超长圆锥钢管加工机床
的支撑装置设计
设计思路综述
如上图，我们组的设计思路是以老师的设计步骤为参考的，共分为六部分，其中实际验证部分在现有条件下无法真实制作出机械部件，我们小组正在考虑用寒假时间在电脑中制作出虚拟模型来“实际”验证其结构内部应力分布图，校验所设计机械的实际性能，实际操作还有待进一步的研究。
原始需求
超长工件在静止时需要加以支撑，避免管子自身重量导致管件弯曲，否则管件有可能断裂；
若没有支撑装置，旋压时旋压部位会受到很大的弯矩，工件自身也会出现挠度（如右图），无法达到加工目的；
加工时必须使工件保持在水平位置，旋压头与工件之间只有各向均匀的压力；
工件运动时应保持在一条直线上，加工时不能发生移动；
在工件装卡时必须有办法精确定位对心，而且能实现在牵引头牵引下的横向直线移动；
工件是进行旋转加工的，在对之固定时不能妨碍到其旋转；
能够加工管径不同的工件，并不因为管径的变化而影响加工的精度；
综上所述，我们需要的是一个能够对工件进行固定、辅助移动的装置：不仅能辅助横向移动，而且能辅助旋转；对工件的固定力越大越好，却不能过火伤害了工件表面；最后对工件的装卡还要能够实现对不同管径工件对心装卡。具体描写功能需求如下：
功能需求
实现精确定位，对心夹持
辅助工件横向旋转和纵向移动
实现对夹持压力的控制
适应夹持不同管径
有足够的刚度和强度
与其他部件工作的协调性好
工作行程控制，实现工作自动化
保证使用寿命
实现部件可拆卸可更换
经济适用性好，成本合理
以上都是我们小组在参看了录像基础上得出的设想和假设，具体实现需要更多详尽的假设，首先分析设计的困难所在，功能需求之间有可能造成矛盾的有以下几点：
技术矛盾分析
适应不同管径与保持合适夹持点
详细地说，最合适的夹持点是圆管的三等分点，但对于不同的管径，夹持的直杆所作的圆摆运动可能无法实现精确的对心夹持，就是说，若在某个管径下，装置对圆管的夹持是恰好夹持在三等分点的，那么，当管径改变时，由于夹持杆是的直杆，是无法作出能使杆末端沿圆管半径方向直线移动的动作的，所以管径的改变必然导致三等分点夹持的不可能实现。
退一步说，无法实现三等分点夹持，对称夹持还是可以的，要使得圆管在最稳定的状态下加工，对称夹持也是必需的。这一点之后会详细分析。
保持与管子足够的接触压强和保证工件表面质量
这一点是工作的难点，过低的接触压会使加工件在旋转时产生颤动，无法达到固定的目的，过高的接触压会导致工件表面的破坏，甚至阻碍旋转的进行，如何在圆锥管的管径变化前提下进行辅助旋转，同时保持工件的适当接触压是这个装置所有功能中最难实现的一点。
实现部件的可拆卸和保持整体的协调性
任何一个机械装置一般部件都是可拆卸的，这样当装置的某一部分出故障时，就不必整个装置都更换，但要实现可拆装性则整个装置各零件之间的精确相对定位必然会出现误差，整体的协调性就会打折扣，这是任何机械都必须面对的问题。
加工安装精度与经济合理性
原理性方案
动力来源
在一开始考虑动力来源的问题时，我们有两种选择：电机变速箱驱动和液压驱动。
电机变速箱驱动这种传统传动方式的优点是成本小，而且检修、更换方便，但它也有不易实现大加速度、夹持压力不易控制、运动精确度不易实现、体积较大等缺点，相对的，液压驱动方式虽然成本较贵，但体积小、操作简易，大大简化优化了系统的结构，为了做出明显对比，我们小组特地调研了液压装置的传动有缺点，具体如下：
综合以上，我们最终选择了液压传动方式，因为实际参考模型中所用的也是液压传动方式，而且整个装置整体也确实没有多余空间来布置电机变速箱那样一套庞大的系统。
动力传递
动力的传递我们选择了以连杆为主，关键精确定位的部分用齿轮啮合的方式，这样的设计方便简单，计算也相对容易，更重要的是经济性好，因为使用部件的主要是容易制造维修的钢连杆，在生产上更贴近实际，同时，在机械设计基础这门课上经受过训练得我们对连杆机构也更为熟悉，便于设计。
经过我们小组讨论，大致的连杆机构雏形如下：
在上面的机构中，两啮合的齿轮是为了保证左侧的两根压杆相对圆管的转角大小相等，下面的机构可以是一个平行四边形机构，这样可保证左侧下方的压杆与右侧压杆的转角相等，如此可只采用一个动力源实现三轮相对圆管中心的同步运动。
选用材料
、支撑轮所用材料：
要求硬度适中，不易变形，也不要磨损工件（即使在加热状况下）
、连杆使用材料
要求刚度较高，精确传动
、齿轮使用材料
要求刚度较高，精确传动
同时，选择材料时需要考虑的因素主要有：材料强度需求、经济性价比、尽量使用常用材料、压力集中等问题，具体会在强度校核部分详细讨论。
具体设计实现
在初期的原理性方案中我们已经设计了整个装置的基本雏形，进一步的实现我们将设计具体化、图纸化，并进行了强度校核，具体如下：
杆系结构及空间位置
如上图，杆４下端连接液压缸作为动力输出，杆１杆２杆３上的凹槽是避免和圆管干涉的设计，整副装置固定在一块大铁板上，右侧的白色方框就是这块铁板的一部分，以铁板为对称面的另一侧还有一副装置，和这副装置的区别只是支撑轮的方向沿着圆管轴向而已。
杆１和杆３之间的精确啮合轴系
上图是杆１与固定杆１的轴的连接图，其中左侧的齿轮与下方的杆２上的齿轮（未画出）相啮合，齿轮与杆１间是键连接，轴端是圆锥形的，便于安装，所用轴承是圆锥滚子轴承，面对面排布。
杆１和支撑轮之间的连接
上图是杆１与支撑轮的连接图，支撑轮上所用轴承是深沟球轴承，右侧螺母将左侧的支撑轮和轴紧固在杆１上，左侧支撑轮上的螺母可调节预紧力，支撑轮外缘是承压部分，所用材料要更坚固。
杆３和杆４之间的连接
上图是杆３与杆４的连接图，所用轴承是角接触深沟球轴承，背靠背排布，左侧用轴端螺母固定，右侧用端盖和螺母固定。
杆２和后侧钢板之间的连接
上图是杆２与后侧钢板的连接图，即杆２的固定方式，所用轴承也是角接触深沟球轴承，背靠背排布，和杆３与杆４的连接图类似。
动力输出及支撑装置
如图，杆4下端连接着液压缸作为动力输出，液压缸和杆4之间的连接没有使用轴承，是松连接，这样是为了避免因为轴承的承载极限减小了输出功率，由于整套装置离地较高，这里采用了钢架支撑，其中液压缸和支撑架之间使用了四枚螺栓连接。
上文是各部件的设计图，其中杆与杆之间的连接都参照第４点杆３与杆４的连接方式，杆与支撑轮之间的连接都参照第３点杆１与支撑轮的连接方式，具体详细设计参看附录ＣＡＤ作图。
所用零件
强度校核
结构校核
假设钢管选用152mm结构用热轧无缝钢管为校核标准，管壁厚范围4.5mm～36mm，则钢管每米质量16.37kg～102.99kg，令各个支撑系统之间间距为2.5m。
则可计算出每个支撑装置最大需承载2.6KN的力。
根据受力平衡，F1＝F2＝F0，F3＝F0＋G，F0=0.3kN为附加夹紧力，G为钢管自重。
根据载荷和各部件的尺寸可算出各杆连接处大致的作用力：
——啮合齿轮上的作用力
——杆4和杆2连接处的作用力
——杆4和杆3连接处的作用力
——齿轮B所受径向力
1、支撑轮校核（D）
对于支撑轮，D3处即最下方的轮受力最大，仅对D3进行刚度和强度校核。
对于支撑轮轮体所用材料，由于旋压时钢管处于热状态，因此选用耐热钢铸件ZG30Cr26Ni5，承载使用温度可达650℃，轻负荷时可达1050℃，。
支撑轮直径为100mm,假设加工工件半径为150mm，设旋压时，圆管转速为200r/min,则可求得支撑轮转速为300r/min。
轮上使用了两个GB/T276-946004深沟球轴承，每个重量0.075kg，轮体自重2.14kg，加上其他盖板套环等，总重不超过3kg。悬臂轴外伸长度60mm，直径20mm，载重不超过2.7kN，加上附加夹紧力取0.3kN，载荷可取3kN。
以下以载荷取计算：
轴的校核：考虑最坏情况，支撑轮承载的位置在轮的最外侧，则：
最大弯矩
弯曲截面系数
最大正应力
最大切应力
轴的材料选用20Cr合金结构钢，不经热处理，，，于是安全系数，符合要求。
轴承的校核：GB/T276-946004深沟球轴承的基本额定动载荷为，径向基
本额定静载荷为，轴承所受轴向力可忽略不计，所受径向力取支撑轮所受载荷的一半（两个轴承）：
计算轴承寿命：
，取
于是求得当量载荷为：
杆1的校核：杆1的最细处的宽度为60mm，厚度为40mm，所受载荷也为3kN，于是
最大切应力
连杆的材料选用45号钢，，，安全系数，可见连杆的屈服可能性很低。
2、杆件1、3连接处的校核
由于齿轮和连杆之间是键连接，可以不用考虑键的校核，于是只需要校核轴、齿轮、轴承。
杆1和杆3在此处通过齿轮啮合，两杆和两齿轮都是完全相同的，只需要校核其中受力较大的一个，即杆3上的B轴。
此处轴承的旋转不是整周旋转，且不考虑轴向力，故而关键在于校核需要精确啮合的齿轮。
轴的校核：轴上需要承受由齿轮咬合产生的压紧力，将其载荷看作均布力系：
弯矩
弯曲截面系数
最大正应力
最大切应力
轴的材料选用20Cr合金结构钢，不经热处理，，，由于此轴直径30，比之前支撑轮处的轴直径大，最大弯矩和切应力反而较小，安全系数，符合要求。
齿轮校核：齿轮的校核是用AutoCAD计算，详细内容见下文。
轴承校核：此处使用的是GB/T297-9432906圆锥滚子轴承，其基本额定动载荷为，
径向基本额定静载荷为，轴承所受轴向力可忽略不计，所受径向力
，显然小于极限载荷。
由于此处轴承所作的是间歇性转动，而且没有整周旋转，可认为轴承承受静载，而且忽略轴向力，，设其静强度安全系数取非回转滚子轴承，于是，符合静载强度要求。
3、杆3、4连接处的强度校核
这里的连接方式和杆2、4连接处、杆2与背部钢板的连接方式都是一样的，取受力较大的杆3、4连接处进行校核：
轴的校核：
轴的长度为45mm，轴直径为20mm
轴的材料选用20Cr合金结构钢，不经热处理，σb≥635Mpaσs≥390Mpa，安全系数
。
轴承的校核：此处使用的轴承是GB/T292-947004CJ角接触球轴承，其基本额定动载荷为
，径向基本额定静载荷为，轴承所受轴向力可忽略不计，所受径向力（两个轴承），显然远小于额定载荷，符合要求。
按照静载进行校核，取静强度安全系数，于是：
符合强度要求。
4、杆件强度校核
在之前的支撑轮校核中已经进行过杆1的校核，可以看出杆件的载荷距离极限载荷都比较远，为了安全起见，还是取受弯矩最大的杆3进行一次校核。
连杆的材料选用45号钢，，安全系数足够高。
故不用担心杆件的强度问题。
5、液压缸的输出
如上图，当旋压轮压紧工件时，液压缸提供拉力保持杆4的平衡，假设此时液压缸拉力与杆4正好正交，由机械结构可知
6、液压缸的固定螺栓校核
液压缸和支撑装置是通过四枚螺栓连接的，此处的螺栓连接最为重要，关系到整个装置的受力，故特别进行校核，其他螺栓一般不会有强度失效，不进行考虑。
右图为液压缸机座的上视图，初识假设图中使用螺栓型号为M10。下页图为液压缸机座的受力图，其中F=0.21kN。
由于F向下的分量主要由钢架支撑承担载荷，螺栓只需承受横向分量的剪力及翻转力矩即可，进行强度校核如下：
考虑剪力：
F在水平方向上的分量为F1=0.167kN，M10的螺栓小径为8.647mm，于是每个螺栓承载的剪力为：
考虑翻转力矩：
翻转力矩为
基架与支撑钢板的接合面面积为：
设每个螺栓的预紧力为，于是为了保证基架左侧不与底面钢板分离有：
为了保证右侧螺栓不被压溃有：
由上两式有：
由此可算出这四个螺栓的屈服强度至少为
由课本上查得：性能级别最小的3.6级螺栓抗拉强度也有，为了安全起见，取性能级别为5.8级的螺栓，其抗拉强度为，安全系数为
同时，5.8级的螺栓屈服强度为，符合剪力要求。
综上，可取M10螺栓，力学性能等级为5.8级。
7、杆1、3间的啮合齿轮校核
此啮合齿轮的校核使用了AutoCAD辅助校核，具体数据如下：
一、设计信息
设计者Name=Dony
设计单位Comp=43
设计日期Date=2006-12-31
设计时间Time=22:54:51
二、设计参数
传递功率P=0.00746(kW)
传递转矩T=71.23554(N.m)
齿轮1转速n1=1(r/min)
齿轮2转速n2=1.00000(r/min)
传动比i=1.00000
原动机载荷特性SF=轻微振动
工作机载荷特性WF=均匀平稳
预定寿命H=10000(小时)
三、布置与结构
结构形式ConS=闭式
齿轮1布置形式ConS1=对称布置
齿轮2布置形式ConS2=对称布置
四、材料及热处理
齿面啮合类型GFace=硬齿面
热处理质量级别Q=MQ
齿轮1材料及热处理Met1=45<表面淬火>
齿轮1硬度取值范围HBSP1=45-50
齿轮1硬度HBS1=48
齿轮1材料类别MetN1=0
齿轮1极限应力类别MetType1=11
齿轮2材料及热处理Met2=45<表面淬火>
齿轮2硬度取值范围HBSP2=45-50
齿轮2硬度HBS2=48
齿轮2材料类别MetN2=0
齿轮2极限应力类别MetType2=11
五、齿轮精度
齿轮1第Ⅰ组精度JD11=7
齿轮1第Ⅱ组精度JD12=7
齿轮1第Ⅲ组精度JD13=7
齿轮1齿厚上偏差JDU1=F
齿轮1齿厚下偏差JDD1=L
齿轮2第Ⅰ组精度JD21=7
齿轮2第Ⅱ组精度JD22=7
齿轮2第Ⅲ组精度JD23=7
齿轮2齿厚上偏差JDU2=F
齿轮2齿厚下偏差JDD2=L
六、齿轮基本参数
模数(法面模数)Mn=3
端面模数Mt=3.00000
螺旋角β=0.0000000(度)
基圆柱螺旋角βb=0.0000000(度)
齿轮1齿数Z1=36
齿轮1变位系数X1=0.00
齿轮1齿宽B1=40.00(mm)
齿轮1齿宽系数Φd1=0.74074
齿轮2齿数Z2=36
齿轮2变位系数X2=0.00
齿轮2齿宽B2=40.00(mm)
齿轮2齿宽系数Φd2=0.74074
总变位系数Xsum=0.00000
标准中心距A0=108.00000(mm)
实际中心距A=108.00000(mm)
齿数比U=1.00000
端面重合度εα=1.69245
纵向重合度εβ=0.00000
总重合度ε=1.69245
齿轮1分度圆直径d1=108.00000(mm)
齿轮1齿顶圆直径da1=114.00000(mm)
齿轮1齿根圆直径df1=100.50000(mm)
齿轮1齿顶高ha1=3.00000(mm)
齿轮1齿根高hf1=3.75000(mm)
齿轮1全齿高h1=6.75000(mm)
齿轮1齿顶压力角αat1=27.097194(度)
齿轮2分度圆直径d2=108.00000(mm)
齿轮2齿顶圆直径da2=114.00000(mm)
齿轮2齿根圆直径df2=100.50000(mm)
齿轮2齿顶高ha2=3.00000(mm)
齿轮2齿根高hf2=3.75000(mm)
齿轮2全齿高h2=6.75000(mm)
齿轮2齿顶压力角αat2=27.097194(度)
齿轮1分度圆弦齿厚sh1=4.71089(mm)
齿轮1分度圆弦齿高hh1=3.05140(mm)
齿轮1固定弦齿厚sch1=4.16114(mm)
齿轮1固定弦齿高hch1=2.24267(mm)
齿轮1公法线跨齿数K1=4
齿轮1公法线长度Wk1=32.50998(mm)
齿轮2分度圆弦齿厚sh2=4.71089(mm)
齿轮2分度圆弦齿高hh2=3.05140(mm)
齿轮2固定弦齿厚sch2=4.16114(mm)
齿轮2固定弦齿高hch2=2.24267(mm)
齿轮2公法线跨齿数K2=4
齿轮2公法线长度Wk2=32.50998(mm)
齿顶高系数ha=1.00
顶隙系数c=0.25
压力角α=20(度)
端面齿顶高系数hat=1.00000
端面顶隙系数ct=0.25000
端面压力角αt=20.0000000(度)
七、检查项目参数
齿轮1齿距累积公差Fp1=0.05524
齿轮1齿圈径向跳动公差Fr1=0.04157
齿轮1公法线长度变动公差Fw1=0.03208
齿轮1齿距极限偏差fpt(±)1=0.01624
齿轮1齿形公差ff1=0.01235
齿轮1一齿切向综合公差fi''1=0.01715
齿轮1一齿径向综合公差fi''''1=0.02300
齿轮1齿向公差Fβ1=0.01421
齿轮1切向综合公差Fi''1=0.06759
齿轮1径向综合公差Fi''''1=0.05820
齿轮1基节极限偏差fpb(±)1=0.01526
齿轮1螺旋线波度公差ffβ1=0.01715
齿轮1轴向齿距极限偏差Fpx(±)1=0.01421
齿轮1齿向公差Fb1=0.01421
齿轮1x方向轴向平行度公差fx1=0.01421
齿轮1y方向轴向平行度公差fy1=0.00710
齿轮1齿厚上偏差Eup1=-0.06495
齿轮1齿厚下偏差Edn1=-0.25981
齿轮2齿距累积公差Fp2=0.05524
齿轮2齿圈径向跳动公差Fr2=0.04157
齿轮2公法线长度变动公差Fw2=0.03208
齿轮2齿距极限偏差fpt(±)2=0.01624
齿轮2齿形公差ff2=0.01235
齿轮2一齿切向综合公差fi''2=0.01715
齿轮2一齿径向综合公差fi''''2=0.02300
齿轮2齿向公差Fβ2=0.00630
齿轮2切向综合公差Fi''2=0.06759
齿轮2径向综合公差Fi''''2=0.05820
齿轮2基节极限偏差fpb(±)2=0.01526
齿轮2螺旋线波度公差ffβ2=0.01715
齿轮2轴向齿距极限偏差Fpx(±)2=0.00630
齿轮2齿向公差Fb2=0.00630
齿轮2x方向轴向平行度公差fx2=0.00630
齿轮2y方向轴向平行度公差fy2=0.00315
齿轮2齿厚上偏差Eup2=-0.06495
齿轮2齿厚下偏差Edn2=-0.25981
中心距极限偏差fa(±)=0.02580
八、强度校核数据
齿轮1接触强度极限应力σHlim1=1150.0(MPa)
齿轮1抗弯疲劳基本值σFE1=640.0(MPa)
齿轮1接触疲劳强度许用值[σH]1=1591.9(MPa)
齿轮1弯曲疲劳强度许用值[σF]1=595.0(MPa)
齿轮2接触强度极限应力σHlim2=1150.0(MPa)
齿轮2抗弯疲劳基本值σFE2=640.0(MPa)
齿轮2接触疲劳强度许用值[σH]2=1591.9(MPa)
齿轮2弯曲疲劳强度许用值[σF]2=595.0(MPa)
接触强度用安全系数SHmin=1.00
弯曲强度用安全系数SFmin=1.40
接触强度计算应力σH=388.3(MPa)
接触疲劳强度校核σH≤[σH]=满足
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力σF1=49.2(MPa)
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力σF2=49.2(MPa)
齿轮1弯曲疲劳强度校核σF1≤[σF]1=满足
齿轮2弯曲疲劳强度校核σF2≤[σF]2=满足
九、强度校核相关系数
齿形做特殊处理Zps=特殊处理
齿面经表面硬化Zas=表面硬化
齿形Zp=一般
润滑油粘度V50=120(mm^2/s)
有一定量点馈Us=不允许
小齿轮齿面粗糙度Z1R=Rz≤6μm(Ra≤1μm)
载荷类型Wtype=静强度
齿根表面粗糙度ZFR=Rz≤16μm(Ra≤2.6μm)
刀具基本轮廓尺寸HMn=Hao/Mn＝1.25,Pao/Mn＝0.38
圆周力Ft=1319.17667(N)
齿轮线速度V=0.00565(m/s)
使用系数Ka=1.10000
动载系数Kv=1.00109
齿向载荷分布系数KHβ=1.00000
综合变形对载荷分布的影响Kβs=1.00000
安装精度对载荷分布的影响Kβm=0.00000
齿间载荷分布系数KHα=1.30008
节点区域系数Zh=2.49457
材料的弹性系数ZE=189.80000
接触强度重合度系数Zε=0.87703
接触强度螺旋角系数Zβ=1.00000
重合、螺旋角系数Zεβ=0.87703
接触疲劳寿命系数Zn=1.42708
润滑油膜影响系数Zlvr=0.97000
工作硬化系数Zw=1.00000
接触强度尺寸系数Zx=1.00000
齿向载荷分布系数KFβ=1.00000
齿间载荷分布系数KFα=1.44271
抗弯强度重合度系数Yε=0.69314
抗弯强度螺旋角系数Yβ=1.00000
抗弯强度重合、螺旋角系数Yεβ=0.69314
寿命系数Yn=1.30149
齿根圆角敏感系数Ydr=1.00000
齿根表面状况系数Yrr=1.00000
尺寸系数Yx=1.00000
齿轮1复合齿形系数Yfs1=4.06203
齿轮1应力校正系数Ysa1=1.65421
齿轮2复合齿形系数Yfs2=4.06203
齿轮2应力校正系数Ysa2=1.65421
8、校核修正：
已上校核是在假设钢管直径为150mm的基础上进行的，但此校核对于每米长度质量小于102.99kg的钢管都适用。因此，建议适用钢管型号如下：管径适用102～299mm（根据几何结构确定）
管径 壁厚 管径 壁厚 102 3.5～24 159 4.5～32 108 4～28 168 5～30 114 4～28 180 5～26 121 4～28 194 5～24 127 4～30 203 6～22 133 4～32 219 6~20 140 4.5～36 245 6.5~18 146 4.5～36 273 6.5~16 152 4.5～36 299 7.5~14 此数据仅对转轴与管子平行的支撑轮适用，对于另一种支撑形式，承载重量足够，但由于几何尺寸的限制，适用管径范围会小得多。
总结
本次大作业是我们在本科阶段第一次比较严谨的机械设计训练。经过这次训练，我们对于机械设计中所涉及的整个过程有了一个较为全面的了解，对于各个细节的处理有了实践的感受。机械设计是一个创造力与实践经验相结合的过程，光有想象，没有付诸实现的可行方案是不行的。有些东西必须要深入细致的动手做才能明白其中的精妙之处。当然，我们对机械设计还是处于非常缺乏经验的阶段的，设计中不免有很多疏漏和不合理之处。不过，我们最重要的收获就是培养了团队合作的能力，积累了实际设计的经验。在以后的学习中，我们会好好利用这次任务中的收获，更加注重把想法具体化，实用化，逐步积累经验，以增强自己分析问题，解决问题的能力。
分工：
原理性方案，矛盾分析，总体方案设计共同完成
轴系的结构设计，机架设计董源
杆系设计，轮结构设计梁欣欣
几何布局设计，强度和寿命校核，巫雨帆
原始需求
功能需求（参数描述）
技术矛盾分析
原理性方案
设计实现
实际验证
优点：1、调速范围广；2、易于总体布置；
3、能缓冲吸振；4、容易实现过载保护；
5、体积小、重量轻；6、操作简便省力；
7、元件标准化、系列化、通用化。
缺点：1、泄漏大、能量损失大、发热大、效率低；
2、制造精度高，不易检修；
3、受温度影响较大；
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