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河北工程大學畢業(yè)設計
摘要
本文詳細介紹了型鋼堆垛機的整體設計理論和整個堆垛過程，其中重點介紹了翻轉機構的設計。主要包括了翻轉機構的軸、齒輪、液壓缸的整體設計，其中還有軸承的選取，聯(lián)軸器的選取和校核。
本次設計的型鋼自動堆垛機性能良好、動作靈活、操作方便、故障率低、維護簡單方便，滿足了生產的需要
關鍵字：型鋼堆垛機；機械；液壓；齒輪
Abstract
This article introduced Steel bar stacker Overall design theory and entire piles up the process in detail, and introduced the design of Turnover mechanism emphasis. In this paper, there has mainly included the entire design of the axis, the gear, hydraulic cylinder of turnover mechanism, and in that there were also including bearing's selection and shaft coupling's selection and examination.
This profiled bar automate profiled bar stow machine has good capability, movement is agility, operating is simple; the frequency of trouble is small, maintenance is simple, and could meet the need of teaching and learning
Key words：Steel bar stacker；Machinery；Hydraulic pressure；Gear
- II -
河北工程大學畢業(yè)設計
目錄
摘要 I
Abstract II
第1章 概述 1
第2章 型鋼堆垛機總體設計 3
2.1 型鋼堆垛機的設計參數 3
2.2 堆垛機的工藝流程 4
2.3 堆垛機平面示意圖 4
2.4 堆垛機的結構設計 4
2.5 堆垛機總體尺寸 5
2.6 傳動系統(tǒng)的選擇 5
2.7 翻轉機構的基本設計 6
2.8 升降機構的基本設計 7
第3章 翻轉機構 8
3.1翻轉機構液壓缸的設計 8
3.1.1液壓缸的類型 8
3.1.2基本參數設計 8
3.1.3液壓缸的結構設計與校核 12
3.1.4液壓缸的穩(wěn)定性和活塞桿的強度驗算 15
3.2齒輪的設計 16
3.2.1 選擇齒輪精度等級，材料，熱處理方式及齒數 16
3.2.2齒輪的基本參數 17
3.2.3小齒輪的基本尺寸計算 18
3.2.4 輪齒所受的圓周力，徑向力，法向載荷的計算 18
3.2.5 齒根彎曲疲勞強度校核 19
3.3 扇形齒輪的設計 20
3.3.1扇形齒輪的形狀設計 20
3.3.2 扇形齒輪的基本數據 20
3.3.3 扇形齒輪的模數 21
3.3.4扇形齒輪的基本尺寸計算 21
3.3.5 齒根彎曲疲勞強度校核 22
3.3.6 齒輪接觸強度校核 22
3.4（Ⅰ）軸的設計 23
3.4.1（Ⅰ）軸的結構工藝性 23
3.4.2（Ⅰ）軸的材料 24
3.4.3小齒輪軸上的受力 24
3.4.4 計算軸的最小直徑 25
3.4.5 確定軸的各段尺寸和長度 26
3.4.6聯(lián)軸器的選擇 26
3.4.7軸上零件的軸向定位 26
3.4.8確定軸上的圓角和倒角的尺寸 27
3.4.9確定軸上的載荷 27
3.5（Ⅱ）軸的設計 30
3.5.1 軸的結構工藝性 30
3.5.2軸的材料 30
3.5.3計算Ⅱ軸的轉矩 30
3.5.4大扇形齒輪軸上的受力 30
3.5.5計算軸的最小直徑 30
3.5.6確定軸的各段尺寸和長度 31
3.5.7軸上零件的軸向定位 32
3.5.8確定軸上的圓角和倒角的尺寸 32
3.5.9確定軸上的載荷 32
3.5.10平鍵的校核 35
第4章 經濟性分析 37
第5章 結論 38
參考文獻 39
致謝 40
42
- -
第1章 概述
本文針對國內傳統(tǒng)的型鋼生產線一般都沒有專門的自動堆垛設備。隨著市場經濟對型鋼產品要求的提高，傳統(tǒng)型鋼生產的型鋼堆垛已成為當前迫切需要進行的技術改造之一。不管是采用人工堆垛、半機械化堆垛還是全自動堆垛，首先要進行型鋼的垛型設計。
本此設計的型鋼堆垛機是一種用于對成型鋼材自動打捆的設備。機械部分由單傳輥道、撥鋼機構、移鋼機構、分組機構、定位機構、平移機構、翻轉機構和垛臺升降及壓緊機構等8個子機構，和PLC控制部分組成的成型鋼材自動打捆生產線。它的主要優(yōu)點在于實現(xiàn)了整個生產線的自動控制，從而提高堆垛機的堆垛效率，這也是現(xiàn)今鋼材堆垛打捆和以后發(fā)展的趨勢。它不僅僅克服了過去人工堆垛的生產效率低、打捆質量差、成本高、工作環(huán)境危險等缺點，更重要的是型鋼的堆垛打捆成為了整個軋鋼生產線發(fā)展的阻礙，在很大程度上阻礙了鋼材生產線的效率的提高，對整個生產效率的提高有很大的影響。本此設計的型鋼堆垛機在一定程度上實現(xiàn)了自動化，很好的消除了這個障礙，對型鋼生產線技術的進一步發(fā)展做了鋪墊。型鋼堆垛機能夠實現(xiàn)自動堆垛打捆，對改善工人的勞動狀況尤其是減輕工人的勞動強度、提高型鋼的包裝質量、提高軋鋼生產線的生產效率、增強鋼材市場的競爭能力、提高經濟效益和社會效益創(chuàng)造了良好的條件。型鋼堆垛機的制造成本較低，這對任何企業(yè)來說都是一個很重要的參考依據。
目前，世界上堆垛機的發(fā)展已經很成熟了。已發(fā)展形成了各種類型的小型車間用的標準堆垛機主要有兩大類，磁性和非磁性堆垛機。一類是磁性堆垛機。軋件由裝有可調磁性的翻轉臂和輸送小車進行一車堆垛，并且層與層之間是面對面或背對背交替放置的。該系統(tǒng)主要運用于中型型鋼堆垛。全部由計算機自動操作。鋼材堆垛后，由平立輥道輸送到打捆區(qū)，平立輥道的寬度是可調的，以避免料垛散落。另一類是非磁性堆垛機。軋制由兩套液壓一機械機構控制的機械手進層層堆垛其動作類似于人手?？蓨A持并移送鋼材，將鋼材層面對面或背對背的進行堆放，主要適用于中小斷面型鋼，可避免料層中鋼材在堆垛臂失磁時散落。形成不正確的料捆成形狀非磁性堆垛機即純機械堆垛機的顯著特點就是無故障的處理雙層型鋼的能力，故其機械效率可提高一倍。
本次設計的堆垛機屬于第一類磁性堆垛機，通過在移鋼機構和翻轉機構上安裝堆垛電磁鐵來實現(xiàn)槽鋼的交替堆放。堆垛方式是槽鋼：6根/層，4層（如圖1-1），每層分為正反兩排。角鋼是每層5根，6層，每層也分為正反兩排一排槽口向下3根，另一排槽口向上3根（如圖1—2）。由于槽鋼和角鋼的結構不同要在不改變堆垛機結構條件下實現(xiàn)不同鋼的堆垛就需要在PLC程序上加以變化。這也是PLC自動控制的優(yōu)點，這里主要根據槽鋼進行設計和編程。型鋼規(guī)格為20槽鋼，定尺長度范圍8～10米。
圖1—1 槽鋼堆垛方式
圖1-2角鋼堆垛方式
第2章 型鋼堆垛機總體設計
型鋼堆垛機的總體設計是設計人員在根據工廠所需要的成型鋼材堆垛機，對堆垛機作出的初步的、總體的設計。堆垛機總體設計主要包括：確定型鋼堆垛機的工藝流程、型鋼堆垛機平面示意圖的初步確定、主要機構的簡單結構設計、總體尺寸的確定、堆垛機驅動裝置的確定和控制系統(tǒng)的設計。
2.1 型鋼堆垛機的設計參數
⑴堆垛機堆垛的型鋼為：
20槽鋼，根據（GB 707—88）結構參數圖2-1：
圖2-1槽鋼參數
線密度為；型鋼長度為8～10m。
⑵堆垛速度約為4分鐘／捆；
⑶班垛能力為450～470噸/班；
⑷堆垛成捆的型鋼作到一頭齊，符合國家堆垛包括標準GB2101－89；
本型鋼堆垛機堆垛方式是槽鋼是6根/層，每層分為上下正反兩排如圖2-2，堆垛的型鋼型號為20槽鋼,定尺長度范圍8～10米。
圖2-2槽鋼堆垛方式
2)工藝參數
1)G=25.7777*10*3=773.31Kg
2）電磁鐵306*4=1224 Kg
3）電磁鐵邊距軸心L=1065
4）其它重為200Kg
4）傳遞的扭距 T=532.5*10*（773.31+1224+200）=11700.675N/m
2.2 堆垛機的工藝流程
軋制好的鋼材經單傳輥道輸送到型鋼堆垛機上，再由撥鋼機構將鋼材撥到移鋼機構的鏈條上，然后由移鋼機構將鋼材輸送到定位機構，中途有分組機構將鋼材分為3根一組，分好組的鋼材到定位機構后被精確的定位后，再由平移機構送至垛臺上，下一組分好組的鋼材被定位機構定位后，經由翻轉機構旋轉送至垛臺上，垛臺上的鋼材排成了形如圖2-2所示的排放形式。然后垛臺下降相應的高度，使下一輪堆垛的鋼材和這一次的高度相等。經過4次循環(huán)后，垛臺上的鋼材就排成了6根/層，共4層的形狀。然后由壓緊機構把鋼材壓緊，到此堆垛過程結束，再由垛臺輸送輥道將堆垛號的鋼材輸送出去。型鋼堆垛機按這個順序再進行下一輪的堆垛。
2.3 堆垛機平面示意圖
根據現(xiàn)場要求、堆垛機的工藝流程和其他同類設備初步確定型鋼堆垛機的結構分布如圖2—3所示。該型鋼堆垛機相當于簡單的流水生產線，槽鋼進入單傳輥道依次通過撥鋼機構、移鋼機構、分組機構、定位機構、平移機構（或翻轉機構）最后到垛臺升降機構及壓緊機構最后結束堆垛任務。
圖2-3 堆垛機結構分布圖
2.4 堆垛機的結構設計
根據上述工藝過程和圖2—3可得，該設備由以下主要機構組成：單傳輥道、撥鋼機構、移鋼機構、分組機構（槽鋼分組機構）、定位機構、平移機構、翻轉機構和垛臺升降機構及壓緊機構。
2.5 堆垛機總體尺寸
由現(xiàn)場的技術要求和同類設備可以初步確定堆垛機的總體尺寸約為： 長×寬×高。
2.6 傳動系統(tǒng)的選擇
傳動機構通常分為機械傳動、電器傳動和流體傳動。機械傳動是最初的傳動方式也是最重要的傳動方式之一，它是在電動機等動力源的驅動下通過一定的機械式傳動機構（齒輪機構、帶傳動和鏈傳動等）得到期望的運動參數。流體傳動是以流體為工作介質進行能量替換、傳遞和控制的傳動。它包括液體傳動和氣體傳動，液體傳動是以液體為工作介質的流體傳動，它包括液力傳動和液壓傳動。 其中機電傳動和液壓傳動是最常用的兩類傳動。電動機分為交流電動機和直流電動機兩大類，交流電動機又分為交流電動機和直流電動機兩類。在強電系統(tǒng)中三相交流異步電動機結構簡單，運行可靠，成本低廉等優(yōu)點，廣泛應用于工農業(yè)生產中。
電機拖動的根本任務，在于通過電機將電能轉換成生產機械所需要的機械能，使電能成為工業(yè)企業(yè)中的主要能源。這主要是由于電能的生產、變換、傳輸、分配、使用和控制都比較方便經濟。它適宜于大量生產、集中管理、遠距離傳輸和實現(xiàn)自動控制。因此，電機拖動已成為現(xiàn)代工業(yè)企業(yè)中廣泛采用的拖動方式。它具有許多其它拖動方式無法比擬的優(yōu)點，主要有：1.電機拖動比其它形式的拖動（蒸汽、水力等）效率高，而且電動機與被拖動的生產機械聯(lián)接簡便；2.電動機的種類和型號多，具有各種各樣的運行特性，可以滿足不同類型生產機械的要求；3.電機拖動具有良好的調速性能，其起動、制動、反向和調速等控制簡便，快速性好，易于實現(xiàn)完善的保護；4.電機拖動裝置參數的檢測，信號的變換與傳送都比較方便，易于組成完善的反饋控制系統(tǒng)，易于實現(xiàn)最優(yōu)控制；5.可以實行遠距離測量和控制，便于集中管理，便于實現(xiàn)局部生產白動化乃至整個生產過程自動化。 因此，電機拖動，特別是自動化的電機拖動，成了現(xiàn)代工業(yè)生產電氣化與自動化的基礎與核心。
液壓傳動的主要優(yōu)點有：1.液壓傳動的各種元件，可根據需要方便、靈活地來布置；2.操縱控制方便，可以實現(xiàn)大范圍的無級調速；3. 重量輕、體積小、運動慣性小、反應速度快；4.可自動實現(xiàn)過載保護；5.由于一般采用礦物油作為傳動介質，相對運動面可自行潤滑，使用壽命長；6.液壓元件都是標準化、系列化產品，可以直接從市場上購買，這有利于液壓系統(tǒng)的設計、制造和推廣應用；7.容易實現(xiàn)機器的自動化，當采用電液聯(lián)合控制后 ，不僅可以實現(xiàn)更高程度的自動控制過程，而且可以實現(xiàn)遙控。
考慮到以上各種傳動的特點各機構的傳動方式選擇如下：
由單傳輥道、撥鋼機構和移鋼機構的結構特點、運動特性和參考同類設備，該三部分均道選取三相交流異步電動機直接驅動。由于單傳輥道與撥鋼機構的交錯布置且傳動距離較長（約6m），其選擇分布式驅動，而撥鋼機構和移鋼機構之間平行布置并且驅動功率不太大，撥鋼機構需要頻繁啟動，因此選擇分別集中驅動。如圖2—3所示，撥鋼機構和移鋼機構的電動機分布方式，撥鋼機構是將電動機布置在一端，而移鋼機構是將電動機布置在兩根輸出軸的一端。撥鋼過程中撥抓只需克服單根槽鋼與滾筒之間的滑動摩擦，因此載荷較小需要傳遞的最大扭矩也較小，綜合考慮現(xiàn)場其他結構的布置情況將電動機布置在傳動軸的一端。移鋼機構在工作時，由于傳動距離較大(約6.4m)并且載荷較撥鋼大的多，軸較長，最大扭矩較大，因此將電動機布置在兩根軸的中間，這樣單根軸所承受的最大扭矩要小得多。
而分組、定位、平移和垛臺升降及壓緊動作較簡單（多為直線運動），且載荷不太大這里選擇液壓驅動。用液壓缸的伸縮來完成分組、定位、翻轉和垛臺升降及壓緊，用液壓馬達來實現(xiàn)平移。各種元件，可根據需要方便、靈活地來布置,不需要復雜的傳動系統(tǒng)。
翻轉機構的運動為軸的旋轉運動，它的動力系統(tǒng)的主要要求為低速可調，交流電動機不能滿足要求，直流電動機雖然有低速可調的性能，但是直流電動機價錢昂貴，也不能選取，液壓傳動的鮮明特點就是低速可調，所以我們最后選液壓傳動作為翻轉機構的動力源。
2.7 翻轉機構的基本設計
翻轉機構是將三根型鋼反扣到垛臺上。這是一個低速運行的機構。相對于整個系統(tǒng)來說，翻轉機構還要考慮時間因素。
2.7.1設計的基本要求
翻轉機構的電磁鐵要滿足能吸住3根鋼材所要求的磁力；軸要滿足翻轉臺自重和鋼材自重所產生的扭矩；齒輪要能承受傳遞扭矩所產生的力；液壓缸要能產生出機構所需要的力，并滿足相應的強度條件。
2.7.2 設計的基本思路
軸根據機構所需要的扭矩和型鋼的長度來確定軸的具體尺寸，并根據彎扭強度校核來校核軸。齒輪根據要傳遞的力來確定具體尺寸，并對齒輪進行彎曲強度校核和接觸強度校核。液壓缸根據所需要產生出的力來確定液壓缸的基本尺寸，從而選出液壓缸的型號，并對液壓缸的桿進行穩(wěn)定性和強度校核。翻轉機構的時間因素由PLC控制來調節(jié)處理。
2.8 升降機構的基本設計
升降機構是型鋼堆垛機最后堆垛的一個平臺。鋼材分為6根一層堆垛在垛臺上，然后垛臺下降一定的高度讓下一層的鋼材跟上一層的鋼材處于同一高度進行堆垛。他的基本組成有垛臺、升降液壓缸。
2.8.1 設計的基本要求
垛臺能承受24根鋼材的重量；液壓缸能承受24根鋼材和垛臺的自重所需要的力。
2.8.2 設計的基本思路
根據簡直梁的原理對垛臺進行彎曲強度校核。根據液壓缸所要求的力來計算液壓缸的具體尺寸，從而選出液壓缸的型號，并對液壓缸的桿進行穩(wěn)定性和強度校核。
第3章 翻轉機構
3.1翻轉機構液壓缸的設計
液壓缸是液壓傳動系統(tǒng)中的一種液壓執(zhí)行元件，它是將液壓能轉化為機械能做直線往復運動的能量轉化裝置。液壓缸的輸入量是液體的流量和壓力，輸出量是直線速度和力。
3.1.1液壓缸的類型
為滿足各種主機的不同用途，液壓缸有多種類型。
按照結構形式的不同可以分成有活塞缸，柱塞缸，擺動缸三大類型，活塞缸和柱塞缸實現(xiàn)往復直線運動，輸出速度和推力，擺動缸則實現(xiàn)的是往復擺動，輸出的是角速度（轉速）和轉矩。
按照作用方式不同可以分為單作用缸和雙作用缸。
另外，按照缸的特殊用途分，可以為串聯(lián)缸，增壓缸，增速缸，步進缸等等。
液壓缸的結構包括：缸體組件，活塞組件，密封裝置，緩沖裝置，排氣裝置。
液壓缸因用途要求的不同，有各種結構形式。而平移機構的液壓缸采用的是雙作用單活塞桿液壓缸如圖3.14所示：
圖3-1
3.1.2基本參數設計
3.1.2.1 液壓缸的受力分析
在（）軸所受的扭矩為最大時，（）軸的扭矩同時為最大，此時液壓缸的負載為最大。
根據仿形設計，取液壓缸桿距（）軸的距離為225mm。
則，由
由前面計算可得 ：
得：R=233992N
在工作過程中存在摩擦力，但是相對較小，可以忽略不計，為保證工作安全，最后我們取N
3.1.2.2已知液壓缸的設計相關數據
由翻轉機構的工作原理，我們選用雙作用單活塞桿的液壓缸，無桿腔由系統(tǒng)直接提供壓力，有桿腔的進油由液壓泵直接提供，回油直接通油箱。
3.1.2.3確定液壓缸的工作壓力
根據前面算出的力R=250000N。由《液壓與氣壓傳動》中表9.3查得工作壓力取 4 Mpa，同時根據表9.5，執(zhí)行原件的背壓估計值，取回油背壓為 3 Mpa。即：
為進口壓力， ；
為回油背壓， 。
3.1.2.4缸筒內徑D的計算
在確定時，必須保證液壓缸在系統(tǒng)所給定的工作壓力下，具有足夠的牽引力來驅動工作負荷。對于雙作用單活塞桿液壓缸，當活塞桿是以推力驅動工作負載時，即壓力油輸入無桿腔時，工作負載為：
（3-1）
推出：
(3-2)
式中：
——液壓缸的工作負載；
——活塞桿的最大推力；
——機械效率，考慮密封件的摩擦阻力損失，橡膠密封常??；
——工作壓力，一般情況下取系統(tǒng)的調定壓力；
——回油背壓， ；
——活塞桿直徑，
根據《液壓與氣壓傳動》表4-2 液壓缸工作壓力與活塞桿直徑查得 。
其中將已知相關的數據代入公式可得：
根據《液壓系統(tǒng)設計元器件選型手冊》表2-51，液壓缸內徑尺寸系列，最后取。
活塞桿的直徑d為 。
根據《液壓系統(tǒng)設計元器件選型手冊》表2-52，最后取桿的外徑為：。
3.1.2.5 液壓缸最大工作行程
機構運動簡圖如圖3-2所示：
圖3-2
翻轉電磁鐵在翻轉時，小齒輪旋轉，即轉過11個齒，對應的扇形齒輪也轉過11個齒，即扇形齒輪轉了，由于曲柄和扇形齒輪通過鍵固連接在一起，所以曲柄也轉了。活塞桿從初始位置開始轉過一定的角度，同時有一定的身長量，通過下圖的運動分析及幾何分析，我們可以算出活塞的行程。
其中，
幾何運動分析圖如圖所示：
圖
注：其中黑色粗實線組成的三角形表示系統(tǒng)的初始位置，即翻轉電磁鐵的位置，細實線組成的三角形表示系統(tǒng)的翻轉極限位置，即翻轉電磁鐵翻轉時的位置。
我們可以根據余旋定理計算出行程的大?。?
以上值為理論值，現(xiàn)實中我們選則的液壓缸的行程應略大于理論值，參考《液壓元件及選用》中表3.63 ZQ型重型冶金設備液壓缸的型號和技術參數得：我們選擇其行程為。
注：此處在進行行程計算的時候，由于活塞桿的轉動角度較小，我們對其進行了簡化處理，將圓心移至圖示的位置了，結果相差并不大，也不會影響我們最后的選擇。
3.1.2.6 缸筒長度L
缸筒長度由活塞最大行程，活塞長度、活塞桿導向長度H和特殊要求的其他長度確定（見圖3-4）
圖3-4
根據機械設計手冊中表11-170中查出缸內徑為160mm的液壓缸的缸體的外形尺寸為430+行程，由行程為90mm，得缸體的外形尺寸為520mm。
其中活塞長度；導向套長度；隔套長度。為了降低加工難度，一般液壓缸的缸筒長度不應大于內徑的20～30倍。
根據機械設計手冊（化學工業(yè)出版社出版）中表11-152油缸固定部分長度的參考尺寸得：
活塞的長度，??；
導向套動面長度，??；
隔套寬度。
3.1.2.7 液壓缸的選定
綜合以上計算分析可得:
由于該液壓缸為冶金設備用液壓缸，所以在冶金液壓缸設備標準液壓缸系列選取。
冶金設備標準液壓缸的特點：缸徑一般在40～320mm范圍內，工作壓力小于等于16Mpa可用液壓油機械系統(tǒng)耗損油和乳化液等工作介質，使用溫度范圍在-40～80℃。其安裝方式有法蘭、耳環(huán)、銷軸等多種形式，符合ISO6020/1—1981標準，另外還有腳架（底座）示。
冶金設備用標準液壓缸系列包括：①ZQ型重型冶金設備液壓缸②JB系列冶金備用液壓缸③YHG1型冶金設備液壓缸④JB系列液壓缸⑤UY系列液壓缸。
ZQ型液壓缸具有性能良好可靠性好等優(yōu)點；廣泛用于重型機械，冶金、礦山等行業(yè)。綜合型鋼堆垛機的工作要求我們選用ZQ型液壓缸。
根據機械設計手冊（化學工業(yè)出版社）中液壓缸型號的選用選出：液壓缸,其中：B表是油缸的安裝形式是擺動式的。
3.1.3液壓缸的結構設計與校核
3.1.3.1 缸筒壁厚的計算
查《液壓與氣壓傳動》教材可查出：當時，壁厚用公式來計算；當時，壁厚用公式來計算。
（一）假設缸筒壁厚與內徑之比小于，則壁厚按薄壁缸公式計算，即：
（3-3）
公式中：
P——液壓缸的最大工作壓力 ；
D——缸筒內徑；
——缸筒材料的許用應力，；
——缸筒材料的抗拉強度極限；
——安全系數，一般取；
缸筒選用材料為HT350，；即：，將以上數值帶入得：。
又考慮缸筒壁厚與內徑之比：。
符合我們的設計要求。
考慮安全因素，我們取安全系數n=1.3，得：，
最后我們取 。
（二）假設大于，壁厚按厚壁強度及公式計算：
（3-4）
因為小于與假設矛盾，所以此液壓缸為薄壁缸。
我們取
3.1.3.2 缸筒壁厚的校核
因為，由公式：
(3-5)
式中：
D——表示液壓缸的內徑；
——表示缸筒材料的許應應力， ，其中抗拉強度，為安全系數（一般）因為缸筒的材料為 Q235，查《機械設計手冊》可知道：該材料的；
——表示缸筒最高工作壓力（）。
綜合以上具體數據和式子可得：
所以液壓缸的壁厚符合設計要求。
3.1.3.3缸筒外徑的確定
(3-6)
3.1.3.4缸底厚度
因為設計時取平底液壓缸，缸底與缸筒采用螺紋連接，所以缸底內徑
。
(3-7)
式中：
——表示缸底內徑，
——表示缸底材料的許用應力，Mpa。
若選取，，
則，
考慮安全因素，我們取。
3.1.3.5 最小導向長度的確定
對單活塞液壓缸，一般： (3-8)
式中：
L——活塞的最大工作行程；
D：缸筒內徑。
代入數據得：，取。
3.1.4液壓缸的穩(wěn)定性和活塞桿的強度驗算
活塞桿受軸向壓力作用時，有可能產生彎曲當此軸向力達到臨界力時會出現(xiàn)壓桿不穩(wěn)定現(xiàn)象，臨界值的大小與活塞桿長度與直徑，以及缸的安裝方式等因素有關。只有當活塞桿的計算長度時，才進行活塞桿的縱向穩(wěn)定性計算。
計算估算活塞桿的長度：初步定液壓缸蓋的厚度為，則活塞桿的長度為：。
3.1.4.1液壓缸的穩(wěn)定驗算
根據材料力學概念：一根受壓的直桿，在其軸向負載P超過穩(wěn)定臨界力（或稱極限力）時,即失去原有直線狀態(tài)下的平衡而喪失穩(wěn)定,所以液壓缸的穩(wěn)定條件是：
(3-9)
式中 ：
P——活塞桿的軸向最大壓力 ；
——液壓缸的穩(wěn)定臨界力 ；
——穩(wěn)定性安全系數,一般取=2～6。
液壓缸的穩(wěn)定臨界力值與活塞桿和缸體的材料、長度、剛度及其兩端支承狀況等因素有關。一般在（d為活塞桿的直徑）大于10以后就要進行穩(wěn)定校驗。
由 。
則不需要進行穩(wěn)定性校核。
3.1.4.2活塞桿的強度校核
由，取，
得
(3-10)
所以活塞桿滿足穩(wěn)定條件。
3.2齒輪的設計
翻轉機構的齒輪是開式齒輪傳動，所以根據齒根彎曲疲勞強度作為設計準則，按齒面接觸疲勞強度進行校核。
3.2.1 選擇齒輪精度等級，材料，熱處理方式及齒數
對與低速輕載荷的齒輪，主要失效方式是齒面磨損，需有一定的機械性能，可選用中碳鋼或灰鑄鐵或球墨鑄鐵，這里為單件小批量生產，所以大小齒輪均為45號鋼，其中小齒輪為調質處理，硬度為250HBS，大扇形齒輪為正火，硬度為210HBS。
根據傳動比要求，這里的傳動比要求為i12=9，開式齒輪齒面易磨損，欲讓齒厚些，適當取大些模數，因此去少些齒數，初擬小齒輪數是Z1=22，則大齒輪數為Z2=198。選用精度等級為8級。
3.2.2齒輪的基本參數
3.2.2.1尺寬系數的選取
考慮為開式齒輪，且小齒輪為兩支承不做對稱分布，大小齒輪均為硬齒面時，齒寬系數應取表中偏下限值。由機械設計中表10-7，選定。
3.2.2.2 齒形系數及應力校正系數的選取
由機械設計表10-5中可查出齒形系數及應力校正系數，?。? ， 。
3.2.2.3 彎曲疲勞壽命系數的選取
由機械設計中圖10-18中可查出彎曲疲勞壽命系數，由應力循環(huán)次數N很小，所以取 。
3.2.2.4 彎曲疲勞強度極限的選取
由機械設計中圖10-20（c）中按齒面硬度查得小齒輪彎曲疲勞強度極限。 。
3.2.2.5 計算許用應力
取安全系數為，由計算公式計算得：
3.2.2.6確定載荷系數K
計算載荷系數K的公式：
由機械設計表得使用系數,
由機械設計圖得動載系數,
由機械設計表得齒間載荷分配系數,
由機械設計表，并結合小齒輪的齒寬系數和齒寬得齒向載荷分布系數 。
綜合各系數的值得出
3.2.2.7 計算齒輪的模數
(3-11)
式中：的單位式mm，的單位為N
代入數據得 。
根據機械原理表10-1圓柱齒輪標準模數系列表（GB/T1357—1987）中模數系列，我們選用m=8mm。
3.2.3小齒輪的基本尺寸計算
分度圓直徑： (3-12)
基圓直徑： (3-13)
齒全高： (3-14)
齒厚： (3-15)
這里的齒輪是標準齒輪，所以，，，均為標準值，其值為，，，。
3.2.4 輪齒所受的圓周力，徑向力，法向載荷的計算
由軸的安裝結構可知，小齒輪所承受的扭矩是兩個翻轉臺的扭矩，所以
則：
式中：
——小齒輪傳遞的轉矩，
——小齒輪的節(jié)圓直徑，對標準齒輪即為分度圓直徑，
——嚙合角，對標準齒輪，
3.2.5 齒根彎曲疲勞強度校核
分析：輪齒在受載時，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)，此時彎矩的力臂雖然最大，但力并不是最大，因此彎矩并不是最大。根據分析，齒根所受的最大彎矩發(fā)生在輪齒嚙合點位于單對齒嚙合區(qū)最高點時。因此，齒根彎曲強度也應該按載荷作用于單對齒嚙合區(qū)最高點來計算。以下便是對齒輪齒根的抗彎曲疲勞強度的校核過程。
由式（10－4）對小齒輪校核。
根據已知條件齒數，
查表得：，
代入數據得：
由前面的數據可知：。
即：
則小齒輪的設計滿足設計要求。
3.3 扇形齒輪的設計
扇形齒輪的設計準則同小齒輪的設計，都為開式齒輪傳動。所以也是按齒根彎曲疲勞強度進行計算，按齒面接觸疲勞強度進行校核。
3.3.1扇形齒輪的形狀設計
由液壓缸的設計，我們可知扇形齒輪只用轉動11個齒，我們取扇形齒輪的齒數為33個齒，分布角度為。
3.3.2 扇形齒輪的基本數據
3.3.2.1尺寬系數的選取
考慮為開式齒輪，且小齒輪為兩支承做對稱分布，大小齒輪均為硬齒面時，齒寬系數應取表中偏下限值。由機械設計中表10-7，選定。
3.3.2.2 齒形系數及應力校正系數的選取
由機械設計表10-5中可查出齒形系數及應力校正系數，最后取 ， 。
3.3.2.3 彎曲疲勞壽命系數的選取
由機械設計中圖10-18中可查出彎曲疲勞壽命系數，由應力循環(huán)次數N很小，所以取 。
3.3.2.4 彎曲疲勞強度極限的選取
由機械設計中圖10-20（c）中按齒面硬度查得扇形齒輪彎曲疲勞強度極限， 。
3.3.2.5 計算許用應力
取安全系數為，由計算公式計算得：
3.3.2.6確定載荷系數K
由載荷系數K的計算公式： (3-16)
由機械設計表得使用系數,
由機械設計圖得動載系數,
由機械設計表得齒間載荷分配系數,
由機械設計表，并結合小齒輪的齒寬系數和齒寬得齒向載荷分布系數 。
綜合各系數的值得出：
3.3.3 扇形齒輪的模數
扇形齒輪和小齒輪嚙合，所以扇形齒輪和小齒輪的模數是一樣的，取m=8mm。
3.3.4扇形齒輪的基本尺寸計算
分度圓： (3-17)
基圓直徑：mm (3-18)
齒全高： (3-19)
齒厚： (3-20)
分度圓中心距： (3-21)
這里的齒輪是標準齒輪，所以，，，均為標準值，其值為 m=8，，，。
3.3.5 齒根彎曲疲勞強度校核
分析：輪齒在受載時，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)，此時彎矩的力臂雖然最大，但力并不是最大，因此彎矩并不是最大。根據分析，齒根所受的最大彎矩發(fā)生在輪齒嚙合點位于單對齒嚙合區(qū)最高點時。因此，齒根彎曲強度也應該按載荷作用于單對齒嚙合區(qū)最高點來計算。以下便是對齒輪齒根的抗彎曲疲勞強度的校核過程。
由機械設計式（10-4）：對此齒輪進行校核，由已知齒輪齒數 ，查表，得出齒形系數及應力校正系數分別為：，。
扇形齒輪的受力和小齒輪受力的大小是一樣的。
則 。
代入數據得：
所以。
即扇形齒輪的設計符合設計要求。
3.3.6 齒輪接觸強度校核
可以由機械設計式校核接觸強度：
(3-22)
式中：
——嚙合齒面上嚙合點的綜合曲率半徑，
——彈性影響系數，。
對于標準齒輪，節(jié)圓就是分度圓，得
(3-23)
(3-24)
節(jié)點嚙合的綜合曲率： (3-25)
代入數據得：
得
查機械設計表得彈性影響系數
查機械設計圖10-21（d）得齒輪的接觸疲勞強度極限
取
代入數據得：
由
所以扇形齒輪和小齒輪的齒根彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度均滿足強度要求。
3.4（Ⅰ）軸的設計
根據翻轉機構的結構設計，該機構一共有4根軸，位于兩邊的軸的扭矩最大為中間兩軸的兩倍，屬于重要的軸，所以在此設計位于兩邊的軸。
3.4.1（Ⅰ）軸的結構工藝性
在設計軸的結構時，應盡可能使軸的形式簡單，并有良好堵塞加工和裝配工藝性能，以減少勞動量，提高勞動生產率和降低應力集中。
設計時應考慮以下幾點：
1.在保證零件都能裝配到應有位置時，軸的臺階數越少越好，相鄰兩段的過度臺階應滿足軸肩的要求。
2.軸的臺階應能保證讓零件通過和順利裝拆及可靠定位。
3.軸端、軸頭、軸徑的端部都應有倒角，當軸上需開橫孔時，孔端也應有倒角，一般用。
4.結構尺寸，直徑、圓半徑、倒角、鍵槽等尺寸應符合標準和規(guī)定。
5.同一軸上各鍵槽、圓周半徑、倒角、中心孔等尺寸應盡量取同樣尺寸。
必要時可以設置砂輪越程槽和退刀槽，以便于磨削加工或切制螺紋。
3.4.2（Ⅰ）軸的材料
根據工作要求可知此軸為傳動軸。
軸的材料主要是碳綱和合金鋼。鋼軸的毛坯多數用軋制圓鋼和鍛件，有的則直接用圓鋼。
由于碳鋼比合金鋼價廉，對應力集中的敏感性較底，同時也可以用熱處理或化學處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞強度，故用碳鋼制造軸優(yōu)先考慮，其中最常用的是45鋼。
合金鋼比碳鋼具有更高的力學性能和更好的淬火性能，但價格比較貴。因此傳遞大動力，并要求減少尺寸與重量，提高軸頸的耐磨性，以及處于高溫或低溫下的軸，常采用合金鋼。
必須指出：在一般工作溫度下（低于）時，各種碳鋼和合金鋼的彈性模量相差不多，因此在選擇鋼的種類和確定鋼的熱處理方法時，根據的是強度與耐磨性，而不是軸的彎矩或扭矩剛度。
但也應當注意，在即定條件下，有時也可以選擇強度較低的鋼材，而用適當增大軸的截面面積的方法來提高軸的剛度。
根據以上可以選軸的材料選為45鋼。
3.4.3小齒輪軸上的受力
前面我們已經求出作用在小齒輪上的力，同時這些力也作用在小齒輪軸上。
即：
3.4.4 計算軸的最小直徑
我們是按扭轉強度條件來計算軸的最小直徑，這種方法只按軸的扭矩來計算軸的強度：如果還受不大的彎矩時，則用降低需用扭轉切應力的方法予以考慮。在做軸的結構設計時，通常用這種方法來初步估算軸的直徑。對于不大重要的軸，也可作為最后的計算結果。軸的扭轉強度條件為：
(3-26)
式中：
——扭轉切應力，；
——軸所受的扭矩，；
——軸的抗扭截面系數，；
——許用扭轉切應力，。
查《機械設計》表15-3 軸常用幾種材料的及值，得45號鋼的。
由軸的工作情況可知，安裝齒輪的軸所受的扭矩最大，其大小為：。
軸的抗扭截面系數為： (3-27)
由以上的公式得： (3-28)
代入數據得：
考慮軸上要安裝鍵，為安全起見，我們取：
軸的最小直徑顯然在軸端安裝軸承處，為了使所選的軸直與軸承的孔徑相對應，故需同時選取軸承型號。查機械零件設計手冊，由GB297-84，單列圓錐滾子軸承選取7622E。
3.4.5 確定軸的各段尺寸和長度
1.第一段用于安裝軸承和小齒輪，由上面的計算得出該端軸的直徑為110mm，由小齒輪寬200mm，查機械零件設計手冊得軸承的寬度為51.5mm，同時查出軸承擋圈和軸承端蓋的長度，總計為37mm，最后取該段軸的總長為337mm。
2.第二段只是在該段軸的右端安置一個軸承，同時配合型鋼的長度要求，我們取該段軸的長為997mm，由于軸的定位肩的高度h一般取為（0.07～0.1）d，取軸的直徑為130mm。同時我們將與軸配合的軸承選取出來，查機械零件設計手冊，得出軸承選用27326E。
3.第三段用于安裝翻轉臺，長度取814mm，直徑取140mm。
4.第四段用于安裝聯(lián)軸器，取直徑為130mm，長度的選取根據后面的聯(lián)軸器的選取得出為212mm。
3.4.6聯(lián)軸器的選擇
由于機器啟動時的動載荷和運轉中可能出現(xiàn)的過載現(xiàn)象，所以應當按軸上的最大轉矩作為計算轉矩，計算公式為：
(3-29)
式中：
——公稱轉矩，
——工作情況系數。
選取工況系數為，由軸上的轉矩為
得
查機械設計手冊（GB4323-2002）選取LT12型聯(lián)軸器，該聯(lián)軸器的公稱轉矩 。從而，滿足設計要求。
又因為LT12型聯(lián)軸器的軸徑長為212mm，所以前面我們取第四段軸的長度為212mm。
3.4.7軸上零件的軸向定位
齒輪，半連軸器的周向定位均采用平鍵連接。由第一段的軸的直徑為110mm，由于鍵長不宜超過（1.6～1.8）d，所以取。查《機械設計》表6—1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，選取齒輪輪彀與軸的配合為。半連軸器選用平鍵為，半連軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的軸向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。
3.4.8確定軸上的圓角和倒角的尺寸
根據《機械設計》表15-2中零件倒角c與圓角半徑R的推薦值選出端倒角：，圓角為：。
3.4.9確定軸上的載荷
軸上的受力如圖所示：
由前面計算得：，
。
翻轉臺的總重：G=5492N。
各段的長度如圖所示。
3.4.9.1 求垂直面的受力
以a點為圓心取矩得：
(3-30)
求得：。
又由 得：
(3-31)
求得:
3.4.9.2求垂直面上的力
以a 點為圓心取矩得：
(3-32)
求得：
又由得：
(3-33)
得：。
3.4.9.3 軸的彎矩與扭矩圖
垂直面：
圖中：
(3-34)
(3-35)
水平面：
圖中：
。 (3-36)
總彎矩為：
(3-37)
總彎矩圖：
軸的扭矩圖為：
由總彎矩和扭矩圖可知，軸上最危險的截面是a 面。
3.4.9.4 彎扭合成應力校核軸的強度
這里只校核危險截面a 的強度，根據《機械設計》以及上表中的數據，我們取。
計算軸的a 點出的抗彎截面系數：
(3-38)
則，軸的計算應力：
(3-39)
由于前面已經選定軸的材料為45號鋼，調制處理。查表《機械設計》表15-1許用彎曲應力MPa。
因此
故 設計符合要求。
3.5（Ⅱ）軸的設計
3.5.1 軸的結構工藝性
該軸的結構工藝性同翻轉機構的（Ⅰ）軸設計相同，在此不再贅述。
3.5.2軸的材料
該軸的材料同翻轉機構的（Ⅰ）軸設計相同，具體說明見翻轉機構（Ⅰ）軸的設計。
于是軸的材料選為45鋼。
3.5.3計算Ⅱ軸的轉矩
由前面計算齒輪的時候已經知道，兩齒輪的傳動比為，由,即：。由，得：
3.5.4大扇形齒輪軸上的受力
前面我們已經求出作用在小齒輪上的力，大扇形齒輪的受力和小齒輪的受力是大小相等，方向相反。同時大扇形齒輪上的受力作用在Ⅱ軸上。即
3.5.5計算軸的最小直徑
我們是按扭轉強度條件來計算軸的最小直徑，這種方法只按軸的扭矩來計算軸的強度：如果還受不大的彎矩時，則用降低需用扭轉切應力的方法予以考慮。在做軸的結構設計時，通常用這種方法來初步估算軸的直徑。對于不大重要的軸，也可作為最后的計算結果。軸的扭轉強度條件為：
(3-40)
式中：
——扭轉切應力，；
——軸所受的扭矩，；
——軸的抗扭截面系數，；
——許用扭轉切應力，。
查《機械設計》表15-3 軸常用幾種材料的及值，得45號鋼的。
由軸的工作情況可知，安裝齒輪的軸所受的扭矩最大，其大小為：。
軸的抗扭截面系數為： (3-41)
由以上的公式得：
代入數據得：
考慮軸上要安裝鍵，為安全起見，
我們?。篸=200mm
3.5.6確定軸的各段尺寸和長度
1.第一段用于安裝曲柄，由曲柄的寬為157mm，曲柄外的軸端倒角為3mm，前面計算得知該段軸的直徑為200mm。最后取該段軸的總長為160mm。
2.第二段用于安裝軸承，由于軸的定位肩的高度一般取為，取軸的直徑為220mm。同時我們將與軸配合的軸承選取出來，查機械零件設計手冊，由GB297-84查得圓錐滾子軸承選用7534E，同時查出該軸承的寬度為，軸承端蓋的長度為和軸肩擋圈的長度為，擋圈要突出兩端的軸肩各，最后我們取第二端長為。
3.第三段用于安裝齒輪，軸徑為200，齒輪的寬為。由第二段的擋圈突出，軸肩擋圈長為，同時軸肩擋圈在左端突出。最后該段的長度取為。
4.第四段用于安裝軸承，取軸的直徑為180mm，查機械零件設計手冊，由圓錐滾子軸承取，同時查得該軸承的寬為，由第三段的擋圈突出，軸端的倒角取，最后取該段軸長為。
3.5.7軸上零件的軸向定位
齒輪，曲柄的周向定位均采用平鍵連接。由第一段的軸的直徑為200mm，由于鍵長不宜超過，所以取l=140mm。查《機械設計》表6—1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，選取曲柄與軸的配合為。齒輪安裝同樣是用平鍵連接，取該段的鍵長為，查《機械設計》表6—1查得平鍵截面，加工通曲柄處的鍵一樣。滾動軸承與軸的軸向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。
3.5.8確定軸上的圓角和倒角的尺寸
根據《機械設計》表15-2中零件倒角c與圓角半徑R的推薦值選出軸端倒角：，圓角為：。
3.5.9確定軸上的載荷
軸上的受力如圖所示：
由前面計算得：，
。
在計算液壓缸時，我們已經算出F=250000N。
各段的長度如圖所示。
3.5.9.1 求垂直面的受力
其受力圖為：
以b點為圓心取矩得：
(3-42)
求得：。
又由 得：
(3-43)
求得。
3.5.9.2求水平面上的力
受力圖為：
以 b 點為圓心取矩得：
(3-44)
求得：，
又由得：
(3-45)
得：。
3.5.9.3 軸的彎矩與扭矩圖
垂直面：
圖中：
(3-46)
(3-47)水平面：
圖中：
(3-48)總彎矩為：
(3-49)
(3-50)總彎矩圖：
軸的扭矩圖為：
由總彎矩和扭矩圖可知，軸上最危險的截面是b 面。
3.5.9.4 彎扭合成應力校核軸的強度
這里只校核危險截面b 的強度，根據《機械設計》以及上表中的數據，我們取。
計算軸的b點出的抗彎截面系數：
(3-51)
則，軸的計算應力：
(3-52)
由于前面已經選定軸的材料為45號鋼，調制處理。查表《機械設計》表15-1許用彎曲應力MPa。
因此
故 設計符合要求。
3.5.10平鍵的校核
曲柄和軸的連接方式時平鍵連接，在整個機構的設計中此處鍵的要求最高，屬于最危險的鍵。
平鍵連接的強度校核：
鍵的主要失效形式是工作面被壓潰。除非有嚴重過載，一般不會出現(xiàn)鍵的剪短。因此，通常只按工作面上的擠壓應力進行強度校核計算。
假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，普通平鍵連接的強度條件為：
(3-53)
式中：
：傳遞的轉矩，；
：鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，，此處為鍵的高度，；
：鍵的工作長度，，圓頭平鍵，平頭平鍵，這里為鍵的公稱長度，；為鍵的寬度，；
：軸的直徑，；
：鍵，軸，輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力，。
代入數據計算得：
根據《機械設計》表6-2 鍵連接的許用擠壓應力，查出。
可知：
則，該鍵符合設計要求。
經校核，該機構其它的鍵也符合設計要求。
第4章 經濟性分析
當今的世界是科學技術迅速發(fā)展的世界，第一次、第二次工業(yè)工業(yè)革命的相繼爆發(fā)使世界的各個行業(yè)都得到了飛速的發(fā)展。機械和電子相結合的機械電子工業(yè)尤為突出，在后來人們把一個國家機械工業(yè)的發(fā)展程度當作衡量一個國家現(xiàn)代化建設水平的主要標志。這種說法是有一定的道理的，因為工業(yè)、農業(yè)、國防和科學技術的現(xiàn)代化程度，都會通過機械工業(yè)的發(fā)展程度反映出來。人們所以要廣泛的使用機器，是由于機器既能夠承擔人力所不能或不便進行的工作，又能較人工生產改進產品質量，特別是能夠大大提高勞動生產率和改善勞動條件。同時，不論是集中進行大量生產還是迅速完成多品種、小批量生產，都只有使用機器才便于實現(xiàn)產品的標準化、系列化和通用化，尤其是便于實現(xiàn)高度的機械化、電氣化和自動化。因此，機械工業(yè)肩負著為國民經濟各個部門提供技術裝備和促進技術改造的重要任務，在現(xiàn)代化的進程中起著主導和決定性的作用。所以通過大量設備制造和廣泛使用各種各樣先進的機器，就能大大加強促進國民經濟發(fā)展的力度，加速我國的社會主義現(xiàn)代化建設。
第5章 結論
型鋼堆垛機是軋鋼工廠眾多生產平臺中的最后一個生產平臺。如果堆垛型鋼的效率低，將直接影響到整個軋鋼工廠的生產的效率，簡單的說假設一個軋鋼工廠每天能軋鋼百噸，可打捆的輸送鋼僅是1噸，可以想象這個軋鋼工廠的效益是怎么樣的。在該設計中針對20槽鋼詳細的闡述了型鋼堆垛機的總體設計、撥鋼機構的結構設計和整個型鋼堆垛機的PLC自動控制系統(tǒng)的設計。
該設計是針對過去人工堆垛和繼電器控制型鋼堆垛機的生產效率低、堆垛質量差和生產成本高等缺點，以及型鋼堆垛機手動控制中各部分聯(lián)接情況差等缺點而進行的設計。首先，利用型鋼堆垛機完成成型鋼材的堆垛打捆，對