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移钢车
移动
机构
设计
开题
14
CAD
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移钢车移动机构设计含开题及14张CAD图,移钢车,移动,机构,设计,开题,14,CAD
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移钢车移动机构设计摘 要本次毕业设计课题为移钢车移动机构的设计。 我的设计内容主要是移钢车移动机构的传动方案的选择，相关零部件的选择和校核，非标准件的机构设计以及移钢车上零件的布置。移钢车是棒材车间里的一台重要辅助设备，其作用是将方钢从运送辊道移至炉前辊道，在连铸生产和轧钢生产中起着非常重要的作用。此移钢车根据现有移钢车图纸进行分析和设计，并在此基础上研究国内外新型移钢车的结构特点，设计并绘制出自己的移钢车的装配图以及相应的零件图。图纸基本采用Autocad2007和Caxa二维软件进行绘图。本文主要运用材料力学，机械制图，机械设计，机械原理等内容来设计校核相关的零部件，完成了移钢车移动机构设计中的车轮、减速器、联轴器、电机、制动器的选择,确定了端梁、车轮轴、车轮套结构形状尺寸。 本次设计的目的是根据其要完成的功能来设计移钢车移动机构的结构，以使移钢车满足相应的生产要求。通过理论计算，设计出了噪音小、运行平稳、工作安全可靠的移钢车。关键词： 移钢车；机构设计；制动器AbstractThe topic of this graduation project is shifting mechanism design for the steel shift cart. The main content of my design is to choose the shifting mechanism transmission,choose and check related parts,design the non-standard fasteners and arrange the parts of the steel shift cart.The steel shift cart is a important supporting facility in material workshop, its function is to move steel from transport roller table to stokehole table .The steel shift car plays a very important role in continous casting production and steel-rolling production.The steel shift carts design and analysis is based on the drawings of the steel shift cart which we have, meanwhile, we also study other type of steel carts which are used worldwidely ,an finally get my only design.I use two-dimensional software Autocad2007 and Caxa to draw diagrams.Materials mechanics, the machine design, and so on are mainly used to carry on the computation, which introduced the way to choose the wheel ,reduction gear, shaft coupling, electrical machinery, brake, end girder, axle tree, the vehicle wheel cover, and the size determination of the structure and shape.The designs goal is to define shifting mechanism structure of the steel shift cart according to the function it is been required and meet the corresponding production requirements. Through the theoretical calculation, I have designed the noise slightly, the movement steady, the job safety reliable moved the steel vehicle.Key words: Steel shift cart ;Mechanism design;Brake目 录绪论11 移钢车相关参数的选定31.1移钢车起重量的选定31.2移钢车跨度的选定31.3移钢车运行速度的选定41.4移钢车的工作效率和工作级别41.5移钢车重量估计42 移钢车载荷的计算52.1外载荷确定方法52.1.1起重载荷52.1.2移钢车自重载荷52.1.3动载荷52.1.4移钢车运行在不平道路的冲击载荷82.1.5车轮侧向载荷82.2载荷的组合103 机构的传动方案113.1分别传动的移动机构的布置方式113.2集中传动的移动机构的布置方式133.3其他传动方案144 移钢车的设计计算154.1确定传动机构方案154.2选择车轮与轨道并验算其强度154.3运行阻力计算174.4选择电动机184.5验算电机发热条件184.6选择减速器194.7验算运行速度和实际功率194.8验算启动时间204.9起动工况下校核减速器功率214.10选择联轴器224.10.1机构高速轴上的计算扭矩234.10.2低速轴的计算扭矩234.11低速浮动轴的验算234.11.1疲劳强度验算234.11.2静强度验算245 制动器的选择256 移钢车主动齿轮和齿条的设计266.1主动齿轮和齿条的尺寸设计266.2齿轮传动的强度计算286.2.1基本计算参数286.2.2齿轮受力分析296.2.3齿根弯曲疲劳强度计算306.2.4齿面接触强度的计算347 端梁的设计357.1计算载荷的确定357.2端梁垂直最大弯矩357.3端梁水平最大弯矩357.4端梁截面尺寸的确定367.5端梁的强度验算378 车轮轴的设计计算399 轴承的校核43结论45参考文献46致谢47IV绪论移钢车被广泛用于热轧管线车间和连铸方坯车间，根据其根据其用途的不同可分为热钢移钢车和冷钢移钢车。热刚移钢车主要布置在热轧管线车前的炉前和连铸方坯车间的运输辊道中转处。作为热轧管线车间的炉前设备，它主要和辊道、冷床、推钢机共同完成作业，从辊道运送来的管线轧制热轧方坯到达移钢车处时，由移钢车将方坯抓起，然后横向运送至冷床，冷床上的方坯再由推钢机推送至炉内。在连铸方坯车间，移钢车作为辊道运输中转设备，从连铸机运送来的定尺方坯，到达指定位置时需要转换辊道运输，这个工作就是由移钢车来完成的，移钢车将原辊道上的方坯抓起，然后横向运送到另一并行辊道上，实现方坯在运送辊道上的转移。 冷钢移钢车则主要布置在管线车间的成品精整或捆扎处。例如布置在无缝钢管生产车间的移钢车，当无缝钢管轧制完毕后，经过运送辊道运送到冷床，在冷床上冷却到一定温度后再由出管辊道运送到切割区切割成定尺长度，将切割后的定尺钢管转移到精整线的工作就是由冷钢移钢车来完成的。移钢车的工作原理并不复杂，其运行机构和桥架式起重机相仿，结构形式也基本类似桥架式起重机，唯一不同的就是有钢钩升降装置，钢钩将所运材料抓起，移钢车再沿轨道横向移动，达到移动材料的作用。移钢车没有具体型号，它是根据生产实际情况设计和制造的，小的移钢车的轨距低于1000mm，大的移钢车轨距超过20m，其运载能力也完全根据实际需要设计，最后根据现场环境和运载能力要求设计移钢车结构、运行机构和升降装置。例如轨距为730mm的小型移钢车，它的作用是用来运移长度小于700mm大于400mm的小型棒材或方坯，从外观来看它更像是一个可沿轨移动的小车，其升降装置安装在小车壳体内部，从外面并不能直接看到，其升降装置同样采用的液压驱动方式，由于运载载荷小，该移钢车采用单一驱动轮驱动，电机直接与减速箱相连，减速箱低速轴通过浮动齿轮连轴器与驱动轮相连。而轨距为16m的大型方坯移钢车更像是单梁桥架式起重机，其机架采用箱形钢板焊接梁，箱形梁相比桁架梁虽然重量较后者重，但其制造过程比桁架梁简单，安装维修更方便。该移钢车升降装置也采用液压驱动方式，由单一油缸完成升降运动。因为该移钢车运载载荷较大，故采用六轮对称分布结构，两端中间轮为驱动轮，驱动轮采取集中驱动方式，一台电动机和一个减速箱布置在箱形梁上表面中间，电机和减速箱高速轴直接用普通连轴器相连，减速箱两根低速轴通过十字万向连轴器与驱动轮相连。目前国内各企业所使用的移钢车都是根据企业生产线实际要求设计的，但大多使用在载荷不大的情况下，因为在较大载荷时，可由推钢机和升降台的组合完成移钢车所要完成的作业。移钢车的结构形式，运行机构，升降机构都是由移钢车制造单位或设计院设计，在实现暨定功能的前提下，要尽量使移钢车结构简单，制造简便，成本低廉。当前移钢车的主体结构型式主要有桁架式、箱型梁式，空腹桁架式，但主流结构型式采用箱型梁式，这主要是因为该结构承载效果好，而且制造相对简单。而运行机构主要采用集中驱动，因为移钢车应用在小载荷工况，集中驱动不但能保证运力而且能保证两好的同步性。随着液压技术的进步，升降装置基本都采用液压驱动方式，这样能尽量减小升降过程中的冲击，也能快速实现升降。国外移钢车的发展虽早于国内，但现在基本处于相同的发展水平，因为其结构型式和所完成功能相对固定，单从机构和零件来看，国内国外基本看不出差距，但从机构性能和寿命，零件质量来看，国外优于国内，最主要的差距存在于移钢车的智能运行和控制方面，国内在这方面还要进行大量研究，如何减小运行中的冲击和运行的平稳，以及整个移钢车的运行稳定性还需要我们下苦功。从整个移钢车发展现在来分析，本课题所要设计的移钢车也必须依照生产实际设计，先从功能性分析着手，然后在逐步确定设计方案，遵循设计要求。本课题移钢车作用在管线轧制车间的炉前，因为在方坯进炉前要进行方坯运行的换滚道过程，这个过程就必须利用移钢车来完成，虽然推钢机能同样达到使方坯换滚道的功能，但推钢机的使用会造成对方坯表面的划伤，划伤后的方坯经轧制后易产生裂纹或造成短裂，严重影响轧制产品的质量，而移钢车的使用能尽可能小的对方坯表面质量产生影响。从生产线的布置和空间范围来看，移钢车的使用也是切实可行的。本课题为移钢车移动机构的设计,因此要完成端梁、轮子、车轮轴、车轮套、主动齿轮的设计计算,以及传动轴、联轴器、轴承座、电机、减速器的选择计算.1 移钢车相关参数的选定1.1移钢车起重量的选定起重量Q应选自GB78387规定的起重标准数列，并等于或稍大于需要一次搬运的最大重量。额定起重即正常工作条件下的最大起重量。GB78387规定的起重量Q（t）系列（部分）：1; 1.25; 1.6; 2; 2.5; 3.2; 4; 5; 6.3; 8; 10; （11.2）; 12.5; （14）; 16; （18）; 20。(括号中的应尽量避免选用)设计中所提供的方钢规格为（mm）。由表1.1可查得方钢理论质量Q=4.236t。 表1.1：方钢规格表（部分） 因为方钢重量Q=4.236t，且移钢车起重量应该尽量能承受大的载重量，满足更多的生产要求，故选择起重量为10t.1.2移钢车跨度的选定移钢车的跨度L应符合相应的国际规定表1.2：移钢车的跨度L（m）（摘自GB79065）厂房跨度L9121518移钢车跨度L（起重量Q=350t）7.510.513.516.5根据方钢长度和厂房结构，选取移钢车跨度L=10.5m1.3移钢车运行速度的选定移钢车运行速度一般均小于90120m/min，通常在4090m/min之间较合适。过慢则降低生产率，过快则起动和制动时冲击振动过大。如果移钢车的行程长，可以快些；行程短则宜慢些。根据设计实际可选择运行速度=75m/min1.4移钢车的工作效率和工作级别移钢车每小时的生产率应满足车间的生产要求。移钢车的生产率一般可按移钢车各机构的额定工作速度、各机构的平均工作行程，并按各机构不同时动作的条件，推算出每次搬运所需的工作时间，再加上估计装卸辅助时间，便可确定每一个工作循环所需的时间，进而算出移钢车的生产率。 移钢车移动机构的工作级别取或，这是根据一般的使用情况统计的结果得出的。 故移钢车移动机构的工作级别取。1.5移钢车重量估计根据现有产品情况，此设计的移钢车的重量在10t左右，故取设计计算重量G=。2 移钢车载荷的计算2.1外载荷确定方法作用在移钢车上的外载荷有：起重量载荷、自重载荷、机构的不稳定运动状态时（起动或制动）引起的惯性动力载荷、移钢车运行通过不平轨道接头时引起的冲击载荷、移钢车运行歪斜啃轨时产生的车轮的侧向载荷等。此外，在某些特殊场合下还要考虑移钢车参加某些工艺性操作引起的载荷和在安装及运输过程中引起的载荷、冰雪载荷、温度变化载荷以及地震载荷等。根据我国情况，对于一般移钢车地震载荷和冰雪载荷可以不予考虑。而安装和运输载荷取决于安装和运输工具和方法，可根据具体情况进行计算。下面对上述几种长见的外载荷确定方法加以说明。2.1.1起重载荷起重量载荷就是指移钢车工作时起升的额定的（最大的）物品质量的重量。2.1.2移钢车自重载荷移钢车的自重载荷是指移钢车的结构、机构和电气设备等的重力。移钢车的自重及各部分的分配，在设计移钢车前是个未知数。因此，开始设计时可以先参照工作参数接近的同类型现有的移钢车的自重做初步估计，经过初步设计计算后再加以修正。自重的分配应根据金属结构型式而定，对于箱型梁式实体结构，可将梁的自重视为均布载荷，移钢车的一些机械电气设备等的自重，根据其在梁上的具体布置，可视为均布载荷或集中载荷。2.1.3动载荷所谓动载荷是指移钢车的机构在不稳定运动状态（起动加速或制动减速）时引起的振动载荷和惯性载荷的总称。在对机构零件和结构件进行强度计算时，它是必须计及的外载荷的一个重要组成部分。为了设计计算方便，通常采用一个系数，把稳定运行状态（等速）下的外载荷（又称静载荷）或电机的额定力矩增大一个倍数来计及动载荷部分的影响，这个系数就叫动载荷系数。由于工作状态和计算方法的不同，动载荷系数的取值也不同，因此，在确定静强度的最大计算载荷时，一般把机构传动零件和结构件分开考虑。2.1.3.1机构传动零件的最大计算载荷作机构传动零件强度计算时，考虑动载荷影响后的最大计算载荷可以按下式确定： （2.1）式中 所计算传动零件上作用的最大计算载荷力矩； 相应于该机构工作级别的电机额定力矩折算到所计算传动零件的力矩； 机构传动零件的动载系数，见表2.1。表2.1：机构传动零件动载系数机构名称零件名称按工作速度分级（m/min）781516394060起升机构、非平衡变幅机构减速器高速轴1.401.501.601.80低速轴零件1.101.201.401.60其余传动零件2.002.50运行及旋转机构所有的传动零件按运行或旋转速度分级（m/min） 故验算通过线接触局部挤压强度验算: (4.5)式中 许用线接触应力常数（），由1表52查得，=6； 车轮与轨道的有效接触长度，P24的方钢轨的=26.13mm； ，同前 故验算通过4.3运行阻力计算摩擦总阻力矩： （4.6）由3查得=350mm车轮的轴承型号为22218cc，轴承内径和外径的平均值为：；由1表71表73查得：滚动摩擦系数=0.0005m；轴承摩擦系数=0.015；附加阻力系数=1.5。代入上式得：当满载时的运行阻力矩为: (4.7) 运行摩擦阻力： (4.8)当空载时: (4.9) (4.10)4.4选择电动机电动机静功率： （4.11）式中 =满载运行时的静阻力； =1驱动电动机台数； =0.95机构传动效率。初选电动机功率： (4.12)式中 电动机功率增大系数，由1表76查得 =1.3由5附表28选电动机YZR160M1；=5.8kW；=927r/min；=。4.5验算电机发热条件等效功率： （4.13）式中 工作级别系数，由1查得，当JK%=25%时，=0.75； 由1按移钢车工作场所得查得 =1.3。由此可知，故初选电动机发热通过4.6选择减速器主动轮转速: （4.14）机构传动比： (4.15)查5表35，选用ZQ-350-VI； =15.75；N=13.9kW（当输入转速为1000r/min时）可见N。注意：要将此减速器的高速轴改为两端伸出式，一端与电动机连接，另一端用于安装制动轮。结构如图4.2所示：图4.2：减速器示意图4.7验算运行速度和实际功率实际运行速度： (4.16)误差： (4.17)实际所需电动机等效功率： (4.18)由于，故所选电动机和减速器均合适4.8验算启动时间启动时间 （4.19）式中 =927r/min=1（驱动电动机台数） (4.20)时电动机额定扭矩 (4.21)满载运行时的静阻力矩： (4.22)空载运行时的静阻力矩： (4.23)初步估算高速轴上联轴器的飞轮矩：机构总飞轮矩（高速轴）： 满载起动时间： (4.24)空载起动时间： (4.25) 由2知，起动时间在允许范围（46s）之内，故合适.4.9起动工况下校核减速器功率起动工况下减速器传递功率: (4.26) 式中 (4.27)运行机构中同一级传动减速器的个数，=1.因此，所选的减速器的，所以合适.4.10选择联轴器根据机构传动方案，机构的高速轴和低速轴都采用浮动轴4.10.1机构高速轴上的计算扭矩 (4.28)式中 联轴器等效力矩： (4.29) 等效系数，见表27取=2 (4.30) 联轴器安全系数，运行机构=1.35由5附表29查得，电动机YZR-160M1，轴端为圆柱形，d=48mm；=110mm。减速器靠近电机的高速轴端为圆锥形d=35mm，=55mm。由6附表43选一个半齿联轴器S478-4（靠减速器端为圆锥形，浮动轴端直径d=35mm）；其；=0.107；重量G=9.25。4.10.2低速轴的计算扭矩 (4.31)由5附表34查得ZQ-350减速器低速轴为圆柱形，d=55mm，=85mm选择两个3型齿式联轴器：其；=0.0427；重量G=16.4。4.11低速浮动轴的验算4.11.1疲劳强度验算低速浮动轴的等效扭矩： (4.32)式中 等效系数，由表26查得=1.4浮动轴端直径d=60mm，故其扭转应力为： (4.33)由于浮动轴载荷变化为对称循环（因为浮动轴在运行过程中正反转之扭矩相同），所以许用扭转应力为： (4.34)式中 材料用45号钢，取；。所以考虑零件几何形状，表面状况的应力集中系数。由5第二章第五节及2第四章查得：；=1.4安全系数（由表218查得），故疲劳强度验算通过4.11.2静强度验算计算静强度扭矩： （4.35）式中 动力系数，查表25得=2.5扭转应力： (4.36)许用扭转剪应力： (4.37) ,故静强度验算通过。 5 制动器的选择由1知制动时间，故取制动时间 按空载计算制动力矩，即Q=0代入1的716式： （5.1）式中 (5.2) 坡度阻力 (5.3) (5.4)=1制动器台数由6表11-40查得选用制动器，查得其额定制动力矩112，为减小齿轮的冲击，使用时将制动力矩调至以下,制动器质量165 。根据制动器选用制动轮200-Y35型，圆柱形轴孔孔径，其飞轮矩，质量10。所以高速轴上转动零件的飞轮矩之和为：=0.2+0.107=0.307这个值与原估计的值出入不大，故不需要重新计算。6 移钢车主动齿轮和齿条的设计6.1主动齿轮和齿条的尺寸设计为了保持车轮和主动齿轮的转速相近，由上述的车轮直径，可确定主动齿轮的分度圆直径，取模数m=4mm，主动齿轮和齿条均为标准齿轮和标准齿条，故变位系数，压力角均为。用1表示主动齿轮，用2表示齿条。齿顶高： (6.1) (6.2)式中 齿顶高系数，正常齿取=1齿根高： (6.3) (6.4) 式中 同上 径向间隙系数或顶隙系数，正常齿取=0.25齿高： (6.5) (6.6)齿顶圆直径： (6.7)齿根圆直径： (6.8)齿距： (6.9)齿轮中心到齿条基准线距离： (6.10)基圆直径： (6.11)齿顶圆压力角： (6.12)端面重合度： (6.13)纵向重合度： 总重合度： (6.14)齿宽： (6.15)式中 齿宽系数，按经验取=0.35 对齿宽进行圆整得=； 取齿条宽度=。6.2齿轮传动的强度计算6.2.1基本计算参数1、 齿轮材料为40（调质），硬度为280HBS，齿条材料为45钢（调质），硬度为240HBS。2、 移钢车为一般工作机器，速度不高，故选7级精度。3、 材料的弹性影响系数，齿轮的接触疲劳强度极限，齿轮的弯曲疲劳强度极限6.2.2齿轮受力分析图6.1：轮齿受力图满载时齿轮所受径向力为，由此可得齿轮的圆周力和法向载荷 (6.16) (6.17) (6.18)6.2.3齿根弯曲疲劳强度计算齿轮在受载时，齿根所受的弯矩最大，因此齿根的弯曲疲劳强度做弱。当轮齿在齿顶处啮合时，处双对齿啮合区，此时弯矩的力臂虽然最大，但力并不是最大的，因此弯矩并不是最大。根据分析，齿根所受的最大弯矩发生在轮齿啮合点为于单对齿啮合区最高点时，因此，齿根弯曲强度也应按载荷作用于单对齿啮合区最高点来计算。由于这种算法比较复杂，通常只用于高精度的齿轮传动（如6级精度以上的齿轮传动）。对于制造精度比较低的齿轮传动（如7、8、9级精度），由于制造误差大，实际上多由在齿顶处啮合的轮齿分担较多的载荷，为了便于计算，通常按全部载荷作用于齿顶来计算齿根的弯曲强度。当然，采用这种方法，轮齿的弯曲强度比较富裕。图6.2：轮齿弯矩图在齿根危险截面AB处的压应力，仅为弯曲应力的百分之几，故可忽略，仅按水平分力所产生的弯矩进行弯曲强度计算。6.2.3.1齿轮的计算载荷为了便于分析计算，通常取沿齿面接触线单位长度上所受的载荷进行计算，沿齿面接触线单位长度上的平均载荷P（单位N/mm） （6.19）式中 作用于齿面接触线上的法向载荷 沿齿面的接触线长法向载荷为公称载荷，在实际传动中，由于原动机及工作性能的影响，以及齿轮的制造误差，特别是基节误差和齿形误差的影响，会使法向载荷增大。此外，在同时啮合的齿对间，载荷的分配并不是均匀的，即使在一对齿上，载荷也不可能沿接触线均匀分布。因此在计算齿轮传动的强度时，应按接触线单位长度上的最大载荷，即计算载荷（）. (6.20)为载荷系数，包括使用系数，动载系数，齿间载荷分配系数及齿向载荷分布系数。因为有轻微冲击，原动机为电动机，故使用系数=1.25。齿轮线速度，故选动载系数=1.07。直齿轮的齿间载荷分配系数，齿向载荷分布系数。 (6.21) (6.22)故 6.2.3.2齿根弯曲疲劳校核如图6.2所示。假设轮齿为一悬臂梁，则单位齿宽（b=1）时齿根危险截面的弯曲应力为： （6.23）取，并将式及式，（齿轮传递的扭矩，；齿轮分度圆直径，）代入上式，齿面上的接触线长度即为齿条齿宽，得 (6.24)令 是一个无因次量，只与轮齿的齿阔形状有关，而与齿的大小（模数m）无关。因此，称为齿形系数。值大或值小的齿轮，的值要小些；小的齿轮抗弯曲强度高。载荷作用于齿顶时的齿形系数可查下表：表6.1：齿形系数及应力校正系数171819202122232425262728292.972.912.852.802.762.722.692.652.622.602.572.552.531.521.531.541.551.561.571.5751.581.591.5951.601.611.623035404550607080901001502002.522.452.402.352.322.282.242.222.202.182.142.122.061.6251.651.671.681.701.731.751.771.781.791.831.8651.97注：1）基准齿形的参数为、（为齿轮模数）；2）对内齿轮：当、时，齿形系数=2.053；应力校正系数=2.65。齿根危险截面的弯曲应力为: (6.25) 上式中的仅为齿根危险截面处的理论弯曲应力，实际计算时，还应计入齿根危险截面过渡圆所引起的应力集中作用及弯曲应力以外的其他应力对齿根应力的影响，因而得齿根危险截面的弯曲强度条件式为： (6.26)式中，为载荷作用于齿顶时的应力校正系数此齿轮的齿数=87，在表中查得=2.206，=1.777。因此：故齿根弯曲疲劳强度满足要求。6.2.4齿面接触强度的计算齿面接触强度条件式为： (6.27)式中； 啮合齿面上啮合点的综合曲率半径，mm。 弹性影响系数，因为是齿轮齿条配合，所以 (6.28)故齿面接触强度满足要求。因为齿条的受力比齿轮的好，而且齿条也有足够接触疲劳强度和弯曲疲劳强度，故齿条的齿根弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度也一定满足设计要求。7 端梁的设计7.1计算载荷的确定设主梁对端梁的作用力作用在端梁中点，则端梁的最大支反力为： （7.1）7.2端梁垂直最大弯矩端梁在主梁支反力作用下产生的垂直最大弯矩为： （7.2）式中 车轮轴线至主梁中心线距离7.3端梁水平最大弯矩端梁因导向轮在侧向载荷的作用下产生的最大水平弯矩为： （7.3）式中 导向轮侧向载荷，由公式（2.5）计算： 侧压系数，由图 查得 =0.20 车轮轮压，即端梁的支反力因此 (7.4)7.4端梁截面尺寸的确定选定端梁各构件的板厚如下：上盖板腹板加强板图7.1：端梁支承截面 图7.2：端梁中间截面7.5端梁的强度验算端梁中间截面对水平重心线的截面模数： （7.5）端梁中间截面对水平重心线的惯性矩： (7.6)端梁中间截面对垂直重心线的截面模数： (7.7)端梁中间截面对水平重心线的半面积矩： (7.8)端梁中间截面的最大弯曲应力为： (7.9)端梁中间截面的剪应力： (7.10)因为端梁中间截面和端梁支承截面形状相近，所以端梁支承截面对水平重心线的惯性矩和最小截面模数以及半面积矩与端梁中间截面处的相当。而且最大支承反力作用在端梁中间截面，故中间截面为端梁的危险截面。端梁材料的许用应力：危险截面的计算应力均小于材料的许用应力，故端梁的强度满足要求。8 车轮轴的设计计算车轮轴的尺寸根据端梁和车轮尺寸确定：其结构尺寸如图8.1所示：图8.1：车轮轴尺寸图8.2：车轮示意图由于轴上有轴套，故轴上受力为均布载荷，故车轮轴的计算简图如图8.3所示：图8.3：车轮轴受力图力均匀分布在长度为0.18m的范围内，故集度为： （8.1）由于轴上的载荷和支反力对轴中点的对称的，故容易求出两端支反力为： (8.2)以轴的左端为坐标原点，选取坐标系如图 所示。在AC段内取距原点为的任意截面，截面以左只有外力，根据剪力和弯矩的计算方法和符号规则，求得这一截面上的和分别为： (8.3)在CD段内取距左端为的任意截面，则截面以左有和两个外力，截面上的剪力和弯矩是： (8.4) (8.5)在DB段内取距左段为的任意截面，则截面以左有和两个外力，截面上的剪力和弯矩是： (8.6) (8.7)根据上式可以作出该轴的剪力图和弯矩图：图8.4：车轮轴的剪力图图8.5：车轮轴的弯矩图根据弯矩图可以判断，轴的中心截面为危险截面。轴的材料为45钢，弯曲许用应力。现对中心截面进行强度校核； （8.8）式中 抗弯截面系数这说明车轮轴满足强度要求，而且有较大的安全储备。9 轴承的校核车轮轴承的型号为22218cc，此轴承为调心轴承，仅承受径向的作用。其额定径向动载荷。每个轴承承受的径向力为： （9.1）故径向动载荷满足要求。当量动载荷： （9.2）式中 载荷系数，因为是中等冲击，取=1.3、分别为径向载荷系数和轴向载荷系数，由设计手册查得22218cc轴承的径向载荷系数=1，轴向载荷系数=0 。所以 轴承的寿命校核：用小时表示轴承寿命比较方便，轴承的寿命的计算公式如下： （9.3）式中 车轮转速轴承的额定载荷轴承载荷指数，对于滚子轴承，=10/3 （9.4）故 所以轴承的寿命满足要求.结论本次设计的课题是移钢车移动机构的设计，在设计中采用了cad和caxa软件进行绘图和建模，分析了移钢车的结构和性能，比较深入的分析了移钢车的传动原理。本次设计的移钢车移动机构采用齿轮齿条配合传动，这样的设计能有效避免打滑现象，而且使移钢车运行平稳，噪音小。移钢车的主体结构采用箱型梁结构，这样能有效减小移钢车的自重，而且使制造方面，同时便于故障监测。移钢车采用集中驱动方式，这样不仅使移钢车结构紧凑，而且能保证驱动轮的同步性。虽然本次设计的移钢车满足了生产要求，但仍存在许多需要改进的地方。齿轮齿条的配合传动，比较容易磨损零部件使移钢车的制造成本增加，增加企业的负担，由于齿轮齿条的加工效率低，也限制了移钢车的生产率，因此下一步研究方向应该尽量放在对移钢车的传动方式上。箱型梁结构使移钢车制造简便，但使移钢车的体积增大，可以考虑采用桁架结构。本次设计已经告一段落，但我深知自己在理论知识方面还有所欠缺，并且接触和研究这个课题的时间不长，无法更加深入的去了解和研究它，因此希望在以后的工作和学习中不断的完善自己的理论知识，并运用自己所学来进行进一步的研究，不断改进，争取使移钢车结构简单、性能完善、成本低廉，达到预想的工作情况。参考文献1陈道南等编.起重运输机械.冶金工业出版社,19882中华人民共和国国家标准.起重机设计规范（GB3811-83）.中国标准出版社,19843起重机设计手册编写组编.起重机设计手册.机械工业出版社,19794东北工学院机械零件设计手册编写组.机械零件设计手册（第二版）.中册.冶金 工业出版社,19875陈道南等编.起重机课程设计
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