烟闸升降装置机械设计 毕业设计.doc

目 录前言02设计项目说明书 03机械设计课程设计任务书 04小组任务分配计划书 051、 传动方案的总体设计 07 1.1、拟定传动方案 07 1.2、选择电动机的型号 08 1.3、确定传动装置的总传动比和分配各级传动比 10 1.4、传动装置的运动参数和动力参数的计算 10 二、蜗轮蜗杆减速器选择计算 12 三、轴系部件设计 153.1、定滑轮及其轴相关结构设计 153.2、轴承的选择及校核 173.3、 卷筒的设计 213.4、减速器紧固螺栓选择计算 233.5、钢丝绳的选择及校核 253.6、键的选择计算 27四、联轴器的选择计算 29五、零件的润滑和密封 30六、闸板及提升架的说明 31七、设计总结32八、参考文献 33 九、毕业设计小组任务计划表 十、附图 前 言此次的课程设计主要考察我们对专业知识的全面掌握能力及运用情况。提高我们对所学知识的运用能力，加强理论与实践相结合。本次的课程设计就是我们在南方环保机械制造厂实习所学的知识和书本知识的相结合。我们的设计题目为烟闸提升装置的机械设计，使我们对今后的工作有重大的意义，也让我们更加了解了烟闸提升装置的机械传动。本次的课程我们主要以机械设计基础、机械制图、autocad制图、工程力学和火化机拆装等专业课程为基础的理论上设计。由于本设计组成员没有深厚的工作经验，也是初次接受此类的课程设计，难免存在一些问题。望指导老师能给予严厉批评和指导，为我们今后的工作和学习提供最大的帮助。设计项目说明书我们组设计的是关于烟闸升降装置机械设计，从后面的机构运动简图可以看出该装置是以三相异步电动机原动力，驱动蜗轮蜗杆减速器，通过蜗轮轴上套的卷筒传动，再通过卷筒的转动带动钢丝绳的缩短或伸长，从而实现连杆机构的左移或右移，进而带动连杆机构上的轴动作，最后由定滑轮上钢丝绳实现烟闸门的上升和下降过程。此装置的独特之处在于动滑轮连杆机构，其在固定导轨上运行可准确与行程开关碰撞；且动滑轮可起到省力作用，使得输出功率减小；此装置具有结构简单，运动准确，运行平稳，便于安装，也易维护等特点，能在多灰尘及腐蚀性气体的条件下工作，且使用寿命长。 设计任务 机构系统总体运动方案，画出系统运动简图，完成任务方案设计报告 选择电动机， 计算运动参数 零件的设计，选择、计算、校核 零件图绘制 完成零件工作图 绘制机构装配图 编写设计、修改，审核 整理，定稿，修订资料 机械设计课程设计任务书专业：现代殡葬技术与管理 班级： b0934 指导老师： 李成 组号： 第四组 组长：叶春花 组员： 何超、彭巧玲、刘武、周有业、王昭 设计开始时间： 2011年10月 设计完成时间： 2011年12月 设计题目：火化机烟道闸门升降装置的机械设计设计输入（工作条件及参数）：工作条件：多灰尘及腐蚀性气体，运动频繁。参数：烟闸门重量（kg）烟闸门高宽（mm）烟闸门行程（mm）连杆两轴间距（mm）4578065050052090设计输出：1. 小组及个人工作策划（最后体现在“设计计算说明书目录”中）2. 机构设计方案（讨论确定）3. 传动比分配4. 机构功率计算5. 选择电动机（型号、规格）6. 传动设计计算7. 机械零部件设计8. 零件图绘制9. 部件装配图绘制10.设计计算说明书机械课程设计小组任务分配计划书设计题目：火化机烟道闸门升降装置的机械设计设计组号： 第四组 班级：b0934 起迄时间： 2011年10月 设计组长： 叶春花 组员： 何超、彭巧玲、周有业、刘武、王昭 设计人姓名个 人 计 划 完 成 任 务 名 称计划完成时间本人签名叶春花制定小组及个人工作策划10.18讨论机构设计方案10.19汇总组员工作及成效11.25轴承的选择计算11.1何超烟闸结构及整体力学分析10.27选择及其校核钢丝绳的强度11.2传动轴的设计，校核11.6确定传动装置的总传动比和分配各级传动比11.7 彭巧玲前言10.26减速器的润滑和密封11.8联轴器的选择10.29闸板及提升架的相关说明11.16周有业绘制机构运动简图10.26定滑轮的设计10.28部件装备图绘制11.6传动装置的运动参数和动力参数的计算11.5减速器座紧固螺栓选择计算10.28刘武蜗轮蜗杆减速器选择计算11.21卷筒的设计10.25卷筒零件图的绘制11.8烟闸整体装配图的绘制11.12 王昭设计说明、说明书目录10.23选择电动机的型号和规格10.26键的选择及校核11.7设计总结、技术文件的整理11.23 第一章 传动方案的总体设计第1节 传动方案的拟定 传动装置机构运动简图（图1.1）装置选择电动机：考虑为三相交流感应电动机在经常启动，制定及反转的场合，需要电动机转动惯性小，过载能力大，所以适用笼型感应电动机，它转速高且价格低，由于烟闸道温度高，环境恶劣，经常有大量的灰尘和油，所以适用封闭电动机。蜗轮蜗杆减速器：蜗杆转动与齿轮转动比，蜗杆传动结构紧凑，传动比大，在动力传动中，单级传动的比i=6080。在分度结构中，传动比可达1000，传动平稳，噪声低。当蜗杆导程角很小时，能实行行程自锁。钢丝绳传动：钢丝绳传动结构简单，能较准确传动，低速可传递较大的载荷，传动效率较高，不需要很大的张紧力，特别能在恶劣环境中正常工作。定滑轮提升能减少能量的消耗，烟闸在导轨中提升，这样能平稳，减少噪音，定滑轮通过碰撞行程开关实现烟闸提升的最大量程。总阐述传动方案本设计传动方案由三相交流异步电动机驱动蜗轮蜗杆减速器。在蜗轮上套上卷筒，通过钢丝绳带动动滑轮连杆机构，从而实现烟闸装置的升降。从经济、安装简单、维护方便等因素考虑：我们选择了传动结构紧凑，传动比大，传动平稳，噪声低，具有自锁性能的蜗杆传动。综合这一情况以及烟闸工作环境考虑，我们选择了钢丝绳传动，通过钢丝绳实现烟闸的升降动作。第二节电动机的选择一、选择电动机的型号：选择电动机主要应根据电源种类、工作要求、工作环境、负载大小和性质、安装要求等条件选用。由于本套装置设计要求在较高于常温、载荷平稳，对启动无特殊要求，有酸、碱、油等腐蚀、灰尘较多的工作环境下，对电器元件损坏严重，故选用y型三相鼠笼封闭式电动机，其电压为380v。二、确定电动机的功率：根据在江西南方环保机械制造厂的一些实地考察，确定了烟闸提升装置所需提升的烟闸门总重量为45kg。烟闸的行程是520mm，烟闸提升到顶部所需时间约为10s，由烟闸的提升量程和运行时间可推算出烟闸上升速度为0.05m/s，那么根据已知条件求出电动机的功率，计算步骤如下：计算与说明主要结果电动机工作所需功率：pw= =kw电动机的工作功率：p0= 电动机到蜗轮蜗杆减速器的总效率为 =1223345由查表11-1查得: 1= 0.4、2=0.85（平摩擦传动）, 3=0.88（槽摩擦传动），4=0.96（卷筒），5=0.99（齿轮联轴器）=0.4x 0.852x0.883x0.96xx0.99p0 = = kw考虑到烟闸机构的特殊环境和工作效率、经济费用，综合考虑以上因素便查机械设计手册表，我们选用电动机功率ppw =0.225kw=0.187p0 =0.133kwp=0.55kw三、确定电动机转速根据在南方火化机机场的一些实地考察，钢丝绳经卷筒缠绕以实现其提升，因为烟闸门的启动和停止动作是机械式控制的，考虑到烟闸机构各级的工作效率，卷筒需在转动4周内才能实现这样的要求，故由已知条件可算出电动机的转速，具体步骤如下：计算与说明主要结果4d=520mm卷筒的转速nwnw= =r/min按机械设计课程设计2-3推荐的传动比合理范围，圆柱齿轮蜗杆减速器的传动比i=60-80,因为就只有蜗轮蜗杆减速器实行减速，所以总传动比ia=60-80，则电动机转速的可选范围为 nd= ianw =(60-80)x23.1 r/mind=41mmnw=23.1 r/minnd=1386-1848r/min查表得符合这一范围的，同步转速=1500r/min，见下表表1.1电动机的选择方案方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）同步转速满载转速1y801-40.5515001390根据计算考虑电动机及传动装置的重量及经济效益，用电动机型号为y801-4满足我们所需，查机械设计课程设计表18-1y系列封闭式三相电动机技术参数，列出主要性能如下表。 表1.2 电动机y801-4的主要性能电动机型号额定功率（kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）堵转转矩最大转矩额定转矩额定转矩y801-40.55150013906.52.2查机械设计课程设计表18-1y系列封闭式三相电动机技术参数，列出电动机y801-4的主要外形和安装尺寸如下表表1.3电动机y801-4主要外形和安装尺寸中心高(mm)h外形尺寸(mm)lx(ac/2+ad)xhd安装尺寸(mm)axb轴伸尺寸(mm)dxe平键尺寸(mm)fxgd80285x232.5x430125x10048x11014x第三节 烟闸提升装置机构传动比分配 已知电动机型号为y801-4，满载转速nm=1390 r/min，额定功率p=0.55kw烟闸提升装置的工作转速为nw=23.1r/min，则可求出总传动比和各级传动比，具体步骤如下：计算与说明主要结果烟闸提升装置的总传动比为 ia = =因为此装置蜗轮蜗杆进行一级减速，故：蜗轮蜗杆减速器的传动比为： i0= ia ia =60 i0=60第四节 烟闸提升装置机构运动和动力参数计算 已知电动机轴的功率p=0.55kw，转速nm =1390 r/min。传动比i0=60依次可求出以下相关数据。具体步骤如下计算与说明主要结果一、各轴转速: 蜗轮轴：n2= 动滑轮与定滑轮的同步转速：n4=n3=n2 得： 二、各轴功率：蜗轮轴: p= p15=0.55x0.4x0.99 动滑轮轴: p= p24=0.218x0.85x0.96定滑轮轴p= p23=0.187x0.85x0.88kw三、各轴转矩：电动机轴:t1 = = n.m 蜗轮轴:t2 = t1 i015 =3.78x60x0.4x0.99 n.m 动滑轮轴：t3 = t2 24 =89.80.85x0.96 n.m 定滑轮轴: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计算数值列表如下：表1.4烟闸提升装置的主要动力参数轴号功率p（kw）转矩t（nm）转速（r/min）传动比i效率电动机轴0.553.781390 60 0.76蜗轮轴0.21889.823.1 10.396动滑轮轴0.17873.323.1 10.81 定滑轮轴0.13354.823.1 1 0.75第二章 减速装置的选择计算第1节 第一级减速装置涡轮蜗杆减速器的选择计算 由设计的上述条件可知，此次涡轮蜗杆减速器为闭式传动，蜗杆选用45钢经表面淬火，齿面硬度45hrc,蜗轮轮缘选用zcusn10pb1，砂型铸造。根据载荷与工作情况，应按蜗轮齿面接触疲劳强度设计，并进行热平衡计算。设计的具体步骤如下：计算与说明主要结果一、按蜗轮齿面的接触疲劳强度设计：查机械设计基础表4-5蜗轮的许用接触应力可得，设计所需蜗轮材料的许用接触应力: 因为减速器的传动比为60，所以查机械设计基础表 4-2 蜗杆头数的选取可得，设计所需蜗杆头： 蜗轮齿数: z2=iz1蜗轮转速： n2= 查机械设计基础表4-4 普通圆柱蜗杆传动的总效率，考虑到要求反行程自所，则：估取啮合效率1=0.45 涡轮轴转矩：t = 载荷系数：由于载荷较平稳，蜗轮的转速不高，取设计所需的载荷系数为：计算m2 d1的值：m2 d1 kt()2 =1.1x0.91x105x()2 mm3 =197.7mm3。 查机械设计基础表4-1动力圆柱蜗杆传动的标准模数m和蜗杆分度圆直径d1可得，设计所需的模数和蜗杆分度圆直径为： 一、 计算相对滑动速度与传动效率：蜗杆导程角： =artan = artan 蜗杆分度圆的圆周转速:v1= 相对滑动速度：vs= 当量摩擦角：取v=206 验算啮合效率：= =4.2传动总效率： 总=0.96 总=0.4032，在机械设计基础表4-4 普通圆柱蜗杆传动,要求反行程自锁的总效率，符合要求。四、确定主要几何尺寸：蜗轮分度圆直径： d2= mz2计算得： 中心距： a=根据中心距a，及模数m，查机械设计手册选择蜗轮蜗杆减速器的型号为：kwu100-60f5559/1997四、热平衡计算： 根据机械设计基础第四章蜗杆传动第六节蜗杆传动的失效形式和工作能力计算中的蜗杆传动的热平衡计算中的温度选择条件特得出以下计算中的温度选择。环境温度：取t0=200c 工作温度：取t =700c热传系数：取kt=13w(m20c) 需要的散热面积：a= = m2五、验算蜗轮齿面接触疲劳强度校核查表4-5查得许用弯曲应力 f=35mpa,查表4-7得齿数系数yfa =1.59由f=x1.59=18.9 f结论 h =180mpaz1=1z2=60n2=23.1r/mint =0.91105 nk=1.1m=2.5mm,d1=45mm = 3.18 v1=3.27m/svs=3.28m/s总=0.4032d2=150mma=97.5 mma=0.51 m2该蜗轮蜗杆减速器可用第三章 轴系部件设计一 、定滑轮的设计定滑轮与轴配合采用键联接，选用ht150，砂型铸造。设计步骤如下：计算与说明主要结果 查机械设计师手册表21-23得初步估计轴的直径为dmina(p/n)1/3115(0.053/14.92) 1/3mm考虑到定滑轮与轴之间的配合以及为了加工方便在所以我们组取定滑轮的直径稍大比轴大点，将其取为d定=30mm 槽的节矩 td（68）二、计算定滑轮的主要结构尺寸1、定滑轮壁厚 本设计为了延长钢丝绳的寿命，采用铸铁卷筒，对于铸铁卷筒可按经验公式初步确定，然后进行强度验算。可根据卷筒的设计来计算对于铸铁筒壁 mm根据铸造工艺的要求，铸铁卷筒的壁厚不应小于12 mm，所以7mm2、定滑轮长度考虑到定滑轮的铸造与加工，定滑轮槽的导圆角为5mm。则b=r+219mm，为了方面加工 选b为20mm2、定滑轮大径卷筒的大径由l1两端的边缘长度（包括凸台在内），根据卷筒结构考虑到卷筒铸造的方便与加工，我们选l1为24mm，卷筒的直径d0来定，定滑轮大径 l=d+2l1=78mm定滑轮材料一般采用不低于ht150，特殊需要时可采用zg230-450、zg270-500铸钢或q235-a焊接制造。本设计的卷筒无特殊需要，额定起重重量不是很大，所以选择ht150制造。一般定滑轮壁厚相对于定滑轮直径较小，所以卷筒壁厚可以忽略不计，在钢丝绳的最大拉力作用下，使卷筒产生压应力、弯曲应力和扭曲应力。其中压应力最大。当3时弯曲应力和扭曲应力的合成力不超过压应力10%,所以当d3d定时只计算压应力即可。本设计中d=78 符合d3d定的要求，所以只计算压应力即可。当钢丝绳单层卷绕时，卷筒所受压应力按下式来计算：=a其中 为钢丝绳单层卷绕时卷筒所受压应力，mpa； 为钢丝绳最大拉力，n； 为卷筒壁厚，mm； a 为应力减小系数，一般取a=0.75 为许用压力，对于铸铁= 为铸铁抗压强度极限所以 =a25mpa查教材机械设计基础知146mpa，所以29.2mpa。所以 经检验计算，定滑轮抗压强度符合要求。a=115dmin21.245d定=30mm t=9117mmb=20mm2、 动滑轮轴结构设计本设计中轴的设计主要是工作机轮的设计，按轴承等接触摩擦等因素，危险最先出现在第一根轴上；故此，第一根轴能够满足时，机械就能正常运转。由于此次设计烟闸门机构中的轴主要受弯矩，所受扭矩很小，且该机构中轴传动功率小，转速也较低，故选45钢，调质处理。本次设计中轴的设计主要是滑轮上轴的设计，按轴承等接触摩擦因素，危险最先出在定滑轮轴上；故此，定滑轮轴能够满足时，机械就能正常运转。其具体步骤如下：计算与说明主要结果输入条件：已知主动轴的传递p=0.133kw 转速n=23.1r/min1、确定轴的最小直径其力学性能由机械设计手册表21-1查得 查机械设计手册表21-23得初步估计轴的直径为dmina(p/n)1/3115(0.053/14.92) 1/3mm计入键槽的影响d=21.2451.03mm 由附表7-1取标准直径为2、轴上零部件的选择和轴的结构设计考虑到定滑轮轴主要受到径向截荷，且受到中型截荷，所以初步选定了深沟球轴承，代号为6205选取轴承宽径比一般情况下取轴承宽比b/d=0.51.5 所以取由于定滑轮的倒角为1*45，所以此处轴肩至少得大于1，为了方便加工，我们取此处尺寸设计为30mm，草图如下：轴的强度校核1、由运动简图可知，定滑轮上受两个力驱使其转动，即钢丝绳与定滑轮之间的摩擦力和钢丝绳的拉力，已知钢丝绳与定滑轮之间的摩擦因素：0.12，拉力t为mg，则作用在定滑轮上的径向力fr1= mg+mg=45x10+0.12x45x10n=504n2、求水平面之反力（图8-2c）fah=fbh=3、绘制水平面弯矩mh图（图8-2d）mch= fahxlac=753x39.5n.mm4、求垂直面纸支反力（图8-2e）在铅垂面方向上，由fy=0，即fav+ fbv-fr1 =0fav=502n-252n5、绘制垂直面弯矩图mv（图8-2f）mcv= favlac=502x39.5n.mm mcv= fbv. lbc=502x39.5n2、求垂直面支反力（图8-2e）由ma=0，即 -fr1lac+fbvlba =0fbv=n6、绘制合成弯矩m图（图8-2g）根据合成弯矩 m=c截面左侧弯矩mc=c截面右侧弯矩mc=7、绘制转矩t图（图8-2h）t=绘制当量弯矩并绘图 （图8-2i） 由当量弯矩图和轴的结构图可知，c处为危险截面，计算其当量弯矩，将轴的扭转应力视为脉动循环，取=0.6。则:c截面走当量弯矩 mce= =48644n.mmc截面右当量弯矩mce= mc=35747.2n.mmc截面当量弯矩 在以上两数取较大值9、求危险截面处计算直径轴的材料选用45钢，调质处理，由弯矩图图和轴的结构图可知，最大正弯矩在d截面，最大负弯矩在a截面。查机械设计基础表7-1知b=650mpac截面计算直径dc=20.1mm计入键槽影响dc=1.04x20.1=22mm危险截面c的直径与结构设计确定的直径相符合，故轴的强度足够。b=640mpas=355mpa-1=275 mpa -1=60mpaa=115dmin=21.245mmdmin=21.88mmd=22mmd=25，b=15，d=52fr1=504nfah=fbh=753nmch=29743.5nfav=252nmcv=19829n.mmmcv=19829n.mmfbv=252nmc=35747.2n.mmmc=35747.2n.mmt=54985nmce=48644n.mm图3-1 图32三、 轴承的选择及校核轴承支撑轴的工作，工作转速为n=23.1r/min,轴颈直径d=25mm.由于因为此轴承是安装在定滑轮上的，根据传动轴的工作条件和使用要求综合考虑，我们选择的轴承是深沟球轴承，其突出特点是摩擦较小，机械效率高，对轴承的维护要求低，主要用于承受颈向载苛。要求工作寿命lho=25000h，较核具体步骤如下：计算与说明主要结果1. 选择轴承类型和材料轴承材料 轴承承受径向载荷，可选轴承材料 此轴承的载荷大，速度低，由机械设计基础表8-1选轴瓦材料轴承材料的p和pv值，轴承b与d 查机械设计手册得滚子轴承ht200p=2mpapv=1.5mpam/sb=15mm d=52mm2. 校核轴承工作能力计算当量当量动载苛f由于轴承只承受径向载荷，故当量动载荷就是轴承承受的径向载荷。此处两轴承支反力相等，即有：当量动载荷 f1=f2= n轴承的平均压强 p=轴承的pv值 pv=p=判断轴承工作能力 由pp，pvpv故f=794np=1.01mpapv=0.06mpam/s工作能力满足要求3. 计算轴承实际寿命温度系数由机械设计基础表8-6载荷系数由机械设计基础表8-7寿命指数由机械设计基础深沟球轴承轴承基本额定内载荷由机械设计基础附表8-3轴承的实际寿命 lh=（= （）3 轴承预期寿命结论 由于lho lh， ft=1.0fp=1.5e=3c=7.88kwlh=20897hlho=25000h6205的深沟球轴承可用4、 卷筒的设计卷筒的尺寸由已知的起升速度、起升高度和钢丝绳的尺寸来确定。卷筒用来卷绕钢丝绳，把原动机的驱动力传递给钢丝绳，并把原动机的回转运动变为所需要的直线运动。卷筒通常是中空的圆柱形，特殊要求的卷筒也有做成圆锥或曲线形的。卷筒的设计步骤具体如下：计算说明主要结果1、卷筒的节径即卷筒的卷绕直径，由设计知不能小于下式： h 与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数，根据工作环境级别为m3，查机械设计手册h=16mm; 48mm所以选取为50 mm 槽的节矩 td（68）2、卷筒的长度卷筒的长度由l1两端的边缘长度（包括凸台在内），根据卷筒结构考虑到卷筒铸造的方便与加工，我们选l1为35mm，卷筒的直径d0来定，卷筒的长度 l=d+2l1=120mm3、卷筒壁厚 本设计为了延长钢丝绳的寿命，采用铸铁卷筒，对于铸铁卷筒可按经验公式初步确定，然后进行强度验算。对于铸铁筒壁 mm根据铸造工艺的要求，铸铁卷筒的壁厚不应小于12 mm，所以15mm5、卷筒的宽度b=2+3t=63.到考虑铸造的加工方便 我们选取b为65mm4、计算及检验卷筒材料一般采用不低于ht150，特殊需要时可采用zg230-450、zg270-500铸钢或q235-a焊接制造。本设计的卷筒无特殊需要，额定起重重量不是很大，所以选择ht150制造。一般卷筒壁厚相对于卷筒直径较小，所以卷筒壁厚可以忽略不计，在钢丝绳的最大拉力作用下，使卷筒产生压应力、弯曲应力和扭曲应力。其中压应力最大。当3时弯曲应力和扭曲应力的合成力不超过压应力10%,所以当3时只计算压应力即可。本设计中l=120 符合3的要求，所以只计算压应力即可。当钢丝绳单层卷绕时，卷筒所受压应力按下式来计算：=a其中 为钢丝绳单层卷绕时卷筒所受压应力，mpa； 为钢丝绳最大拉力，n； 为卷筒壁厚，mm； a 为应力减小系数，一般取a=0.75 为许用压力，对于铸铁= 为铸铁抗压强度极限所以 =a25mpa查教材机械设计基础知146mpa，所以29.2mpa。所以 经检验计算，卷筒抗压强度符合要求。r=1.621.8c=1.82.7t=911=50mml=120mm15mmb=65mm五、 减速器紧固螺栓选择计算在本设计中需要螺栓来固定的有蜗轮减速器、轴承护盖，卷筒销钉，而受力较大的是涡轮减速器的地脚螺栓，为方便企业管理和维修，我们统一使用一种螺栓，即当涡轮减速器的地脚螺钉满足要求时，轴承螺栓也能够保证工作的安全性。故我们只选择与校核涡轮减速器的地脚螺栓。计算与说明主要结果1、 确定螺栓材料的力学性能选用45钢，性能等级5.8级，由机械设计基础表2-4知螺栓的抗拉强度 螺栓的屈服点 查机械设计基础 k=1.3 u=0.13 m=12、 单个螺栓的受力单个螺栓所受的横向载荷 d=80mmfs= 单个螺栓的预紧力 f = n 3、求螺栓的直径不控制预紧力（试算法）初选m12mm螺栓 查机械设计基础表2-1 安全系数，查机械设计基础表2-6，按线性插值法求得螺栓的许用应力=111.11mpa计算螺栓小径d1=9.14mm确定螺栓直径 由上述计算知， m12mm的螺钉满足使用要求。4、确定螺钉的长度查机械设计基础附表2-6得螺纹余留长度l1 l1（0.3-0.5）d螺纹伸出长度l2: l2（0.2-0.3）d查机械设计基础附表2-5得螺母厚度mmax ： mmax =10.8mm查机械设计基础表2-2得弹簧垫圈的基本厚度s =3.1蜗轮蜗杆减速器与机座的接触面的厚度分别为25mm、28mm则螺栓总长l: l=l2+m+s+c1+c2=69.3-70.5mm由螺栓l的长度系列选择l=70mm故减速器机座压紧螺钉d=12mm k=5，b=15，ds=9， dp=5.5 s=13 emin=14.20 l1=1.5 螺栓标记为：m1270 gb/t 5782fs=561.25nf=5612.5nd1=10.106mmss=3.6= 111.11mpa与m12mm螺栓直径接近六、钢丝绳的选择及校核 烟闸门多层缠绕钢丝绳受力比较复杂。为简化计算，钢丝绳选择多采用安全系数法，这是种静力计算方法。其具体步骤如下计算说明主要结果对钢丝绳直径的选择普遍采用选择系数法。国际标准绳的选择也推荐采用此方法。该方如下： 该设计卷扬机额定载荷500nfmaxf总 500n查起重机设计方案得：计算的最小直径=2.21mm钢丝绳选择d=3mm。按钢丝绳所在机构工作级别来选钢丝绳直径时，所选的钢丝绳拉断力应满足下式： f0 n fmax查起重机设计手册选n=4f045000n=2000n又钢丝绳最小拉断力总和等于钢丝绳最小拉断力1.134（纤维芯）或1.214（钢芯），所以钢丝绳最小拉断力总和为2428n（本设计中钢丝绳接触高温，选用钢芯钢丝绳）钢丝绳619（a）类3natfc1470zs10279.5c=0.099七、键的选择计算 设计中，有电动机输出轴与减速器之间的连接为键连接、减速器与卷筒之间的连接为键连接，由于电动机与减速器出厂时自配键，且能满足要求，故无需选择设计，只需要设计传动轴的键。 计算与说明主要结果1. 选择键的型号，材料为了方便加工，我们可以不用换铣刀，只是将其键槽铣长一些即可，最后只需通过校核一下。我们依旧选用45#钢的a型普通平键键的尺寸 2、确定键的尺寸 已知轴径d= d定标=30mm、轮毂取80mm，由机械设计课程设计附表13-20取3.校核键联接强度普通平键构成静联接，因此需要校核轮毂的挤压强度许用挤压应力 选择链轮材料为45#钢，由机械设计基础表2-12查得：p=50-60mpa键的工作长度 l=l-b=63-8=55mm挤压应力 p=结论 由于pp 强度足够3.确定键的型号 查机械设计手册表9-4取 a8763 gb/t1567-1979 与之相配合的键槽型号 n9/h9 b=8mm，h=7mm，l=63mmp=18.98 mpa第四章 联轴器的选择计算联轴器的选择计算1、 联轴器的选择因为此联轴器起连接电动机和蜗杆减速器蜗杆轴的作用，所以根据在工作性能要求和环境综合考虑，选择凸缘联轴器。因为这种联轴器制造容易，装拆方便、成本低，可以补综合位移。它适用于间歇式，蜗杆轴工作时发热量也不是很大的场合。2、选择联轴器型号，具体步骤如下：计算与说明主要结果1、计算名义转矩 蜗杆轴名义转矩 t蜗杆= = n.m2、确定计算转矩 由于载荷基本固定，可按小冲击载荷考虑，查机械设计基础 表3-2取工作情况系数k=3.5，则 蜗杆轴的计算转矩 tc=kt蜗杆=3.5x 3.74n.m 3、选择联轴器型号 由机械设计师手册表26-11，蜗杆轴输入端选用yl1型凸缘联轴器 联轴器标记 yl1（11x25/j120x38）gb/t 5843-1986 公称转矩 许用转速 4、结论 t蜗杆=3.74n.mtc=13.1n.mtn=10n.mn=8100r/min 该联轴器可用 第5章 零件的润滑和密封减速器的润滑和密封 因为机械在工作时有不同程度的摩擦损耗，这时传动效率也会降低，所以给机械零件加上合适的润滑油是必不可少的。润滑油同时具有冷却和散热的作用，还可以防止零件的锈蚀，降低噪音，减少震动等。不同的机械的工作环境和负载量不同，那么润滑形式也不同。由于我们选用的减速器为一级下置式蜗轮蜗杆减速器，又因为蜗轮的圆周速度为v=0.11m/s，所以更适宜采用浸油润滑形式来润滑。v=0.11m/s下置式蜗杆油浸到轴承最小面滚动体中心而蜗杆齿未能浸入油中（或浸油深度不够）时，则可在蜗杆轴的两侧分别装溅油盘，以便将油溅到蜗轮端面上，而后流入啮合区进行润滑。综上所述，选择l-cke/p，蜗轮蜗杆油作其润滑剂标准号为sh0094-91。滚动轴承的润滑轴承润滑的主要目的是减小磨擦与磨损、缓蚀、吸振与散热。一般情况下，滚动轴承多采