大型H钢翻转提升机机械部分设计.doc

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1、河南工程学院毕业设计 摘 要本文阐述了大型H钢翻转提升机构的设计，设计只讲解了机械结构设计。机械结构部分采用了链式翻转、液压提升的结构组合。包括传动系统设计、翻转机构的具体设计、液压缸的设计等。关键词： H钢 翻转机构 提升机构AbstractThis text elaborated the large H steel inside out promote the design of the mrvhsnidm, the design included the machine structure design and the system design two fractions of con

2、trol.The machine structure fraction adopted the type of chain inside out, the structure assemble that liquid presses to promote.The concrete design, liquid that designs the contents to include the drive system design, inside out mrvhsnidm presses design etc. of the urn.Control the system adopts the

3、liquid to press and the mode of the machine electrical twinning, make use of the liquid to press to control the system to promote, inside out operation of the machine electric control system.For the sake of the step - down cost of the system, control what system adoption is a relay control but is no

4、t now than popular of control of PLC.Keyword: H steel Inside out mrvhsnidm Promote the mrvhsnidm目 录第一章 绪论1 第一节 课题来源及研究的目的和意义1 第二节 同类设备目前的发展状况1第二章 系统总体设计2 第一节 初始参数的拟订2 第二节 机构的选择及各部分采用形式的确定2 第三节 H钢翻转过程分析5 第四节 大型H钢翻转提升机的布置6第三章 传动系统零件的选择及设计8 第一节 电动机的选择8 第二节 带传动设计及计算9第四章 翻转和提升装置零件设计15 第一节 链条的选择及链轮的设计计算15

5、 第二节 轴的结构设计19 第三节 液压缸的设计及计算23结 论31致谢32参考文献3333第一章 绪论第一节 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。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

6、型H钢翻转提升机就是应用在这种场合下的设备。第二节 同类设备目前的发展状况对于翻转机构，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180°)、4点（每隔90°）、8点（每隔45°）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203000Kg之间。提升机构主

7、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。在这里就不在做详细的阐述。第二章 系统总体设计第一节 初始参数的拟订翻转的H钢最大尺寸为：高1200mm、宽600mm、长18000mm，可承受的最大载荷为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。第二节 机构的选择及各部分采用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

8、。一、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置机构。最为常见的有框架式、头尾架式、链式、环式、推举式等翻转机构。它们的使用场合见下表。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

9、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。（一）链式翻转机构链式翻转机构结构形式如下图图2-1链式翻转机构由图可知，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。（二）环式翻转机构环式翻转机构结构形式如下图图 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。（三）推举式翻转机构推举式翻转机构结构如下图图2-3推举式翻转机构推举式翻转机构结构也比较简单

10、，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90°，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、

11、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。二、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

12、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

13、力，即可保证液压缸的同步动作，也可以减少空间的使用。第三节 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

14、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。图2-5 H钢翻转过程简图第四节 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。第三章 传动系统零件的选择及

15、设计第一节 电动机的选择翻转部分的结构简图如下图图3-1翻转结构简图设计链速为0.5m/s，单个翻转架承受重力为50000N。受力分析如图图3-2链条受力水平分力 F=F·cos=34295×cos52°=23477NP=Fv=34295×0.5=17147.5W=1.72475KWP电= 式中：链链条传动效率， 取链=90%皮皮带传动效率， 取皮=80%根据机械设计手册第5卷，表22-1-82选取电动机YZ160L-8，转速705r/min，额定功率7.5KW。 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

16、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。第二节 带传动设计及计算一、皮带传动的计算原始设计资料：传递的功率P=2.3KW，窄V带传动，每天工作小于10小时，重载启动且有载荷冲击。（一）确定计算功率 =KAP （3-1）式中：计算功率KA工作情况系数。查机械设计手册第3卷 表13-1-16得KA=1.4P传递的额定功率=1.4×2.3=3.22KW（二）选择带型根据小带轮转速=705r/min，=3.22KW，由机械设计手册第3卷图13-1-2选用窄V带SPZ。（三）确定带轮的基准直径1.初选小带轮基准直径根据V带截形，参考机械设计手册第3卷 表13-1-11选取=

17、63mm，则=67mm。2.计算带速 （3-2）式中：主动轮的圆周速度 主动轮的转速3.计算从动轮基准直径设计传动比i=1：5 根据机械设计手册第3卷 表13-1-11圆整到=315mm，=319mm。（四）确定中心距a和带的基准长度初定中心距 (3-3) 0.7×(63+315)< <2×(63+315) 264.6< <756 初选=550mm。基准长度 (3-4) = =1622.212mm根据机械设计手册第3卷 表13-1-6选取=1600mm。 (3-5)考虑安装调整和补偿预紧力的需要，中心距的变动范围为：（五）验算主动轮上的包角根据对包角

18、的要求，应保证： (3-6)包角满足要求。（六）确定带的根数 （3-7）式中：包角系数 长度系数 单根V带的基本额定功率根据机械设计手册第3卷 表13-1-21查得=0.92，表13-1-22查得 =1.16，表13-1-19查得=0.68。取z=5根（七）确定带的预紧力 （3-8）式中：mV带单位长度质量 v带速 z带的根数包角系数 计算功率查机械设计手册第3卷 表13-1-23得m=0.07kg/m。（八）计算传动作用在轴上的力 （3-9）式中：z 带的根数 单根带的预紧力 主动轮上的包角二 V带轮设计及计算根据V带轮的转速和功率，V带轮采用材料HT150铸造（一）小带轮设计计算由于小带轮

19、的基准直径2.5d，所以小带轮采用实心式，结构形式如图3-3：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3258=(1.82)d6367B64B=2f+4eL83L=(1.52)d36°式中：f 第一槽对称面至端面距离 e 槽间距（二）大带轮设计大带轮采用孔板式，结构形式如图3-3：图3-3 大带轮结构表3-2 大带轮结构参数参数数值（mm）计算公式4590=(1.82) 315319B64B=2f+4eL64B<1.5d时，L=B11(1/71/4)B259174.5=0.5(+)50=(0.20.3)( -)36°式中：f 第一槽对称面至

20、端面距离e 槽间距三 皮带传动的张紧由于V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。图3-4 摆架式张紧装置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3-4。当要调节带的预紧力时只要调整电动机下方的螺母即可。第四章 翻转和提升装置零件设计第一节 链条的选择及链轮的设计计算一、链条的选择（一）链条的选择根据第2章链条的受力分析可知，链条工

21、作时拉力为39.984KN。由机械设计手册第2卷 表8-1-73选择LH0866型板式起重链条。基本参数如下：公称节距P 12.7mm板数组合 6×6极限拉伸载荷Q 66.7KN（二）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=6200mm（三）确定链条的节数 （4-1）取Lp=490节式中：链条的节数L 链条的长度P 链条的节距二、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P12.7根据机械设计手

22、册表8-1-73查得配用链条的滚子外径d5.12配用链条的排距6.25=3b0分度圆直径d68齿数z17 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h11.5轮毂长度l36轮毂直径58齿宽3.7表中：v设计链速n链轮转速k常数 50d100时 k=4.8链板厚度 见机械设计手册第2卷 表8-1-73 LH0866型b0=2.08mm三、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。滑轮的结构形式见下图：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d80轮槽直

23、径140轮缘直径160轮缘间宽b30滑轮宽B50表中：P链条节距 P=12.7mmb链条销轴长度 b=27.99mm链条通道高度=12.32mm链条销轴直径 =5.09mm四、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。第二节 轴的结构设计一、轴的设计及计算系统中有主动轴一根，空场链轮轴一根、滑轮轴一根及电动机采用摆架式张紧安装时使用的销轴一根。现仅对主动轴做精确的设计计算。（一）求输出轴

24、上的功率P轴、转速n和转矩T链条的传动效率为=0.98则 P轴=1.9992/0.98=2.04KW（二）求作用在链轮上的力由第2章链条的受力分析可知=25000N =23477N（三）初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计手册第2卷 表6-1-19取A0=112于是得 （4-2）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。（四）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（1）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， =50mm。（2）初选滚动轴承。因轴承

25、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 =50mm，选用深沟球轴承6410，其尺寸为d×D×B=50×110×31。考虑到-处端盖的厚度及轴的伸出长度，取-处长51mm。（3）处右侧制出一轴肩=55mm，-长550mm。=50mm，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。查机械设计手册第2卷表5-3-18，链轮与轴的定位选用键b×h×l=10×8×28。皮带轮与轴的定位选用键

26、b×h×l=14×9×50。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m6。4.确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角2×45°，各轴肩处的圆角半径为。（五）求轴上的载荷根据轴的结构简图作出轴的计算简图、弯矩图和扭矩图。图4-5 轴的载荷分布从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出B处是危险截面。现将计算出截面B处的MH、MV及M的值列于下表：表4-3 截面B处的载荷计算载荷水平面H垂直面V支反力=21608N =2409N=22435N =2565N弯矩MM

27、H=1385NmMV=1475Nm总弯矩扭矩TT=138（六）按弯扭合成应力校核轴的强度现只校核轴的危险截面B处的强度 （4-3）式中：d轴的直径M轴所受的弯矩T轴所受的扭矩校正系数，双向旋转=1-1p 轴的许用弯曲应力查机械设计手册第2卷 表6-1-1取-1p =207MPa危险截面B处轴的强度满足要求第三节 液压缸的设计及计算一、液压缸的结构设计液压缸的种类有：单作用液压缸、双作用液压缸、组合液压缸。其中单作用液压缸又分为拄塞式液压缸、单活塞杆液压缸、伸缩液压缸等。柱塞式液压缸结构：它是一种单作用式液压缸靠液压力只能实现一个方向的运动,柱塞回程要靠其 它外力或柱塞的自重;柱塞只靠缸套支承而

28、不与缸套接触,这样缸套极易加工,故适于做长行程液压缸;工作时柱塞总受压,因而它必须有足够的刚度;柱塞重量往往较大,水平放置时容易因自重而下垂,造成密封件和导向单边磨损,故其垂直使用更有利.单活塞杆液压缸的活塞仅单向液压驱动，返回行程是利用自重或负载将活塞推回。双活塞杆液压缸的活塞的两侧均装有活塞杆，但只向活塞一侧供给压力油，返回行程通常利用弹簧力，重力或外力。伸缩液压缸是以短缸获得行程，用压力油从小到大逐节排出，靠外力由大到小、逐节缩回；双作用液压缸又分为单活塞杆液压缸、双活塞杆液压缸、伸缩液压缸。单活塞杆液压缸的单边有活塞杆，双向液压驱动，两向推力和速度不等。双活塞杆液压缸双边有活塞杆，双向

29、驱动，可实现等速往复运动。伸缩式液压缸具有二级或多级活塞，伸缩式液压缸中活塞伸出的顺序式从大到小,而空载缩回的顺序则一般是从小到大.伸缩缸可实现较长的行程,而缩回时长度较短,结构较为紧凑.此种液压缸常用于工程机械和农业机械上.摆动式液压缸是输出扭矩并实现往复运动的执行元件,也称摆动式液压马达.有单叶片和双叶片两种形式.图中定子块固定在缸体上,而叶片和转子连接在一起.根据进油方向, 叶片将 带动转 子作往 复摆动.；组合液压缸又分为弹簧复位液压缸、串联液压缸、增压缸、齿条传动液压缸。弹簧复位液压缸是单向液压驱动，由弹簧里复位。串联液压缸用于缸的直径受限制，而长度不受限制处，可获得大得推力。增压缸

30、是由大小油缸串联组成，由低压大缸驱动，使小刚获得高压。齿条传动液压缸的活塞往复运动，经齿条传动使与之啮合的齿轮获得双向回转运动。液压缸的五个部件是1-缸筒和缸盖2-活塞和活塞杆3-密封装置4-缓冲装置5-排气装置，压缸的工作原理是：每种缸的工作原来几乎都是相似的,我就拿一个手动千斤顶来说它的工作原来吧,千斤顶其实也就是个最简单的油缸了.通过手动增压秆(液压手动泵)使液压油经过一个单项阀进入油缸,这时进入油缸的液压油因为单项阀的原因不能再倒退回来,逼迫缸杆向上,然后在做工继续使液压油不断进入液压缸,就这样不断上上升,要降的时候就打开液压阀,使液压油回到油箱.这个是最简单的工作原来了,其他的都在这

31、个基础上改进的。油缸和气缸的优缺点：由于气动系统使用压力一般在0.2-1.0Mpa范围,因此气缸是不能做大功率的动力元件.液压缸就可以做比较大的功率的元件,使用液压系统；从介质讲空气是可以用之不竭的,没有费用和供应上的困难,将用过的气体直接排入大气,处理方便,不会污染.液压油则相反了,呵呵；空气黏度小,阻力就小于液压油；但空气的压缩率远大于液压油所以它的工作平稳性和响应方面就差好多了（一）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L=800mm提升速度0.08m/s（二）初步设计液压缸为双作用单活塞杆液压缸，此液压缸的双边都有

32、活塞竿，双向液压驱动，可实现等速往复运动。根据负载大小和液压缸的工作压力确定活塞的有效工作面积，再根据液压缸的不同结构形式计算出缸筒的内径。图4-6 液压缸结构形式（三）选择液压缸的工作压力为2.5Mpa（根据机械设计手册第4卷GB/T7938-1987选取）。1.计算液压缸的牵引力FF=+ （4-7）一般取=（0.010.1） =0.1×17500=1750N= （4-8）式中：G 运动部件的总重力g 重力加速度v 启动、制动时的速度变化量t 启动、制动时所需的时间 t=（0.010.5）S=1429N=0F=17500+1750+1429+0=20679N2.计算液压缸内径、活塞

33、直径 D=0.105m=105mm （4-9）根据机械设计手册第4卷 表17-6-2选择D为125mm3.活塞杆直径在受压时 P5MP情况下：d取（0.50.55）Dd=125×0.5=62.5mm根据机械设计手册第4卷 表17-6-2选取d=63mm（四）缸筒长度L以及其它部位尺寸图4-7 液压缸结构最小导向长度：H+=+=102.5mm （4-10）取H=103mm活塞宽度B=（0.61.0）D ，取B=0.8×125=100mm导向套滑动面长度A ，当D80mm时 A=（0.61.0）d取A=0.6×62.5=37.5mm隔套C=H0.5（A+B）=103-

34、0.5（100+37.5）=34.25 mm取C=35mm（五）缸筒壁厚及其验算1.根据机械设计手册第4卷 表17-6-9选取缸筒外径为146mm。=（146-125）=10.1mm2.壁厚校核=0.081mm=0.08 0.3 可用下列公式校核 （4-11）式中：缸筒内最高工作压力=1.5×2.5=3.75MPa 缸筒材料的许用应力，= /n，为材料的抗拉强度，n为材料的安全系数 n=3.55缸筒材料选为35号缸，b=540MPa n取4=540/4=135MPa=0.0017m=1.7mm1.7mm 壁厚强度合格（六）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

35、缸底连接方式0.433D2 （4-12）式中：D2计算厚度处直径，取=105mm0.433×105×=6.2mm焊缝应力计算公式为：=MPa （4-13）式中：F缸内最大推力缸筒外径焊缝直径焊接效率 取=0.7焊条材料的抗拉强度n安全系数 取n=4=13MPaMPa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：=N/mm2 （4-14） 螺纹处剪应力：= N/mm2 （4-15）式中：F缸筒端部受最大推力D缸筒内径螺纹外径螺纹底径K拧紧螺纹的系数，不变载荷取K=1.251.5螺纹连接的摩擦因数，=0.070.2,平均取K1=0.12螺纹使

36、用M140×4普通螺纹，查机械设计手册第2卷 表5-1-3得=135.670mm=12.45N/mm2=4.2 N/mm2合成应力=14.42 N/mm2许用应力：= （4-16）式中：缸筒材料的屈服极限 35缸为320MPa安全系数 取=1.22.5=320/2=160MPa 螺纹强度满足要求(七)活塞杆稳定性计算当活塞杆受轴向压缩负载时有压杆稳定性问题，即压缩力F超过某一临界值时活塞杆就会失去稳定性。活塞杆稳定性按下式进行校核      式中，安全系数，一般取=24。    当活塞

37、杆的细长比时，     当活塞杆的细长比，且时， 式中，l安装长度 活塞杆截面最小回转半径，；     柔性系数 系数， E活塞杆材料的弹性模量，钢材：；      J活塞杆横截面惯性矩；      A活塞杆横截面积；      f由材料强度决定的试验值1.活塞杆强度校核=MPa （4-17）式中：F活塞杆的作用力d活塞杆的直径

38、材料的许用应力 35钢为135MPa=6.5MPa 活塞杆强度足够2.活塞杆弯曲稳定性校核液压缸采用脚架方式两端固定，则LB=900mm由于活塞杆受力F完全在轴线上，所以按下式验证F （4-18）式中：活塞杆弯曲失稳临界压缩力安全系数，通常取3.56 （4-19）式中：实际弹性模数，取=1. 80×105MPaK液压缸安装导向系数，查机械设计手册第4卷 表17-6-17得K=2I活塞杆截面惯性矩F=20143N9.4×104N 活塞杆有足够的弯曲稳定性。结 论现目前大型H钢的需求量在不断的提升，这也需要大量的大型H钢，但是大型H钢体积大、重量重，人工很难对其进行翻转，这就大

39、大的影响了生产效率，于是需要专用的设备来进行对其翻转，以便提高加工效率，于是就需设计这样的一个翻转机构。综合而言，通过这一次的毕业设计，在确定设计题目，经过资料的收集、方案的比较选择和论证，到分析计算，再到工程图纸的绘制以及毕业设计论文的撰写等各个环节，我对大学三年所学的知识有了一个更整体的更深层次的理解和运用，同时对专业的理解更加深刻和准确。因此，通过毕业设计实现了预期目标。也学习到很多有益与我们的东西。 致 谢我感谢我的指导老师耿向前在设计期间的关心和指导。耿老师学识渊博、待人和善、治学严谨。尤其是他对工作的态度是一丝不苟、实事求是的态度，脚踏实地的工作作风及在工作中的忘我热情都使我备受教

40、育。正是由于耿老师在学术思想和求知精神上给予我很多启发和引导，才使我顺利完成本次设计。此外，我还要感谢各位老师，他们在设计时给予我热情的指导；并感谢曾帮助和鼓励我的各位老师和同学们。谨向审评本文的各位专家、老师致意！ 参考文献1.纪名刚.机械设计.高等教育出版社，2001 2.王国凡.钢结构焊接制造.化学工业出版社，2004 3.沈兴全.液压传动与控制.国防工业出版社，2005 4.邓星钟.机电传动控制. 第3版.华中科技大学出版社，2001 5.王宪军.液压传动.哈尔滨工程大学出版社，2002 6.齐占庆.机床电气控制技术. 第3版.机械工业出版社，2004 7.M舍费尔. 起重运输机械设计

41、基础. 第6版.机械工业出版社，19918.林岗.机械制造自动化技术.机械工业出版社，2001 9. 曹仁政.机械零件.冶金工业出版社，1985 10.陆玉.机械设计课程设计. 第3版.机械工业出版社，2000 11.张利平.液压阀原理、使用与维护.化学工业出版社，200512.卢耀祖.机械结构设计.同济大学出版社，200413.蒋泉山.垂直线提升机构的设计研究.林业机械与木工设备，2006第2期14.王帮峰.起重机液压提升机构起升过程仿真研究.工程机械，1998年10月15.机械设计手册编委会.机械设计手册. 北京. 机械工业出版社.2007年2月.16.左健民.液压与气动技术.机械工业出版社.2007年8月17.陈立德.机械设计基础.高等教育出版社.2007年8月