【正文】 ，所以前腿長(zhǎng)L1=2500mm/tan5176。=2510mm同理，L2=2000mm/cos30176。=2309，中間連桿長(zhǎng)為L(zhǎng)3=+=1329mm架截面尺寸為L(zhǎng)b=150mm150mm. 圖33 支架梁受力分析圖34 支架結(jié)構(gòu) 功率計(jì)算及電機(jī)的選擇 電機(jī)功率 N = FV/6120η η N=250233 = 根據(jù)電機(jī)功率選電機(jī)型號(hào)J03801 傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)傳動(dòng)軸是爐門提升機(jī)構(gòu)的最重要?jiǎng)恿鬟f部件, 其尺寸小承重大, 承受著很大的彎曲應(yīng)力、剪切應(yīng)力及扭轉(zhuǎn)應(yīng)力的破壞, 是機(jī)構(gòu)損壞的危險(xiǎn)點(diǎn)。 因而是本設(shè)計(jì)的核心。具體設(shè)計(jì)方法是先對(duì)軸作受力分析, 由計(jì)算最大彎曲應(yīng)力和最大剪切應(yīng)力來(lái)確定最小軸徑, 然后對(duì)軸進(jìn)行彎曲強(qiáng)度、彎曲剛度、扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度、扭轉(zhuǎn)剛度及疲勞強(qiáng)度等強(qiáng)度校核, 以檢驗(yàn)設(shè)計(jì)的合理性和準(zhǔn)確性, 最后確定最小軸徑。根據(jù)工業(yè)爐常規(guī)爐門形式, 采用軸聯(lián)通的形式。傳動(dòng)軸除應(yīng)滿足強(qiáng)度要求外，還應(yīng)滿足剛度的要求，強(qiáng)度要求保證軸在反復(fù)載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。該傳動(dòng)系統(tǒng)精度要求較高，允許有較小變形。因此疲勞強(qiáng)度一般不是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗(yàn)算軸的強(qiáng)度。剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過(guò)大的變形。因此，必須保證傳動(dòng)軸有足夠的剛度[20]。 傳動(dòng)軸直徑的估算軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件為： (31)由上式可得軸的最小軸徑 (32)n=1000r/min P=0。417KW 查《簡(jiǎn)明機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表1413 得取 A= 120所以初估最小軸經(jīng)得：d= 圓整后得 d=70mm初估其他軸段直徑和長(zhǎng)度為了滿足滑輪的軸向定位要求，最小軸徑段制出一軸肩故取第二軸段直徑為80mm。同時(shí)選軸承和帶輪，因軸承受有徑向力的作用，所以，選用單列向心球軸承，參照要求并根據(jù)d5=100mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選用0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列向心球軸承210 .其尺寸為dDB=50mm90mm20mm,故d5=100mm。安裝滑輪處的軸段直徑分別d1 =70mm,d490m；右端滾動(dòng)軸承用軸肩定位，由手冊(cè)上查的210型軸承的定位軸肩高度h=3mm因此，d3 =80mm。安裝帶輪處的軸段直徑為70、90mm,其左端與右端均用套筒定位，套筒由軸肩定位，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P156頁(yè)。由于軸的總長(zhǎng)大約在3000mm左右。軸各段長(zhǎng)度初估,中間裝支撐座的軸段取500mm，中間大點(diǎn)的滑輪軸段150mm,剩下兩段軸長(zhǎng)相等為550mm.主要輔助零件包括四個(gè)提升輪和兩至三個(gè)支承座等, 其設(shè)計(jì)公式見下表 ?！　　t門提升機(jī)構(gòu)主要輔助零件的設(shè)計(jì)表31 爐門提升機(jī)構(gòu)主要輔助零件項(xiàng)目名稱設(shè)計(jì)公式注釋備注提升輪D 輪= H /4　L 0= 2. 5D 鋼繩S = D= (0. 6 1)D 鋼繩 L 0—輪槽寬。 S , D—輪根和槽邊厚。D 鋼繩—鋼絲繩直徑。 H —支承座有效高度選用鑄造件輪支承座H = D 輪+ 2D 鋼繩+ 10S 1= 1. 5SD 輪,D 鋼繩分別為提升輪和鋼絲繩的直徑。S 1—筋根寬。 H —支撐座高度用作固定軸于橫梁上, 內(nèi)嵌軸承, 選用鑄鐵件 套用上表公式得：D輪=200mm, S=20+8+8=36mm,輪中心通孔大小分別是70mm，90mm。支撐座結(jié)構(gòu)S1=20mm H=236mm 該軸上軸上零件的周向定位：兩端滑輪與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接，按直徑由手冊(cè)查得平鍵截面bh=20mm12mm (GB/T 10951979) 鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)32mm（標(biāo)準(zhǔn)鍵長(zhǎng)見GB/T10961979）,同時(shí)為了確保帶輪與軸有良好的對(duì)中性，故選用帶輪輪轂與軸的配合為H7/n6,同樣，中間兩個(gè)滑輪與軸的聯(lián)接也選用鍵bhl=25mm14mm32mm 二則之間的配合用H7/n6,滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過(guò)盈配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》教材表152，取軸端倒角為245176。各軸肩處的圓角半徑查看下圖。圖35 傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu) 傳動(dòng)方式選擇爐門提升機(jī)構(gòu)功率傳遞采用鏈傳動(dòng)。（1）選擇鏈輪的齒數(shù) 因?yàn)閭鲃?dòng)比為 1 所以 =19（2）計(jì)算功率由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得 故 = (33)（3）有鏈所需傳遞的功率公式：以及查機(jī)械設(shè)計(jì)表910知 鏈輪齒數(shù)系數(shù) == 1，== ,查表911得多排鏈系數(shù) .0 故 == Kw根據(jù)鏈輪轉(zhuǎn)速 71r/min 以及功率 = Kw，由圖 913 選鏈號(hào)為 16A 的雙排鏈。有機(jī)械設(shè)計(jì)表91 查得鏈節(jié)距 p= mm . （4）確定鏈節(jié)數(shù)，鏈長(zhǎng) L 及中心距 a 把初定中心距 a=500 mm 代入得： (34)由于鏈節(jié)數(shù)最好為偶數(shù)，故取 = 60（節(jié)） = m (35) =中心距減小量Δa=()a = mm實(shí)際中心距a’= aΔa = = 取a’= 518 mm（5）驗(yàn)算鏈速V= (36)（6）驗(yàn)算鏈輪的輪轂孔由機(jī)械手冊(cè)可查得鏈輪轂的許用最大直徑= 84 mm 50 mm 故合適 （7）作用在軸上的壓軸力 (37)有效圓周力 按水平布置取壓軸力系數(shù) 故（8）鏈輪的參數(shù)選取[17,18] 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)知：滾子的最大外徑 = mm ，內(nèi)鏈節(jié)內(nèi)寬 ， 內(nèi)鏈板高度 。①.分度圓直徑 d = p/sin（180 176。/z）= mm (38)②.齒頂圓直徑d= d + = mm (39) d= d +（1）p – = mm取d= 166 mm③.齒根圓直徑 d= d= = mm (310)④.齒側(cè)凸緣 d⑤.鏈輪齒形 鏈輪軸向齒廓及尺寸，應(yīng)符合GB/T12441985。 查設(shè)計(jì)手冊(cè)得 雙排鏈輪得 齒寬 = mm 倒角寬 = = mm雙排鏈輪的總寬度為：= + = mm 排距 n排數(shù) b雙排鏈輪的齒寬鏈輪的結(jié)構(gòu)采用整體式,其結(jié)構(gòu)如圖51所示圖36鏈輪的結(jié)構(gòu)示意圖⑥.鏈輪材料鏈輪的材料應(yīng)能保證輪齒具有足夠的耐磨度和強(qiáng)度。查《機(jī)械手冊(cè)》，選Q235，焊接后退火，140HBS。 傳動(dòng)裝置校核 傳動(dòng)軸校核 三支承點(diǎn)傳動(dòng)軸三支承點(diǎn)傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)形式和受力狀況見圖所示。圖37 三支承點(diǎn)結(jié)構(gòu)和受力分析1) 彎曲應(yīng)力分析由 ΣR (y ) = 0. 4G R A + G/2 R c+ G/2R B + 0. 8G= 0 和ΣM = 0得: R c= l1G/( l1+ l2) 。R A = 0. 4G+ l2G/2 ( l1+ l2) 。R B = 0. 8G+ l1G/2 ( l1+ l2)通常lA lB , 且R A R B , 則M m ax = M B =018GlB (N m ) , 軸的最大正應(yīng)力落在B 支承點(diǎn)上。 對(duì)園形截面其最大的正應(yīng)力Rm ax 和最小的軸徑dm in有:Rm ax =M m axW z=32M m axPd 3≤[R]則: d3m in=332M m axPRm ax=312. 8 (193。重錘+ 40)PRm ax (2)式中: W z—橫截面的抗彎截面模量(對(duì)園形截面取Pd 3/32) 。[R]—材料的許用彎曲應(yīng)力lB = (5重錘+ 40) /25重錘—重錘的直徑(mm ) 2) 剪切應(yīng)力分析傳動(dòng)軸的扭轉(zhuǎn)受力狀況見圖4所示, 由圖可知, 由于各提升輪均為等徑, 且右提升輪懸掛重量0. 8G 的重錘, 是危險(xiǎn)點(diǎn), 則最大扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力Sm ax 亦落在B 支承點(diǎn)上, 并可由(3) 式導(dǎo)出計(jì)算軸最小直徑dm in的(4) 式:Sm ax = T m ax/WT ≤[S] (3)　　 d3 3m in =312. 8GRP[S] (4)式中: T m ax —最大扭矩　T m ax = 0. 8GR (N. m ) 。R — 提升輪的有效半徑(mm ) 。[S]— 材料的許用扭轉(zhuǎn)剪切應(yīng)力(對(duì)塑料材料: [S]= (0. 5 0. 6) [ R]。 對(duì)脆料材料: [S]=(0. 8 1. 0) [R])W T —抗扭截面模量, 對(duì)于實(shí)心園軸W T =Pd 3/16綜上所述, 由對(duì)軸的彎曲應(yīng)力和剪切應(yīng)力分析分別求得兩個(gè)最小軸直徑d3m in和d3 3m in , 取其最大者。 為增大安全系數(shù)對(duì)軸徑酌情增大10%～20 %。 則: dA = dB =[1+(10 20) %]m ax {d3m in , d3 3m in , } (5)式中: dA , dB 軸兩端最小直徑(mm )3) 強(qiáng)度校核確定最小直徑dA、dB 后, 為了確保設(shè)計(jì)的準(zhǔn)確性和安全性, 必須對(duì)其分別作彎曲強(qiáng)度、彎曲剛度、扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度、扭轉(zhuǎn)剛度和疲勞強(qiáng)度等項(xiàng)校核。(1) 彎曲強(qiáng)度: 軸彎曲時(shí)最大正應(yīng)力應(yīng)滿足條件(6) 。Rm ax =M m axW z=2516GlBPd 3B≤[R] (6) (2) 彎曲剛度校核: 傳動(dòng)軸除滿足強(qiáng)度要求外還應(yīng)滿足剛度條件(7) 。Sm ax = ( Qm axS zm ax )/I zb= Qm ax/(3PdB4 ) ≤[S] (7)式中: I z= Pd 4/64— 橫截面對(duì)中性軸的慣性矩,Qm ax —最大剪力(N ) 。S zm ax —中性軸側(cè)截面積對(duì)中性軸的靜矩(3) 扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度校核: 軸最大扭矩B 處的最大扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力Sm ax 應(yīng)滿足條件(8) 。Sm ax = T m ax/WT =12. 8GRPd 3 ≤[S] (8)(4) 扭轉(zhuǎn)剛度校核: 軸受扭轉(zhuǎn)應(yīng)力時(shí)除需要滿足強(qiáng)度條件外, 還應(yīng)滿足剛度條件, 則單位長(zhǎng)度軸扭轉(zhuǎn)角H(度/m ) 應(yīng)滿足條件(9) 。H=T m axEG I P180P =4608GRPd 3EG≤[H] (9)式中: [H]—單位長(zhǎng)度許用扭轉(zhuǎn)角(度/m) 。EG—材料的剪切強(qiáng)度模量。I P—橫截面對(duì)圓心的極慣性矩(5) 疲勞強(qiáng)度校核(靜態(tài)) : 所設(shè)計(jì)的軸應(yīng)滿足如下疲勞強(qiáng)度條件(10)S = S RS S/(S 2+ S S2) ≥[S p ] (10)其中: S R= Rs/Rm ax= 25. 6 G lB/(PdB3 [R])S S= Ss/Sm ax= 0. 8G/(32PdB4 [S])式中:S , [S p ] 分別為綜合和許用安全系數(shù)。S R, S S—分別為只考慮彎曲作用, 轉(zhuǎn)矩作用的安全系數(shù),Rs, Rm ax —分別為實(shí)際和最大彎曲應(yīng)力。Ss, Sm ax —分別為實(shí)際和最大剪切應(yīng)力　　(a) 軸結(jié)構(gòu)及受力狀況。 (b) 扭矩圖截面A側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面A側(cè)的彎矩M為 截面I上的扭矩 =960000圖38 傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)及扭轉(zhuǎn)受力分析截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭