【正文】 軸承 b與 d 查《機械設(shè)計手冊》得 滾子軸承 HT200 [p]=2mpa [pv]= = 計入鍵槽影響 dC==22mm 危險截面 C的直徑與結(jié)構(gòu)設(shè)計確定的直徑相符合，故軸的強度足夠。 = C截面右當量彎矩 M′ Ce= M′ C= C截面當量彎矩 在以上兩數(shù)取較大值 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。則 : C截面走當量彎矩 MCe=錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 N 繪制合成彎矩 M圖 （圖 82g） 根據(jù)合成彎矩 M=錯誤 !未找到引用源。 LAC+FBV 繪制水平面彎矩 MH圖（圖 82d） MCH= FAHxLAC= 求垂 直面紙支反力（圖 82e） 在鉛垂面方向上，由Σ Fy=0， 即 FAV+ FBVFr1 =0 FAV=502N252N 繪制垂直面彎矩圖 MV（（圖 82f） MCV= FAV =錯誤 !未找到引用源。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(shè)計為 30mm，草圖如下： 軸的強度校核 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，已知鋼絲繩與定滑輪之間的摩擦因素：，拉力 T 為 mg，則 作用在定滑輪上的徑向力 Fr1= mg+?mg=45x10+=504N 求水平面之反力（圖 82c） FAH=FBH=錯誤 !未找到引用源。本次設(shè)計中軸的設(shè)計主要是滑輪上軸的設(shè)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) 。 二、 動滑輪軸Ⅲ結(jié)構(gòu)設(shè)計 本設(shè)計中軸的設(shè)計主要是工作機輪的設(shè)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)。 當鋼絲繩單層卷繞時，卷筒所受壓應(yīng)力按下式來計算： ? =A ??tF?max ? ?bc? 其中 ? 為鋼絲繩單層卷繞時卷筒所受壓應(yīng)力， MPa； maxF 為鋼絲繩最大拉力， N； B=20mm 14 ? 為卷筒壁厚， mm； A 為應(yīng)力減小系數(shù)，一般取 A= ? ?bc? 為許用壓力，對于鑄鐵 ? ?bc? =5b? b? 為鑄鐵抗壓強度極限 所以 ? =A ??tF?max ? ?bc? ?25Mpa 查 教 材 機 械 設(shè) 計 基 礎(chǔ) 知 b? ? 146MPa ，所以? ?bc? ? 。當L ? 3 0D 時彎曲應(yīng)力和扭曲應(yīng)力的合成力不超過壓應(yīng)力10%,所以當 D? 3D 定 時只計算壓應(yīng)力即可。 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，使卷筒產(chǎn)生壓應(yīng)力、彎曲應(yīng)力和扭曲應(yīng)力。則 B=R+2?? 19mm， 為了方面加工 選 B為 20mm 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 ZG230450、 ZG270500 鑄鋼或 Q235A焊接制造。設(shè)計步驟如下： 計算與說明 主要結(jié)果 查《機械設(shè)計師手冊》表 2123 得 初 步 估 計 軸 的 直 徑 為 dmin ≥ A(P/n)1/3 ≥115() 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 t＝ d＋（ 6~8） 二、計算定滑輪的主要結(jié)構(gòu)尺寸 定滑輪壁厚 δ 本設(shè)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。 =錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 v1=vs= η 總 = d2=150mm a= mm 11 根據(jù)《機械設(shè)計基礎(chǔ)》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溫度選擇條件特得出以下計算中的溫度選擇。 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=錯誤 !未找到引用源。 當量摩擦角：取ρ v=206` 驗算嚙合效率： η = 錯誤 !未找到引用源。 蝸桿分度圓的圓周轉(zhuǎn)速 :v1=錯誤 !未找到引用源。 查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表 41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(shè)計所需的模數(shù)和蝸桿分度圓直徑為： 一、 計算相對滑動速度與傳動效率： 蝸桿導(dǎo)程角： γ= artan 錯誤 !未找到引用源。 )2 =(錯誤 !未找到引用源。 查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表 44 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 η 1= [σ] H =180Mpa Z1=1 Z2=60 n2= 10 渦輪軸轉(zhuǎn)矩： T =錯誤 !未找到引用源。根據(jù)載荷與工作情況，應(yīng)按蝸輪齒面接觸疲勞強度設(shè)計，并進行熱平衡計算。 =錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。傳動比 i0=60 依次可求出以下相關(guān)數(shù)據(jù)。 =錯誤 !未找到引用源。 r/min 按《機械設(shè)計課程設(shè)計》 23推薦的傳動比合理范圍，圓柱齒輪 — 蝸桿減速器的 傳動比 i`=6080,因為就只有蝸輪蝸桿減速器實行減速，所以總傳動比 i`a=6080，則電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 ndˊ = i`anw =(6080) r/min D=41mm nw= r/min nd=13861848r/min 查表得符合這一范圍的，同步轉(zhuǎn)速 =1500r/min，見下表 7 表 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 1 Y8014 1500 1390 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 Y8014滿足我們所需，查《機械設(shè)計課程設(shè)計》表 181Y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。 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，綜合考慮以上因素便查《機械設(shè)計手冊》表，我們選用電動機功率 P η α = P0 = P= 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 4 D=520mm 卷筒的轉(zhuǎn)速 nw nw= 錯誤 !未找到引用源。 電動機到蝸輪蝸桿減速器 的總效率為 η α =η 1η 22η 33η 4η 5 由查表 111查得 : η 1= 、 η 2=（平摩擦傳動） , η 3=（槽摩擦傳動）， η 4=（卷筒）， η 5=（齒輪聯(lián)軸器） η α = P0 = 錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 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升的煙閘門總重量為 45kg。 第二節(jié)電動機的選擇 一、選擇電動機的