煙閘升降裝置機械設計畢業(yè)設計

1、目 錄前言02設計項目說明書 03機械設計課程設計任務書 04小組任務分配計劃書 051、 傳動方案的總體設計 07 1.1、擬定傳動方案 07 1.2、選擇電動機的型號 08 1.3、確定傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比 10 1.4、傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)的計算 10 二、蝸輪蝸桿減速器選擇計算 12 三、軸系部件設計 153.1、定滑輪及其軸相關(guān)結(jié)構(gòu)設計 153.2、軸承的選擇及校核 173.3、 卷筒的設計 213.4、減速器緊固螺栓選擇計算 233.5、鋼絲繩的選擇及校核 253.6、鍵的選擇計算 27四、聯(lián)軸器的選擇計算 29五、零件的潤滑和密封 30六、閘板及提升架的說明

2、 31七、設計總結(jié)32八、參考文獻 33 九、畢業(yè)設計小組任務計劃表 十、附圖 前 言  此次的課程設計主要考察我們對專業(yè)知識的全面掌握能力及運用情況。提高我們對所學知識的運用能力，加強理論與實踐相結(jié)合。本次的課程設計就是我們在南方環(huán)保機械制造廠實習所學的知識和書本知識的相結(jié)合。  我們的設計題目為煙閘提升裝置的機械設計，使我們對今后的工作有重大的意義，也讓我們更加了解了煙閘提升裝置的機械傳動。本次的課程我們主要以機械設計基礎、機械制圖、autocad制圖、工程力學和火化機拆裝等專業(yè)課程為基礎的理論上設計。由于本設計組成員沒有深厚的工作經(jīng)驗，也是初次接受

3、此類的課程設計，難免存在一些問題。望指導老師能給予嚴厲批評和指導，為我們今后的工作和學習提供最大的幫助。設計項目說明書我們組設計的是關(guān)于煙閘升降裝置機械設計，從后面的機構(gòu)運動簡圖可以看出該裝置是以三相異步電動機原動力，驅(qū)動蝸輪蝸桿減速器，通過蝸輪軸上套的卷筒傳動，再通過卷筒的轉(zhuǎn)動帶動鋼絲繩的縮短或伸長，從而實現(xiàn)連桿機構(gòu)的左移或右移，進而帶動連桿機構(gòu)上的軸動作，最后由定滑輪上鋼絲繩實現(xiàn)煙閘門的上升和下降過程。此裝置的獨特之處在于動滑輪連桿機構(gòu)，其在固定導軌上運行可準確與行程開關(guān)碰撞；且動滑輪可起到省力作用，使得輸出功率減??；此裝置具有結(jié)構(gòu)簡單，運動準確，運行平穩(wěn)，便于安裝，也易維護等特點，能在多

4、灰塵及腐蝕性氣體的條件下工作，且使用壽命長。 設計任務· 機構(gòu)系統(tǒng)總體運動方案，畫出系統(tǒng)運動簡圖，完成任務方案設計報告 · 選擇電動機， · 計算運動參數(shù) · 零件的設計，選擇、計算、校核 · 零件圖繪制 · 完成零件工作圖 · 繪制機構(gòu)裝配圖 · 編寫設計、修改，審核 · 整理，定稿，修訂資料 機械設計課程設計任務書專業(yè)：現(xiàn)代殯葬技術(shù)與管理 班級： b0934 指導老師： 李成 組號： 第四組 組長：葉春花 組員： 何超、彭巧玲、劉武、周有業(yè)、王昭 設計開始時間： 2011年10月 設計完成時間： 20

5、11年12月 設計題目：火化機煙道閘門升降裝置的機械設計設計輸入（工作條件及參數(shù)）：工作條件：多灰塵及腐蝕性氣體，運動頻繁。參數(shù)：煙閘門重量（kg）煙閘門高×寬（mm）煙閘門行程（mm）連桿兩軸間距（mm）45780×65050052090設計輸出：1. 小組及個人工作策劃（最后體現(xiàn)在“設計計算說明書目錄”中）2. 機構(gòu)設計方案（討論確定）3. 傳動比分配4. 機構(gòu)功率計算5. 選擇電動機（型號、規(guī)格）6. 傳動設計計算7. 機械零部件設計8. 零件圖繪制9. 部件裝配圖繪制10.設計計算說明書機械課程設計小組任務分配計劃書設計題目：火化機煙道閘門升降裝置的機械設計設計組號

6、： 第四組 班級：b0934 起迄時間： 2011年10月 設計組長： 葉春花 組員： 何超、彭巧玲、周有業(yè)、劉武、王昭 設計人姓名個 人 計 劃 完 成 任 務 名 稱計劃完成時間本人簽名葉春花制定小組及個人工作策劃10.18討論機構(gòu)設計方案10.19匯總組員工作及成效11.25軸承的選擇計算11.1何超煙閘結(jié)構(gòu)及整體力學分析10.27選擇及其校核鋼絲繩的強度11.2傳動軸的設計，校核11.6確定傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比11.7 彭巧玲前言10.26減速器的潤滑和密封11.8聯(lián)軸器的選擇10.29閘板及提升架的相關(guān)說明11.16周有業(yè)繪制機構(gòu)運動簡圖10.26定滑輪的設計10.28

7、部件裝備圖繪制11.6傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)的計算11.5減速器座緊固螺栓選擇計算10.28劉武蝸輪蝸桿減速器選擇計算11.21卷筒的設計10.25卷筒零件圖的繪制11.8煙閘整體裝配圖的繪制11.12 王昭設計說明、說明書目錄10.23選擇電動機的型號和規(guī)格10.26鍵的選擇及校核11.7設計總結(jié)、技術(shù)文件的整理11.23 第一章 傳動方案的總體設計第1節(jié) 傳動方案的擬定 傳動裝置機構(gòu)運動簡圖（圖1.1）裝置選擇電動機：考慮為三相交流感應電動機在經(jīng)常啟動，制定及反轉(zhuǎn)的場合，需要電動機轉(zhuǎn)動慣性小，過載能力大，所以適用籠型感應電動機，它轉(zhuǎn)速高且價格低，由于煙閘道溫度高，環(huán)境惡劣，經(jīng)常有大量

8、的灰塵和油，所以適用封閉電動機。蝸輪蝸桿減速器：蝸桿轉(zhuǎn)動與齒輪轉(zhuǎn)動比，蝸桿傳動結(jié)構(gòu)緊湊，傳動比大，在動力傳動中，單級傳動的比i=6080。在分度結(jié)構(gòu)中，傳動比可達1000，傳動平穩(wěn)，噪聲低。當蝸桿導程角很小時，能實行行程自鎖。鋼絲繩傳動：鋼絲繩傳動結(jié)構(gòu)簡單，能較準確傳動，低速可傳遞較大的載荷，傳動效率較高，不需要很大的張緊力，特別能在惡劣環(huán)境中正常工作。定滑輪提升能減少能量的消耗，煙閘在導軌中提升，這樣能平穩(wěn)，減少噪音，定滑輪通過碰撞行程開關(guān)實現(xiàn)煙閘提升的最大量程?？傟U述傳動方案本設計傳動方案由三相交流異步電動機驅(qū)動蝸輪蝸桿減速器。在蝸輪上套上卷筒，通過鋼絲繩帶動動滑輪連桿機構(gòu)，從而實現(xiàn)煙閘裝

9、置的升降。從經(jīng)濟、安裝簡單、維護方便等因素考慮：我們選擇了傳動結(jié)構(gòu)緊湊，傳動比大，傳動平穩(wěn)，噪聲低，具有自鎖性能的蝸桿傳動。綜合這一情況以及煙閘工作環(huán)境考慮，我們選擇了鋼絲繩傳動，通過鋼絲繩實現(xiàn)煙閘的升降動作。第二節(jié)電動機的選擇一、選擇電動機的型號：選擇電動機主要應根據(jù)電源種類、工作要求、工作環(huán)境、負載大小和性質(zhì)、安裝要求等條件選用。由于本套裝置設計要求在較高于常溫、載荷平穩(wěn)，對啟動無特殊要求，有酸、堿、油等腐蝕、灰塵較多的工作環(huán)境下，對電器元件損壞嚴重，故選用y型三相鼠籠封閉式電動機，其電壓為380v。二、確定電動機的功率：根據(jù)在江西南方環(huán)保機械制造廠的一些實地考察，確定了煙閘提升裝置所需提

10、升的煙閘門總重量為45kg。煙閘的行程是520mm，煙閘提升到頂部所需時間約為10s，由煙閘的提升量程和運行時間可推算出煙閘上升速度為0.05m/s，那么根據(jù)已知條件求出電動機的功率，計算步驟如下：計算與說明主要結(jié)果電動機工作所需功率：pw= =kw電動機的工作功率：p0= 電動機到蝸輪蝸桿減速器的總效率為 =1223345由查表11-1查得: 1= 0.4、2=0.85（平摩擦傳動）, 3=0.88（槽摩擦傳動），4=0.96（卷筒），5=0.99（齒輪聯(lián)軸器）=0.4x 0.852x0.883x0.96xx0.99p0 = = kw考慮到煙閘機構(gòu)的特殊環(huán)境和工作效率、經(jīng)濟費用，綜合考慮以上

11、因素便查機械設計手冊表，我們選用電動機功率ppw =0.225kw=0.187p0 =0.133kwp=0.55kw三、確定電動機轉(zhuǎn)速根據(jù)在南方火化機機場的一些實地考察，鋼絲繩經(jīng)卷筒纏繞以實現(xiàn)其提升，因為煙閘門的啟動和停止動作是機械式控制的，考慮到煙閘機構(gòu)各級的工作效率，卷筒需在轉(zhuǎn)動4周內(nèi)才能實現(xiàn)這樣的要求，故由已知條件可算出電動機的轉(zhuǎn)速，具體步驟如下：計算與說明主要結(jié)果4d=520mm卷筒的轉(zhuǎn)速nwnw= =r/min按機械設計課程設計2-3推薦的傳動比合理范圍，圓柱齒輪蝸桿減速器的傳動比i=60-80,因為就只有蝸輪蝸桿減速器實行減速，所以總傳動比ia=60-80，則電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為

12、 nd= ianw =(60-80)x23.1 r/mind=41mmnw=23.1 r/minnd=1386-1848r/min查表得符合這一范圍的，同步轉(zhuǎn)速=1500r/min，見下表表1.1電動機的選擇方案方案電動機型號額定功率（kw）電動機轉(zhuǎn)速（r/min）同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1y801-40.5515001390根據(jù)計算考慮電動機及傳動裝置的重量及經(jīng)濟效益，用電動機型號為y801-4滿足我們所需，查機械設計課程設計表18-1y系列封閉式三相電動機技術(shù)參數(shù)，列出主要性能如下表。 表1.2 電動機y801-4的主要性能電動機型號額定功率（kw）同步轉(zhuǎn)速（r/min）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）堵轉(zhuǎn)

13、轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩y801-40.55150013906.52.2查機械設計課程設計表18-1y系列封閉式三相電動機技術(shù)參數(shù)，列出電動機y801-4的主要外形和安裝尺寸如下表表1.3電動機y801-4主要外形和安裝尺寸中心高(mm)h外形尺寸(mm)lx(ac/2+ad)xhd安裝尺寸(mm)axb軸伸尺寸(mm)dxe平鍵尺寸(mm)fxgd80285x232.5x430125x10048x11014x第三節(jié) 煙閘提升裝置機構(gòu)傳動比分配 已知電動機型號為y801-4，滿載轉(zhuǎn)速nm=1390 r/min，額定功率p=0.55kw煙閘提升裝置的工作轉(zhuǎn)速為nw=23.1r/min，則可求

14、出總傳動比和各級傳動比，具體步驟如下：計算與說明主要結(jié)果煙閘提升裝置的總傳動比為 ia = =因為此裝置蝸輪蝸桿進行一級減速，故：蝸輪蝸桿減速器的傳動比為： i0= ia ia =60 i0=60第四節(jié) 煙閘提升裝置機構(gòu)運動和動力參數(shù)計算 已知電動機軸的功率p=0.55kw，轉(zhuǎn)速nm =1390 r/min。傳動比i0=60依次可求出以下相關(guān)數(shù)據(jù)。具體步驟如下計算與說明主要結(jié)果一、各軸轉(zhuǎn)速: 蝸輪軸：n2= 動滑輪與定滑輪的同步轉(zhuǎn)速：n4=n3=n2 得： 二、各軸功率：蝸輪軸: p= p15=0.55x0.4x0.99 動滑輪軸: p= p24=0.218x0.85x0.96定滑輪軸p= p

15、23=0.187x0.85x0.88kw三、各軸轉(zhuǎn)矩：電動機軸:t1 = = n.m 蝸輪軸:t2 = t1 i015 =3.78x60x0.4x0.99 n.m 動滑輪軸：t3 = t2 24 =89.80.85x0.96 n.m 定滑輪軸:t4 = t3 23=73.3x0.85x0.88n.mn2=23.1 r/minn4= n3=23.1 r/minp=0.218kwp=0.178kwp=0.133kwt1 =3.78n.mt2 =89.8 n.mt3 =73.3n.mt4 =54.8n.m計算數(shù)值列表如下：表1.4煙閘提升裝置的主要動力參數(shù)軸號功率p（kw）轉(zhuǎn)矩t（nm）轉(zhuǎn)速（r/m

16、in）傳動比i效率電動機軸0.553.781390 60 0.76蝸輪軸0.21889.823.1 10.396動滑輪軸0.17873.323.1 10.81 定滑輪軸0.13354.823.1 1 0.75第二章 減速裝置的選擇計算第1節(jié) 第一級減速裝置渦輪蝸桿減速器的選擇計算 由設計的上述條件可知，此次渦輪蝸桿減速器為閉式傳動，蝸桿選用45鋼經(jīng)表面淬火，齒面硬度>45hrc,蝸輪輪緣選用zcusn10pb1，砂型鑄造。根據(jù)載荷與工作情況，應按蝸輪齒面接觸疲勞強度設計，并進行熱平衡計算。設計的具體步驟如下：計算與說明主要結(jié)果一、按蝸輪齒面的接觸疲勞強度設計：查機械設計基礎表4-5蝸輪的

17、許用接觸應力可得，設計所需蝸輪材料的許用接觸應力: 因為減速器的傳動比為60，所以查機械設計基礎表 4-2 蝸桿頭數(shù)的選取可得，設計所需蝸桿頭： 蝸輪齒數(shù): z2=iz1蝸輪轉(zhuǎn)速： n2= 查機械設計基礎表4-4 普通圓柱蝸桿傳動的總效率，考慮到要求反行程自所，則：估取嚙合效率1=0.45 渦輪軸轉(zhuǎn)矩：t = 載荷系數(shù)：由于載荷較平穩(wěn)，蝸輪的轉(zhuǎn)速不高，取設計所需的載荷系數(shù)為：計算m2 d1的值：m2 d1 kt()2 =1.1x0.91x105x()2 mm3 =197.7mm3。 查機械設計基礎表4-1動力圓柱蝸桿傳動的標準模數(shù)m和蝸桿分度圓直徑d1可得，設計所需的模數(shù)和蝸桿分度圓直徑為：

18、一、 計算相對滑動速度與傳動效率：蝸桿導程角： =artan = artan 蝸桿分度圓的圓周轉(zhuǎn)速:v1= 相對滑動速度：vs= 當量摩擦角：取v=206 驗算嚙合效率：= =4.2傳動總效率： 總=0.96 總=0.4032，在機械設計基礎表4-4 普通圓柱蝸桿傳動,要求反行程自鎖的總效率，符合要求。四、確定主要幾何尺寸：蝸輪分度圓直徑： d2= mz2計算得： 中心距： a=根據(jù)中心距a，及模數(shù)m，查機械設計手冊選擇蝸輪蝸桿減速器的型號為：kwu100-60f5559/1997四、熱平衡計算： 根據(jù)機械設計基礎第四章蝸桿傳動第六節(jié)蝸桿傳動的失效形式和工作能力計算中的蝸桿傳動的熱平衡計算中的

19、溫度選擇條件特得出以下計算中的溫度選擇。環(huán)境溫度：取t0=200c 工作溫度：取t =700c熱傳系數(shù)：取kt=13w(m2×0c) 需要的散熱面積：a= = m2五、驗算蝸輪齒面接觸疲勞強度校核查表4-5查得許用彎曲應力 f=35mpa,查表4-7得齒數(shù)系數(shù)yfa =1.59由f=x1.59=18.9 f結(jié)論 h =180mpaz1=1z2=60n2=23.1r/mint =0.91×105 nk=1.1m=2.5mm,d1=45mm = 3.18 °v1=3.27m/svs=3.28m/s總=0.4032d2=150mma=97.5 mma=0.51 m2該蝸

20、輪蝸桿減速器可用第三章 軸系部件設計一 、定滑輪的設計定滑輪與軸配合采用鍵聯(lián)接，選用ht150，砂型鑄造。設計步驟如下：計算與說明主要結(jié)果 查機械設計師手冊表21-23得初步估計軸的直徑為dmina(p/n)1/3115(0.053/14.92) 1/3mm考慮到定滑輪與軸之間的配合以及為了加工方便在所以我們組取定滑輪的直徑稍大比軸大點，將其取為d定=30mm 槽的節(jié)矩 td（68）二、計算定滑輪的主要結(jié)構(gòu)尺寸1、定滑輪壁厚 本設計為了延長鋼絲繩的壽命，采用鑄鐵卷筒，對于鑄鐵卷筒可按經(jīng)驗公式初步確定，然后進行強度驗算?？筛鶕?jù)卷筒的設計來計算對于鑄鐵筒壁 mm根據(jù)鑄造工藝的要求，鑄鐵卷筒的壁厚不

21、應小于12 mm，所以7mm2、定滑輪長度考慮到定滑輪的鑄造與加工，定滑輪槽的導圓角為5mm。則b=r+219mm，為了方面加工 選b為20mm2、定滑輪大徑卷筒的大徑由l1兩端的邊緣長度（包括凸臺在內(nèi)），根據(jù)卷筒結(jié)構(gòu)考慮到卷筒鑄造的方便與加工，我們選l1為24mm，卷筒的直徑d0來定，定滑輪大徑 l=d+2l1=78mm定滑輪材料一般采用不低于ht150，特殊需要時可采用zg230-450、zg270-500鑄鋼或q235-a焊接制造。本設計的卷筒無特殊需要，額定起重重量不是很大，所以選擇ht150制造。一般定滑輪壁厚相對于定滑輪直徑較小，所以卷筒壁厚可以忽略不計，在鋼絲繩的最大拉力作用下，

22、使卷筒產(chǎn)生壓應力、彎曲應力和扭曲應力。其中壓應力最大。當3時彎曲應力和扭曲應力的合成力不超過壓應力10%,所以當d3d定時只計算壓應力即可。本設計中d=78 符合d3d定的要求，所以只計算壓應力即可。當鋼絲繩單層卷繞時，卷筒所受壓應力按下式來計算：=a其中 為鋼絲繩單層卷繞時卷筒所受壓應力，mpa； 為鋼絲繩最大拉力，n； 為卷筒壁厚，mm； a 為應力減小系數(shù)，一般取a=0.75 為許用壓力，對于鑄鐵= 為鑄鐵抗壓強度極限所以 =a25mpa查教材機械設計基礎知146mpa，所以29.2mpa。所以 經(jīng)檢驗計算，定滑輪抗壓強度符合要求。a=115dmin21.245d定=30mm t=911

23、7mmb=20mm2、 動滑輪軸結(jié)構(gòu)設計本設計中軸的設計主要是工作機輪的設計，按軸承等接觸摩擦等因素，危險最先出現(xiàn)在第一根軸上；故此，第一根軸能夠滿足時，機械就能正常運轉(zhuǎn)。由于此次設計煙閘門機構(gòu)中的軸主要受彎矩，所受扭矩很小，且該機構(gòu)中軸傳動功率小，轉(zhuǎn)速也較低，故選45鋼，調(diào)質(zhì)處理。本次設計中軸的設計主要是滑輪上軸的設計，按軸承等接觸摩擦因素，危險最先出在定滑輪軸上；故此，定滑輪軸能夠滿足時，機械就能正常運轉(zhuǎn)。其具體步驟如下：計算與說明主要結(jié)果輸入條件：已知主動軸的傳遞p=0.133kw 轉(zhuǎn)速n=23.1r/min1、確定軸的最小直徑其力學性能由機械設計手冊表21-1查得 查機械設計手冊表21

24、-23得初步估計軸的直徑為dmina(p/n)1/3115(0.053/14.92) 1/3mm計入鍵槽的影響d=21.245×1.03mm 由附表7-1取標準直徑為2、軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設計考慮到定滑輪軸主要受到徑向截荷，且受到中型截荷，所以初步選定了深溝球軸承，代號為6205選取軸承寬徑比一般情況下取軸承寬比b/d=0.51.5 所以取由于定滑輪的倒角為1*45°，所以此處軸肩至少得大于1，為了方便加工，我們?nèi)〈颂幊叽缭O計為30mm，草圖如下：軸的強度校核1、由運動簡圖可知，定滑輪上受兩個力驅(qū)使其轉(zhuǎn)動，即鋼絲繩與定滑輪之間的摩擦力和鋼絲繩的拉力，已知鋼絲繩與定滑

25、輪之間的摩擦因素：0.12，拉力t為mg，則作用在定滑輪上的徑向力fr1= mg+mg=45x10+0.12x45x10n=504n2、求水平面之反力（圖8-2c）fah=fbh=3、繪制水平面彎矩mh圖（圖8-2d）mch= fahxlac=753x39.5n.mm4、求垂直面紙支反力（圖8-2e）在鉛垂面方向上，由fy=0，即fav+ fbv-fr1 =0fav=502n-252n5、繪制垂直面彎矩圖mv（圖8-2f）mcv= fav·lac=502x39.5n.mm mcv= fbv. lbc=502x39.5n2、求垂直面支反力（圖8-2e）由ma=0，即 -fr1·

26、;lac+fbv·lba =0fbv=n6、繪制合成彎矩m圖（圖8-2g）根據(jù)合成彎矩 m=c截面左側(cè)彎矩mc=c截面右側(cè)彎矩mc=7、繪制轉(zhuǎn)矩t圖（圖8-2h）t=繪制當量彎矩并繪圖 （圖8-2i） 由當量彎矩圖和軸的結(jié)構(gòu)圖可知，c處為危險截面，計算其當量彎矩，將軸的扭轉(zhuǎn)應力視為脈動循環(huán)，取=0.6。則:c截面走當量彎矩 mce= =48644n.mmc截面右當量彎矩mce= mc=35747.2n.mmc截面當量彎矩 在以上兩數(shù)取較大值9、求危險截面處計算直徑軸的材料選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由彎矩圖圖和軸的結(jié)構(gòu)圖可知，最大正彎矩在d截面，最大負彎矩在a截面。查機械設計基礎表7-1知

27、b=650mpac截面計算直徑dc=20.1mm計入鍵槽影響dc=1.04x20.1=22mm危險截面c的直徑與結(jié)構(gòu)設計確定的直徑相符合，故軸的強度足夠。b=640mpas=355mpa-1=275 mpa -1=60mpaa=115dmin=21.245mmdmin=21.88mmd=22mmd=25，b=15，d=52fr1=504nfah=fbh=753nmch=29743.5n待添加的隱藏文字內(nèi)容1fav=252nmcv=19829n.mmmcv=19829n.mmfbv=252nmc=35747.2n.mmmc=35747.2n.mmt=54985nmce=48644n.mm圖3-1

28、 圖32三、 軸承的選擇及校核軸承支撐軸的工作，工作轉(zhuǎn)速為n=23.1r/min,軸頸直徑d=25mm.由于因為此軸承是安裝在定滑輪上的，根據(jù)傳動軸的工作條件和使用要求綜合考慮，我們選擇的軸承是深溝球軸承，其突出特點是摩擦較小，機械效率高，對軸承的維護要求低，主要用于承受頸向載苛。要求工作壽命lho=25000h，較核具體步驟如下：計算與說明主要結(jié)果1. 選擇軸承類型和材料軸承材料 軸承承受徑向載荷，可選軸承材料 此軸承的載荷大，速度低，由機械設計基礎表8-1選軸瓦材料軸承材料的p和pv值，軸承b與d 查機械設計手冊得滾子軸承ht200p=2mpapv=1.5mpa·m/sb=15m

29、m d=52mm2. 校核軸承工作能力計算當量當量動載苛f由于軸承只承受徑向載荷，故當量動載荷就是軸承承受的徑向載荷。此處兩軸承支反力相等，即有：當量動載荷 f1=f2= n軸承的平均壓強 p=軸承的pv值 pv=p=判斷軸承工作能力 由pp，pvpv故f=794np=1.01mpapv=0.06mpa·m/s工作能力滿足要求3. 計算軸承實際壽命溫度系數(shù)由機械設計基礎表8-6載荷系數(shù)由機械設計基礎表8-7壽命指數(shù)由機械設計基礎深溝球軸承軸承基本額定內(nèi)載荷由機械設計基礎附表8-3軸承的實際壽命 lh=（= （）3 軸承預期壽命結(jié)論 由于lho> lh， ft=1.0fp=1.5

30、e=3c=7.88kwlh=20897hlho=25000h6205的深溝球軸承可用4、 卷筒的設計卷筒的尺寸由已知的起升速度、起升高度和鋼絲繩的尺寸來確定。卷筒用來卷繞鋼絲繩，把原動機的驅(qū)動力傳遞給鋼絲繩，并把原動機的回轉(zhuǎn)運動變?yōu)樗枰闹本€運動。卷筒通常是中空的圓柱形，特殊要求的卷筒也有做成圓錐或曲線形的。卷筒的設計步驟具體如下：計算說明主要結(jié)果1、卷筒的節(jié)徑即卷筒的卷繞直徑，由設計知不能小于下式： h 與機構(gòu)工作級別和鋼絲繩結(jié)構(gòu)有關(guān)的系數(shù)，根據(jù)工作環(huán)境級別為m3，查機械設計手冊h=16mm; 48mm所以選取為50 mm 槽的節(jié)矩 td（68）2、卷筒的長度卷筒的長度由l1兩端的邊緣長度

31、（包括凸臺在內(nèi)），根據(jù)卷筒結(jié)構(gòu)考慮到卷筒鑄造的方便與加工，我們選l1為35mm，卷筒的直徑d0來定，卷筒的長度 l=d+2l1=120mm3、卷筒壁厚 本設計為了延長鋼絲繩的壽命，采用鑄鐵卷筒，對于鑄鐵卷筒可按經(jīng)驗公式初步確定，然后進行強度驗算。對于鑄鐵筒壁 mm根據(jù)鑄造工藝的要求，鑄鐵卷筒的壁厚不應小于12 mm，所以15mm5、卷筒的寬度b=2+3t=63.到考慮鑄造的加工方便 我們選取b為65mm4、計算及檢驗卷筒材料一般采用不低于ht150，特殊需要時可采用zg230-450、zg270-500鑄鋼或q235-a焊接制造。本設計的卷筒無特殊需要，額定起重重量不是很大，所以選擇ht150

32、制造。一般卷筒壁厚相對于卷筒直徑較小，所以卷筒壁厚可以忽略不計，在鋼絲繩的最大拉力作用下，使卷筒產(chǎn)生壓應力、彎曲應力和扭曲應力。其中壓應力最大。當3時彎曲應力和扭曲應力的合成力不超過壓應力10%,所以當3時只計算壓應力即可。本設計中l(wèi)=120 符合3的要求，所以只計算壓應力即可。當鋼絲繩單層卷繞時，卷筒所受壓應力按下式來計算：=a其中 為鋼絲繩單層卷繞時卷筒所受壓應力，mpa； 為鋼絲繩最大拉力，n； 為卷筒壁厚，mm； a 為應力減小系數(shù)，一般取a=0.75 為許用壓力，對于鑄鐵= 為鑄鐵抗壓強度極限所以 =a25mpa查教材機械設計基礎知146mpa，所以29.2mpa。所以 經(jīng)檢驗計算，

33、卷筒抗壓強度符合要求。r=1.621.8c=1.82.7t=911=50mml=120mm15mmb=65mm五、 減速器緊固螺栓選擇計算在本設計中需要螺栓來固定的有蝸輪減速器、軸承護蓋，卷筒銷釘，而受力較大的是渦輪減速器的地腳螺栓，為方便企業(yè)管理和維修，我們統(tǒng)一使用一種螺栓，即當渦輪減速器的地腳螺釘滿足要求時，軸承螺栓也能夠保證工作的安全性。故我們只選擇與校核渦輪減速器的地腳螺栓。計算與說明主要結(jié)果1、 確定螺栓材料的力學性能選用45鋼，性能等級5.8級，由機械設計基礎表2-4知螺栓的抗拉強度 螺栓的屈服點 查機械設計基礎 k=1.3 u=0.13 m=12、 單個螺栓的受力單個螺栓所受的橫

34、向載荷 d=80mmfs= 單個螺栓的預緊力 f = n 3、求螺栓的直徑不控制預緊力（試算法）初選m12mm螺栓 查機械設計基礎表2-1 安全系數(shù)，查機械設計基礎表2-6，按線性插值法求得螺栓的許用應力=111.11mpa計算螺栓小徑d1=9.14mm確定螺栓直徑 由上述計算知， m12mm的螺釘滿足使用要求。4、確定螺釘?shù)拈L度查機械設計基礎附表2-6得螺紋余留長度l1 l1（0.3-0.5）d螺紋伸出長度l2: l2（0.2-0.3）d查機械設計基礎附表2-5得螺母厚度mmax ： mmax =10.8mm查機械設計基礎表2-2得彈簧墊圈的基本厚度s =3.1蝸輪蝸桿減速器與機座的接觸面的

35、厚度分別為25mm、28mm則螺栓總長l: l=l2+m+s+c1+c2=69.3-70.5mm由螺栓l的長度系列選擇l=70mm故減速器機座壓緊螺釘d=12mm k=5，b=15，ds=9， dp=5.5 s=13 emin=14.20 l1=1.5 螺栓標記為：m12×70 gb/t 5782fs=561.25nf=5612.5nd1=10.106mmss=3.6= 111.11mpa與m12mm螺栓直徑接近六、鋼絲繩的選擇及校核 煙閘門多層纏繞鋼絲繩受力比較復雜。為簡化計算，鋼絲繩選擇多采用安全系數(shù)法，這是種靜力計算方法。其具體步驟如下計算說明主要結(jié)果對鋼絲繩直徑的選擇普遍采用

36、選擇系數(shù)法。國際標準繩的選擇也推薦采用此方法。該方如下： 該設計卷揚機額定載荷500nfmaxf總 500n查起重機設計方案得：計算的最小直徑=2.21mm鋼絲繩選擇d=3mm。按鋼絲繩所在機構(gòu)工作級別來選鋼絲繩直徑時，所選的鋼絲繩拉斷力應滿足下式： f0 n fmax查起重機設計手冊選n=4f04×5000n=2000n又鋼絲繩最小拉斷力總和等于鋼絲繩最小拉斷力×1.134（纖維芯）或×1.214（鋼芯），所以鋼絲繩最小拉斷力總和為2428n（本設計中鋼絲繩接觸高溫，選用鋼芯鋼絲繩）鋼絲繩6×19（a）類3natfc1470zs10279.5c=0.0

37、99七、鍵的選擇計算 設計中，有電動機輸出軸與減速器之間的連接為鍵連接、減速器與卷筒之間的連接為鍵連接，由于電動機與減速器出廠時自配鍵，且能滿足要求，故無需選擇設計，只需要設計傳動軸的鍵。 計算與說明主要結(jié)果1. 選擇鍵的型號，材料為了方便加工，我們可以不用換銑刀，只是將其鍵槽銑長一些即可，最后只需通過校核一下。我們依舊選用45#鋼的a型普通平鍵鍵的尺寸 2、確定鍵的尺寸 已知軸徑d= d定標=30mm、輪轂取80mm，由機械設計課程設計附表13-20取3.校核鍵聯(lián)接強度普通平鍵構(gòu)成靜聯(lián)接，因此需要校核輪轂的擠壓強度許用擠壓應力 選擇鏈輪材料為45#鋼，由機械設計基礎表2-12查得：p=50-

38、60mpa鍵的工作長度 l=l-b=63-8=55mm擠壓應力 p=結(jié)論 由于pp 強度足夠3.確定鍵的型號 查機械設計手冊表9-4取 a8×7×63 gb/t1567-1979 與之相配合的鍵槽型號 n9/h9 b=8mm，h=7mm，l=63mmp=18.98 mpa第四章 聯(lián)軸器的選擇計算聯(lián)軸器的選擇計算1、 聯(lián)軸器的選擇因為此聯(lián)軸器起連接電動機和蝸桿減速器蝸桿軸的作用，所以根據(jù)在工作性能要求和環(huán)境綜合考慮，選擇凸緣聯(lián)軸器。因為這種聯(lián)軸器制造容易，裝拆方便、成本低，可以補綜合位移。它適用于間歇式，蝸桿軸工作時發(fā)熱量也不是很大的場合。2、選擇聯(lián)軸器型號，具體步驟如下：計

39、算與說明主要結(jié)果1、計算名義轉(zhuǎn)矩 蝸桿軸名義轉(zhuǎn)矩 t蝸桿= = n.m2、確定計算轉(zhuǎn)矩 由于載荷基本固定，可按小沖擊載荷考慮，查機械設計基礎 表3-2取工作情況系數(shù)k=3.5，則 蝸桿軸的計算轉(zhuǎn)矩 tc=k·t蝸桿=3.5x 3.74n.m 3、選擇聯(lián)軸器型號 由機械設計師手冊表26-11，蝸桿軸輸入端選用yl1型凸緣聯(lián)軸器 聯(lián)軸器標記 yl1（11x25/j120x38）gb/t 5843-1986 公稱轉(zhuǎn)矩 許用轉(zhuǎn)速 4、結(jié)論 t蝸桿=3.74n.mtc=13.1n.mtn=10n.mn=8100r/min 該聯(lián)軸器可用 第5章 零件的潤滑和密封減速器的潤滑和密封 因為機械在工作

40、時有不同程度的摩擦損耗，這時傳動效率也會降低，所以給機械零件加上合適的潤滑油是必不可少的。潤滑油同時具有冷卻和散熱的作用，還可以防止零件的銹蝕，降低噪音，減少震動等。不同的機械的工作環(huán)境和負載量不同，那么潤滑形式也不同。由于我們選用的減速器為一級下置式蝸輪蝸桿減速器，又因為蝸輪的圓周速度為v=0.11m/s，所以更適宜采用浸油潤滑形式來潤滑。v=0.11m/s下置式蝸桿油浸到軸承最小面滾動體中心而蝸桿齒未能浸入油中（或浸油深度不夠）時，則可在蝸桿軸的兩側(cè)分別裝濺油盤，以便將油濺到蝸輪端面上，而后流入嚙合區(qū)進行潤滑。綜上所述，選擇l-cke/p，蝸輪蝸桿油作其潤滑劑標準號為sh0094-91。滾動軸承的潤滑軸承潤滑的主要目的是減小磨擦與