门式锯机升降机构及走行机构设计

门式锯机升降机构及走行机构设计摘 要门式锯机作为锯切机械的一种，主要用来锯切各种复杂断面形状的轧件，能够获得断面整齐的定尺产品。锯切机械一般装设在轧机后面的生产线上,在很多情况下，整个轧钢车间的生产量常因锯机生产能力的限制而受到影响。门式锯机的主要机构有四部分：走行机构、升降机构、锯片进给机构和锯切机构。通过这四部分实现锯机的行走、锯片的升降、进退和旋转运动。本文主要介绍，锯机的走行机构和升降机构的设计。包括升降机构电动机的选择、螺旋升降器的选择、联轴器的选择、固定升降机构的梁的结构设计和校核，走行机构电机的选择、链传动的设计、轴的设计、轴承的选择和校核、轴承座的选择、蜗杆减速器的选择、机架和立柱的结构设计和校核等内容。本次毕业设计的目的在于对一般的机械结构进行设计和校核，熟练掌握各种机械手册的用法，熟练掌握 Auto-CAD 的使用方法，掌握一般零件的设计原则及方法，掌握一般标准零部件的选用原则，培养独立动手的能力。关键词：升降机构;走行机构;机架和立柱;横梁ABSTRACTAs a kind of sawing mechanical, frame sawing machines mostly are used to sawing all kinds of sophisticated sectional form，be able to set this type of workpiece obtain section regular to certain size product. sawing machine general is furnished at the end of roll product line. In many cases,the production of rolling plant is limited to the manufacturability of sawing. The principal organ of frame sawing machines is: running mechanism,elevating mechanism,feeding mechanism of saw blade and sawing institution.By using of this tetramerous to realize the steping of sawing, fluctuating of saw blade, advance and retreat and whirling motion. This paper mostly introduce,the design of running mechanism and elevating mechanism of sawing. Include elevating mechanism, selecting motor,selecting screw riser, selecting coupling,designing and checking girder of fixing elevating mechanism, selecting electric motor of running mechanism,designing of chain-driven,designing axial, selecting and checking bearing, selecting pillow, selecting worm reducer, physical designing and checking chassis and upright.The design for graduation is aimed at designing and checking for general mechanical structure, grasping using of different kinds of mechanical handbook, grasping using of Auto - cad, grasping design philosophy and method of general component, grasping attach principle of general standards component, grasping ability for touch unassisted.Keyword ： Elevating mechanism；Running mechanism；Chassis and Upright；Beam目 录1.绪论 .11.1 选题的背景和意义 .11.1.1 工业生产中的应用 .11.1.2 锯机的分类和组成 .11.1.3 锯机的发展历史 .11.2 国内外的研究现状 .31.2.1 国外的研究现状 .31.2.2 国内的研究现状 .31.3 本文的研究内容 .32.总体方案设计 .52.1 主要技术参数 .52.2 具体的设计方案 .52.2.1 走行机构的设计 .52.2.2 升降机构的设计 .53.升降机构的设计 .73.1 电动机的选择 .73.2 螺旋升降机的选择 .73.3 联轴器的选择 .83.3.1 电机端半联轴器的选择 .83.3.2 螺旋升降机端半联轴器的选择 .93.4 固定升降机构的梁的结构设计和校核 .93.4.1 梁的结构设计 .93.4.2 梁的校核 .104.走行机构的设计 .154.1 走行机构电机选择 .154.2 链传动的设计 .154.2.1 链传动的特点 .154.2.2 链的传动设计 .164.3 轴的设计 .194.3.1 选择轴的材料 .194.3.2 按扭转强度初步计算轴径 .204.3.3 轴的结构设计 .204.3.4 轴上受力分析 .214.3.5 合成弯矩和转矩 .244.3.6 轴的强度校核 .255.结论 .29致 谢 .30参考文献 .311.绪论1.1 选题的背景和意义1.1.1 工业生产中的应用门式锯机作为锯切机械的一种，用来将轧制后的型材切头、切尾或定尺。主要用来锯切各种复杂断面形状如重轨、钢管坯、薄管坯等：因为这类断面轧件如果用剪切机剪切，切口会压扁或弯曲，不能保证切口断面质量,而门式锯机能够获得断面整齐的定尺产品。锯切机械在轧钢车间里是辅助设备，一般装设在轧机后面的生产线上。轧件多为断面形状比较复杂的高温型材，在现代生产中，为了提高产品质量，提高成材率，随着长尺轧制、长尺冷却、长尺矫直技术的应用，锯机已成为定尺的重要工具。在很多情况下，整个轧钢车间的生产量常因锯机生产能力的限制而受到影响。1.1.2 锯机的分类和组成根据工作方式和结构形式，锯切机械可以分为两类：1.锯机。用于（停放着的）单根或整束轧件的切头、切尾或切定尺长度。锯切常温轧件的锯机称为冷锯机，锯切高温轧件的锯机称为热锯机。2.飞锯机。用于将运行中的轧件切头、切尾或切定尺长度。飞锯机也可以分为冷飞锯机和热飞锯机。门式锯机则综合了锯机和飞锯机的优点。这种锯切机设备重量轻，生产率高，锯切质量好并且可以锯切较硬的钢种。门式锯机的主要机构有四部分：锯机走行机构、锯机升降机构、锯片进给机构和锯切机构。通过这四部分实现锯机的行走、锯片的升降、进退和旋转运动。本文主要介绍，锯机的走行机构和锯机升降机构。1.1.3 锯机的发展历史早期的锯机是固定式的，既无横移机构也无送进机构，锯切时用气动小车将轧件送往锯片。这种固定式锯机的主要优点是设备简单，重量轻，生产率也比较高。但是这种锯机由于用气动小车送进轧件，在送进过程中常将轧件推弯，从而使锯切后的切口断面和轧件轴线不垂直，影响产品质量。所以，固定式锯机逐渐被移动式锯机所取代。随着轧钢车间产量和轧件断面的增大，工作行程较长和生产率较高的滑座式热锯机，在大型及中型型钢车间得到广泛应用。早期的滑座式热锯机，滑座的送进是沿着滑道滑行前进的，因滑道磨损快，需要经常更换滑道衬板，维护不便；此外，当滑道磨损后，滑座不能保持平直的向前滑动，从而增加了锯切时锯机的振动幅度。因此，现在我国多用滚轮送进代替滑道送进。老式的齿轮齿条式横移机构虽然自锁性能较好，但是，横移齿轮和齿条常被油泥，铁屑堵塞，不易清除，锯机横移困难，造成齿面过快磨损。滚轮则克服了这个缺点，但必须装设有将锯机夹紧在轨道上的夹轨器，以防止锯机在工作时因行走轮移动而改变轧件的定尺长度，影响锯切质量。一般锯机采用手动式夹轨器，结构较简单，但操作不便。现在多采用液压传动夹轨器，当锯机工作时，夹轨器夹紧轨道的头部，横移时夹轨器松拖。锯切完毕，松开夹在轨道上的夹轨器，锯切机构返回原位，轧件继续向前移动。此种方式虽然严格保持同步，但只用于轧件运行速度较低（一般不超过1m/s）的生产流程中。门式锯机采用直线导轨实现行走运动。直线导轨又称滑轨、线性导轨、线性滑轨，用于直线往复运动场合，拥有比直线轴承更高的额定负载，同时可以承担一定的扭矩，可在高负载的情况下实现高精度的直线运动直线轴承主要用在自动化机械上比较多，像德国进口的机床、纸碗机、激光焊接机等等，当然直线轴承和直线轴是配套用的。像直线导轨主要是用在精度要求比较高的机械结构上,滑块使运动由曲线转变为直线。直线轴承是与淬火直线传动轴配合使用，作无限直线运动的系统。负荷滚珠和淬火传动轴因为是点接触，容许载荷较小，但直线运动时，摩擦阻力最小，精度高，运动快捷。无论是滑动送进还是滚轮送进，其设备重量都较大，四连杆式锯机设备重量比较轻，而且装设有送进齿轮和齿条传动，工作行程也比较大，所以应用较多。送进机构的电动机装在锯座上，经过减速机及安全连轴器使曲柄摆动从而带动锯架前后移动，实现进锯和退锯，所以必须合理的选择曲柄和连杆尺寸才可以保证锯片基本上是水平移动的。曲柄的下端有与它做成一体的扇形平衡重，以平衡可移动系统的重量，降低送进电动机的能耗。为了提高锯切端面质量和定尺精度，门式锯机用螺旋升降机构代替四连杆机构。锯片的升降运动是通过螺旋升降机带动移动梁，沿着立柱上、下移动来实现的，螺旋升降机构一端在顶梁上，另一端伸出的螺杆固定在移动梁上，通过螺旋传动，将螺母的旋转运动转变为螺杆的直线运动，从而实现了锯片的升降运动。螺旋升降器结构主要为由机身、含内螺纹之铜件、螺杆及其它附件组成。在设计规范上从0.5吨-100吨，有多种规格。其动态承受力从0.3吨-26吨，举升速度可高达3600mm/min。螺杆端在应用上又可分为顶板式、栓孔式、牙口式、平口式。螺旋升降器具有体积小、功能多、重量轻、无噪音、结构紧凑、安装方便、灵活、动力源广、传动效率高、使用寿命长等特点。可以顶升、降落、提升、下压、推进、翻转等多种安装使用方式。螺旋升降机可单台或多台组合使用。1.2 国内外的研究现状1.2.1 国外的研究现状国外的工业相当发达，像德、美、日等发达国家的锯切技术已达到领先水平，其可靠性、准确率、及效率都较高，而且维修率较低。已走在当今的锯切技术前沿，其主要的趋势如下：（1）加工精度进一步提高。采用先进的变频电动机驱动，精密的滚珠丝杠和激光定位方式，配以伺服控制的液压系统，由计算机自动在线监控锯切全过程，锯片速度、进给速度、卡紧力均可做到任意控制、最优化组合，由此提高锯机的加工精度。（2）锯机加工高效化、范围扩大化。提高锯切效率，尤其是提高厚材及硬质合金效率，避免锯切成为整条生产线的瓶颈，一直是锯切技术领域多年的关注的焦点。（3）锯机的全数控化、网络化。大型工件的切割过程往往持续数小时，为保证一人多机的生产条件，提高锯切加工的精度和效率，锯切过程的全数字化势在必行。1.2.2 国内的研究现状锯机在近年来在国内有了飞速的发展。然而必须看到，我们目前所做的工作，无论是锯床的电控设计方面还是机械设计方面，仍然是仿制国外七，八时年代的同类产品。随着机械加工工业的崛起和冶金轧制企业整体工业基础的提高，对于锯机的各种技术性能也提出了更高的要求，所以急需研制更高性能的各种锯机。1.3 本文的研究内容本文研究的门式锯机主要由四部分组成:锯切机构、升降机构、进给机构和走行机构。四大机构分别能够实现锯片的旋转、升降、进退以及走行运动。本文主要介绍锯机的走行机构和升降机构的设计。包括升降机构电动机的选择、螺旋升降器的选择、联轴器的选择、固定升降机构的梁的结构设计和校核，走行机构电机的选择、链传动的设计、轴的设计、轴承的选择和校核、轴承座的选择、蜗杆减速器的选择、机架和立柱的结构设计和校核等内容。本次毕业设计的目的在于对一般的机械结构进行设计和校核，熟练掌握各种机械手册的用法，熟练掌握 Auto-CAD 的使用方法，掌握一般零件的设计原则及方法，掌握一般标准零部件的选用原则，培养独立动手的能力。2.总体方案设计2.1 主要技术参数1)锯切直径 400mm；2)升降机构的升降速度 V1=0.05m/s；3 走行机构的走行速度 V2=0.1m/s；4)驱动方式为电动驱动。2.2 具体的设计方案根据设计要求本设计升降机构和走行机构，具体设计方案如下：根据锯切及进锯机构的重量，计算出符合要求的电机，根据锯机要求的升降速度计算出螺旋升降器的转速，从而确定出传动比，选取螺旋升降器。根据电机的输出端直径转速及扭矩选取电机端联轴器，根据螺旋升降器的输入端直径确定升降器端的联轴器。根据电机和螺旋升降器的安装位置确定梁的宽度，根据设计要求确定梁的跨度。初步设计梁的尺寸，对梁进行受力分析及校核，画升降机构的草图，查看机构中各零件是否有干涉的地方再进行修改，优化设计。2.2.1 走行机构的设计走行机构的设计，首先确定各部分的重量，进而计算出走行机构驱动的电机功率。根据设计车轮的直径及走行速度确定大链轮的转速，对链轮进行初步设计。确定链传动的传动比及大，小链轮的齿数，链传动的中心距等参数，对链传动校核。根据小链轮的转速及电机的转速确定螺杆减速器的传动比，选择蜗杆减速器。根据电机及减速器选择联轴器，根据蜗杆输出轴确定输出端联轴器，根据车轮直径对走行机构的轴受力分析及校核，然后选择轴承及校核，计算轴承寿命。2.2.2 升降机构的设计机架及立柱设计根据设计要求的跨度初步设计机架草图，然后对机架进行受力分析及校核。各部分初步设计之后，根据各部分机构画总装配图，根据走行螺杆减速器的中心高及链传动的中心距及偏角确定车轮轴的安装位置，确定车轮的位置后确定轴承座的位置，从而确定机架上电机及轴承座底座的位置及尺寸。在画装配图的过程中遇到问题时再对设计进行调整，从而使设计结构合理化。图 2.1 升降及走行机构简图3.升降机构的设计3.1 电动机的选择升降机构用于使锯切机构和进锯机构作垂直运动。当锯切机构和进锯机构将工件锯切之后，由升降机构将锯片抬起。这样进锯机构就可以将锯片空转退回原位。所以升降机构承载锯切和进锯机构的总重量。已知锯切机构的重量为 Q=2800N，进锯机构的重量为 =3100N,机构的升降速度为 =0.05m/s，则升降机构所需电机功率为：GV（3.1）GQFN)(kw295.05.09由于该锯机的锯切机构和进锯机构的升降均由此电机完成，所以该电机的工作负荷比较大，为了满足要求，应选一个比较大容量的电机，在此选取一个安全系数为10，则 =2.95kw.通过查文献 1表 4.12-2，初选电机型号为 Y100L-2.。详细电机参数N见表 3.1表 3.1 电机参数表3.2 螺旋升降机的选择螺旋升降机提供强制机械运动，精确的定位和稳定的提升速度。标准构造包括直立或倒立形式，移动或旋转螺旋升降机，法兰，螺纹或铰接端。根据升降机构的升降速度 =0.05m/s 及承载的重量 =5900N=0.59t,查文献 2选择承载能力为 1 吨VGQF螺旋升降器即可满足要求。考虑到螺旋升降安全性选取安全系数为 K=2，则最终选取2 吨螺旋升降机。型号为 M9001,螺距为 P=0.25 英寸，螺杆直径为 d=1 英寸，速比为i=6,结构形式为倒立构造，铰接端。（3.2）601Vnmin/r472.25.螺旋升降机丝杠转速1n电动机型号 额定功率 kw 额定转速 r/min 额定电流 A 中心高H/min 外伸轴段D E/min电机质量 kgY100L-2. 3.0 2870 6.39 100 6028 33V升降机构的升降速度P丝杠螺距（3.3）6/21nimin/r83472ni螺旋升降器速比电动机输出转速2n所得电机输出转速符合初选电动机额定转速。螺旋升降器的重量是 17 磅=7.718 公斤。3.3 联轴器的选择联轴器是联结两轴或轴和回转件，在传递运动和动力过程中一同回转而不脱开的一种装置。此外，联轴器还可能具有补偿两轴相对位移，缓冲和减振以及安全防护等功能。通过对各种联轴器的比较，凸缘联轴器具有结构简单，工作可靠，装拆方便，刚性好，传递转矩大等特点，满足升降机构的传动要求，所以拟选用 YL 型凸缘联轴器。由于电机端与螺旋升降机输入端输入端距离较短，所以选择标准联轴器分别与电机和螺旋升降机相联，并在中间加带法兰的接管与两个半联轴器相联实现传动目的。3.3.1 电机端半联轴器的选择根据电机功率及转速计算联轴器的理论转矩（3.3）nNT950m8.273根据文献3表 29.1-1 联轴器的工况系数为 K=1.9,计算转矩（3.4） TcmN97.18.N电机额定功率n电机额定转速K电机的工况系数由于电机输出端轴径 d=28mm 长度 L=60mm 所以在文献 4表 11-4 查得 LY4 凸缘联轴器的轴孔直径符合要求，而且该联轴器公称转矩 Tn=112 Tc=18.97 ,许用mN转速n =9500r/minn=3000r/min 也符合要求。故选择联轴器的型号为 LY4 联轴器,重量约为 2.47kg，外径 D=100mm。86543628GB3.3.2 螺旋升降机端半联轴器的选择该半联轴器同样选择 LY4 凸缘联轴器。由于该端联轴器于螺旋升降机水平输入端相联，所以联轴器内孔直径根据螺旋升降机输入端直径而定。螺旋升降机输入端直径d=28mm,配合长度 L=60mm。在标准联轴器中无与之相符的标准内径所以该半联轴器的内径为非标准的，型号为 LY4 联轴器 ,重量约为 2.47kg，外径86543628GBD=100mm。3.4 固定升降机构的梁的结构设计和校核3.4.1 梁的结构设计梁的结构设计主要是考虑满足梁的强度和刚度的条件下，尽量减轻梁的重量，且降低成本。故该梁采用焊接结构的空心梁，用厚度为 20mm 的 Q235 钢板焊接而成。考虑到电机两端的输出轴的安装高度于电机的中心高度相等时，其结构尺寸过大，结构不紧凑，为满足电机的安装尺寸要求，所以在安装电动机的梁部分焊接成凹槽形以降低电动机的中心高度其具体的结构尺寸由机架和立柱的总体尺寸确定，其结构简图如图 3.1 所示。 图 3.1 梁的结构尺寸3.4.2 梁的校核Q235 钢的机械性能由文献5表 2.1 查得， 取梁的安,MPa375,Pa235bs全系数 ，则该梁的许用应力为： 。5.2sn 94./sn1. 对梁的静强度校核(1) 对梁受力分析设梁所受的载荷均为集载荷，则对梁的受力简化如图 3.2a 所示。图中 电动机的重力，1FN328.91F升降机构的负载的重量，32、 N2950/F立柱对横梁的竖直支反力1R、为了确保横梁的强度满足要求，计算对各个力均取一个安全系数 S=2,即N64231F5902(2) 计算支反力 N62325906423121 FR(3) 画出横梁的弯矩图 0BAMmN6.124631 CRMDC 4.380598221 EFE该梁在不工作时的弯矩图如图 3.2b 所示(4) 确定危险剖面根据横梁的结构图可知，在固定电机的梁段 E 处，由于设有凹槽结构，即为该横梁的截面尺寸最小处。又根据弯矩图可知，恰恰在该位置横梁所承受的弯矩是最大的。由于可以确定 E 截面为该横梁的危险截面。(5) 强度校核横梁所受的最大应力为： ZIyMmaxmax（3.5） Pa147.05.8.1436横梁所受的最大应力，Mpa;max横梁所受的最大弯矩， 。由弯矩图知， ；MmN mN4.138maxM横梁要校核的截面的危险点到截面形心的距值, ;maxy 02/y横梁的截面对 Z 轴的惯性矩，ZI（3.6）12/33bhBHI对于此截面由公式（3.6）得： 464633 m105.8012.904.17.208. ZI MPa.max则该横梁强度满足要求。2. 锯工作时梁的强度校核(1) 对梁受力分析锯机工作时，锯片受到锯切力的作用，锯切力 F=10801N,设梁所受的载荷为集中载荷，则对梁的受力分析如图 3.3a 所示。图 3.3 梁的受力分析图中 电动机的重力，1FN328.91F锯机工作时，升降机构所受的工作载荷，32、 5.4025032立柱对横梁的竖直支反力；21R、(2) 计算支反力 N289235.40.21321 F(3) 画出横梁的弯矩图 0BAMmN8.4572891 CRMDC9.36021 EFE该梁在不工作时的弯矩图 3.3b 所示(4) 确定危险剖面根据横梁的结构图可知，在固定电机的梁段 E 处，由于设有凹槽结构，即为该横梁的截面尺寸最小处，但弯矩也最小。而根据弯矩图可知，在 C、D 截面处横梁所承受的弯矩相等且最大，但截面尺寸也是最大值。由此可以确定 C、D 、E 截面为该横梁的危险截面。(5) 横梁 C、D 截面强度校核横梁在 C、D 截面所受的最大应力相等，其最大应力为：由公式（3.5）得： MPa195.09.268457maxmax ZIyM横梁所受的最大应力，Mpa;max 横梁所受的最大弯矩， 由弯矩图知， ；MN mN8.457max横梁要校核的截面的危险点到截面形心的距离, ；maxy 602/1y横梁的截面对 Z 轴的惯性矩， ZI对于此截面由公式（3.6）得： 4633 m109.2108.712.0zIMPaPa95.max则 C、D 截面的强度满足要求。(6) 横梁 E 截面强度校核横梁 E 截面所受的最大应力为：由公式（3.5）得： Mpa793.105.84.9366maxmax zIyM横梁所受的最大应力，Mpa；max横梁所受的最大弯矩，N.m.由弯矩图知， ；M mN8.457max横梁要校核的截面的危险点到截面形心的距 ；maxy 02/y横梁的截面对 Z 轴的惯性矩。zI对于此截面由公式（3.6）得：；4633 m105.81204.7.1208. zI Mpa9pa9.max则 E 截面的强度满足要求。4.走行机构的设计4.1 走行机构电机选择已知锯切机构的总重量为 Q=2800N,进锯机构的总重量为 G=3100N，升降机构的总重量为 B=2500N, 机架与立柱的总重量为 W=3000N, 走行机构的总重量为 J=3000N。因此，整个锯机的总重量约为：（4.1）JGFN140303128已知走行机构的走行速度V=0.1m/s 。则所需电机功率：（4.2）VNkw4.10.14综合考虑各方面因素，初选Y90L -4型电机，其参数如表4.1表4.1电机参数表电动机型号 额定功率kw额定转速r/min同步转速r/min中心高H/min外伸轴端 min/ED电机重量kgY90L-4型 1.5 1400 1500 90 5024 274.2 链传动的设计4.2.1 链传动的特点链传动是属于具有中间挠性件的啮合传动，它兼有齿轮传动和带传动的一些特点。与齿轮传动相比，链传动的制造与安装精度要求较低；链轮齿受力情况较好，承载能力较大, 有一定的缓冲和减振性能；中心距可大而结构轻便。与摩擦型带传动相比，链传动的平均传动比准确；传动效率稍高；链条对轴的拉力较小；同样使用条件下，结构尺寸更为紧凑；此外，链条的磨损伸长比较缓慢，张紧调节工作量较小，并且能在恶劣环境条件下工作。链传动的主要缺点是：不能保持瞬时传动比恒定；工作时有噪声；磨损后易发生跳齿；不适用于受空间限制要求中心距小及急速反向传动的场合。链传动的应用范围很广。通常，中心距较大，多轴，平均传动比要求准确的传动，环境恶劣的开式传动，低速重载传动，润滑良好的高速传动等都可成功的采用链传动。鉴于以上链传动的优缺点，走行机构的传动采用链传动。4.2.2 链的传动设计1. 确定大链轮的转速初选车轮的直径D=120mm,走行速度V=100mm/s,（4.3）602DnV由（4.3）得： min/162 r2. 确定链传动的传动比及链轮的齿数选取链传动的传动比i=3，则小链轮的转速为 。根据文i/r48321in献2.22-87表22.2-2，设链轮圆周速度 ，选取小链轮的齿数为 ，s/36.0v 17Z则大链轮的齿数 。53172iZ3. 设计功率 PKac（4.4） kw95.13.mzcadKP（4.5） kw198.287.05以上式中：工况系数，由文献2.22-87表22.2-3 查得 ；aK 3.aKP传递功率，kw。即电机功率， ； k5.1P小链轮齿数系，由文献2.22-87表22.2-4查得 ；z 87.0)19(.Zz多排链排数系数，由文献2.22-87表22.2-5查得 。mK mK4. 链条型号及链条节距 根据文献2.22-87表22.2-2 ，由于设计功率 ，小链轮的转速kw198.2dP，选定链型号为16A，由文献2.22-87表22.2-1查得，所对应的链节距min/r481。.25p5. 验算小链轮轮毂孔径根据文献2.22-83表22.2-6 查得小链轮的最大轮毂孔径为 ，又小链m74axkd轮轮毂孔径 。 ，满足要求。m45kdmaxkd6. 初定中心距最小中心距： （4.6）piZ)1(2.0inm4.35)3(172.0链轮最大中心距： （4.7）a8mx024.5故取 。m760a7. 链长节数（4.8）021210)(apZZpaL83.9476.5)574.262链节数最好为偶数，所以取 。9PL8. 链条长度 （4.9） 10pm438.25969. 理论中心距（4.10） 212121 )()()(4 ZZLZLpapm759.4)2175(8)21796()257196(4.25 10. 实际中心距（4.11）a m75203.7511. 计算链速（4.12）106pnZVs/345.2487，属于低速传动。s/m6.0V12. 有效圆周力（4.13）VPF10N83.4735.13. 作用于轴上的拉力（4.14）eFPK2.45683.705.1 链传动的有效圆周力，单位为 N;eF压轴力系数，对于水平传动PK0.1FPK14. 确定润滑方式链速 链节距 mm，选用人工润滑。,m/s345.0V4.25p15. 计算链轮的主要几何尺寸小链轮分度圆直径（4.15）Zpd180sin由公式（4.15）得： 1180sinZpdm9.367si4.25大链轮分度圆直径由公式（4.15）得：22180sinZpdm7.4351si.16. 链的静强度校核fcAFKQn（4.16） 8.951083.47.16以上式中：n静强度安全系数；Q链条极限拉伸载荷，查文献2.22-87 表 22.2-1；工况系数，查文献2.22-87表 22.2-3， ；AK 3.1AKF有效拉力，即有效圆周力 , ；N8.437F离心力引起的拉力 ,当 时可忽略c 2qvm/s悬挂拉力 查文献2.22-87图 22.2-4，在 和 中选用大者， f F故取1.502 qaKF5.180sin2 qaKF5.18f查文献6表 3.2-3 取 =1.3； q查表 22.2-1 取 q=2.60kg/m;a两链轮中心线于水平面的倾斜角 ；95.16n许用安全系数，取n=4 ；因为 nn,所以链传动满足强度要求。4.3 轴的设计4.3.1 选择轴的材料选用 45 优质碳素结构钢调质处理，查文献3.26-4表 26.1-1， ，MPa650b， ， 。MPa360sPa2701Pa154.3.2 按扭转强度初步计算轴径由于走行机构由一台电机驱动，螺杆减速器将功率分到走行轮上，所以每根轴承担的功率约等于总功率的一半。即 P=0.5P 电机= kw75.01.（4.17）30nAdm7.9165.3轴端车成螺纹，用于 的圆螺母的安装。为使结构紧凑，更好的满足强.42M度要求，综合各方面的因素，取轴端最小直径 。42mind4.3.3 轴的结构设计根据轴的受力，选 60000 型滚动轴承，为了便于轴承的装配，取装轴承处的直径，初选滚动轴承 6010 型深沟球轴承。轴的结构装配如图 4.1 所示。车轮由m501d轴的两端装入，然后用圆螺母锁紧。在轴 50 处装入滚动轴承后，载轴端装上端盖。在小轴端装入大链轮，用圆螺母锁紧。图 4.1 轴的装配图4.3.4 轴上受力分析电机传递给车轮轴的转矩nPT9501 （4.18）mN3.86.链条对链轮的有效圆周力（4.19）VPF1083.4735.将 F 移到车轮轴上为 ，同时增加对车轮轴的转矩EF（4.20）2dFTEmN98.7.4038.7于 基本相等说明计算正确，1TE取 .1TE 与竖直面的夹角EF95.16将其分解为对车轮轴的水平方向力和垂直方向力N5.12670.3cos8.43790cos 。EH。地面对两个车轮的阻力948)516(。VF CBF，将 、 都移到车轮轴上。同时也增加对车轮轴的转矩BCEBCBTDFT21轮（4.21） mN9.438.7从而可以计算出 .7162轮DFCB地面对两个车轮的支撑力 N180,N304NCBCBG详细的受力分析如图 4.2 所示。图4.2 轴的空间受力图1. 水平面内的受力分析图 4.3 轴水平面受力图图 4.4 轴水平面弯矩图 0HEDCBHAFRFRAMHEHDCB得 N38.456R0D0EFACFBHH得 N15.769R则水平面内的弯矩为 0HAMm71.6325.81.769ABRMHB mN98.61348.)( CFAHC N.DEH0M2. 垂直面内的受力分析图 4.5 轴垂直面受力图图 4.6 轴垂直面弯矩图0VDCBVAERNRFMAEFNVVDCS得 N08.716RA0CBEFVAV得 N87.642R则垂直面内的弯矩为0VAMm04.53.827.64BRVAB N1.61CNMVCmN97.286DEFMV04.3.5 合成弯矩和转矩合成弯矩 （4.22）2VH由公式（4.22）得： mN92.634)0.5(71.632222 VBHBM798CC .24.22 VDHD转矩 438BTmN3CTmN98.DTN计算弯矩，转矩按脉动循环变化处理， 6.022MCA（4.23）由公式（4.23）得： mN39.687.436.092.34222 BBCATM07C2.8.2222 DCAD图 4.7 轴的合成弯矩图 图 4.8 轴的弯矩图图 4.9 轴计算弯矩图从以上的弯矩图中可以看出 C 出为危险截面。4.3.6 轴的强度校核1. 按弯扭合成校核轴的强度对危险面进行校核：（4.24）WTMca22因为此处为扭转切应力为脉动循环变应力，所以 6.0由公式（4.24）得： MPa60Pa5.18651.0)9.43(37651.0)( 1223221 TMca .).8(7.)( 13223222 ca故轴的强度满足要求。2. 精确校核轴的疲劳强度（1）校核截面 C:抗弯截面系数 （4.25）31.0dW3m5.2746抗扭截面系数 （4.26）32.0dWT3m5496弯矩 和弯曲应力 为：Mb由 和 T 按比例可计算得：1 370MN=24.16 Mpa （4.27） 5.246Wb扭矩 T 即扭转应力 为： T= 438990Tm= （4.28 ） TMpa8054923过盈配合处的 值，由参考文献7附表 3-8 求出， =2.63,并取 ，于是 k kk8.0=2.63 =k1.263.80轴按磨削加工，由参考文献7附图 3-4 得表面质量系数 故得综合影响92.0系数为： （4.29） 1k72.9.063.2（4.30）1k9.2.012所以轴在截面 C 处的安全系数由参考文献7表 3-1 及 3-2 查得碳钢的特性系数，取05.,1.makS1（4.31） 18.40.16247.5（4.32） makS73.12805.19.2（4.33） SSca5.16.73.18.42由参考文献3查得 S=1.5 故该轴在截面 C 处的强度是足够的。（2）校核 D 截面：抗弯截面系数由公式（4.25）得： mm1250.03W3抗扭截面系数由公式（4.26）得： =25000mm3.T3弯矩 及弯曲应力 由 可计算得：MbM、 21M = 300000 mN由公式（4.27）得： Pa241503Wb扭矩 T 及扭转应力 为： T=87