【正文】 = T1 i0η 1η 5 = 動滑輪軸Ⅲ： T3 = T2 η 2η 4 = 定滑輪軸Ⅳ :T4 = T3 η 2η 3= n2= r/min n4= n3= r/min PⅡ = PⅢ = PⅣ = T1 = T2 = T3 = T4 = 計算數(shù)值列表如下： 表 煙閘提升裝置的主要動力參數(shù) 9 軸號 功率 P（ KW） 轉(zhuǎn)矩 T（ Nm） 轉(zhuǎn)速（ r/min） 傳動比 i 效率 η 電動機(jī)軸Ⅰ 1390 60 蝸輪軸Ⅱ 1 動滑輪軸Ⅲ 1 定滑輪軸Ⅳ 1 第二章 減速裝置的選擇計算 第一節(jié) 第一級減速裝置渦輪蝸桿減速器的選擇計算 由設(shè)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。設(shè)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(qiáng)度設(shè)計： 查《機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)》表 45蝸輪的許用接觸應(yīng)力可得，設(shè)計所需蝸輪材料的許用接觸應(yīng)力 : 因為減速器的傳動比為 60，所以查《機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)》表 42 蝸桿頭數(shù)的選取可得，設(shè)計所需蝸桿頭： 蝸輪齒數(shù) : Z2=iZ1 蝸輪轉(zhuǎn)速： n2=錯誤 !未找到引用源。 載荷系數(shù)：由于載荷較平穩(wěn)，蝸輪的轉(zhuǎn)速不高，取設(shè)計所需的載荷系數(shù)為： 計算 m2 d1的值： m2 d1 ≥ KT(錯誤 !未找到引用源。 )2 mm3 =。 = artan 錯誤 !未找到引用源。 相對滑動速度 ： vs= 錯誤 !未找到引用源。 = 傳動總效率： η 總 = η 總 =，在《機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)》表 44 普通圓柱蝸桿傳動 ,要求反行程自鎖的總效率，符合要求。 根據(jù)中心距 a，及模數(shù) m，查《機(jī)械設(shè)計手冊》選 擇蝸輪蝸桿減速器的型號為： KWU10060Ⅱ F5559/1997 四、熱平衡計算： T = 105 N K= m=,d1=45mm γ = 176。 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=錯誤 !未找到引用源。 m2 五、驗算蝸輪齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核 查表 45 查得許用彎曲應(yīng)力 [σ ] F=35Mpa, 查表 47 得齒數(shù)系數(shù) YFa = 由 σ F=錯誤 !未找到引用源。 =≦ [σ ] F 結(jié)論 A= m2 該蝸輪蝸桿減速器可用 12 第三章 軸系部件設(shè)計 一 、定滑輪的設(shè)計 定滑輪與軸配合采用鍵聯(lián)接，選用 HT150，砂型鑄造?？筛鶕?jù)卷筒的設(shè)計來計算 對于鑄鐵筒壁 A=115 Dmin≥ d 定 =30mm t=9～ 11 ?? 7mm 13 ? ? 2 6 ~ 10D? ?? mm 根據(jù)鑄造工藝的要求，鑄鐵卷筒的壁厚不應(yīng)小于 12 mm，所以 ?? 7mm 定滑輪長度 考慮到定滑輪的鑄造與加工，定滑輪槽的導(dǎo)圓角為5mm。本設(shè)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。其中壓應(yīng)力最大。 本設(shè)計中 D=78 符合 D? 3D 定 的要求，所以只計算壓應(yīng)力即可。 所以 ? ? ? ?bc? 經(jīng)檢驗計算，定滑輪抗壓強(qiáng)度符合要求。 由于此次設(shè)計煙閘門機(jī)構(gòu)中的軸主要受彎矩，所受扭矩很小，且該機(jī)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。 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= 轉(zhuǎn)速 n= 確定軸的最小直徑 其力學(xué)性能由《機(jī)械設(shè)計手冊》表 211查得 查《機(jī)械設(shè)計手冊》表 2123 得 初步估計軸的直徑為 dmin≥ A(P/n)1/3≥ 115() 1/3mm σ b=640Mpa σ s=355Mpa σ 1=275 Mpa [σ 1]=60Mpa 15 計入鍵槽的影響 d= 由附表 71取標(biāo)準(zhǔn)直徑為 軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)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=～ 所以取 由于定滑輪的倒角為 1*45176。 =錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 LAC = A=115 dmin= dmin= d=22mm d=25， B=15，D=52 Fr1=504N FAH=FBH=753N MCH= 16 M? CV= FBV. LBC= 求垂直面支反力（圖 82e） 由Е MA=0， 即 Fr1 LBA =0 FBV=錯誤 !未找到引用源。 C截面左側(cè)彎矩 MC=錯誤 !未找到引用源。 C截面右側(cè)彎矩 M′ C=錯誤 !未找到引用源。 繪制轉(zhuǎn)矩 T 圖（圖 82h） T=錯誤 !未找到引用源。 繪制當(dāng)量彎矩并繪圖 （圖 82i） 由當(dāng)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(dāng)量彎矩，將軸的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力視為脈動循環(huán)，取α =。 = 錯誤 !未找到引用源。 查《機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)》表 71知σ b=650MPa C截面計算直徑 dc≥ 錯誤 !未找到引用源。 FAV=252N MCV= M? CV= FBV=252N MC= M′ C= T=54985N MCe= 17 圖 31 18 圖 3－ 2 三、 軸承的選擇及校核 軸承支撐軸的工作，工作轉(zhuǎn)速為 n=,軸頸直徑 d= 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(diǎn)是摩擦較小，機(jī)械效率高，對軸承的維護(hù)要求低，主要用于承受頸向載苛。 m/s b=15mm d=52mm 2. 校核軸承工作能力 計算當(dāng)量當(dāng)量動載苛 F 由于軸承只承受徑向載荷，故當(dāng)量動載荷就是軸承承受的徑向載荷。 =錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 m/s 工作能力滿足要求 3. 計算軸承實(shí)際壽命 溫度系數(shù)由《機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)》表 86 載荷系數(shù)由《機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)》表 87 壽命指數(shù)由《機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)》深溝球軸承 ft= fp= e=3