扇形板翻轉工裝設計

謝曉偉

卷筒是卷取機的重要組成部分，目前在冷軋機組中主要采用擴張錐式和四棱錐式卷筒。四棱錐式卷筒的主要零件為棱錐軸和扇形板，工作時通過漲縮油缸的拉動使棱錐軸前后運動，利用棱錐軸和扇形板的斜面互相配合以達到卷筒漲縮的目的。這種結構棱錐軸結構簡單，剛性比較大，可以承受較大的張力和重力，但由于棱錐軸為整體制造，成本高，加工難度大[1]。擴張錐式卷筒主要零件為楔塊、拉桿、空心軸和扇形板，漲縮缸活塞桿通過空心軸中心的拉桿驅動楔塊軸向滑動，帶動與楔塊斜面配合的扇形板實現徑向漲縮[2]。雖然結構較四棱錐卷筒復雜，但制造成本低，加工簡單。為了保證斜面配合精度，上述卷筒軸都需要研磨扇形板。

按現有工藝，扇形板在研磨過程中需要頻繁翻轉，而在翻轉扇形板時，目前通用的方法是天車配合人工進行翻轉。這種方法存在著明顯的缺點：其一，生產自動化程度低，專業化水平差，生產效率低下；其二，需要頻繁使用天車，對生產調度有較大影響；其三，工人頻繁參與起吊工作，容易發生安全事故。

針對此問題，本文設計出一種結構簡單、安全可靠、使用方便的專用工裝來實現扇形板的翻轉操作，可大大提高生產的自動化、專業化水平和生產效率。

1 翻轉工裝結構設計

針對扇形板種類和大小多種多樣的具體情況，在設計之前需對各種扇形板尺寸做好統計。該翻轉工裝首先根據最大扇形板尺寸設計，然后在細節方面進行優化，以適應各種扇形板的翻轉。

1.1 總體方案

扇形板翻轉工裝由框架、緊固桿件、動力和傳動部件三部分組成（見圖1）。在翻轉過程中，首先將扇形板放置在由鋼板焊接而成的框架中，框架通過轉軸固定在桌面板上，用緊固桿件將其固定，由電機通過傳動系統將置放在框架中的扇形板翻轉，桌面板的高度應方便工人操作。

根據以上設計思路設計出扇形板翻轉工裝模型（見圖 2）。

圖1 設計思路

圖2 扇形板翻轉工裝模型

1.2 框架和緊固桿件設計

框架采用鋼板焊接結構，與扇形板弧面接觸部分設計成V形槽狀，以適應不同弧度的扇形板，在V形槽表面把合尼龍板，用以保護加工好的扇形板弧面。框架一側焊接轉軸支座，傳動軸支座上加工有鍵槽，通過鍵傳遞翻轉扭矩（見圖3）。

圖3 框架

為將扇形板緊固在框架中，采用緊固桿件將其壓緊，但由于各種扇形板的弧面半徑和斜面角度不同，僅采用一種緊固桿件無法將所有扇形板壓緊。因此在緊固桿件的表面加工出若干螺紋孔，另外加工多種墊塊（可以用尼龍加工），針對不同的扇形板把合相應的墊塊，將扇形板壓緊。

在將扇形板放置在臺面上時，還需要增加兩端的墊塊，根據不同扇形板各加工出一套，該墊塊應能夠快速更換（見圖4）。

1.3 卡緊裝置設計

圖4 墊塊

為了使緊固桿件能夠安全可靠地鎖緊而設計有卡緊裝置（見圖5）。該裝置由卡槽、卡板、鋼球、彈簧和螺栓組成。

圖5 卡緊裝置

工作時，將卡板推到卡槽中，用來擋住緊固桿件。為確保翻轉過程中卡板固定不動，用鋼球與卡板上的小孔配合，在彈簧力的作用下起到固定作用。打開時，只需在把手上施加一定的力即可。緊固力可通過調節螺栓對彈簧的壓緊力進行調整。在翻轉過程中，因卡緊裝置始終受力很小，所以這種卡緊裝置是安全可靠的。

1.4 翻轉流程

本翻轉工裝采用雙面夾緊，書頁式翻轉的原理。扇形板的翻轉動作主要按照以下流程進行：

（1）將緊固桿件打開，平放在無框架的一側。

（2）將扇形板放在緊固桿件一側，由緊固桿件上的斜面對扇形板進行定位，同時用兩端墊塊進行支撐和輔助定位。

（3）將空框架轉到放置扇形板的一側，扣上鎖緊裝置。

（4）將放置好扇形板的框架轉動到另一側，完成翻轉操作。

（5）打開緊固桿件，將階梯斜面全部露出，即可進行研磨操作。

1.5 框架強度與剛度分析

在扇形板翻轉過程中，框架需承受扇形板及自身重力，是重要受力構件，有必要進行強度與剛度分析。

因框架應力與變形情況是隨著翻轉過程不斷變化的，本文僅給出翻轉過程初始時刻、豎直時刻和即將結束時刻三種特殊狀況下應力與變形圖（見圖6～圖 8）。

圖6 初始時刻應力與變形圖

圖7 豎直時刻應力與變形圖

圖8 結束時刻應力與變形圖

從圖中可以看出，該框架在翻轉過程中的最大應力與變形都比較小，證明其強度和剛度均能滿足使用要求。

2 運動仿真

2.1 運動仿真及傳動軸尺寸確定

根據實際情況，將翻轉扇形板的時間定為15 s，勻速翻轉。在Autodesk Inventor中進行運動仿真[3]，得到翻轉過程中傳動軸所受力矩的變化曲線（見圖9）。從圖中可以看出，扇形板從0°翻轉到90°過程中，傳動軸受順時針方向力矩，數值呈逐漸減小趨勢，翻轉到90°附近時，重力通過轉動軸線，所受力矩為零，從90°翻轉到180°過程中，傳動軸受逆時針方向力矩，數值逐漸增大。傳動軸在翻轉初始和結束時刻所受力矩最大，為2654 N·m。該最大力矩也可以通過計算得到，取工件和框架重量總和約為650 kg，重心距轉軸的旋轉力臂最長為400 mm，求得最大負載轉矩為

Tl=mgl=650×9.8×0.4=2600 N·m

圖9 傳動軸所受力矩曲線

仿真與計算數值基本吻合，證明了仿真結果的正確性。

2.2 傳動軸直徑確定

選取軸材料為40Cr，則［τ］T=45 MPa

根據軸的直徑計算公式[4]

求得 d≥66.1 mm

最終確定傳動軸直徑為?80 mm。

3 傳動設計

3.1 傳動裝置

為將動力部件放置在桌面下，以保證結構緊湊性和安全性，整體傳動方案按照電機—減速機—鏈傳動設計，并為傳動部件加上安全罩（見圖10）。

傳動方案中的鏈傳動也可以采用皮帶傳動，但由于鏈傳動具有無滑動，傳動比較準確，傳動效率較高，不需要很大的張緊力，作用在軸上的載荷較小等優點，更符合本翻轉工裝的設計要求。

為了檢測翻轉的極限位置，在工裝板面的左右各安裝有行程開關ST1和ST2。翻轉過程中，工人只需操作翻轉按鈕和急停按鈕即可，操作過程極其簡單方便，大大減輕了工人的勞動強度。

圖10 傳動裝置

3.2 電機和減速機選擇

根據前面計算的最大負載轉矩Tl，求得最大負載功率為

考慮減速機、鏈傳動在傳遞功率的過程中有損耗，設傳動效率為0.8，則電機功率為

為了確保扇形板能順利翻轉，最終確定電機功率為1.5 kW。

將翻轉扇形板時間換算成轉速為2 rpm，小功率電機最低同步轉速一般為750 rpm，如將電機調速到120 rpm，則總減速比為60，選定減速機減速比為20，鏈傳動減速比為3，折算到電機軸上的最大負載轉矩為

當翻轉大于90°時，在重力的作用下，負載轉矩開始做功，電機進入制動狀態[5]，折算到電機軸上的最大負載轉矩為

根據以上計算，電機應該滿足以下條件：

（1）能夠頻繁正反轉，具有較大的轉差率。

（2）功率大于1.5 kW。

（3）啟動轉矩大于54.2 N·m。

（4）制動轉矩不小于35 N·m。

綜上所述，可以選取R系列減速電機。

3.3 鏈傳動參數計算

選定鏈傳動后需要對其參數進行計算[4]。

（1）選定傳動比：i=3。

（2）根據傳動比查資料選擇小鏈輪齒數：z1=23。

（3）計算大鏈輪齒數：

z2=iz1=3×23=69

（4）鏈節數以偶數為宜，初步確定中心距為：a=38p。

（5）計算鏈節數

（6）根據傳動功率和轉速選用12A的鏈條，其節距為：p=19.05 mm

（7）計算實際中心距

4 結語

本文設計的扇形板翻轉專用工裝結構簡單，操作方便，可降低工人勞動強度，提升操作安全性和生產效率，而且該工裝因制造成本低，能夠實現不同型號的扇形板的快速翻轉，所以非常適合各種扇形板研磨。

[1]謝磊，祈文君，牟艷秋，那洪志.卷取機卷筒的設計分析 [J].機械工程與自動化.2010(2):111-113.

[2]劉少宇.卷取機卷筒故障分析及改造 [J].冶金設備.2009(5):74-76.

[3]胡仁喜，康士延，劉昌麗.Autodesk Inventor 2012從入門到精通[M].北京.機械工業出版社.2012:357-383.

[4]許立忠，龔景安.機械設計 [M].北京.機械工業出版社.2003:111-117，89-100.

[5]鄧星鐘.機電傳動控制 [M].武漢.華中科技大學出版社.2001:49-71.