钢卷运输车设计

钢卷运输车设计BJ06102邱云峰摘要近年来随着热连轧生产向高速，大钢卷方向发展，与其相关的设备就需要进行优 化。本课题的设计在普通钢卷车的基础上进行了改进，以便适应对大钢卷运输的要求。 该装置具有结构简单，检修维护方便等特点。在冷轧厂的酸洗、轧制、退火、精整、电 镀等各道工序中,钢卷运输车是必不可少的设备。它可把钢卷装上开卷机或从卷取机上 卸下钢卷,亦可用于机组间的长距离运输和一些过跨运输。本文主要以设计液压式钢卷 车为主要骨架，从钢卷车的结构分析、受力情况、以及各方面的优化比较来使所设计的 产品更完美。其中，设计包括结构设计、功能设计，材料选用，应力计算以及校合、和 工艺设计。关键词：钢卷车，液压缸，缓冲回路，托辊ABSTRACTIn recent years, with the hot rolling production to high-speed, large coil direction, with its associated equipment will need to be optimized. The design of this subject in general based on the coil car has been improved to meet the requirements of the transport of large coils. The device has a simple structure, easy maintenance overhaul. In the cold rolling plant pickling, rolling, annealing, finishing, electroplating and other working procedure, the coil transporter is essential equipment. It can be installed on the coil winder uncoiler or unloaded from the coil, can also be used for crew transport and some long distance between the cross-over transport. In this paper, the design hydraulic coil car as the main skeleton, the structure of vehicles from the coil, the force, as well as compare the various aspects of optimizing the design to make the products more perfect. Among them, the design including structural design, functional design, material selection, stress calculations and the school together, and process design.Key words: coil car, hydraulic cylinders, buffer circuit, roller目录1 绪论11.1 钢卷车现状及发展趋势11.2 钢卷车的研究方案 22 升降台设计42.1 托辊设计42.2 托辊架底板设计162.3 升降框与液压缸销连接校合 172.4 升降台的材料选择 182.5 外贴板设计 183 车体部分设计213.1 车体部分设计213.2 升降液压缸在车体上的固定213.3 销的校合223.4 校合车体与销连接处的应力233.5 液压缸在车体上的位置243.6 车体处导向框的设计243.7 车轮部分设计253.8 车轮轴的设计273.9 水平液压缸连接销设计293.10 运行阻力计算293.11 水平连接销校合303.12 车轮轴承的选用与校合314 液压缸设计334.1 液压回路的设计与比较334.2 缓冲回路334.3 常用缓冲回路的形式344.4 液压回路设计总结355 其他365.1 导轨的设计 366 总结 38参考文献39致谢401 绪论近年来随着热连轧生产向高速，大钢卷方向发展，与其相关的设备就需要进行优化。 本课题的设计在普通钢卷车的基础上进行了改进，以便适应对大钢卷运输的要求。该装 置具有结构简单，检修维护方便等特点。通过钢卷车的设计，可以运用机械设计的相关知识，采用数字化设计手段，完成毕 业设计任务。本课题通过对钢卷车总体设计以及关键零部件的设计，达到毕业设计综合 训练的目的，其结果对于企业设备的技术改造具有一定的实际意义。11 钢卷车的研究现状与发展趋势热带钢连轧机生产由于生产率高、成本低、金属消耗少，因此，近几十年来，热带 钢连轧机生产发展迅猛，也是各种新技术应用最广泛的一个领域。热带钢连轧机的水平 在定程度上反映了一个国家钢铁工业的技术水平目前钢材产量较多的国家中，热带 钢连轧机所轧出的板材占板材总产量的 50以上。目前，热带钢轧机是围绕着提高生产能力、扩大产品规格、提高产品质量和自动化 装备水平，向着大型化、高速化和自动化方向发展。近来新逮的热带钢连轧机数量不多， 但轧机的技术水平却有了显著的提高。现代热带钢连轧机在提高轧机生产能力和扩大产品规格方面的技术发展特点是：( ) 增大板坯重量 为提高轧机的生产能力，不断提高板坯厚度和长度。板坯重量由 2740 吨增加到 457 吨，钢卷单位宽度上的重量达到 36 公斤毫米。( 二 ) 增加精轧机座数目，实行升速轧制。 过去热带钢连轧机精轧机组的机架数为六架，近来均采用七架。增加精轧机座数目 的目的是：(1)减轻分配给各机架的负荷，提高轧制速度，改善带钢表面形状与质量； (2)加大精轧坯的厚度，减少粗轧机的轧制道次，减少板坯的温度降，提高产量；(3)可 生产更薄的带钢。由于精轧机组的轧制速度直接影响轧机的生产能力，因此通过加大主电机功率和增 加机座数目等措施提高精轧速度。过去热带钢连轧机的轧制速度一般在 6-10 米秒， 现普遍采用 20 米秒左右。适应精轧机组的高速化，粗轧机组的轧制速度也相应地由 2 3 米秒提高到 4 米秒以上，最高设计速度达 65 米秒。当精轧速度超过 12 米秒后，带钢在输出辊道上将“飘浮”起来，不便于运输因 此，卷取机的咬入速度限制在 1012 米秒的范围内。为适应精轧机组的高速化，目 前的高速轧机都采用低速卷取(约 10 米秒)，待卷取机咬钢后，轧机、输出辊道、卷 取机同步加速到最高轧制速度。( 三 ) 增大主电机功率随着板坯厚度的增大和轧制速度的提高，要求增加主电机的传递扭矩来强化轧制过 程。目前，粗轧机座的主电机功率达 10000千瓦，精轧机座的主电机功率达8000一12000 千瓦。目前，精轧坯的厚度由 25 毫米提高到 45 毫米，最大的达到 60 毫米。因精轧坯 厚度的增加导致精轧机轧辊尺寸和主电机转矩的增加。精轧机上采用两种不同的轧辊尺 寸，以均衡主电机能力。（ 四 ） 设置近距离卷取机和强力卷取机由于带钢厚度范围不断增加，因此仅用调节冷却水来控制不同产品的卷取温度是有 定困难的，同时较薄的带钢在运输辊道上长距离运输不够稳定，容易出事故。为此， 有的热带钢生产线上专门设置了近距离卷取机。一般，近距离卷取机距末架精机轧机座 约 60 一 70 米，卷取 0 8 2 5 毫米的带钢。对于卷取较厚的带钢则采用强力型卷取 机。目前可达 23254 毫米的带钢最大厚度已达 30 毫米。钢卷车在国内外皆属于较成熟的产品，已被广大钢铁生产厂家所采用，近年来随着热连 轧生产向高速，大钢卷方向发展，与其相关的钢卷车设备在普通钢卷车的基础上向着适 应热连轧生产的这种发展方向发展12 钢卷车的研究方案1.2.1. 技术方案（技术路线、技术措施）钢卷车是热轧生产线上的设备之一，主要用于将卷取完毕的钢卷从卷取机上卸下并 运送到打捆站，另外还有辅助卷取机卷取钢卷的功能。钢卷车的水平驱动方式主要分为电机驱动及液压驱动两种驱动方式，托辊形式也因 不同需要而有多种多样。根据本课题的要求，由于水平输送距离较短，所以选择液压驱 动方式;由于钢卷车需要具备辅助卷取功能,钢卷支承部分选择托辊形式钢卷车主要由钢 卷车本体及运输轨道组成。运输轨道由两条轨道组成，呈水平布置，固定在基础上。轨 道从卷取机下方一直延伸到打捆站。钢卷车主要由车体、支承辊轮、带托辊的升降框、水平驱动缸、垂直升降缸及托辊 制动缸等组成。四个支承轮固定在车体上，升降框的导向部分为方形结构，由车体导向，两个托辊 固定在升降框的上表面，在两个托辊之间安装一个制动缸，通过制动块制动两个托辊， 带托辊的升降框由垂直升降缸驱动进行升降，垂直升降缸的一端固定在升降框上，另一 端固定在车体上。以上所述部分形成一个整体，由四个支承辊支承座落在两条水平轨道 上。水平驱动缸一端与车体连接，另一端与固定在基础上的支架连接。钢卷车由水平驱 动缸驱动在轨道上行走。钢卷车在水平轨道上由三个特征位置，卷取机下方为接受位置，打捆站下方为放卷 位置，在以上两个位置之间为等待位置。在每个特征位置上都有限位开关提供信号给控 制系统，以便控制钢卷车的水平位置。在垂直液压缸上内置了位移传感器，检测托辊的 升降高度，由控制系统控制托辊的高度位置。在供油回路上由压力传感器检测油压，控 制托辊的提升力。在制动缸的非制动位置，由限位开关检测，由控制系统控制制动缸制 动状态。1.2.2. 要解决的主要问题和技术关键（1）升降框的结构设计及材料选择由于升降行程较大达1200mm,在最大行程时还要考虑在40吨钢卷的重量下保持平稳 的导向，同时还要考虑加工制作的可行性，因此其结构的合理选择较为关键（2）钢卷车的水平垂直运动速度的合理选择 由于最大钢卷重量达40吨,而卷取机的卷取速度非常快,因此运动速度的选择既要保证钢卷平稳运送,又要满足轧制节奏,及时将钢卷从卷取机运送到打捆站,保持钢卷 运输通畅。（3）车体和升降框等主要零部件的强度、刚度计算1.3 所设计的钢卷车选型在如今热轧厂常用的钢卷车通常有两种方式驱动：1 由液压缸驱动钢卷车的水平行程： 液压驱动是如今国内外大部分工厂所采用的形式,由于液压驱动在能量传递方面的 损耗较小,而且稳定性好,液压的缓冲回路能实现无级加速与减速,所以能防止钢卷从 小车上的脱出,造成事故。各种不同的液压回路还能在不同的任务中实现各种调整。如： 运载轻载的钢卷时,由于钢卷的直径较小,不易脱出,可以适当加快钢卷车的速度,提 高效率。2 由电动机驱动钢卷车的水平行程： 电动机驱动的钢卷车被广泛应用于地形复杂,或是有转弯的轨道。并且,其本身有 着灵活的机动性。在某些较大的厂中,由于钢卷出口离运输口较远,通常选用电动机来驱动钢卷车, 电动机驱动还便于在多根轨道上行走,可以使一辆钢卷车遍及各个出口,灵活性比液压 驱动大的多,也是广大厂家选择它的原因。本次设计的选用：由于要求所设计的钢卷车最大载重为40 吨,是较重的大型钢卷, 而且钢卷车行程路线为直线,起始移送行程只有 5500mm。由以上电动机驱动与液压缸驱动比较,本课题所设计的钢卷车用液压缸驱动较为合 适。2 升降台的设计2.1 托辊设计2.1.1 托辊的作用： 托辊的作用是在钢卷卷取尾部时协助卷取机卷紧钢卷，也就是在卷取尾部过程中起压紧钢卷作用，使其不会松开，可以使钢卷外径规整，使其在托辊上运输的时候更稳定， 不易掉落，提高安全系数。托辊在钢卷卷取时，对钢卷保持一个恒定的压力，同时随所卷取的钢卷直径逐渐 变大而缓缓下降，在钢卷尾部被压在托辊之间时，小液压缸锁住托辊使其不转动。如图所示-4-k亠:un”i-/_Z1/Ca 囂紧钢卷册状态呻恤耙:1二1匸、卷取中的钢卷图 2.1 图中钢卷在卷取时，唯一能给钢卷压紧力的只有托辊，也是在钢卷车上唯一与成 品钢卷接触的部件，所以其材料、形状、大小和两托辊中间的间距等，都需要考虑较多 的因素。图 2.1 钢卷车托辊侧面升降行程图考虑到与托辊直接接触的是刚经过轧制，还未完全冷却的钢板，所以，托辊一定要 有在一定温差下的力学性能，不能因为温度的剧烈变化而开裂或发生弯曲变形。考虑到托辊上的钢卷最大重量达到 40 吨，而且，托辊在不断旋转时所受的力为交变 应力，对托辊的破坏较大。所以，托辊所选用的材料必须可以承受剧烈的温差，保证表面不开裂，表皮不脱落； 不仅如此，还要能承受超过 40 吨的静压力，不超过其屈服极限。综上所述，托辊的材料选择为中碳钢，其有良好的综合力学性能，热力学性能也不 差，相比较之下，45 号钢因为其用材广泛，性价比高而被采用。要求托辊加工的棒料为 锻件，以提高其力学性能。2.1.2 直径的确定及其轴间距的确定 由要求的主要技术参数可知，所要运送的钢卷的最大重量为 40 吨，钢卷的最大直径是2150mm。钢卷最小直径为1000mm。设托辊与钢卷圆心的连线与垂直的夹角为9。则有上图得：19539sm 9 =150 +10752459 = 9.16O由此可得：F 二 2 x105 N cos9.16 二 1.9745 x105 N1OF = F sin9.16 = 3.1432x104N2 1 。由图可知：托辊的间距不易过大，因为如果托辊与钢卷连线和垂线的夹角大于45 度，则其 上钢卷在F方向上的分力会变的极大，由于托辊是有钢卷从小直径开始卷起，这种现象2会持续一断时间。再者，由于托辊在协助卷钢时对钢卷有一个恒力，这个力加载在旋转的托辊上， 所以其上的力为对称循环，过大的分力会大大减小其使用寿命，使其发生弯曲变形；再 则，托辊在运输钢卷前的首要任务，是协助卷取机卷取并压紧钢卷，过大的间距会使托 辊在钢卷刚起卷时顶空，不利于钢卷的压紧，变相的使钢卷的直径变大，反而更加容易 引起事故的发生。但是，托辊间的间距也不易过小，其圆心与钢卷圆心所组成的等腰三角形的顶 角不得小于 10度（则每边的摆角不得小于5度），因为在圆上小于5度的圆弧可近似的 看成直线，使边上的分力F过小，轻微的震动就容易造成事故。2所以托辊的间距由经验公式所得，在此不做深究，只校合其所有的力学性能。2.1.3 可求各个分力：取托辊长为2300mm，则每根托辊体积为：V =兀 r2 230cm托辊二兀 152 230cm托辊按照要求，其工艺性及其力学性能都要较好，则取中碳钢中的 45 号钢。 已知：P二 7.89 g / cm345号钢:.W 二 V P二兀152 230 p二 1.276 x106 g二 1.276 x103 kg则 G = 6. 3 85 310F = J(F/cos9.16 + g)2 + (F / tan9.16)2 总11=$4.4128x1010=2.1 x 105 N2.1.3托辊形状设计 托辊在高温高压的工作环境下，需要有更坚固可靠的连接来使其工作寿命更长 更持久。以下为托辊改良方案：J，改良（防应力集中/L改良（肪应力集中+抗冲击，防垃圾掉入）一 J图 2.5形状有利于卸载冲击。托辊在升降过程中，加速度在最初的设计形状能 够满足要求。但是由于其 轴颈上的截面积突变，会 造成应力集中，导致其开 裂、变形等。严重影响寿 命。经过改良后，轴颈的 形状采用圆锥形，使截面 缓慢变化，轴颈不会一下 受力过大。但轴颈的坡度 会使垃圾更容易掉入轴 承中，影响轴承寿命。 不但有圆锥形的优点，使 受力更均匀，更可以挡住 外部的垃圾等，而且，该开始或停下时最大，其对轴颈的冲击也最大，所以，能抗冲击是较重要的要求。2.1.4轴承型号的选用与校和求比值F =昭27竺二 2.025F1.05 X105r根据机械设计表13-5，取e为0.35所以Fa eFr计算当量动载荷P = f (XF + YF )p r a按照机械设计表13-6，得f = 1.21.8p取 f =1.8p按照机械设计表13-5，得X=2, Y=0.67，则P 二 1.8 x (2 X1.05 X105 + 0.67 x 2.127 x105)N二 6.345 x 105求轴承应有的基本额定动载荷2-1)2-2)2-3)=6.345 x105x14 x5000106C 二 P二 4.759 x 105 N按照轴承手册选择23223调心轴承。由于钢卷卷取时该轴承旋转速度变化，所以无法计算其具体寿命，所以，取该轴承 留有较大余量，防止破坏发生。由于托辊直径为300mm，而且起总长度大约为2500mm，虽然不到1： 10，没有达 到细长轴的要求，但是其在 40 吨重压下，难免会发生弹性变形，这种变形会严重影响 托辊轴承的旋转，所以，托辊所选的轴承，必须能够承受足够大的径向力，并且有一定 的调心能力，即使托辊发生些许的弹性变形也能够正常的旋转。根据托辊最小直径和轴承载荷计算的确定，选用的轴承是 23223 c/w33 的调心轴承。表 2.1轴承外形尺寸d 2=130.1mmE=0.33mmD 2=169mmY1=2.0mmBo=5.5mmY2=3.0mmR min=2.1mmY0=2.0mm额定载荷Cr=515/KNCor=785/KN最大转速油润滑1800r/min脂润滑1400r/min如上数据所示，该型号轴承不只有调心功能，而且能承受的径向力大于托辊的工作 载荷。如此，便能从轴承宽，油封长和轴承垫圈厚度来确定轴颈长为多少。2.1.5 强度的校合图 2.6由图可得每段线形变化方程为：m = 1.05 xios 咒(o x 12 mm )V1M = 1.3234x108 - 2.1x105 (x -1260)(1260m%100300mm。得 5 = 55 MPa-15 5ca-1该截面满足要求。校合截面 2：X 等于 50，用方程M = 1.05 x 105 x( 0 x 1 2 6m0m)V1M =5.25x106N / mmV2M = 5.25 x106 N / mm2折合系数a取1。由表15-4得二 0.1X 1103二 1.331 X105则5ca二 39.44PaM _ 5.25 x106W_ 1.331x1052查机械设计表15-1得45号钢毛坯直径 100mm.得 5 二 55MPa-15 5ca -1该截面满足要求。 所以托辊设计满足要求。2.1.6油封设计该油封一改传统油封的形状，其截面从竖直改为水平，其作用是挡住外部垃圾掉入。由于托辊在其工作时旋转频率较高，其表面又是在高温高压下运行，较易生成氧化， 其外层表皮容易开裂脱落，之后掉入轴承与托辊的缝隙中，并卷入轴承，长时间后会在 轴承中堆积，严重影响托辊的旋转。所以，所设计的油封需要有能挡住垃圾的功能，故 其截面不但水平，而且设计成互相交叉的齿状，每齿间隙只有1mm，即不影响旋转， 又能防止垃圾掉入。油封形状如图所示不过该设计要求在油封的制造 上去要有较高的同轴度，过程用车 床与铣床皆可，但由于其较高的同 轴度，建议用车床加工。材料的选择：该油封由于只受 小车加速或者减速时的轴向力，所 以力学性能要求不高，故选用铝合 金铸件即可，减轻重量，方便安装。图 2.72.1.7 托架与轴承盖的长螺栓设计及其校合 钢卷车运行的时间的起步与剧停阶段，托辊架将承受较大的轴向力，特别是托辊架的盖板，托辊盖板上的轴向力全部集中在长螺栓上，如图所示：设钢卷车的最大加速度为g,则托辊质量为：M 二 1.276 x103 kgM=40 吨 =40000kg钢卷F = Ma(2-7)二(2 x 1.267 x103 + 40000) 10二 4.2534 x 105N所以：F= F/4 = 1.06335x105上盖板被剪切面圆直径为d二33mm。0由于该部件在工作时并不受径向其他力的载荷,所以该螺栓的连接强度计算省略。Fc =p d L0 min c p2-8)螺栓杆的剪切强度条件为：F W -d 24 02-9)取 d 二 33mm ； L 二 1.25d :0 min 0Fc =p d L0 min1.06335x10533x1.25x33螺栓杆与孔壁的挤压强度条件为：二 78.116 MPaFT 二-d 24 01.06335 x 105x 332二 124.388 MPa该螺栓危险截面的扭转切应力为:F tan帥+申)幺1 0V 2 =tan 屮 + tan 申 2d FV20d 202-10)兀 A1 - tan屮 tan 申 dd 3V 016 0取 tan申 u 0.17,Vu 1.06, tan屮 u 0.05可得：1 u 0 . bO5 100二 0.5 x-x 3324=0.0 5V8 P a该螺栓许用挤压应力b 为: pQ =0.8 b =284Mpap该螺栓许用切应力1 为:1=140MPa由此可得:b b ,1 1 pp该螺栓符合要求。2.1.8 托辊端盖上螺栓的选用和校合托辊在满载情况下所受的轴向力都由托辊端盖上的六个螺栓分担。 一共 24 个螺栓，每次有 12个螺栓承担所有轴向力 在长螺栓的校合中，已得两根托辊总的轴向力为:F = Ma二(2 x 1.267 x103 + 40000) 10二 4.2534 xlO5 N腰状螺栓图 2.9根据理论与实践可知，受轴向变载荷的紧螺栓连接，在最小应力不变的情况下，应 力幅越小，则螺栓越不容易发生疲劳破坏，连接的可靠性越高。当螺栓所受的工作拉力 在0至F （F为工作载荷）之间变化时，则螺栓的总拉力将在F0 （预紧力）至F2 （总工 作载荷）之间变动。由公式可知，在保持预紧力 FO 不变的条件下，若减小螺栓刚度或 增大被连接件的刚度，都可以达到减小总拉力 F2 的变动范围（即减小应力幅）的目的。 为了减小螺栓刚度，在端盖上采用腰状螺栓。C但由F = F + -b F可知，在F0给定的条件下，减小螺栓刚度C或增加被连接20- + -bbm件的刚度- ，都将硬气残余预紧力 F1 的减小，从而降低了连接的紧密性。m所以，适当的增加预紧力是必要的，使 F1 保持不变，从而增加紧密性。 综上所述，预紧力在（0.61.0） F（F 为工作载荷）中选择，预紧力取 1.0F 螺栓的总拉力为：-F = F +b F /12（2-11）2 0 - + -bmF 二 F /1201查螺栓与被连接件的刚度- 和-bm得：F 二 5.31675x1042由公式：1.3FG =2ca 兀d 24 12-12)得：g 二 304.66MPaca查机械设计表 15-1得直径100 的45 钢抗拉强度极限为 590Mpa。g Qca所以该螺栓符合要求。2.2托辊架底板设计F2托辊架的底版在应力及功能上没有太大要求，其主要设计宗旨是方便安装，同 时减小形变，方便托辊旋转。（虽然托辊用的是调心轴承，但是底版变形与托辊本身变 形的累加，形变量会很大）底版lhL 330-导向框Fl图 2.10如图 F2 为底版表面所受的拉力：F x 830 二 F x15012已知F取42吨则：420000 x 830 二 F x1502F = 2.324 x106 N2 由此计算可见，底版上表面所受的拉力是很大的，容易发生形变，所以须采取措施 减少上表面拉力，从而减少形变。可以在底版中间，两托辊间的间隙中，焊接一块板筋，在不防碍钢卷卷取旋转的情 况下尽可能的高，从而增大 F2 的力臂，减少底版上面的受力，保证形变量。 经计算最大钢卷与最小钢卷直径要求，从而求出钢卷在 两托辊间的最底点，再保 留一定的形变量，确定：板筋高150mm,长1735mm,必须经过左右2个受力点，并且 不防碍顶子液压缸的运行。2.3升降框与液压缸销连接校合该销属于连接销,校合照挤压和剪切计算G= 1.277 x104 N托辊G= 2.83m x 0.7m x 0.15m x p托辊板 g (p = 7.83x103kg / m3)二 2326.68kg g二 23266.845 N则G 沁 4 000QN)+x2G+G总托底版=448806.845N由于忽略升降台的导向框重量，G取450000N,方便计算。总图 2.11 如图所示：销杆与孔壁的挤压应力为：为安全起见，以下F皆取为在加速度在2g下的值销杆的剪切应力为：许用切应力与许用挤压应力分别为：卩=1ST由机械设计表 5-10 得：在S =5时,T在 S =5 时,pFb =p d L0 min_ 900000 一100150=60MpaFT 二-d 24 0 450000兀 10024=57.32Mpabb p =t =69Mpab =69Mpap2-13)2-14)b v Q t t pp经过计算,该销符合要求。2.4钢卷车升降台的材料选择 通过前面的计算我们可以得知,升降台的导向框部分的材料对应力要求可忽略不 记,因为其在理论上没有受到明确的应力,其主要考虑的因素是导向框的稳定性,以及 在长时间使用后不变形,经过长久氧化腐蚀后不对其精度产生影响等。由于导向框都是由钢板焊接成型,故钢板在经过铣床加工后或经过焊接后,可能会 发生弯曲变形和热变形,所以,钢板不易过薄。综合考虑其受力,与加工工艺的要求, 采用 40mm 厚度的钢板。综上所述,导向框又是焊接而成,考虑到其焊接点的力学性能及焊接工艺性,选择在力学性能和焊接性能皆较好的 Q345 钢。2.5外贴板设计 导向框外固定的外贴板用于直接和小车车体内的贴板摩擦,由于避免了导向框和车 体的直接摩擦,减小了摩擦面积,使导向框升降时的摩擦力大大的减少。图 2.12 外贴板在升降框上的位置 再者，由于导向框与车体内壁长期摩擦，会或多或少的对双方都造成磨损，之间造 成间隙，使导向框的升降不再竖直，其升降产生偏差而左右晃动，容易引发事故。但是安装贴板后，则能定期更换贴板来防止磨损后产生的偏差，从而避免事故的发 生。所以，贴板是小车上至关重要的一部分。 由于贴板在小车工作时相互来回摩擦，所以其固定方式只能用沉头螺钉，直接固定 在导向框上，为了节约空间，方便安装时螺钉的紧固，选用内六角螺钉。螺钉分别分布 于每块贴板的 4 角。外贴板由于在工作中只起导向做用，所以其所受压应力较小，但螺栓的预紧力最好 大于其所受压力，以保证贴板于导向框间的静摩擦力大于贴板间的摩擦力。图 2.13贴板的厚度理论上不用很厚，甚至只要大于2mm,避免导向框与车体直接摩擦就可， 但是，过薄的贴板在加工时的工艺难度过大，在铣床铣削时会发生形变，或者材料扭曲。 再者，过薄会导致螺钉不能沉头，所以，取工艺加工方便并且大于螺钉头的高度，贴板 厚度取 20mm。贴板在工作时间中需定期更换贴板，所以贴板必须容易拆装，虽然安装整块的贴板 因为没有缝隙，摩擦时更稳定，但其大小不方便拆装。所以，每块贴板必须在能够人手 动搬运的情况下，尽可能的减少整块贴板所分成的块数，纵上所述，贴板被分成 3 块。 每块重约为 21.72 千克，可以使人在不使用行车的情况下安装，更方便。3 车体部分设计3.1车体部分的设计钢卷车的主要动作分别是：液压缸上升、托住钢卷、小车的水平移动、以及液压缸 下降（卸载钢卷）。如上所述，那么钢卷车的车体部分的功能也能被分为以下几类：首先，是提供升降 台的导向能力；再者，是提供液压缸的载体，使其能跟着升降台而移动；最后，是使升 降台拥有水平移动功能。根据以上分析，我们可以得出钢卷车的车体必须有以下部分：可以保证升降台竖直 上下的导向框，导向框必须与升降台的导向框相契合；在车体上必须有安装升降液压刚 的支架，并且能够承受导向框在正常工作下的载荷；车体部分必须有轮子或者别的水平 移动的机构，并且有一个动力源来满足小车的水平移动。车体部分的设计宗旨：车体部分最主要的功能必须保证，并且其结构必须安全，车体做为钢卷车上力的中 转站，其本身的受力较复杂，在空间可能的情况下，放较多的余量，以保证安全，各个 受力的关键部位能按复合力计算的就用复合力计算，不能复合的就取所受载荷的较大值 计算。在各功能保证并且安全的情况下，尽可能的削减钢卷车的重量，在有些受力不大甚 至只是起到某些电线支架作用的钢板可以做适当的镂空 3.2升降液压缸在车体上的固定升降液压缸在车体上仍然使用类似于插销连接的方式固定，在液压缸伸缩做工的情 况下，销连接是优于法兰连接的。首先，是其拆装方便，此升降液压缸是在重载下工作 的，插销及其轴套容易因为压力大而变形，方便的拆装是必须的；成本较法兰要低廉， 再者，它在连接方面比法兰要灵活，并没有限制所有的自由度，允许由于弹力变形而产 生的细微误差，特别是在重载的情况下，减小了连接件的刚度，增加了其韧性，反而更 不容易损坏，并且在可靠性方面不弱于法兰连接。同样，该处的销轴连接用挤压强度与剪切强度校合。图 3.13.3 销的校合 该销承受的总压力为整个升降台加钢卷的重量，同样，为了保证运行时的安全，液所以压缸的缓冲回路的最大加速度取2g,避免在液压缸失压，升降框掉落时事故的发生。G 沁 4000QN)+ 盈 + G总托 底版=448806.845N同样取G总=450000N,方便计算。如图所示：为安全起见，以下F皆取为在加速度在2g下的值该销所受的挤压强度为：b =p d L0 min900000/2120 66二 56.82MPa该销所受的剪切强度为：FT 二兀力 d 24 04500007 1202二 39.81 MPa许用切应力与许用挤压应力分别为：Q p =EpT =69Mpab =69MpapT =匕ST由机械设计表 5-10得：在S =5时,T在 S =5 时,b v b t t pp经过计算,该销符合要求。3.4 校合车体与销连接处的应力由于车体与销连接处只受压应力,故只要校合其压应力。由于钢卷车车体部分与升降台一样，都是由40毫米的Q345钢板焊接而成，校和40厘米钢板是否大于许用应力。同样取G总=450000N,方便计算。F的值取升降台在2g加速度下产生的力。该孔壁所受的压应力为为：Fb =S= 4.5 xl05= 40x140=80.35Mpa由机械设计表5-6得：b 二 0.8Q psb 二 0.8 x 345MPapb 二 276MPap由此可得知， 40mm 厚的 Q345 钢板已经满足要求，不用加厚。但是考虑到安装销 轴后需安装轴套等沉孔类零件，车体受力的实际接触面积不到40mm，再加上如果受力 不均，会引发事故。考虑到升降台的稳定性，可以依靠增加销的接触面积来提高稳定性， 同时，减小销的力臂，减小力矩，从而防止销与液压缸连接的根部开裂。所以，增加销连接处及其下方的钢板厚度，使其为 60mm.3.5液压缸在车体的位置 液压缸在车体上不易太靠下（考虑到液压缸升降所需要的行程，液压缸不可能过度 靠上，在此不讨论），虽然液压缸安装靠下的好出不少：能使整个升降台的重量在车体 上的支点位置下降，同时降低车体的重心，使小车运行更平稳，更安全，还能方便液压 系统线路的安装。这样装看似好处多，其实不然。在如今广大用户中，钢卷车在运行中也有发生过事 故，除了人为操作不当外，其绝大多数都是发生在升降液压缸上升或下降的时候升降台 突然掉落，纠其原因，是因为液压缸的突然失压造成的，为了防止这类事故发生所造成 的损失，我们可以把液压缸上移，使其在车体上的受力点尽量上移到极限位置，至少要 离极限位置的距离小于液压缸中内置缓冲区域的长度。这样在升降台的液压缸失压时，可以由液压缸内缓冲装置，车体上部，和液压缸在 车体上的受力支点 3处同时分担重力，使升降台掉落的速度变慢，同时减小车体震动， 防止车体发生形变甚至是破坏，保证人员的安全。那些液压缸下移看似的诸多好处其实在以往的用户使用中已经证明了其安全，已经 留有较大的力学余量，故在钢卷水平移动等方面不用额外的安全措施。综上所述，液压缸在车体上的支点还是取其下降时的极限位置。3.6 车体外导向框的设计 车体外导向框的作用是帮助升降台保持在正确的位置升降，为了保证其形状在大的 应力下不变形，围成导向框的4 块钢板外必须焊接筋板，同时，焊接在导向框的焊缝必 须加高，其截面的K1和K2相同。导向框的内壁上同样贴上了铁板，用来和升降台上的贴板摩擦，由于升降台上已经 在其液压缸的升降范围内贴满了贴板，所以在导向框内壁上的贴板不用过长，只要能够 保证升降台上贴片平稳的摩擦，安全的导向即可。其厚度和升降台上贴板的厚度一样是20mm，原因也一样，主要考虑了工艺加工于 沉头螺栓的高。3.7车轮部分设计钢卷车的车轮部分作为小车水平移动的一个重要功能而被设计。为了便于之后设计，必须先计算出钢卷车的总重量，也就是钢卷车在满载情况下的 重量。为了安全起见，其升降台的重力依旧被算做2g,考虑其液压失压时掉下的因素。升降台的重量为：G = 1.277 x104 N托辊G= 2.83mx0.7mx0.15mxp g托辊板二 2326.68kg g二 23266.845 N贝 VG 40000N)+ XXG + G托 底版=448806.845N取 G= 9 x105 n升降台车体的体积由软件测得为750617135.18立方毫米=7.506xlOscm3Q345 密度为：P = 7.83xlO3kg /m3所以：G= PV车体= 5. 8 7x7 31k0gG = 5.877 x103 + 9 x105 总= 9.058x105 kg车轮原先的设计模式是：由钢卷车车体安装轴承，然后在轴承上安装车轮轴，在车 轮轴上再固定车轮，这是用传统的模式设计的。小车工作时，是车轮带动轴一起转动的。个人认为该设计不可取，以下是我的改进方案：图 3.4个人认为，与其将轴承安装在轴上，不如让轴承再下移一个步骤，直接安装在 车轮上，这样即可以方便安装拆卸，而且可以大大的增加轴的寿命。由于车轮轴从转动到不动，其受的应力也从交变应力变成了恒力，从而增加轴 的寿命。其实，本人最初设想是在小车的运行路径上直接安装滚珠丝杠，或者直接把轴 承中的滚珠安置在钢卷车的底部，由于成本与技术等各方面的原因，暂时保留这些想法。3.8 车轮轴的设计车轮轴首先考虑的便是受力与载荷，其受力与弯矩情况如下图如图，可得每段线形变化方程为：M = 4.592x105 x ( 0 x 2 4m5m )V1M = 1.125 x108 (24m m x 1 1 05mV2M = 1.125 x108 - 4.592 x 105 (x -1105)V3(1105mm x 1350mm)由图可之危险截面有两个，分别校合得：=1.109 x 108由于车轮轴为固定心轴，考虑启动、停车等的影响，弯矩在轴截面上所引起的应力 可视为脉动循环应力，取 = 0.6。由表 15-4 得：W1=詈1d 3二 0.1x1953二 7.415 x106M1.109 x108则 5 二 1 二二 14.956MPaca W7.415 x1061校合第二个危险截面：由M 二4.592x105 咒（0 x 100300mm。得 5 二 55MPa-15 5ca-1该截面满足要求。3.9水平液压缸连接销设计 水平液压缸是靠销轴来使小车运作的，其使用销连接来代替法兰，与升降液压缸一 样，为了拆装方便与更底的成本。图 3.6 水平液压缸工作状态及其剖面图水平液压缸的校和需要计算钢卷车所受的总拉力，同时包括钢卷车的运行阻力计 算。3.10 运行阻力计算 运行静阻力包括摩擦阻力、坡度阻力和风阻力。摩擦阻力包括车轮沿轨道滚动的摩 擦力、车轮轴承内的摩擦阻力，以及车轮轮缘与轨道侧面的附加摩擦阻力。（1）运行摩擦阻力。车轮轴承内的摩擦阻力为：车轮滚动摩擦阻力为：总摩擦阻力为车轮轴承摩擦力P1、车轮的滚动摩擦阻力P2,以及车轮轮缘与轨道间 的摩擦力P3之和。P3 一般是用Pl, P2两种基本摩擦阻力之和乘以附加系数来考虑的。令曲遵，则运行摩擦阻力为:式中：Pf-总摩擦阻力，kN；PG-运行部分自重载荷， kN；PQ-起升载荷， N；P-轮压， kN；D-车轮直径， mm；d-车轮轴枢直径， mm；3 车轮轴承摩擦系数，滑动轴承3 =0.015，滚动轴承3 =0.0006；P 附加摩擦阻力系数；f-车轮的滚动摩擦系数， mm由于钢卷小车的部分参数不明确，经过计算，其总运行阻力Pf为：丹=+（）=0.0006*450000=270KN3.11 水平连接销的校合 如图所示：销杆与孔壁的挤压应力为Fb =p d L0 min_ 270000一 110 55=44.628Mpa销杆的剪切应力为：FT 二兀力d 24 01350001102=14.21Mpa许用切应力与许用挤压应力分别为：Q p =Ept =69Mpab =69Mpapt tC卩=1ST 由机械设计表 5-10得：在S =5时,T在 S =5 时, Q pp经过计算,该销符合要求。3.12 车轮轴承的选用与校合轴承径向载荷F二2.269x105N，轴向载荷F二ON，轴承最大转速n为13.38r/min,ra为方便计算，去n=14r/min.预期工作寿命为20000h。求比值F = 0Fr查表得圆锥滚子轴承e为0.48，故此时Fa W eFr初步计算当量动载荷 P，P 二 f (XF + YF )p r a按照机械设计表13-6，得f = 1.21.8p取 f =1.8p按照机械设计表13-5，得X=1，Y=0，贝VP 二 1.8 x (1x 2.269 x 105 + 0) N=4.311 x 105n求轴承应有的基本额定动载荷=4.311x10磬 60 山 X 20000106二 1.001x106 N按轴承手册选择 32030 轴承此轴承的基本额定载荷C0=635KN。校合该轴承查表得该轴承的 e=0.46，Y=1.3。求当量动载荷 PP 二 1.8 x (1x1.135 X105 + 0) N=2.042 X105N演算该轴承寿命3-2)L =竺(C)h 60 n P1061005010 io 760 x 14( 204200)3= 2.41x105h所以该轴承合格。4 液压缸设计本设计中一共包括 3 个液压缸，分别是：顶子的液压缸；升降液压缸；水平液压 缸。该3 个液压缸都为定做，具体内部构造不再复述，以下分别为3 个液压缸要求的具 体参数：表 4.1活塞面积(mm)活塞杆面积(mm)工作行程(mm)工作压力(Pa)顶子液压缸1009040210升降液压缸2001601200210水平液压缸1601405500210在 3 个液压缸中，只有顶子液压缸为法兰连接，其主要原因是其工作行程小，而 且在工作时有径向力(在顶子定住托辊的一刹那)，所以必须用法兰连接来固定，不使 起发生位移，至于另外2 个液压缸用插销连接代替法联连接，在上文中已经交代，不在 复述。4.1液压回路的设计与比较在前文已经提到，钢卷车在多年来被广大用户的使用中，产生的事故，除了人为操 作不当外，大都是在承载时小车变换动作时液压缸突然失压，导致钢卷突然掉落，造成 事故。而造成这事故的原因，是由于在换向阀切换、液压马达停转的一瞬间,往往产生 冲击、振动和噪声,有时甚至出现管路爆裂。这也就是液压回路的设计不当。所以，为 液压缸设计好缓冲回路，至关重要。4.2缓冲回路钢卷运输车虽然结构各异、动作要求也不尽相同,但基本上需完成以下四个动作,即 回转台升降、小车行走、回转台回转和托辊转动。根据钢卷运输车的这四个基本动作, 液压系统中也就须相应设有以下四个主要工作回路:回转台升降回路、小车行走回路、 回转台回转回路和托辊转动回路。为减少系统可能的故障点,应力求系统简化,但就钢卷运输车液压系统而言,如果仅 靠换向回路来实现对液压马达的制动,将会产生一系列严重后果。实践证明,在换向阀切 换、液压马达停转的一瞬间,往往产生冲击、振动和噪声,有时甚至出现管路爆裂事故。 尤其是小车行走回路和回转台回转回路表现的更为突出。出现上述故障现象的原因,主 要是由于钢卷运输车的载重和自重都比较大,即转动惯量比较大,在液压马达接到停止 的指令时,油路虽然已被切断,但由于相当大的转动惯性作用,机构将拖动液压马达继续 旋转,这就使马达成为泵的工况,而此时油路又被封闭,于是在马达的进口侧形成局部真空,产生气穴现象;而在出口侧出现高压或超高压状态,同时产生很大的液压冲击,并随 之产生振动和噪音,甚至使某个薄弱环节遭到破坏。4.3常用缓冲回路的形式缓冲回路有多种形式,但常用的主要有桥式回路和双溢流阀组两种,分别由图1和图1图1桥式回路图2双溢流阀组1液压马这 2、4強流阀3我向阀2所示。这两种回路都是用溢流阀既限制了液压马达产生的最大冲击压力起缓冲作用,同 时又起到背压制动作用。同时,这两种回路都具有双重保护功能,即除前述的制动时的缓 冲功能外,在马达正常运转时,突然受到干扰外力被迫停转时,该回路同样可使马达进口 侧的压力不超过溢流阀调定压力,避免了进口侧的液压冲击。桥式回路4向阀 6佝流阀 回路如图1所示。当换向阀切换到中位，液压马达进、出油路被封闭时，虽然机构仍图4.1 以很大的惯性力矩驱动马达使其成为泵的工况， 但当其出口压力升高至溢流阀调定压力 时，高压油经桥臂单向阀使溢流阀开启，压力便不在上升，此液压油再经对应桥臂单向阀 进入马达进口侧，既避免了出口侧压力骤增，又防止了进口侧的吸空。此缓冲回路由于只用一个溢流阀限定压力，所以当马达双向工作时的工作压力以及 惯性力矩都相互接近时， 采用此缓冲回路是很合适的。(2) 双溢流阀组回路如图2所示。该回路的缓冲原理基本同于桥式回路。当液压马达出口侧产生高 压时，高压油使溢流阀开启，并通过溢流阀进入马达进口侧，避免了马达出口侧超压和进 口侧吸空现象。由于两个溢流阀可以分别调整压力，所以对于马达在双向工作时的工作压力以及惯 性力矩相差都较大时更为适用。4.4 液压回路设计总结综上所述，个人认为双溢流阀组的缓冲回路更适合本设计的要求，由于该钢卷车设 计的载荷要求的范围比较大，其两个液压缸很有可能在截然不同的环境工作，可能会导 致两根油管油压不同，所以选用双溢流阀组缓冲回路较合适。5 其它5.1导轨的设计 作为钢卷车在其运行的载体，由于钢卷车无论是载重或是自重都十分的大，无疑其