術的要求，而液壓、氣動傳動方式具有很大的優(yōu)點，因此現(xiàn)在的設備多采用液壓傳動?，F(xiàn)在加工設備要求加工效率高、操作方便、減小工人的勞動強度以及改善工作環(huán)境。如，傳統(tǒng)的板料剪切基本都是手動操作，要求工人技術水平高，不但工作效率低、勞動強度大、工作環(huán)境惡劣，而且危險性高，因此需要設計自動控制液壓板料剪切生產(chǎn)線，這是提出本課題的原因和目的，目前市場上已經(jīng)有了相關的生產(chǎn)設備，但大都是拼接組裝而成，沒有整套的設備，且有些仍然是半自動化、半手工的操作方式。尤其是成品接料方面大都是手工接料，要求工人自己去做，且不具備自動計數(shù)功能，有些雖然才用一些自動接料裝置，但其設計裝置多少多有些不合理的地方，仍然有改進的空間，這就是我這次畢業(yè)設計的任務——成品接料架設計。 板料的剪切從開卷、展平、剪切，到接料、打包等是一個專業(yè)化得流程，需要綜合的考慮整個加工生產(chǎn)過程和各種裝備的布置和諧問題，因此需要設計一個自動控制生產(chǎn)線。本次畢業(yè)設計的另一個任務是通過實習調(diào)研、綜合考慮各方面因素選擇合適的剪板機。 1 課題調(diào)研 在老師的帶領下我們整個課題設計小組到鄭州的鋼材市場進行了金屬板材的加工和銷售情況的調(diào)研，通過這次調(diào)研使我對我所要做的課題有了更深的了解和認識，為我今后的設計打下了基礎。金屬板材的應用十分廣泛，涉及到工業(yè)生產(chǎn)的各個方面，金屬板材型號、種類繁多，用途也各不相同。關于金屬板材的剪切加工，目前市場上大都仍然是手工操作，自動化、半自動化剪切生產(chǎn)線則很少，且所用機器陳舊，大都是十幾年的產(chǎn)品，年久失修存在很大的安全隱患。我在鋼材市場也見到了幾家自動化的板材剪切生產(chǎn)線，但他們的生產(chǎn)線都是設備組裝而成，在整體以一體化方面存在缺陷，如剪板機和開卷機、展平機并不配套。 根據(jù)這次調(diào)研，目前市場上最常用的金屬板材的厚度為0.25—1.2mm，而最常用的板材為優(yōu)質鋼，我在市場上也見到了一些比較厚的鋼板，最厚的大約有5mm，但是這種鋼板用的并不多，因此在本次畢業(yè)設計中不予考慮。據(jù)我了解，目前市場上所使用的鋼板大都長超不過5m，寬超不過3m，因此我決定本次畢業(yè)設計的板材規(guī)格為厚0.25—1.2mm，寬0—2m，長0—5m，剪板機的選型及開卷、展平機構將據(jù)此設計。 2 方案論證 要實現(xiàn)整條生產(chǎn)線的自動化生產(chǎn)，包括展平、開卷、剪切部分都很容易實現(xiàn)，只有在其接料方面則不容實現(xiàn)，這也是為什么市場上大都是半自動化生產(chǎn)的原因。其他部分裝置都有專門的廠家設計生產(chǎn)，只有接料架沒有形成固定的模式，用戶只有根據(jù)自己的實際情況自己來解決接料問題。這也是我這次畢業(yè)設計所要解決的問題，在如何實現(xiàn)自動接料，據(jù)我了解目前市場上主要有兩種方案。 l 剪板機把板材剪掉后落在一個特制床身上，通過一個皮帶的傳動從而板材傳輸出去后落在一個接料斗里，同時完成板料的整理和計數(shù)，通過一個液壓缸控制接料斗的升降，然后在完成剪切生產(chǎn)后再通過鏈條傳動從而把板料傳導出去，最后用鏟車把板料產(chǎn)走。 l 2.剪板機把板材剪掉后直接落在接料架上，同時完成板料的整理和計數(shù)，接料架安裝在導軌上實現(xiàn)接料架的前后移動，從而調(diào)節(jié)所剪板料的長度，等板料剪到所需時停止剪切，通過一個塔吊把板料吊出。 l 分析這兩種方案各有各的優(yōu)缺點，第一種方案的優(yōu)點是:能夠實現(xiàn)完全的自動化生產(chǎn)，整個接料系統(tǒng)運行平穩(wěn)、結構簡單，且接料架能夠升降從而能夠實現(xiàn)接料的平穩(wěn)和一次接受更多的板料；缺點是：整條接料線有點復雜，且對板料的長寬都有一定限制，畢竟接料架的尺寸不可能很大。第二種方案的優(yōu)點是：整個接料結構非常簡單，可以調(diào)節(jié)所剪板料的長度，從而可以實現(xiàn)長板料的接收；缺點是：不能調(diào)節(jié)接料架的升降，且板料不能直接移出需要塔吊吊出。 綜合考慮以上兩種方案。第一種方案比第二種方案結構更簡單、更容易實現(xiàn)、工作效率更高，因此選擇第一種方案。 3 剪板機的選型 據(jù)我對市場上剪板機的了解，目前廠家生產(chǎn)的剪板機主要是液壓自動控制剪板機，而傳統(tǒng)的電動剪板機則已經(jīng)很少。液壓傳動具有傳動功率大、傳動平穩(wěn)、傳動效率高等很多優(yōu)點，且有利于實現(xiàn)自動控制等。 根據(jù)本次設計的要求，板材的厚度在0-0.4mm之間，板材的最大寬度不超過兩米，因此選擇泰安聯(lián)大鍛壓設備制造有限公司的產(chǎn)品。 剪板機的型號為:QC11-4×2000 可剪板厚 可剪板寬 剪切角 主電機功率 滿載行程次數(shù) 重量 4mm 2000mm 0.5°—2° 5.5KW ≤12次/min 3500kg 圖3.1 所選剪板機樣品 詳細介紹： 本機采用鋼板焊接結構，液壓傳動，蓄能器回程，工作平穩(wěn)可靠，體積 小、重量輕、剛性好、噪音低。 調(diào)整刃口間隙迅速方便，機器設有前托料及后擋料。后擋料采用錐齒輪機械傳動，調(diào)節(jié)方便可靠。前托料采用標尺計數(shù)擋塊定位，另外設有燈光對線、便于劃線及板料的剪切。本機可無級調(diào)節(jié)上刀架的行程量（時間繼電器），以提高剪切板料的效率。剪切角可調(diào)可適應不同的板厚。機器還裝有防護柵，保證了操作安全。 4 輸送機構的設計 圖4.1輸送機構的簡圖 1.電機 2.滾子鏈輪 3.減速器 4.v帶輪 5.平帶 6.滾動軸 4.1 輸送機構的總述 板材從剪板機上剪下厚落在如上圖所示的輸送板上，通過平帶的運動把板料輸送到接料架上，所選剪板機的最大剪板寬度為2m，設計所剪板材的最大長度為3m。 因為設計剪切板材的最大長度為3m、寬為2m，屬于長距離傳動，考慮采用帶傳動，板材被切下來后直接落在傳動帶上，利用帶與板材之間的摩擦力把板材傳到接料架上。電機的選擇，因為傳動力很小，因此選擇小功率的電機，因傳動速度不大，因此需要用減速器減速。 4.2 電機的選擇 電動機的容量選擇的是否合適,對電動機的正常工作和經(jīng)濟性都有影響。容量選的過小,不能保證工作機的正常的工作或使電動機因過載而過早的損壞;而容量選的過大,則電動機的價格較高,能力又不能充分利用,而且由于電動機經(jīng)常不滿載運行,其效率和功率因數(shù)都較低,增加電能消耗而造成能源的浪費。因為所需電機的功率不大，工作評穩(wěn)，工作環(huán)境不惡劣，因此可以選取普通的三相異步電動機，查機械設計課程設計第21章有關三相異步電動機介紹。Y系列三相異步電動機是按照國際電工委員會標準設計的，具有國際互換性的特點。起中Y系列（IP44）電動機為一般用途全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，具有防止灰塵、貼鐵屑或其他雜物侵入電機內(nèi)部之特點，B級絕緣，工作環(huán)境溫度不炒股+40℃，相對濕度不超過95%，海拔高度不超過1000m，額定電壓380V，頻率50Hz。適用于無特殊要求的機械上，如機床、泵、風機、運輸機、攪拌機、農(nóng)業(yè)機械等。 因為電機需要帶動減速器，而減速器需要帶動滾動軸轉動，有功率損耗，因此電機的功率不應過小，要選擇合適的功率，也可以起到保護電機的作用。 選取電機的型號為Y112M-4,額定功率4kw，額定轉速1440r/min，同步轉速1500r/min，質量68kg。 4.3 減速器的選擇 減速器應選擇傳動效率高，結構簡單，尺寸小的減速器。因為需要改變功率傳動的方向，因此初步選擇渦輪蝸桿減速器。根據(jù)機械設計手冊單行本第五版減（變）速器·電機與電器，CW型圓弧圓柱蝸桿減速器減速器。該減速器具有整體機體、模塊化設計的特點，用于傳遞兩交錯軸間的運動和功率的機械傳動，如冶金、礦山、起重、化工、建筑、建材、能源及輕工等行業(yè)的機械設備。適用范圍為：減速器輸入軸轉速不大于1500r/min；減速器工作環(huán)境溫度-40-40℃，當工作環(huán)境溫度低于0℃，啟動前潤滑油必須加熱到0℃以上，或采用低凝固點的潤滑油，當工作環(huán)境溫度高于40℃時，必須采取冷卻措施；減速器輸入軸可正方兩方向旋轉。選用減速器型號為CW型圓弧圓柱蝸桿減速器，型號為CW80-25-IF JB/T7935-1999 中心距80mm，高H280mm，輸入功率4.06kw，傳動比12.5。 4.4 平帶的選取 因為平帶的受力不大，但有較大的接觸，磨摩擦力很到，因此平帶應當選擇耐磨型號的。查機械設計手冊 單行本 機械傳動。 平帶的選取為普通的平帶，帶寬b160mm，所需環(huán)形帶長因超過平帶最大環(huán)形帶內(nèi)軸長度，因此需要接取，所需長度根據(jù)具體使用時來定。 4.5 滾子鏈的選取和鏈輪的設計 鏈傳動是一種繞性傳動，它是有鏈條和鏈輪組成，通過鏈輪輪齒與鏈條鏈接的嚙合來傳遞運動和動力。與摩擦型的帶傳動相比，鏈傳動無彈性滑動和整體打滑現(xiàn)象，因而能保持準確的平均傳動比，傳動效率較高；又因鏈條不要像帶那樣張的很緊，所以作用與軸上的徑向壓力較小。 滾子鏈的選取和鏈輪的設計。滾子鏈的規(guī)格和主要參數(shù)。ISO鏈號08B. 節(jié)距p12.7. 滾子直徑d18.51. 排距17.8. 抗拉載荷單排13.8KN/min，雙排27.6KN/min。 滾子鏈鏈輪的設計：滾子鏈輪的連接軸dk=50mm. 圖4.2滾子鏈的結構示意圖 分度圓直徑 = （4-1） 齒頂圓直經(jīng)（4-2） 齒根圓直徑 （4-3） 齒高 （4-4） 確定的最大軸凸緣直徑： （4-5） 滾子鏈鏈輪軸向齒廓： 齒寬 單排 =0..93=0.93×7.75=7.21 （4-6） 齒側倒角 公稱=0.13p=0.13×12.7=1.65 齒側半徑 4.6 V 帶的選取帶輪的設計 4.6.1 確定計算功率 = (4-7) =kW 式中 ——傳動的額定功率（） ——工作情況系數(shù) 查表8-6[4]，載荷變動較大，軟啟動每天工作時間小于10小時，取=1.2。 4.6.2 選擇帶型 根據(jù)=4.8kW和主動帶輪（小帶輪）轉速= r/min，查圖8-8[4]中選定A型V帶。 4.6.3 確定帶輪的基準直徑 查參考文獻[4]取主動輪基準直徑=mm。 4.6.4 驗算帶的速度 = = =m/s 由于過小，表示所選的過小，這將使所需要的有效拉力過大，即所需要的跟數(shù)過多，于是帶輪的寬度，軸徑及軸承的尺寸都要隨之增大。 取=mm = =m/s =m/s 由于過小，表示所選的過小，這將使所需要的有效拉力過大，即所需要的跟數(shù)過多，于是帶輪的寬度，軸徑及軸承的尺寸都要隨之增大。 取=mm = =m/s =m/s ===640mm 并按照V帶輪的基準直徑系列進行圓整,圓整后 =640mm 4.6.5 確定中心距和帶輪的基準長度 由于中心距未給出,可根據(jù)傳動的結構需要初步中心距取 代入=mm , =mm mm 取=mm =mm,根據(jù)帶傳動的幾何關系,按下式計算所需帶的基準長度 ≈++ + (4.8) ≈mm =mm 由參考文獻[7]表33.1－9取=mm，由于V帶的中心距一般是可以調(diào)整的,故采用下式進行近似計算 ≈ =mm =mm 考慮安裝調(diào)整和補償預緊力(如帶伸長而松弛后的緊張)的需要，中心距的變化范圍為 ==mm＝mm ==mm=mm。 4.6.6 確定帶的根數(shù) （4-9） 式中 ——包角系數(shù)，查得0.91 ——長度系數(shù)，查得1.13 ——單根V帶的基本額定功率，查得0.94kW ——單根V帶額定功率的增量,查得0.5kW[4] 代入數(shù)據(jù)得 ==2根 圖4.3 V輪示意圖 V帶輪有輪緣、輪輻和輪轂組成。根據(jù)輪輻結構的不同，v帶輪可以分為實心式、腹板式、孔板式、橢圓輪輻式。 帶輪選實心式帶輪。帶輪的參數(shù)：d1=2d=2×28=56. 寬B=15+9×2=33 L=2d=56 dd=160 ψ=38 o [4] 驗算平帶的傳動速度:設計剪板機每分鐘剪十快板，即傳動帶最多用六秒把板材傳出去。有電機轉速為1440r/min,v帶的傳動比i=1，減速器的傳動比i=12.5， 因此平帶的傳動速度v=/s=0.6m/s＞0.5m/s，因此符合設計要求。 軸是組成機器的主要零件之一。一切做回轉運動的傳動零件，都必須安裝在軸上才能進行運動及動力的傳遞，軸主要是支撐回轉零件及傳遞運動和動力。 軸按照承受載荷的不同，可分為以下三類： l 轉軸 既承受彎矩又承受扭矩。 l 心軸 只承受彎矩不承受扭矩。 l 傳動軸 只承受扭矩不承受彎矩。 按軸線形狀的不同，可分為兩種： l 曲軸 通過連桿可以將旋轉運動改變?yōu)橥鶑椭本€運動，或作相反的運動變換。 l 直軸 直軸又可按外形分為光軸和階梯軸[4]。 本次設計的剪板機采用的是直軸。滾動軸因為主要承受的是扭矩，且承受的扭矩不大，因此滾動軸的設計采用空心軸，既省材料，又減輕重量，且根據(jù)理論力學的知識同等直徑、同等材料的空心軸和實心軸所能承受的扭矩相差不大，空心軸能滿足設計的要求。 5 升降架的設計 機構的整題框架采用角鋼焊接的方式連接，這樣設計簡單輕便，且制造容易。 接料架主題的設計是本次畢業(yè)設計的重點，接料架的設計要滿足幾個方面的要求，第一能夠升降，且能夠逐步下降；第二要能夠成一定數(shù)量的板材，并把板材輸送出去;第三在接板材的同時要能夠對板材進行裝整。因此整個接料架可以分成三個機構，即升降機構，接料、輸送機構和裝板機構。 5.1 升降機構的設計 要實現(xiàn)機構的升降主要是有兩種方法：一種是采用機械動的方法，如利用齒輪 動或是絲杠螺母升降的方法，機械傳動使降架升降的方法具有傳動功率大、傳動穩(wěn)定等優(yōu)點，但是很難滿足隨著板材的增加而逐漸下降的設計要求，且機械傳動功率損耗大、效率低、機構復雜、不利于維修等，采用機械傳動式的方法不易實現(xiàn)自動控制。另一種方法是，才有液壓傳動的方法來實現(xiàn)升降架的上升和下降，采用液傳動的方式具有傳遞功率大、傳效率高、噪音小、傳動平穩(wěn)且有利于實現(xiàn)自動控制及實現(xiàn)升降架的逐步下降等優(yōu)點。 升降架采用了類似曲柄滑塊的結構升降架采用的是導桿在一定位置滑動的方式實現(xiàn)升降架的上升和下降，該機構有一個缺點是當導桿的受力方向和導桿的滑動方向之間的夾角小于摩擦角時會出現(xiàn)一個死點，導致導桿卡死而無法滑動，因此在設計是應該避免導桿被卡死，但是本此設計因為升降架的尺寸足夠大，及導桿足夠長，因此升降架無論是在最高位置還是在最低位置，導桿的運動方向和受力方向之間的夾角都要大于摩擦角，因此不會出現(xiàn)導桿被卡死的現(xiàn)象。 3.4升降架的示意圖 5.2 液壓缸的設計 設計升降架最大承重量為10t，驗算所需液壓缸的壓力 5.2.1 缸體設計 主液壓缸位于主軸的正上方，當機床需要換刀時液壓缸負責將刀具拉丁從錐孔內(nèi)頂松，其主要負載是克服蝶形彈簧變形產(chǎn)生的壓力。有第4.5節(jié)碟形彈簧的校核可知液壓缸的工作壓力至少為280000N。查手冊可確定液壓缸的最大工作壓力為6.5MPa。 缸體強度校核 按照材料力學中厚壁筒有關公式，液壓缸外徑及壁厚由下式計算： 或 （5-1） 式中 D——液壓缸內(nèi)徑，m； ——試驗壓力，使其比液壓缸最大工作壓力p大20%~30%，即 =（1.2~1.3）P，Pa；此處取1.2。 ——缸體材料的許用拉應力，Pa； =，其中是缸體材料的抗拉強度，Pa；可以從有關手冊中查到，n為安全系數(shù)，建議取n不小于5，此處取6。HT200的抗拉強度為120~175MPa，此處取130MPa代入數(shù)據(jù)解得m=17.87mm。圓整后取20mm，即液壓缸外徑為120mm。 5.2.2 螺釘強度校核 液壓缸與缸蓋的連接方法有螺紋連接，焊接和螺紋連接等幾種方式。其中以螺釘連接方式應用最廣，為保證鏈接螺釘工作的可靠性，對壓力較高的液壓缸，應該校核鏈接螺釘?shù)膹姸取? 缸蓋鏈接螺釘?shù)膹姸扔嬎?，螺紋處的拉應力： （5-2） 式中 ——螺釘預緊力系數(shù)，=1.25~1.5，此處取1.3； ——螺栓的個數(shù)，此處使用4個； F——缸蓋受到的最大推力，N； ——螺栓螺紋（M8）內(nèi)徑0.0068m； 螺紋處的剪應力： （5-3） 式中 ——螺栓螺紋的內(nèi)摩擦系數(shù)，一般取=0.12； 合成應力： 式中 ——螺栓材料的許用應力，螺釘材料為20鋼 410Mpa。 其中F為28064N，=4，=0.0068m，=410 代入數(shù)據(jù)解得： ，又=1.1=1.1251.27=276.4<所以液壓缸端蓋螺釘?shù)膹姸茸阋詽M足液壓缸的使用強度。 5.2.3 主軸上鍵的連接強度計算 主軸上面裝配有三個齒輪，他們與主軸均采用平鍵連接且鍵的規(guī)格除工作長度之外均相同。所以只需校核工作長度最短的鍵，即最上端齒輪與主軸的連接鍵。 l 選擇鍵的類型 軸徑d=78mm，查《機械設計課程設計》手冊選普通A型平鍵 GB1096-79，鍵長為36mm，工作長度為14mm。 l 強度校核 鍵的材料用45鋼，由《機械設計》（第八版）表6-2查得得許用應力[ ]=100～120MPa，鍵的工作長度取k，假定載荷在鍵的工作表面上均勻分布，普通平鍵鏈接的強度條件為 式中：T ——傳遞的轉矩,單位為N.m K ——鍵與輪彀鍵槽的接觸高度，此處為5mm； l ——鍵的工作長度，mm； d ——軸的直徑，主軸直徑為78mm； ——鍵，軸，輪彀三者中最弱材料的許用擠壓應力，單位為MPa； 將已知數(shù)據(jù)代入擠壓強度公式，解得：，滿足工作要求。 5.2.4 輸入軸上鍵的連接強度計算 l 選擇鍵的類型 軸頸d=48mm，查《機械設計課程設計》手冊選普通A型平鍵14x9，GB1096-79，鍵長為36mm，工作長度為22mm。 l 強度校核 鍵的材料用45鋼，由《機械設計》（第八版）表6-2查得得許用應力[ ]=100～120MPa，鍵的工作長度取k，假定載荷在鍵的工作表面上均勻分布，普通平鍵鏈接的強度條件為 （5-4） 式中：T ——傳遞的轉矩（T=Fy），單位為N.m K ——鍵與輪彀鍵槽的接觸高度，此處為3mm； l ——鍵的工作長度，mm； d ——軸的直徑，主軸直徑為48mm； ——鍵，軸，輪彀三者中最弱材料的許用擠壓應力，單位為MPa； 將已知數(shù)據(jù)代入擠壓強度公式，解得：，滿足工作要求。 6 總結 畢業(yè)設計作為畢業(yè)前夕的一次綜合性的訓練，是對我們整個大學四年中學習到的知識進行一次總結、完善和檢驗。通過這次的設計，對我們在理論和實踐相結合方面產(chǎn)生了很大的幫助，對于培養(yǎng)分析問題和解決問題的能力以及融會貫通和鞏固發(fā)展所學知識方面也受益非潛。在畢業(yè)設計的過程中我深入的體會到機械設計的規(guī)范化與標準化，并通過這次設計開闊了思維，豐富了知識，為即將走上工作崗位的我們打下了良好的基礎，可以說，畢業(yè)設計是一次難得的鍛煉機會。 在畢業(yè)設計的過程中，機械設計手冊成了我最好的朋友。在我們機械行業(yè)，所有的設計都是建立在標準化與規(guī)范化的基礎上的創(chuàng)新。所有的零部件的設計我們都在滿足其機械性能的基礎上優(yōu)先選用標準件，在大量的翻閱手冊的過程中，我認識到手冊在機械的重要性，離開手冊，任何設計都是空洞，沒有依據(jù)的。 在這幾個月的設計中，我對大學階段所學的專業(yè)知識又有了一次全面而深入的學習，在機械制造、機械設計、液壓的課本中本來生疏的的知識在這一段時間里又有了新的的認識。同時在設計的過程中，我們大學所學到的所有課程都被聯(lián)系到了一起，特別是后期設計說明書的書寫，那是對我大學所學知識的一次大總結。在整個設計過程中，我深深體會到了理論知識運用到實踐中的難度，我明白了要將所學的知識運用到實處還需要付出很多努力與汗水。 總之，在這次設計中，我學到的知識是我這一生寶貴的財富，我會在以后的學習工作中學以致用。 7 參考文獻 [1].黃大宇 梅瑛主編. 機械設計課程設計.吉林大學出版社,2007 [2]. 濮良貴.紀名剛.機械設計 [M].北京：高等教育出版社，2001 [3].申永勝.機械原理教程.北京：清華大學出版社，2001.12 [4].成大先.主編. 機械設計手冊（第五版）.單行本.減（變）速器?電機與電器 .化學工業(yè)出版社，2010.1 [5].大連理工大學工程畫教研室編.機械制圖（第五版） .高等教育出版社，2007.5.8 [6].王愛珍.主編.工程材料及成型技術.機械工業(yè)出版社，2003.3 [7].成大先.主編.機械設計手冊.單行本.液壓傳動.化學工業(yè)出版社，2004.1 [8].成大先.主編.機械設計手冊.單行本.氣壓傳動.化學工業(yè)出版社.，2004.1 [9].劉鴻文.主編.材料力學（第四版）.高等教育出版社，2005.4 [10].牛永生 吳隆 李利.主編.機械制造技術.陜西科技出版社，2001.12 8 致 謝 在此次畢業(yè)設計中，樊瑞老師給我大力的幫助，在這，我衷心地向表示感謝。設計中遇到的每個問題，老師都細心的給了我詳細的指導，雖然老師公務繁重，但仍然定期給我們輔導。他不僅傳授給我們解決問題的方法，而且廣征博引，開闊我們的思路，使我們對傳統(tǒng)的設計有了新的認識，新的發(fā)現(xiàn)。在設計過程中，有許多問題都是通過和同學們討論解決的，我對這些同學也要衷心的感謝。同時我對圖書館的老師也要表示感謝，他們?yōu)槲也殚嗁Y料時提供了很大的方便。 22 柔性臂架自行式起重機傾翻載荷 柔性臂架自行式起重機傾翻載荷 S. KILICASLAN, T. BALKAN AND S. K. IDER 土耳其安卡拉 中東科技大學機械工程學院 16531 摘 要 在這一項研究中，自行式起重機的特性是利用基于柔性多體動力學理論建模分析得到的，用以確定起重機不產(chǎn)生傾翻危險的起重量。只有起重機的臂架被假設成柔性的，因為臂架是唯一一個在吊載過程中撓度較大的部件。用數(shù)學方程描述起重機的剛性部件與柔性部件之間的相互作用與耦合，并且開發(fā)了用于進行動力學分析的應用軟件。變幅油缸的推力因臂架的仰角不同而不同，臂架運動的同時，變幅油缸的推力被計算出來，同時繪制出載荷曲線，并且將結果與用一臺10噸的自行式工程起重機實驗得到的數(shù)據(jù)進行比較。 1.緒論 作為機械系統(tǒng)的起重機一般被看成包含柔性部件的閉環(huán)的機械裝置。在以臂架的角度位置作為自變量來確定起重機額定起重量的時候，就需要用到動力學的解決方法。 目前只有極少數(shù)關于自行式起重機的動力學分析控制的研究，并且這些研究中的大部分都沒有考慮部件的撓性。Sato和Sakawa建立了一個動力學模型，用于控制一個同時進行三種運動（回轉運動、起升運動、變幅運動）的柔性回轉起重機[1]。只有主臂與副臂間的連接被假設成為柔性的，這樣假設的目的是能夠使載荷得到恰當?shù)霓D化，這樣在轉化結束時，載荷幅值的擺動能夠以最快的速度衰減。這個能夠對起重機進行實際載荷和額定載荷對比顯示并加以限制的系統(tǒng)在巴爾干半島上得到應用，這個基于微型計算機的控制系統(tǒng)是通過油壓和臂架仰角來確定當前吊鉤的實際載荷的。 在這篇文章中，起重機的特性是通過柔性多體動力學來分析得到的。給出了柔性多體動力學的動力學和運動學方程，同時開發(fā)了對起重機進行動力學分析的應用軟件。在多體動力學分析時，系統(tǒng)的剛性聯(lián)接和柔性運動通過運用絕對的耦合和形參變量用公式來表達[3, 4]。然后，部件間的連接和指定的運動用約束方程來描述。柔性體是通過有限元方法來模擬的，形參變量是通過模型轉化得到的，用以代替彈性變量。 變幅油缸的推力因臂架的角度位置不同而不同，臂架運動的同時，變幅油缸的推力被計算出來，通過開發(fā)的應用軟件來圖示彈性效果。同時繪制出臂架不同仰角的載荷曲線，并且將結果與起重機制造廠家提供的數(shù)據(jù)進行比較。 2.起重機建模 我們用一臺930型自行式起重機的傾翻載荷控制的實驗數(shù)據(jù)用于開發(fā)的軟件的計算，并且用了這臺起重機的結構和參數(shù)[5]。但這個分析方法只要經(jīng)過簡單的修改就可以用于類似的起重機的分析。 重物吊在吊鉤上，臂架起升，因為重物起升過高非常危險，重物的高度是通過測量起升繩的長度來控制的。在重物起升、下降和運輸時，起重機是不能回轉的，這是由于一些限制條件，比如重物非常大或非常重、空間問題等。 在臂架的每一個角度位置都對應著一個最大載荷，超過這個載荷后起重機很有可能傾翻。因為臂架的仰角只有在重物起升或下降時才會發(fā)生改變，而且恰巧這又是個平面運動，所以建模和分析計算都是在二維空間進行的。 圖1.試驗用起重機示意圖 圖2.試驗用起重機動力學模型 單位：mm；A0G 2000;GC 17500;A0A 5823;A0D 5850;AD 565;BD 3455;OB0 2350;OA0 805 圖1表示實驗用起重機的示意圖，圖2表示它的動力學模型，模型共分成五部分。 橫截面、材料特性及各部分的尺寸是通過技術數(shù)據(jù)文件和直接對實驗起重機進行測量得到的。部件1（臂架）的橫截面是個空心的多邊形，壁厚為t，如圖3所示。這個橫截面的尺寸線性地從A0增大到G，又線性地從G減小到C，截面A0、G和C的尺寸如圖3所示。部件2是個圓柱形的桿，直徑25mm。部件3是個液壓活塞桿，直徑180mm壁厚20mm。部件4是變幅油缸筒，內(nèi)徑230mm，外徑246mm， 長3440mm。部件1的彈性模量和密度分別為200GPa和5750kg/m3。其它部件的密度均認為是7850kg/m3。 圖3.部件1（臂架）橫截面.（單位：mm） 當考慮了各部件的尺寸（長度和橫截面）和彈性模量，就可以只認為部件1（臂架）是彈性的，這樣的話其他部件均被假設成是剛性的。 在對起重機進行分析時要考慮以下假設： 1.液壓油的質量包含在液壓缸（部件4）的質量中，液壓缸質量的改變是由于考慮了缸內(nèi)的液壓油質量的改變； 2.液壓油被認為是不可壓縮的； 3.吊重被看成是集中質量，并且通過一根被看成是剛性桿的繩子連接到臂架頭部。這根繩子在平面內(nèi)可以繞C點自由旋轉。只要這個桿相對于垂直位置的擺動很小并且這個桿仍然處于張緊狀態(tài)時這個假設就是正確的。在正常操作速度和吊重下這些條件都符合； 4.臂架結構的阻尼比用Rayleigh衰減法來計算確定； 5.吊重與地面間的距離假設保持不變，這是通過在起重機臂架升降過程中改變繩長來實現(xiàn)的。 3.動力學方程 令表示一個部件的結構，部件k的變形通過這個系數(shù)來定義，表示一個確定的結構。令表示結構的原點的位置，表示部件k的角速度。 利用有限單元法，部件k的i單元上的任一點P的變形位移向量為： （1） 其中是變形的單元形函數(shù)矩陣，是單元間聯(lián)系的坐標變換矩陣，單元節(jié)點位移向量。 點P的速度可表示為： （2） 其中是中點Q到P的變形后的位置向量，是的變形協(xié)調(diào)矩陣，Tk是從到的坐標變換矩陣，，是用于減小彈性變形的模型轉換變量，是模型形變向量。方程（2）可寫成： （3） 其中是影響系數(shù)矩陣，是部件k的速度向量。 連接各個部件的系統(tǒng)N的連接處和角度指示在速度水平上用運動學約束方程表示為： Cy=g （4） 其中C是雅客比約束矩陣，y是系統(tǒng)的速度向量，由下式確定： yT=[y(1)T…y(N)T] （5） Kane方程用于確定系統(tǒng)的運動方程： My+CTλ=Q+Fs+Fd+F （6） 其中λ是約束反力向量，M是質量矩陣，Q、Fs、Fd及F分別是Coriolis力向量、彈性力向量、阻尼力向量和實際力向量，分別為： ，,, , （7） 質量矩陣Mk和部件k的Coriolis向量Qk為 （8） （9） 其中Ek是部件k中的有限單元的數(shù)量，Vki是單元的體積，是它的密度。 Fsk和Fdk可按下式給出： ， （10） 其中Kk是部件k的結構剛度矩陣，Dk是阻尼矩陣。在仿真時，結構的質量和用于組成Dk的結構的剛度復數(shù)有2%的衰減。 在平面系統(tǒng)中，減小到，其中是個標量。變成，其中是根據(jù)變換而來的。 當公式（8）和（9）中由空間決定的變量分離后，就能獲得[3,4]不隨時間改變的矩陣。 （11） ，，，，， （12） （13） （14） （15） ， （16，17） （18） （19） 臂架是靠駕駛員控制的液壓缸來驅動的，一般來說，運動的整個過程中液壓缸以恒定的速度運動，所以臂架和活塞的振動都能控制在一個很小的水平上。為了避免沖擊載荷的產(chǎn)生，活塞的開始運動時速度從0增大到以及最終停止時從減小到0，速度的變化假設成隨時間呈擺線形變化。這個理想的速度曲線如圖4所示，并可用下列方程描述： （20） 如果部件1和2的絞點在不同的位置，這個系統(tǒng)將變成一個不能動的結構。系統(tǒng)之所以能夠運動是因為二者絞點位置相同。所以，部件1和2的約束方程是線性相關的。由于這個原因，其中的一個約束方程可以分解以減少線性損耗。 圖4.擺線形加速度的速度曲線 臂架仰角（度） 活塞反力（kN） 圖5.不同臂架仰角的活塞反力（吊重32.4kN，起升時間30s） 臂架仰角（度） 活塞反力（kN） 圖6.不同臂架仰角的活塞反力（吊重32.4kN，起升時間10s） 臂架仰角（度） 橫向位移（m） 圖7.不同臂架仰角的節(jié)點3、8、13的橫向位移（載荷32.4kN，起升時間30s） 橫向位移（m） 臂架仰角（度） 圖8.不同臂架仰角的節(jié)點3、8、13的橫向位移（載荷32.4kN，起升時間30s） 圖9.（a）節(jié)點13的橫向位移的時間響應 （b）節(jié)點13的橫向位移的快速傅氏變換算法 4.起重機特性的計算機仿真及與實驗數(shù)據(jù)的對比 用于分析實驗用起重機的應用軟件已經(jīng)開發(fā)完畢。在這個軟件中，部件1（臂架）的其中任一個有限單元的形函數(shù)可以代換其他任何一個。 Balkan已經(jīng)對臂架的工作范圍內(nèi)，臂架運動的30s過程做了實驗[2],選取這個速度是為了減小彈性變形的作用。在研究中測量了液壓系統(tǒng)的壓力和臂架的仰角位置。由于臂架的振動而引起的油壓的振動已經(jīng)通過控制系統(tǒng)過濾掉，所以在測量的數(shù)據(jù)中是看不到的。實驗起重機在起升過程中的吊重為32.4kN，液壓系統(tǒng)油壓的變化是在臂架運動的30s過程中測定的。所以在臂架起升的30s過程中液壓活塞的反力變化與臂架仰角的變化有關，所以可以根據(jù)吊重32.4kN來計算臂架處于不同仰角位置時的變幅油缸活塞反力。 臂架在起升的30s過程中不同仰角位置的變幅油缸活塞反力通過利用計算機代碼模擬出來，并且在圖5中給出。 臂架運動的30s過程的實驗結果也同時在圖5中給出。這些數(shù)據(jù)不包括活塞加速及減速過程。并且，由于臂架振動帶來的影響已經(jīng)被濾除，所以在圖中是不能看到的。從圖中可以看出，臂架運動過程中仿真的結果與實驗數(shù)據(jù)非常接近。 吊重32.4kN，起升時間10s時臂架不同位置的變幅活塞反力也通過計算機程序計算出來了，為的是模擬更有意義的彈性效果，如圖6所示。 在仿真時，臂架被離散成12個單元。其中兩個在A0G之間，臂架橫截面積從A0到G線性地增加。另外的十個在GC之間，臂架的橫截面積從G到C線性地減小。部件1的阻尼是通過在最初兩種模式基礎上依次減小2%來近似計算的。在模擬起升時間為30s時，假設臂架起升最初1.5s為加速過程，最后1.5s為減速過程。在臂架起升時間為10s的情況下，加速和減速的時間分別假設為1s。 吊重為32.4kN，臂架起升時間為30s和10s的兩個工況時，節(jié)點3（節(jié)點3在臂架節(jié)點A0和A之間），節(jié)點8（位于臂架節(jié)點A和C之間），及節(jié)點13（對應于臂架尖端節(jié)點C）的橫向位移都根據(jù)臂架的不同仰角位置計算出來了，分別表達在圖7和圖8中。因為節(jié)點3的橫向位移的數(shù)量級為10-5m，所以這個節(jié)點的橫向位移在圖中是看不到的。 從圖5-8可以看出活塞反力的幅度和平均值及節(jié)點的橫向位移在起升時間為10s工況時的值要大于起升時間為30s的工況。因此，臂架的彈性效果可以清晰地看出來。 在所有的仿真過程中，當臂架在起升過程中，變幅活塞的反力像期望的一樣隨之減小。在變幅活塞加速運動過程時，活塞反力、橫向位移量及它們的振動幅度都比勻速運動期間的要大。在臂架勻速起升的過程中，活塞反力的大小、橫向位移及各自的振動幅度都平穩(wěn)地減小。在臂架減速起升的過程中，活塞反力和橫向位移減小，但振動的幅度卻增加了。但在減速的過程中，活塞反力數(shù)值及幅值、橫向位移的變化卻比加速過程的小。 從仿真中還可以看出存在兩種類型的振動。一種是由臂架的振動產(chǎn)生的，周期較小，另一種由于載荷的振動產(chǎn)生的，周期較大。吊重32.4kN，起升時間為10s工況時，臂架尖端（節(jié)點13）的橫向振動的時間響應如圖9（a）所示。圖9（a）中數(shù)據(jù)快速傅氏變換算法數(shù)值曲線在圖9（b）中給出。 頻率小的振動是由于系統(tǒng)的激勵產(chǎn)生的，它的大小變化符合這個規(guī)律。當臂架向上運動時，它朝垂直的位置變化，從而引起臂架的橫向偏轉量減小。由于載荷振動而產(chǎn)生的振動的頻率也降到這個頻率范圍。頻率大于1.5Hz的振動是由于臂架以它的自然頻率振動。自然頻率隨時間變化是多體系統(tǒng)的一個特性，并且這引起了我們在圖9（a）中看到的尖銳的信號。 5.起升能力的仿真 起重機傾翻的模擬是在閉環(huán)的條件下來完成的，其目的是為了能夠看到在起重機臂架向上及向下運動的過程中究竟何時發(fā)生傾翻。當起重機的一個支腿受到地面的支反力變成零時，傾翻便發(fā)生了。利用起重機底盤的自由體受力圖，如圖10所示，傾翻時可用方程（21）表示： （21） 式中，、和、是起重機底盤對臂架及變幅油缸支反作用力的分力，、是地面對起重機兩個支腿的反作用力，是起重機底盤的重力。 圖10. 起重機底盤的自由體受力圖.單位：m.A5.50；C3.37；A12.57；A24.60；B11.77；B22.25 圖11.起升能力曲線. 30s仿真；10s仿真；廠家的數(shù)據(jù) 當小于或等于零時，就滿足了傾翻的條件。對于臂架起升時間分別為10s和30s的兩種工況，對于不同吊重，對應的力變成零的臂架位置是通過開發(fā)的應用軟件計算出來的。實驗用起重機的仿真結果在圖11中給出了。試驗用起重機生產(chǎn)廠家提供的額定起重量也同時列于圖11中。其中的幅度R是這樣定義的，起重機在傾翻方向上由回轉中心到臂架端點，即載荷所在位置的水平距離，通過式計算得出。 從圖11中可以看出，當臂架運動時間減少時，相同幅度時對應的許用起重量隨之減少了。雖然在算得許用起重量的時候沒有包含任何類似臂架運動時間的信息，但與臂架運動時間為30s時的許用起重量的曲線非常相似。除此之外，制造廠家還注釋說這些許用載荷數(shù)據(jù)應該以一個安全系數(shù)來用，安全系數(shù)取為1.5。 6.結論 在研究中，起重機的起重能力是通過柔性多體動力學分析得到的。為了達到這個分析目的，我們開發(fā)了一個能夠對起重機進行動力學分析的應用軟件。系統(tǒng)的剛性連接和彈性運動通過運用絕對的耦合和形參變量用公式來表達[3, 4]。然后，部件間的鉸接和特定的運動是通過約束方程來表達的。柔性體是通過有限元方法來模擬的，形參變量是通過模型轉化得到的，用以代替彈性變量。并且利用計算機程序對吊重為32.4kN，臂架起升運動時間分別為30s和10s兩種工況的變幅油缸活塞反力進行了仿真，運動速度的加速和減速時的加速度都是圓滑的擺線形。并用臂架運動時間為30s的仿真結果與實驗的結果進行了對比。臂架運動時間分別為30s和10s兩種工況下，節(jié)點3、節(jié)點8和節(jié)點13在臂架處于不同仰角位置的橫向位移都計算出來了。最后，形成了臂架起升時間分別為10s和30s的兩種工況的載荷曲線，并將其與起重機生產(chǎn)廠家提供的數(shù)據(jù)進行對比。 從分析中可以看出臂架運動時間將很顯著地影響起重機的動力學特性。在活塞運動速度較低時（比如臂架起升時間為30s），臂架的柔性起的作用很小，所以臂架在這時可以看成是剛性體。然而，當活塞運動速度提高時（比如臂架起升時間為10s），臂架的柔性起顯著的作用。在臂架運動時間為10s時，從活塞反力和起升能力的仿真結果中可以看出臂架的柔性起的作用。 另外需要注意的是，這里計算出來的載荷曲線是在活塞運動速度曲線為擺線形的情況下得出的，這是為了近似地模擬有經(jīng)驗的駕駛員操作時的速度特性。其他形狀的速度曲線對應的載荷曲線也同樣可以通過開發(fā)的計算機程序計算生成。變幅活塞突然加速和減速時將會顯著的降低起升能力，這是由于這將會產(chǎn)生較大的橫向位移和慣性沖擊載荷。 參考文獻：略 - 13 -