同步矩形傳送機械設(shè)計與分析【17張cad圖紙+文檔全套資料】
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XX大學(xué)XX學(xué)院
畢業(yè)設(shè)計 (論文)
同步矩形傳送機械設(shè)計
作 者:
學(xué) 號：
學(xué)院(系):
專 業(yè):
題 目:
2014 年 月
畢業(yè)設(shè)計說明書（論文）中文摘要
采用同步矩形運動傳送機械是提高產(chǎn)品質(zhì)量與勞動生產(chǎn)率，實現(xiàn)生產(chǎn)過程自動化，改善勞動條件，減輕勞動強度的一種有效手段。按照預(yù)定要求輸送工件或握持工具進(jìn)行操作的自動化技術(shù)裝備。同步矩形傳送可以代替人手的繁重勞動，顯著減輕工人的勞動強度，改善勞動條件，提高勞動生產(chǎn)率和生產(chǎn)自動化水平。工業(yè)生產(chǎn)中經(jīng)常出現(xiàn)的笨重工件的搬運和長期、頻繁、單調(diào)的操作，采用同步矩形傳送是有效的；此外，它能在高溫、低溫、深水、宇宙、放射性和其它有毒、污染環(huán)境條件下進(jìn)行操作，更顯示其優(yōu)越性，有著廣闊的發(fā)展前途。
本課題的主要內(nèi)容是采用同步矩形運動傳送機械，設(shè)計橫移機構(gòu)，使產(chǎn)品沿水平方向移動1100mm，保證結(jié)構(gòu)的剛度足夠，結(jié)構(gòu)合理、可靠。設(shè)計升降機構(gòu)，使產(chǎn)品垂直升降150mm。計同步機構(gòu)，使30組橫移梁同步運動，誤差在可控范圍。
結(jié)合設(shè)計的各方面的知識，在設(shè)計過程中學(xué)會怎樣發(fā)現(xiàn)問題。解決問題.研究問題。并且在設(shè)計中融入自己的想法和構(gòu)思，提高自己的創(chuàng)新能力。盡力使同步矩形傳送使用方便，結(jié)構(gòu)簡單。
關(guān)鍵詞： 同步矩形；結(jié)構(gòu)設(shè)計；步進(jìn)電機；回轉(zhuǎn)
畢業(yè)設(shè)計說明書（論文）外文摘要
Abstract
The synchronous rectangular transmitting motion machinery is to improve product quality and productivity, the realization of the production process automation, improve working conditions, reduce labor intensity is an effective means of. According to the predetermined requirements of automation technology and equipment or hold the tools to operate. The heavy labor synchronous rectangular transmission can substitute for manpower, greatly reduce the labor intensity of workers, improve working conditions, improve labor productivity and automation level of production. Industrial production in the often cumbersome workpiece handling and frequent, the long, monotonous operation, using synchronous rectangular transfer is effective; in addition, it can operate in high temperature, low temperature, water, the universe, radioactive and other toxic, environmental pollution condition, but also show its superiority, there are broad prospects for the development.
The main content of this paper is using synchronous rectangular transmitting motion machine, design of shogging mechanism, make the product moves 1100mm along the horizontal direction, ensure that the stiffness of the structure is adequate, reasonable structure, reliable. Design of lifting mechanism, make the product vertical lifting 150mm. Meter synchronization mechanism, so that the 30 groups of transverse beam motion synchronization, error in the controllable range.
Combined with the design of all aspects of knowledge, in the design process, learn how to find problems. To solve the problem. The problem. And into his thoughts and ideas in the design, improve their innovation ability. Try to make synchronous rectangular transmission is easy to use, simple in structure.
Keywords ：synchronous rectangle; structure design; stepping motor; rotary
目 錄
1 緒 論 1
2 同步矩形傳送機構(gòu)總體方案設(shè)計 2
2.1規(guī)格參數(shù) 2
2.2有效負(fù)載 2
2.3運動特性 2
2.4 工作范圍（工作半徑） 2
2.5 同步矩形傳送材料的選擇 2
2.6同步矩形傳送的驅(qū)動元件 3
2.7 水平方向移動計算 4
2.7.1 電機計算 4
2.7.2齒輪齒條的設(shè)計計算 7
2.7.3齒條齒部彎曲強度的計算 11
2.8 小齒輪的強度計算 11
2.8.1齒面接觸疲勞強度計算 11
2.8.2齒輪齒跟彎曲疲勞強度計算 14
2.9 升降方向結(jié)構(gòu)計算 16
3 液壓部分的設(shè)計計算 18
3.1油缸主要參數(shù)的確定 18
3.1.1液壓缸內(nèi)徑的計算 18
3.1.2活塞桿直徑的設(shè)計 18
3.1.3液壓缸缸體厚度計算 18
3.1.4.液壓缸長度的確定 19
3.1.5活塞桿直徑的設(shè)計 19
3.2油缸主要部位的計算校核 21
3.2.1缸筒壁厚的計算 21
3.2.2 活塞桿強度和液壓缸穩(wěn)定性計算 21
3.2.3缸筒壁厚的驗算 23
3.2.4 缸筒的加工要求 25
3.2.5法蘭設(shè)計 25
3.2.6 (缸筒端部）法蘭連接螺栓的強度計算 26
3.3 活塞的設(shè)計 28
3.4 導(dǎo)向套的設(shè)計與計算 28
3.5 端蓋和缸底的設(shè)計與計算 30
3.6 液壓泵的參數(shù)計算 31
3.7 電動機的選擇 31
3.8 液壓元件的選擇 32
3.8.1 液壓元件的選擇 32
3.8.2 油管的選擇 34
3.9 驗算液壓系統(tǒng)性能 35
3.9.1 壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整 35
3.9.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算 37
3.10 油箱設(shè)計 38
3.10.1油箱有效容積的確定 38
3.10.2 油箱容積的驗算 38
3.11輔助元件 40
4 橫梁等其他結(jié)構(gòu)件的設(shè)計 41
總 結(jié) 52
致 謝 53
參考文獻(xiàn) 54
1 緒 論
隨著人類科技的進(jìn)步，社會經(jīng)濟的發(fā)展，同步矩形傳送機械設(shè)計成為近幾十年來迅速發(fā)展的一門綜合學(xué)科。它體現(xiàn)了光機電一體化技術(shù)的最新成就，同步矩形傳送作為其中的佼佼者更是發(fā)揮了不可磨滅的作用。在人類社會中，凡是有機械活動的地方，都能看到同步矩形傳送的身影。同步矩形傳送產(chǎn)品的應(yīng)用已經(jīng)由核工業(yè)和軍事科技等高端科學(xué)領(lǐng)域向醫(yī)療、農(nóng)業(yè)甚至是服務(wù)娛樂等民用領(lǐng)域發(fā)展了，并且各式各樣的同步矩形傳送正在涌現(xiàn)出來，以驚人的速度延伸到人類活動的各個領(lǐng)域。
本文研究主要內(nèi)容
通過利用網(wǎng)絡(luò)工具、圖書館的書籍和各類期刊、雜志查閱了解同步矩形傳送的相關(guān)知識，確定本設(shè)計符合要求，滿足需要。具體設(shè)計方法如下：
1、查閱資料、結(jié)合所學(xué)專業(yè)課程，產(chǎn)生同步矩形傳送結(jié)構(gòu)設(shè)計的基本思路；
2、查閱各類機械機構(gòu)手冊，確定合理的同步矩形傳送結(jié)構(gòu)；
3、根據(jù)給定技術(shù)參數(shù)來選擇合適的手部、腕部、臂部等部位；
4、重點對驅(qū)動機構(gòu)及控制機構(gòu)進(jìn)行設(shè)計研究；
5、通過研究國內(nèi)外情況，確定本設(shè)計課題的重點設(shè)計；
6、完成2D裝配圖的設(shè)計和繪制，并由此繪制零件圖；
7、編寫設(shè)計說明書；
8、檢查并完善本設(shè)計課題。
本設(shè)計采用的方法是理論設(shè)計與經(jīng)驗設(shè)計相結(jié)合的方案，所運用的資料來源廣泛，內(nèi)容充足。
54
2 同步矩形傳送機構(gòu)總體方案設(shè)計
本文的重要任務(wù)是完成同步矩形傳送的設(shè)計，本章內(nèi)容是圍繞同步矩形傳送機構(gòu)設(shè)計任務(wù)來展開，介紹同步矩形傳送執(zhí)行機構(gòu)設(shè)計思路。
2.1規(guī)格參數(shù)
用途：傳送產(chǎn)品最大質(zhì)量1200kg
產(chǎn)品最大質(zhì)量1200kg,產(chǎn)品長度：15～28m；水平橫移行程11mm；垂直行程：150mm；輸送速度0～8.5m/min；橫移梁寬2.1m；橫移梁間距1.2m。
2.2有效負(fù)載
有效負(fù)載是指同步矩形傳送操作臂在工作時臂端可能搬運的物體重量或所能承受的力或力矩，它表示了同步矩形傳送的負(fù)載能力。同步矩形傳送的載荷不僅僅取決于負(fù)載的質(zhì)量，還與同步矩形傳送運動的速度和加速度的大小及方向有關(guān)。為了安全起見，有效負(fù)載是指高速運行時的有效負(fù)載。產(chǎn)品最大質(zhì)量1200kg。
2.3運動特性
速度和加速度是表明同步矩形傳送運動特性的主要指標(biāo)。它反映了同步矩形傳送的使用效率和生產(chǎn)水平，同步矩形傳送的運動速度越高，則其使用效率越高，生產(chǎn)水平越高。但速度越快產(chǎn)生的沖擊和震動也越大，因此提高同步矩形傳送的加減速速能力，保證同步矩形傳送加速過程的平穩(wěn)性是非常重要的。對于本文中的同步矩形傳送，在沒有負(fù)載時可以適當(dāng)?shù)丶涌炱溥\動速度;而在其有負(fù)載時，末端執(zhí)行器(手爪)通常要和物體直接接觸，為了安全起見，務(wù)必要盡量減少手臂的運動速度?？偟膩碚f，同步矩形傳送的速度在一定范圍內(nèi)要是可調(diào)的，這樣才能滿足在各種不同情況下的使用需要。
2.4 工作范圍（工作半徑）
工業(yè)同步矩形傳送的工作范圍是根據(jù)工業(yè)同步矩形傳送作業(yè)過程中的操作范圍和運動的軌跡來確定的,用工作空間來表示的。
2.5 同步矩形傳送材料的選擇
同步矩形傳送手臂的材料應(yīng)根據(jù)手臂的實際工作情況來進(jìn)行選擇，在滿足同步矩形傳送的設(shè)計和運動要求前提下。從設(shè)計的理論出發(fā)，同步矩形傳送手臂要進(jìn)行各種運動。因此，對材料的一個要求是作為運動的部件，它應(yīng)是輕型材料并要求有一定剛度。另一方面，手臂在運動過程中往往會產(chǎn)生沖擊和振動，這必然大大降低它的運動精度。所以在選擇材料時，需要對質(zhì)量、剛度、強度、彈性進(jìn)行綜合考慮，以便有效地提高手臂的運動性能。此外，同步矩形傳送手臂選用的材料與一般的結(jié)構(gòu)材料不同。同步矩形傳送手臂是要受到控制的，必須考慮它的可控性。在選擇手臂材料時，可控性還要和材料的可加工性、成本、質(zhì)量等性質(zhì)一起考慮。
總之，選擇同步矩形傳送手臂的材料時，要綜合考慮強度、剛度、重量、彈性、抗震性、外觀及價格等多方面因素。下面介紹幾種同步矩形傳送手臂常用的材料
(l)碳素結(jié)構(gòu)鋼和合金結(jié)構(gòu)鋼等高強度鋼：這類材料強度好，尤其是合金結(jié)構(gòu)鋼強度增加了很多倍、彈性模量大、抗變形能力強，是應(yīng)用最廣泛的材料;
(2)鋁、鋁合金及其它輕合金材料：其共同特點是重量輕、彈性模量不大，但是材料密度小，但仍可與鋼材相比;
(3)陶瓷：陶瓷材料具有良好的品質(zhì)，但是脆性大，可加工性不高，一般用于和金屬連接的特殊部位。然而，國外已經(jīng)設(shè)計出純陶瓷的同步矩形傳送臂了。
從本文設(shè)計的同步矩形傳送的角度來看，在選用材料時不需要很大的負(fù)載能力，也不需要很高的彈性模量和抗變形能力，此外還要考慮材料的成本，可加工性等因素。在衡量了各種因素和結(jié)合工作狀況的條件下，初步選用鋁合金作為機械臂的構(gòu)件材料。
2.6同步矩形傳送的驅(qū)動元件
在同步矩形傳送驅(qū)動系統(tǒng)中，電氣驅(qū)動是利用各種電動機產(chǎn)生的力或力矩，直接或經(jīng)過減速機構(gòu)去驅(qū)動同步矩形傳送的關(guān)節(jié)，來獲得動力。電氣驅(qū)動主要有步進(jìn)電機、直流伺服電機、交流伺服電機、直線電動機以及最近幾年出現(xiàn)的超聲波電機和HD電動機【10】等幾種。
步進(jìn)電機是一種用電脈沖信號進(jìn)行控制，每輸入一個脈沖，步進(jìn)電機就進(jìn)行回轉(zhuǎn)一定的角度，脈沖數(shù)與角度數(shù)成正比，旋轉(zhuǎn)方向取決于輸入脈沖的順序。步進(jìn)電機可在很寬的范圍內(nèi)，通過脈沖頻率同步，能夠按照脈沖要求進(jìn)行起動、停止、反轉(zhuǎn)和制動變速，有較強的阻礙偏離穩(wěn)定的能力。在同步矩形傳送中位置控制系統(tǒng)中得到了極大的應(yīng)用。主要有永磁式、反應(yīng)式、永磁感應(yīng)子式三種。
直流伺服電機是用直流電供電的電動機。其功能是將輸入的受控電壓/電流能量轉(zhuǎn)換為電樞軸上的角位移或角速度輸出。直流伺服電機的工作原理和基本結(jié)構(gòu)均與普通動力用直流電機相同。特點是穩(wěn)定性好、可控性好、響應(yīng)迅速、轉(zhuǎn)矩大。一般有永磁式和電磁式，在同步矩形傳送驅(qū)動系統(tǒng)中多采用永磁式直流伺服電機。.
交流伺服電機的使用情況與直流伺服電機相同，但交流伺服電機與直流伺服電機相比，結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、功率大、過載能力強、無電刷、維修方便，因而交流伺服電機是今后同步矩形傳送用電機的主流。
低速電機主要用于系統(tǒng)精度要求高的同步矩形傳送。為了提高功率效率比，伺服電機制成高轉(zhuǎn)速，經(jīng)齒輪減速后帶動機械負(fù)載。由于齒輪傳動存在間隙，系統(tǒng)精度不易提高，若對功率效率比要求不十分嚴(yán)格，而對于精度有嚴(yán)格的要求，則最好取消減速齒輪，采用大力矩的低速電機，配以高分辨率的光電編碼器及高靈敏度的測速發(fā)電機，實現(xiàn)直接驅(qū)動。環(huán)形超聲波電動機具有低速大轉(zhuǎn)矩的特點，使用在同步矩形傳送的關(guān)節(jié)處，不需齒輪減速，可直接驅(qū)動負(fù)載，因而可大大改善功率重量比，并可利用其中空結(jié)構(gòu)傳遞信息。HD電動機是一種小型大轉(zhuǎn)矩(大推力)的電動機，電動機可直接與負(fù)載連接，可應(yīng)用在系統(tǒng)定位精度要求高的同步矩形傳送產(chǎn)品中。
通過上述對幾種同步矩形傳送常用電機的分析和比較，綜合考慮本文同步矩形傳送臂并不要求有很高的扭矩，但是要求有較高精度并要求能夠快速啟動和制動，所以選擇應(yīng)用較為廣泛的步進(jìn)電機作為驅(qū)動電機。
2.7 水平方向移動計算
2.7.1 電機計算
（1）選擇步進(jìn)電機
齒輪齒條工作時，需要克服摩擦阻力矩、工件負(fù)載阻力矩和啟動時的慣性力矩。
根據(jù)轉(zhuǎn)矩的計算公式[15]：
（3.1）
（3.2）
（3.3）
（3.4）
（3.5）
（3.6）
（3.7）
（3.8）
式中：
—偏轉(zhuǎn)所需力矩（N·m）；
—摩擦阻力矩（N·m）；
—負(fù)載阻力矩（N·m）；
—啟動時慣性阻力矩（N·m）；
—工件負(fù)載對回轉(zhuǎn)軸線的轉(zhuǎn)動慣量（kg·m2）；
—對回轉(zhuǎn)軸線的轉(zhuǎn)動慣量（kg·m2）；
—偏轉(zhuǎn)角速度（rad/s）；
—質(zhì)量（kg）；
—負(fù)載質(zhì)量（kg）；
—啟動時間（s）；
—部分材料密度（kg/m3）；
—末端的線速度（m/s）。
根據(jù)已知條件：=1200 kg，m/s，m，m，m，s，采用的材料假定為鑄鋼，密度kg/m3。
將數(shù)據(jù)代入計算得：
kg
r/s
kg·m2
kg·m2
N·m
N·m
N·m
因為傳動是通過齒輪齒條實現(xiàn)的，所以查取手冊[15]得：
彈性聯(lián)軸器傳動效率；
滾動軸承傳動效率（一對）；
齒輪齒條傳動效率；
計算得傳動的裝置的總效率。
電機在工作中實際要求轉(zhuǎn)矩 N·m （3.9）
根據(jù)計算得出的所需力矩，結(jié)合北京和利時電機技術(shù)有限公司生產(chǎn)的90系列的五相混合型步進(jìn)電機的技術(shù)數(shù)據(jù)和矩頻特性曲線，如圖3.3和圖3.4所示,選擇90BYG5200B-SAKRML-0301型號的步進(jìn)電機。
圖3.3 90BYG步進(jìn)電機技術(shù)數(shù)據(jù)
圖3.4 90BYG5200B-SAKRML-0301型步進(jìn)電機矩頻特性曲線
2.7.2齒輪齒條的設(shè)計計算
1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)
a. 選直齒圓柱齒輪;
b. 貨叉為一般工作機械，速度不高，故選用7級精度（GB/0095-88）;
c. 材料選擇。選擇齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，齒條材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS；
d. 初選齒輪齒數(shù)為Z=20。
2. 按齒面接觸強度計算
設(shè)計公式為dt≧2.32 (4-3-1)
a. 確定公式內(nèi)各參數(shù)的值。
（1）.試選載荷系數(shù)Kt=1.2
(2).計算齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
T= (4-3-2)
=1.47*N.mm
(3).選齒寬系數(shù)=0.45
（4）.查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8
(5).按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強度極限，齒條的接觸疲勞強度極限
（6）取齒輪接觸疲勞壽命系數(shù)kH=0.90, 齒條接觸疲勞壽命系數(shù)kH=0.95
（7）計算接觸疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為1，安全系數(shù)S=1，由公式=求得：齒輪的接觸疲勞許用應(yīng)力=540MPa,齒條的接觸疲勞許用應(yīng)力=522.5Mpa。
b. 按齒面接觸強度計算
(1) 計算齒輪的分度圓直徑dt≧2.32 (4-3-3)
=2.32
=36.5mm
（2）.計算圓周速度v= (4-3-4)
=
=0.05m/s
（3）.齒寬b=*dt=0.45*36.5=16.425mm (4-3-5)
(4).計算齒寬與齒高之比
模數(shù) mt==36.5/20=1.825mm (4-3-6)
齒高 h=2.25mt=2.25*1.825=4.11mm (4-3-7)
=16.425/4.11=3.996
（5）.計算載荷系數(shù)
根據(jù)v=0.05m/s,7級精度，由圖可查得動載系數(shù)Kv=1.002
直齒輪，KH=KF=1
由表查得使用系數(shù)KA=1.25
由表查得7級精度，齒輪懸臂布置時，KH=1.189
由=3.996，KH=1.189，查得KF=1.14；故載荷系數(shù)
K=KAKvKHKH=1.002*1*1.25*1*1.189=1.489 (4-3-8)
（6）.按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由公式得：
d=dt=36.5=39.222mm (4-3-9)
(7).計算模數(shù)m m=d/z=39.222/20=1.96mm (4-3-10)
3.按齒根彎曲強度計算
彎曲強度的設(shè)計公式為 m≧ (4-3-11)
a. 確定公式內(nèi)各參數(shù)的值
（1）.查得齒輪的彎曲疲勞強度極限；齒條的彎曲疲勞強度極限
（2）.查得齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.83；齒條的彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN2=0.88；
（3）.計算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由公式得：
齒輪的許用應(yīng)力===296.43Mpa (4-3-12)
齒條的許用應(yīng)力===238.86Mpa (4-3-13)
(4).計算載荷系數(shù)K
K=KAKvKFKF=1.002*1.25*1*1.14=1.428 (4-3-14)
(5).查取齒形系數(shù)
查得齒輪的齒形系數(shù)YFa=2.80
(6).查取應(yīng)力校正系數(shù)
查得YSa=1.55
(7).計算
==0.01464 (4-3-15)
b. 設(shè)計計算
m≧ (4-3-16)
=
=1.51mm
對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.51并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2mm,按接觸強度算得的分度圓直徑d=39.222mm，算出齒輪齒數(shù)z=d/m=39.222/2 =20
這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。
4.幾何尺寸的計算
a.計算分度圓直徑
d=mz=2*20=40mm (4-3-17)
b．計算齒輪齒條寬度
b=*d=0.45*40=18mm, (4-3-18)
取齒輪寬度B=17mm,齒條寬度為B=16mm.
c.計算齒頂圓直徑
da=d+2ha*m=40+2*2=44mm (4-3-19)
d.計算齒根圓直徑
df=d-2(ha+c)m=40-2*1.25*2=35mm (4-3-20)
e.計算齒輪齒條的節(jié)距
P=m=2 (4-3-21)
f.計算齒頂高
ha=m=1*2=2 (4-3-22)
g.計算齒根高
hf=(+)m=(1+0.25)*2=2.5 (4-3-22)
2.7.3齒條齒部彎曲強度的計算
齒條牙齒的單齒彎曲應(yīng)力：
式中： ——齒條齒面切向力
b—— 危險截面處沿齒長方向齒寬
——齒條計算齒高
S ——危險截面齒厚
從上面條件可以計算出齒條牙齒彎曲應(yīng)力：
=451.16N/mm
上式計算中只按嚙合的情況計算的，即所有外力都作用在一個齒上了，實際上齒輪齒條的總重合系數(shù)是2.63（理論計算值），在嚙合過程中至少有2個齒同時參加嚙合，因此每個齒的彎曲應(yīng)力應(yīng)分別降低一倍。
= 182.2N/mm
齒條的材料我選擇是 45剛制造，因此：
抗拉強度 690N/mm (沒有考慮熱處理對強度的影響)。
齒部彎曲安全系數(shù)
S = / = 3.8
因此，齒條設(shè)計滿足彎曲疲勞強度設(shè)計要求。又滿足了齒面接觸強度，符合本次設(shè)計的具體要求。
2.8 小齒輪的強度計算
2.8.1齒面接觸疲勞強度計算
計算斜齒圓柱齒輪傳動的接觸應(yīng)力時，推導(dǎo)計算公式的出發(fā)點和直齒圓柱齒輪相似，但要考慮其以下特點：嚙合的接觸線是傾斜的，有利于提高接觸強度 ；重合度大，傳動平穩(wěn)。
齒輪的計算載荷
為了便于分析計算，通常取沿齒面接觸線單位長度上所受的載荷進(jìn)行計算。沿齒面接觸線單位長度上的平均載荷P（單位為N/mm）為
P =
Fn ——作用在齒面接觸線上的法向載荷
L ——沿齒面的接觸線長，單位mm
法向載荷Fn 為公稱載荷，在實際傳動中，由于齒輪的制造誤差，特別是基節(jié)誤差和齒形誤差的影響，會使法面載荷增大。此外，在同時嚙合的齒對間，載荷的分配不是均勻的，即使在一對齒上， 載荷也不可能沿接觸線均勻分布。因此在計算載荷的強度時，應(yīng)按接觸線單位長度上的最大載荷，即計算Pca （單位N/mmm）進(jìn)行計算。即
Pca = KP =K
K——載荷系數(shù)
載荷系數(shù)K包括 ：使用系數(shù)，動載系數(shù)，齒間載荷分配系數(shù)及齒向載荷分布數(shù)，即
K =
使用系數(shù)
是考慮齒輪嚙合時外部領(lǐng)接裝置引起的附加動載荷影響的系數(shù)。
= 1.0
動載系數(shù)
齒輪傳動制造和裝配誤差是不可避免的，齒輪受載后還要發(fā)生彈性變形，因此引入了動載系數(shù)。
= 1.0
齒間載荷系數(shù)
齒輪的制造精度7級精度[2]
= 1.2
齒向荷分配系數(shù)
齒寬系數(shù) φd = b/d = 18.14/12.13 = 1.5
= 1.12+0.18(1+0.6φd) + 0.23*10b = 1.5
所以載荷系數(shù) K= = 1*1*1.2*1.5 = 1.8
斜齒輪傳動的端面重合度
= bsin = 0.318φd*ztan = 1.65
在斜齒輪傳動中齒輪的單位長度受力和接觸長度如下：
P ca = KP =K
因為
Fn = Ft/(cos*cosβ1)
所以
=1.8*3297.6/18.14/1.65/0.67= 296N/mm
利用赫茲公式，代入當(dāng)量直齒輪的有關(guān)參數(shù)后，得到斜齒圓柱齒輪的齒面接觸疲勞強度校核公式[2] ：
=
式中：
Z －彈性系數(shù)
主動小齒輪選用材料20CrMo制造，根據(jù)材料選取，均為0.3， E，E都為合金鋼 ， 取189.8 MPa
求得 Z = 5.7
－節(jié)點區(qū)域系數(shù)
Z = 2.24
齒輪與齒條的傳動比 u , u趨近于無窮
則
所以 = 51.6 MPa
小齒輪接觸疲勞強度極限
= 1000 MPa
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
N = 2*10
所以 = 1.1
計算接觸疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為1%，安全系數(shù)S = 1，可得
= 1.1*1000MPa = 1100MPa （4-38）
K ——接觸疲勞壽命系數(shù)
由此可得 <
所以，齒輪所選的參數(shù)滿足齒輪設(shè)計的齒面接觸疲勞強度要求。
2.8.2齒輪齒跟彎曲疲勞強度計算
齒輪受載時，齒根所受的彎矩最大，因此齒根處的彎曲疲勞強度最弱。當(dāng)齒輪在齒頂處嚙合時，處于雙對齒嚙合區(qū)，此時彎矩的力臂最大，但力并不是最大，因此彎矩不是最大。根據(jù)分析，齒根所受的最大玩具發(fā)生在輪齒嚙合點位于單對齒嚙合最高點時。因此，齒根彎曲強度也應(yīng)按載荷作用于單對齒嚙合區(qū)最高點來計算。
斜齒輪嚙合過程中，接觸線和危險截面位置在不斷的變化，要精確計算其齒根應(yīng)力是很難的，只能近似的按法面上的當(dāng)量直齒圓柱齒輪來計算其齒根應(yīng)力。
將當(dāng)量齒輪的有關(guān)參數(shù)代入直齒圓柱齒輪的彎曲強度計算公式，考慮螺旋角使接觸線傾斜對彎曲強度有利的影響而引入螺旋角系數(shù)，可得到斜齒圓柱齒輪的彎曲疲勞強度計算校核公式：
齒間載荷分配系數(shù)
= 1.2
齒向載荷分配系數(shù)
= 1.33
載荷系數(shù)
K= = 1*1*1.2*1.3 =1.56
齒形系數(shù)
校正系數(shù)
= 1.4
螺旋角系數(shù)
校核齒根彎曲強度
σ=
= = 323.8MPa
彎曲強度最小安全系數(shù)
=1.5
計算彎曲疲勞許用應(yīng)力
——彎曲疲勞壽命系數(shù) = 1.5
可得， = 1.5*1000/1.5 = 1000 MPa
所以 σ <
因此，本次設(shè)計及滿足了小齒輪的齒面接觸疲勞強度又滿足了小齒輪的彎曲疲勞強度，符合設(shè)計要求。
2.9 升降方向結(jié)構(gòu)計算
基于同步矩形運動的型材輸送機械的結(jié)構(gòu)示意圖，如圖 1所 示。其中，橫移梁覺料機構(gòu)組件 、橫移同步及其相關(guān)組件安裝在活 動機架 3 上，3 組轉(zhuǎn)動拐臂升 降機構(gòu)組件安裝在固定機架 11 上。 該機械作同步矩形運動的工作過程如下：（ 1）當(dāng)型材產(chǎn)品從油壓機 擠壓出來，由軌道輸送并經(jīng)隨動熱鋸機按尺鋸斷后，橫移液壓缸 5 活塞桿同步向后動作，帶動與其活塞頭聯(lián)接在一起的一級齒條 4 向后運動，使小齒輪 6 及其同軸的增程大齒輪 8順時針同步轉(zhuǎn)動 ， 推動安裝在橫移梁 9 下部的二級齒條 7 帶動橫移梁向前運動 ，使 橫移梁伸入鋸切輸送軌道（圖 中未畫出）中產(chǎn)品下部的規(guī)定位置并 停止運動。這里橫移液壓缸共6 組 ，30 根間距為 1200mm 的橫移 梁通過傳動軸 1及聯(lián)軸器 2 聯(lián)接在一起，從而實現(xiàn)由 6 組橫移液 壓缸傳動的橫移梁作機械與液壓同步控制的同步運動。（2）拐臂升 降機構(gòu)的升降液壓缸活塞桿向右運動，使轉(zhuǎn)到拐臂 12 繞固定軸 13順時針轉(zhuǎn)動 ，從而推動活動架及其固定在其上的橫移梁組件一 起向上運動，抬起型材產(chǎn)品 10 上升。在將轉(zhuǎn)到拐臂的旋轉(zhuǎn)運動變
成活動機架的垂直直線運動，是通過固定機架四個角上的導(dǎo)向軸
15來實現(xiàn)的。這里升降液壓缸共 3 組，由PLC 控制來做 3 缸液壓 同步運動。升降液壓缸向左行程 32mm ，使型材產(chǎn)品上升 150mm, 到達(dá)規(guī)定位置。（3）橫移液壓缸作回程動作（活塞桿向前運動），推 動其啃合齒條向前運動，使小齒輪做逆時針轉(zhuǎn)動 ，帶動大齒輪同步 轉(zhuǎn)動，推動橫移梁底部的被動啃合齒條做向后直線運動，從而實現(xiàn) 橫移梁橫移產(chǎn)品到拉矯機過橋段的第一段過橋皮帶上方規(guī) 定位 置。（4 ）升降液壓缸作回程動作（活塞桿向右運動），使轉(zhuǎn)到拐臂繞 固定軸逆時針轉(zhuǎn)動 ，從而實現(xiàn)活動機架及其其上的所有物品向下 垂直降落 150mm，將型材產(chǎn)品放置在第一段過橋皮帶上的規(guī)定位 置，完成一個同步的矩形運動 ，實現(xiàn)產(chǎn)品橫移輸送。最后橫移油缸 復(fù)位，升降油缸復(fù)位，進(jìn)入下→個同步矩形的工作流程。
1連接軸 2聯(lián)軸器 3活動機架 4.一級齒條 5橫移液壓缸 6.小齒輪
7.二級齒條 8.大齒輪 9橫移梁 10型材產(chǎn)品 11.固定機架 12.轉(zhuǎn)動拐臂
13.固定軸 14.升降液壓缸 15.導(dǎo)向軸
2.3 轉(zhuǎn)動拐臂設(shè)計
轉(zhuǎn)動拐臂受力簡圖，如圖2 所示。在忽略摩擦力的情況下 ，
由力矩平衡方程有
式中：H一升降行程；F1 一制品及活動機架組件的重力 W 的一部 道
分，忽略摩擦?xí)r ，理論上 F, =Wl6 ;L2 一豎臂板長；Fz 一升降 感器組
油缸對拐臂的拉力。在式（ 1）中 ，H 和 F，可視為常數(shù) ，要使 乓相對較小且波動幅度較小，其與 Lz 和 α 取值有關(guān)。通過模糊優(yōu)化和運動仿真分析 ， 在設(shè)計時取 α＝19。15’ ，L2 =241mm 。
3 液壓部分的設(shè)計計算
基本技術(shù)數(shù)據(jù)，是根據(jù)用途及結(jié)構(gòu)類型來確定的，它反映了工作能力及特點，也基本上上確定了輪廓尺寸及本體總質(zhì)量等。
3.1油缸主要參數(shù)的確定
主液壓缸采用單作用柱塞式套缸，缸徑較大，能提供很大載荷作用下的舉升力，同時能夠滿足靠重力回落和撤收的要求。并且工作過程為快進(jìn)→工進(jìn)→快退三個過程的工作循環(huán)。液壓缸的機械效率
工進(jìn)時候的負(fù)載是最大的，
3.1.1液壓缸內(nèi)徑的計算
D=×10-3=108mm
表3.1 液壓缸內(nèi)徑系列 mm
8
10
12
16
20
25
32
40
50
63
80
100
125
160
200
250
320
400
500
查得油缸的液壓缸的內(nèi)徑為125mm,活塞桿直徑為90mm,有效行程為200 mm
3.1.2活塞桿直徑的設(shè)計
查《液壓傳動與控制手冊》根據(jù)桿徑比d/D，一般的選取原則是：當(dāng)活塞桿受拉時，一般選取d/D=0.3-0.5，當(dāng)活塞桿受壓時，一般選取d/D=0.5-0.7。本設(shè)計我選擇d/D=0.7，即d=0.7D=0.7×125=87.5mm。
表3.2 活塞桿直徑系列
4
5
6
8
10
12
14
16
18
20
22
25
28
32
36
40
45
50
56
63
70
80
90
100
110
125
140
160
180
200
220
250
280
320
360
400
故取d=90mm。
3.1.3液壓缸缸體厚度計算
缸體是液壓缸中最重要的零件，當(dāng)液壓缸的工作壓力較高和缸體內(nèi)經(jīng)較大時，必須進(jìn)行強度校核。缸體的常用材料為20、25、35、45號鋼的無縫鋼管。在這幾種材料中45號鋼的性能最為優(yōu)良，所以這里選用45號鋼作為缸體的材料。
式中，——實驗壓力，MPa。當(dāng)液壓缸額定壓力Pn5.1MPa時，Py=1.5Pn，當(dāng)Pn16MPa時，Py=1.25Pn。
[]——缸筒材料許用應(yīng)力，N/mm。[]=，為材料的抗拉強度。
注：1.額定壓力Pn
額定壓力又稱公稱壓力即系統(tǒng)壓力，Pn=5.1MPa
2.最高允許壓力Pmax
Pmax1.5Pn=1.255.1=6.375MPa
液壓缸缸筒材料采用45鋼，則抗拉強度：σb=600MPa
安全系數(shù)n按《液壓傳動與控制手冊》P243表2—10，取n=5。
則許用應(yīng)力[]==120MPa
=2.66mm
,滿足。取液壓缸厚度10mm。
取液壓缸缸體外徑為150mm。
3.1.4.液壓缸長度的確定
液壓缸長度L根據(jù)工作部件的行程長度確定。
L=200mm 查油缸參數(shù)得到的
3.1.5活塞桿直徑的設(shè)計
查《液壓傳動與控制手冊》根據(jù)桿徑比d/D，一般的選取原則是：當(dāng)活塞桿受拉時，一般選取d/D=0.3-0.5，當(dāng)活塞桿受壓時，一般選取d/D=0.5-0.7。本設(shè)計我選擇d/D=0.7，即d=0.7D=0.7×125=87.5mm。
表3.2 活塞桿直徑系列
4
5
6
8
10
12
14
16
18
20
22
25
28
32
36
40
45
50
56
63
70
80
90
100
110
125
140
160
180
200
220
250
280
320
360
400
故取d=90mm。
2.活塞桿強度計算：
式中 ————許用應(yīng)力；（Q235鋼的抗拉強度為375-500MPa，取400MPa，為位安全系數(shù)取5，即活塞桿的強度適中）
3．活塞桿的結(jié)構(gòu)設(shè)計
活塞桿的外端頭部與負(fù)載的拖動電機機構(gòu)相連接，為了避免活塞桿在工作生產(chǎn)中偏心負(fù)載力，適應(yīng)液壓缸的安裝要求，提高其作用效率，應(yīng)根據(jù)負(fù)載的具體情況，選擇適當(dāng)?shù)幕钊麠U端部結(jié)構(gòu)。
4.活塞桿的密封與防塵
活塞桿的密封形式有Y形密封圈、U形夾織物密封圈、O形密封圈、V形密封圈等[6]。采用薄鋼片組合防塵圈時，防塵圈與活塞桿的配合可按H9/f9選取。薄鋼片厚度為0.5mm。為方便設(shè)計和維護(hù)，本方案選擇O型密封圈。
液壓缸工作行程長度可以根據(jù)執(zhí)行機構(gòu)實際工作的最大行程確定，并參照表4-4選取標(biāo)準(zhǔn)值。液壓缸活塞行程參數(shù)優(yōu)先次序按表4-4中的a、b、c選用。
表4-4（a）液壓缸行程系列（GB 2349-80）[6]
25
50
80
100
125
160
200
250
320
400
500
630
800
1000
1250
1600
2000
2500
3200
4000
表4-4（b） 液壓缸行程系列（GB 2349-80）[6]
40
63
90
110
140
180
220
280
360
450
550
700
900
1100
1400
1800
2200
2800
3600
表4-4（c） 液壓缸形成系列（GB 2349-80）[6]
240
260
300
340
380
420
480
530
600
650
750
850
950
1050
1200
1300
1500
1700
1900
2100
2400
2600
3000
3400
3800
3.2油缸主要部位的計算校核
3.2.1缸筒壁厚的計算
在中、低壓系統(tǒng)中，液壓缸的壁厚基本上由結(jié)構(gòu)和工藝上的要求確定，壁厚通常都能滿足強度要求，一般不需要計算。但是，當(dāng)液壓缸的工作壓力較高和缸筒內(nèi)徑較大時，必須進(jìn)行強度校核。
當(dāng)時，稱為薄壁缸筒，按材料力學(xué)薄壁圓筒公式計算，計算公式為
式（3-2）
式中，—缸筒內(nèi)最高壓力；
—缸筒材料的許用壓力。=, 為材料的抗拉強度，n為安全系數(shù)，當(dāng)時，一般取。
當(dāng)時,按式（3-3）計算
(該設(shè)計采用無縫鋼管) 式（3-3）
根據(jù)缸徑查手冊預(yù)取=30
此時
最高允許壓力一般是額定壓力的1.5倍，根據(jù)給定參數(shù)，所以：
=71.5=10.5MP
[]=100～110（無縫鋼管），取[]=100，其壁厚按公式（3-3）計算為
滿足要求，就取壁厚為6mm。
3.2.2 活塞桿強度和液壓缸穩(wěn)定性計算
A.活塞桿強度計算
活塞桿的直徑按下式進(jìn)行校核
式中，為活塞桿上的作用力；
為活塞桿材料的許用應(yīng)力，=,n一般取1.40。
滿足要求
B.液壓缸穩(wěn)定性計算
活塞桿受軸向壓縮負(fù)載時，它所承受的力不能超過使它保持穩(wěn)定工作所允許的臨界負(fù)載，以免發(fā)生縱向彎曲，破壞液壓缸的正常工作。的值與活塞桿材料性質(zhì)、截面形狀、直徑和長度以及液壓缸的安裝方式等因素有關(guān)。若活塞桿的長徑比且桿件承受壓負(fù)載時，則必須進(jìn)行液壓缸穩(wěn)定性校核?；钊麠U穩(wěn)定性的校核依下式進(jìn)行
式中，為安全系數(shù)，一般取=2~4。
a.當(dāng)活塞桿的細(xì)長比時
b.當(dāng)活塞桿的細(xì)長比時
式中，為安裝長度，其值與安裝方式有關(guān)，見表1；為活塞桿橫截面最小回轉(zhuǎn)半徑，；為柔性系數(shù)，其值見表3-2； 為由液壓缸支撐方式?jīng)Q定的末端系數(shù)，其值見表1；為活塞桿材料的彈性模量，對鋼?。粸榛钊麠U橫截面慣性矩；為活塞桿橫截面積；為由材料強度決定的實驗值，為系數(shù)，具體數(shù)值見表3-3。
表3-2液壓缸支承方式和末端系數(shù)的值
支承方式
支承說明
末端系數(shù)
一端自由一端固定
1/4
兩端鉸接
1
一端鉸接一端固定
2
兩端固定
4
表3-3 、、的值
材料
鑄鐵
5.6
1/1600
80
鍛鐵
2.5
1/9000
110
鋼
4.9
1/5000
85
c.當(dāng)時,缸已經(jīng)足夠穩(wěn)定，不需要進(jìn)行校核。
此設(shè)計安裝方式中間固定的方式，此缸已經(jīng)足夠穩(wěn)定，不需要進(jìn)行穩(wěn)定性校核。
3.2.3缸筒壁厚的驗算
下面從以下三個方面進(jìn)行缸筒壁厚的驗算：
A液壓缸的額定壓力值應(yīng)低于一定的極限值，保證工作安全：
式（3-4）
根據(jù)式（3-4）得到：
顯然，額定油壓==7MP，滿足條件；
B為了避免缸筒在工作時發(fā)生塑性變形，液壓缸的額定壓力值應(yīng)與塑性變形壓力有一定的比例范圍：
式（3-5）
式（3-6）
先根據(jù)式（3-6）得到：
=41.21
再將得到結(jié)果帶入（3-5）得到：
顯然，滿足條件；
C耐壓試驗壓力，是液壓缸在檢查質(zhì)量時需承受的試驗壓力。在規(guī)定的時間內(nèi)，液壓缸在此壓力 下，全部零件不得有破壞或永久變形等異?，F(xiàn)象。
各國規(guī)范多數(shù)規(guī)定:
當(dāng)額定壓力時
（MPa）
D為了確保液壓缸安全的使用，缸筒的爆裂壓力應(yīng)大于耐壓試驗壓力：
(MPa） 式（3-7）
因為查表已知=596MPa，根據(jù)式（3-7）得到：
至于耐壓試驗壓力應(yīng)為：
因為爆裂壓力遠(yuǎn)大于耐壓試驗壓力，所以完全滿足條件。
以上所用公式中各量的意義解釋如下：
式中: —缸筒內(nèi)徑（）；
—缸筒外徑（）；
—液壓缸的額定壓力（）
—液壓缸發(fā)生完全塑形變形的壓力（）；
—液壓缸耐壓試驗壓力（）；
—缸筒發(fā)生爆破時壓力（）；
—缸筒材料抗拉強度（）；
—缸筒材料的屈服強度（；
—缸筒材料的彈性模量（）；
—缸筒材料的泊桑系數(shù)
鋼材：=0.3
3.2.4 缸筒的加工要求
缸筒內(nèi)徑采用H7級配合，表面粗糙度為0.16，需要進(jìn)行研磨；
熱處理：調(diào)制，HB240；
缸筒內(nèi)徑的圓度、錐度、圓柱度不大于內(nèi)徑公差之半；
剛通直線度不大于0.03mm；
油口的孔口及排氣口必須有倒角，不能有飛邊、毛刺；
在缸內(nèi)表面鍍鉻，外表面刷防腐油漆。
3.2.5法蘭設(shè)計
液壓缸的端蓋形式有很多，較為常見的是法蘭式端蓋。本次設(shè)計選擇法蘭式端蓋
（缸筒端部）法蘭厚度根據(jù)下式進(jìn)行計算：
式（3-8）
式中， -法蘭厚度（m）；
—密封環(huán)內(nèi)經(jīng)d=40mm（m）；
密封環(huán)外徑（m）；=50mm
系統(tǒng)工作壓力（pa）；=7MPa
附加密封力（Pa）；值取其材料屈服點353MPa；
螺釘孔分布圓直徑（m）；=55mm
密封環(huán)平均直徑（m）；=45mm
法蘭材料的許用應(yīng)力（Pa）；[]=/n=353/5=70.6MPa
—法蘭受力總合力（m）
所以=13.2mm
為了安全取=14mm
3.2.6 (缸筒端部）法蘭連接螺栓的強度計算
連接圖如下：
圖3-1缸體端部法蘭用螺栓連接
1-前端蓋；2-缸筒
螺栓強度根據(jù)下式計算：
螺紋處的拉應(yīng)力:
(MPa) 式（3-9）
螺紋處的剪應(yīng)力
(MPa) 式（3-10）
合成應(yīng)力
(MPa) 式（3-11）
式中, —液壓缸的最大負(fù)載，=A，單桿時，雙桿是
—螺紋預(yù)緊系數(shù)，不變載荷=1.25~1.5，變載荷=2.5~4；
—液壓缸內(nèi)徑；
—缸體螺紋外徑；
—螺紋內(nèi)經(jīng)；
—螺紋內(nèi)摩擦因數(shù)，一般取=0.12;變載荷取=2.5~4；
—材料許用應(yīng)力，,為材料的屈服極限，n為安全系數(shù)，一般取n=1.2~1.5；
Z—螺栓個數(shù)。
最大推力為：
使用4個螺栓緊固缸蓋，即：=4
螺紋外徑和底徑的選擇：
=10mm =8mm
系數(shù)選擇：選取=1.3=0.12
根據(jù)式（3-9）得到螺紋處的拉應(yīng)力為：
=
根據(jù)式（3-10）得到螺紋處的剪應(yīng)力為：
根據(jù)式（3-11）得到合成應(yīng)力為：
==367.6MPa
由以上運算結(jié)果知，應(yīng)選擇螺栓等級為12.9級；
查表的得：抗拉強度極限=1220MP;屈服極限強度=1100MP；
不妨取安全系數(shù)n=2
可以得到許用應(yīng)力值：[]=/n=1100/2=5
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