【正文】 要求：（折合零號圖3張以上）、編制設(shè)計說明書一份。其中電器控制部件全部裝在小車體內(nèi)，僅有控制按鈕盒在體外作遠距離控制之用。經(jīng)系列化后也可用于其他型號的箱式爐。 主要性能指標(biāo)工作方向：雙向推拉；最大推拉料行程：；推拉料速度：145mm/s；最大行走距離：2m；行走速度：150mm/s；一次最大裝料量：1200kg；最高適合爐溫：950oC；消耗功率：，；外形尺寸：1816890880mm；整體重量：500kg。圈軸頭花鍵選用1035305，軸徑過渡圓角統(tǒng)一采用R=1mm（除軸承特殊要求外）畫出軸的結(jié)構(gòu)草圖如圖3. 1d1d2d3d4l1l2l3l4 軸的結(jié)構(gòu)草圖 花鍵的設(shè)計[1] [2] [3] [12]軸頸拉花鍵，用于安裝萬向節(jié)，擬選用1035305型號花鍵。mm =mm畫軸轉(zhuǎn)矩圖259972 N鏈輪用花鍵連接，花鍵擬采用640359。mm Nmm畫軸轉(zhuǎn)矩圖446553 Nmm 必要的基本額定靜負荷 C0 可按公式求出C0 = s0 P0其中C0 = 基本額定靜負荷，kNP0 = 等效軸承靜負荷，kNs0 = 靜安全系數(shù)在需要流暢運行的各種操作中，有關(guān)球軸承和滾動軸承的靜安全系數(shù)s0對承受動負荷的軸承來說，如果等效軸承靜負荷 P0 已知，那么最好用s0 = C0/P0來檢查軸承的靜負荷能力是否足夠。但是，如果按摩擦來源的種類、而不是按同負荷的關(guān)系來區(qū)分，那可以還有更精確的計算方法。實心軸d==A 文獻3 P763 為按扭轉(zhuǎn)強度計算 表8347 d—軸端直徑； T—軸所傳遞的扭矩（kgm）FfC= = ==FfD有力矩平衡得平衡方程，以A為支點FfC+F3095=RBH30952+FfD(2+)RBH= RAH= V面受力分析圖NC=ND=4165NRAV=RBV=4165N彎矩分析 彎矩分析圖1 MCH= MEH=105 MDH= 彎矩分析圖2 MCV=105 MDV=105 彎矩分析圖3 M= =105 扭矩分析圖4Mca= 文獻2 （93）根據(jù)轉(zhuǎn)矩性質(zhì)而定的應(yīng)力校正系數(shù)軸單向轉(zhuǎn)動，轉(zhuǎn)矩按脈沖循環(huán)變化查表94，[1]b=90MPa [0]b=150MPa===Mca==105 Nm n=（r/min） A=115 P=[τ]=因受載荷平穩(wěn)，無軸向載荷，[τ]去最大值，A去最小值，所以 d=取dmin=34作為軸的軸端直徑，符合GB282281標(biāo)準(zhǔn)。m 轉(zhuǎn)矩圖ⅠⅠ剖面強度校核Mca=105 N無論在加工過程或裝配組合時，在各處的塞入深度不得大于接合面寬度的1／3。但我們要特別提醒您的是：全封閉軸承不須清洗加油。在潤滑軸承時，油脂涂的越多越好嗎 潤滑軸承時，油脂涂的越多越好，這是一個常見的錯誤概念?；緩较蛴蜗督M適用于一般的運轉(zhuǎn)條件、常規(guī)溫度及常用的過盈配合；在高溫、高速、低噪聲、低磨擦等特殊條件下工作的軸承則宜選用大的徑向游隙；對精密主軸、機床主軸用軸承等宜選用較小的徑向游隙；對于滾子軸承可保持少量的工作游隙。鏈傳動在機械制造中應(yīng)用廣泛。輸送鏈和起重鏈主要用在運輸和其中機械中。長軸的一側(cè)拉花鍵以安裝從動鏈輪，花鍵擬選用630266型號。mm合成彎矩圖 677300N 螺栓校核[2] [3] [4] [8] [9] 擬采用六角頭螺栓M1635（粗制）GB576，因為F1〉F2，所以只校核F1處的4個螺栓的強度。是目前最常用的熱處理加熱設(shè)備，但由于它只能在水平方向進出爐門，所以存在多工位的要求。總裝備在考慮滿足性能的同時，考慮結(jié)構(gòu)的緊湊、位置布置合理等一系列問題。劉新佳老師嚴謹?shù)墓ぷ髯黠L(fēng)、孜孜不倦的進取精神和高度的責(zé)任心，給我留下了深刻的印象。作者簽名：　　 　 　　 日　 期：　　 　 　　 學(xué)位論文原創(chuàng)性聲明本人鄭重聲明：所呈交的論文是本人在導(dǎo)師的指導(dǎo)下獨立進行研究所取得的研究成果。：任務(wù)書、開題報告、外文譯文、譯文原文（復(fù)印件）。涉密論文按學(xué)校規(guī)定處理。對本研究提供過幫助和做出過貢獻的個人或集體，均已在文中作了明確的說明并表示了謝意。薦工學(xué)術(shù)淵博、學(xué)風(fēng)嚴謹，在論文的編寫過程中，給了我無微不至的關(guān)懷和幫助。機架的設(shè)計、外型、空間結(jié)構(gòu)。開始時我把減速箱設(shè)計成《機械設(shè)計手冊》上的標(biāo)準(zhǔn)結(jié)構(gòu)，后來感覺那種標(biāo)準(zhǔn)減速箱很笨重而且不實用，我就想能否改變減速箱的結(jié)構(gòu)，于是查閱了很多工程圖冊又請教了很多工程師，證明我的想法可行，一下子就把減速箱的結(jié)構(gòu)簡化了很多。對于鋼管的設(shè)計，主要考慮其承受彎曲變形的強度，以及連接螺栓的強度。表53 軸承的選在與校驗計算項目計算內(nèi)容計算結(jié)果壽命計算eX、Y的值沖擊載荷系數(shù)當(dāng)量動載荷軸承壽命靜載荷計算安全系數(shù)計算額定靜載荷許用轉(zhuǎn)速計算載荷系數(shù)f1載荷系數(shù)f2許用轉(zhuǎn)速N=252/18000查表得e==252/13480=e=252/434=〉eX1=1，Y1=0，X2=，Y2=查表因為P1〉P2所以只計算軸承1的壽命X0=，Y0=正常使用深溝球軸承查表得因為所以只計算軸承113480/24500=252/13480=252/434=N1=f11f21N0N2=f12f22N0均大于工作轉(zhuǎn)速300r/min〉500h13480NS0=1=13480Nf11=f12=f21=f22=N1=5200r/minN2=7920r/min 軸的強度計算[2] [3] 表54 軸的強度參數(shù)計算項目 計算內(nèi)容 計算結(jié)果計算齒輪受力 =() d=圓周力 Ft =徑向力 Fr=2537N軸向力 計算支撐反力 2T/d 13546N=(135461610)/1560=13480N，=(1345650)/1560=434N =805/1560=101N，= 畫軸受力圖 50 1560 水平面受力 水平面彎矩圖 677300N由于中心矩a較大，傳動比i較小，選擇單排套筒滾子鏈鏈傳動。例如在摩托車上采用了鏈傳動，結(jié)構(gòu)上大為簡化，而且使用方便可靠；掘土機的運動機構(gòu)就采用了鏈傳動，它雖然經(jīng)常受到土塊、泥漿和瞬時過載的影響，依然能很好的工作。圖4 .18 行走機構(gòu)5 推拉機構(gòu)的設(shè)計與計算 鏈輪和鏈條的設(shè)計 鏈傳動的特點[17] [19] 鏈傳動式一種撓性傳動，它由鏈條和鏈輪組成。軸承的徑向游隙越小越好嗎 不是所有的軸承都要求最小的工作游隙，您必須根據(jù)條件選用合適的游隙。增稠劑也關(guān)系著潤滑性能，增稠劑的耐水性決定潤滑脂的耐水性。軸承安裝前必須清洗嗎 軸承表面涂有防銹油，您必須用清潔的汽油或煤油仔細清洗，再涂上干凈優(yōu)質(zhì)或高速高溫的潤滑油脂方可安裝使用。也有在制造軸承時．內(nèi)孔留精鉸量，待軸承裝配后,再精鉸孔，保證其配合間隙。mm扭矩分析 扭矩圖MCa= 文獻2 (93)根據(jù)轉(zhuǎn)矩性質(zhì)而定的盈利校正系數(shù)軸單向轉(zhuǎn)動,轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)變化.查表94 [σ1]b=90MPa [ σ0]b=150MPaα= = =MCaC=MCaD= = =105 N主要的失效形式是疲勞與腐蝕，故強度計算為依據(jù)，稱為軸承的壽命計算，軸承的基本而定動載荷（查表91），L10=Lh== 表73P—軸承在基本而定壽命L10=106轉(zhuǎn)時所能承受的載荷P= = =n=C=Lh= =91758 h 前輪軸的尺寸計算[2] [3]d=A= 文獻3 P763為按扭轉(zhuǎn)強度計算 表8347 文獻3d—軸端直徑T—軸所傳遞的扭矩（kg 后輪軸的強度計算[2] [3] H面受力分析圖FfcmmMdrag = 阻力損失、攪動、潑濺等的摩擦力矩，N在某些條件下: 軸承負荷P ≤ 0,1 C，潤滑良好以及操作環(huán)境正常從以下方程取一個恒定摩擦系數(shù)μ,用這個系數(shù)就可以將摩擦力矩計算得足夠精確了M = 0,5 μ F d其中M = 摩擦力矩，Nm 后輪軸的尺寸計算[2] [3]當(dāng)軸的長度及跨度未定，支點反力及彎矩?zé)o法求得時，可按扭轉(zhuǎn)強度確定軸端直徑；當(dāng)對軸的扭轉(zhuǎn)變形限制教嚴時，也可按扭轉(zhuǎn)剛度確定軸端直徑。mm當(dāng)量轉(zhuǎn)矩圖 397522Nmm 117220 Nmm 軸承的校核[4]選用一對單列圓錐滾子軸承30210，能同時承受徑向和軸向載荷，承載能力大。mm校正軸徑 軸的剛度計算[2] [3] 軸的許可撓度 (—)4=—因為y ,所以軸的剛度合格. 傳動軸的設(shè)計 軸上零件的固定[11] [14]由公式取c=112（軸的材料為45鋼，參考[12]）錐齒輪的分度圓半徑d=mz=136mm,錐齒輪輪轂連接采用舉行花鍵6555014，錐齒輪右定位用軸端緊固螺母定位，左端擁軸肩擋圈定位。mm Nmm =mm ==續(xù)表31計算項目計算內(nèi)容計算結(jié)果接觸疲勞極限δHlim接觸最小安全系數(shù)δHlim接觸壽命系數(shù)ZN許用接觸應(yīng)力[δH]小輪大端分度圓直徑d1驗算圓周運動及確定主要尺寸大端模數(shù)m實際大端分度圓直徑d錐距R齒寬b由表1214由題意得取==() d1（與估計值接近 ），取m=4mmR=δHlim1=900MPaδHlim2=900MPaSHlim====1650 MPa=1650 MPa=d1 ≥dm1=取m=4mmd1=76mmd2=136mmR=b=續(xù)表31計算項目計算內(nèi)容計算結(jié)果計算齒形系數(shù)應(yīng)力修正系數(shù)重合度系數(shù)齒間載荷分配系數(shù)載荷系數(shù)K彎曲疲勞極限彎曲最小安全系數(shù)彎曲壽命系數(shù)尺寸系數(shù)許用彎曲應(yīng)力K= KA KV由表1214由題意得由圖 ==K=920MPa920MPaSFmin=YN1=YN2=YX==736 MPa=