高架灯提升装置设计说明文书.doc

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1、目录前言2一、设计任务书3二、传动方案的拟定及说明5三、电动机的选择63.1 、选择电动机的类型63.2 、选择电动机的容量63.3 、确定电动机的转速6四、计算传动装置以及动力参数84.1、传动比的计算与分配84.2、传动和动力参数计算8五、蜗轮蜗杆设计计算105.1蜗杆蜗轮参数设计计算105.2蜗轮蜗杆弯曲强度校核115.3蜗轮蜗杆尺寸总结125.4蜗杆传动的热平衡计算13六、轴的设计计算146.1 高速轴(蜗杆轴)的设计计算146.2 低速轴的设计计算16七、键联接的选择及校核计算19八、滚动轴承的选择及计算208.1 高速轴上轴承的选择及校核208.2 高速轴上轴承的选择及校核20九、

2、联轴器的选择229.1、电动机与高速轴之间的联轴器229.2、低速轴与卷筒之间的联轴器22十、减速器箱体尺寸及构造确实定2310.1 箱体尺寸的设计2310.2 箱体各部件构造的设计24十一、减速器的润滑26十二、参考文献27前言课程设计是考察学生全面在掌握 基本理论知识的重要环节。根据学院的教学环节，在2011年6月13日-2011年7月3日为期三周的机械设计课程设计。本次是设计一个一级蜗杆减速器，减速器是用于电动机和工作机之间的独立的闭式传动装置。本减速器属单级蜗杆减速器电机联轴器减速器联轴器卷筒，在袁逸萍教师指导下独立完成的。该课程设计内容包括：任务设计书，参数选择，传动装置总体设计，电

3、动机的选择，运动参数计算，蜗轮蜗杆传动设计，蜗杆、蜗轮的 基本尺寸设计，蜗轮轴的尺寸设计与校核，减速器箱体的构造设计，减速器其他零件的选择，减速器的润滑等和装配图A0图纸一张、零件图A4图纸2张包括蜗杆轴与蜗轮。设计参数确实定和方案的选择通过查询有关资料所得。该减速器的设计 基本上符合生产设计要求，限于作者初学水平，错误及不妥之处望教师批评指正。一、设计任务书1.设计题目 高架灯提升装置传动装置简图如以下图所示：简介：在高速公路、立交桥等地方都需要安装照明灯，这些灯具的尺寸大、 图 1-1 传动方案简图安装高度高，在对路灯进展维修时需要专门的提升设备路灯提升装置。该装置一般安装在灯杆内，尺寸受

4、到灯杆直径的限制, 动力通过减速装置传给工作机卷筒，卷筒上装有钢丝绳，卷筒的容绳量与提升的高度相匹配。设计要求：本提升装置用在城市高架路灯的提升。卷筒上钢丝绳直径为11mm，电动机水平放置，且采用正、反转按钮控制方式。工作时，要求安全、可靠，提升装置应保证静载时机械自锁，并有力矩限制器和电磁制动器。设备调整、安装方便，构造紧凑，造价低。(1)数据提升力/N8000容绳量/m65安装尺寸/mm290470电动机功率不大于/kW2.2(2)工作条件载荷平稳，间歇工作。(3)生产批量及加工条件生产10台，无铸钢设备。2.设计任务绘制提升装置的方案原理图及构造图，装置包括原动机、传动装置、工作机卷筒，

5、考虑到安全性，应有保证安全的制动局部。卷筒直径：D=300mm使用期限：工作期限为十年，检修期间隔为三年。图 1-2 高架灯提升装置 二、传动方案的拟定及说明 图 2-1 传动方案简图根据要求设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机连轴器减速器连轴器卷筒 (如图2-1所示) 。根据生产设计要求可知，该蜗杆的圆周速度V45m/s，所以该蜗杆减速器采用蜗杆下置式见如图2-2所示，采用此布置构造，由于蜗杆在蜗轮的下边，啮合处的冷却和润滑均较好。蜗杆及蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆轴采用角接触轴承,蜗轮轴采用圆锥滚子轴承，承受径向载荷和轴向载荷的复合作用，为防止轴外伸段箱内润滑油漏失以及外界灰尘，异物侵入

6、箱内，在轴承盖中装有密封元件。 该减速器的构造包括电动机、蜗轮蜗杆传动装置、蜗轮轴、箱体、滚动轴承、检查孔与定位销等附件、以及其他标准件等。图 2-2 蜗杆下置式三、电动机的选择3.1 、选择电动机的类型根据工作要求选用Y系列全封闭扇冷式笼型三相异步电动机，电源电压为380V。三相异步电动机具有构造简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，启动性能好等优点。3.2 、选择电动机的容量电动机所需工作功率为：取电动机工作效率为：工作机所需功率：传动装置的总效率为联轴器效率=0.99，滚动轴承效率一对=0.99，闭式蜗轮蜗杆传动效率=0.75，传动滚筒效率4=0.96为代入得：工作机所需功率为：绳速：因载

7、荷平稳，电动机额定功率略大于即可。由Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率为2.2kW。3.3 、确定电动机的转速滚筒轴工作转速一般一级蜗轮蜗杆减速器传动比为1080，故电动机的转速可选范围为：= 符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min，现将这量种方案进展比较。有相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表1。表3-1额定功率为2.2KW时电动机选择对总体方案的影响方案电动机型号同步转速/满载转速r/min电动机质量kg价格/元传动比1Y112M-61000/9404512331.5i2Y132S-8750/71063966i表1中，方案2电动机的质量轻，价格廉

8、价，总传动比大，而方案2和方案1相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格以及总传动比，可以看出选用方案2较好，即选定电动机型号为Y132S-8。型号额定值效率%功率因数(cos )堵转电流额定电流堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩外形尺寸长宽高/mm质量/kg功率/kW电流/A转速/r/minY112M62.25.6194080.50.74622.240031326545Y132S82.25.8171080.50.715.52247535031563四、计算传动装置以及动力参数4.1、传动比的计算与分配总传动比 ：=61.42减速器的传动比，即一级蜗杆传动比i：i=61.424.2、传

9、动和动力参数计算4.1电动机轴的输入功率、转速与转矩P0= Pd =2.1kW =710r/minT0=9550=28.25N .m4.2蜗杆轴的输入功率、转速与转矩= P0=2.079kw =710r/minT1=9550=27.96N .m4.3蜗轮轴的输入功率、转速与转矩= = 1.5437kW=11.56r/minT2= 9550=1275.29Nm4.4传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩P3 = P221=1.513kW= =11.56r/minT3= 9550 = 1249.93Nm运动和动力参数计算结果整理于下表3-1：表4-1各轴运动和动力参数轴名功率P/kW转矩TNm转速n/(

10、r/min)传动比i效率输入输出输入输出 电动机轴 蜗杆轴蜗轮轴传动滚筒轴2.0791.54371.51302.12.0581.52831.497927.961275.291249.9328.2527.681262.541237.4371071011.5611.56161.421 0.990.74250.9801五 、蜗轮蜗杆设计计算5.1蜗杆蜗轮参数设计计算1选择材料并确定其许用应力蜗杆用45钢，外表淬火，硬度为4050HRC;蜗轮用铸铝青铜ZCuAl10Fe3砂模铸造,双侧工作许用接触应力，查表12-2得=230MPa许用弯曲应力，查表12-6得 =63MPa2选择蜗杆头数Z,并估计传动效

11、率由 i=61.42查表12-2，取Z1=1,那么Z2=i Z1=62;由Z1=1查表12-8，估计=0.74;3确定蜗杆转矩4确定使用系数，综合弹性系数取=1.1，取=160钢配铝青铜5确定接触系数假定,由图12-11得=2.96计算中心距a7确定模数m,蜗轮齿数,蜗杆直径系数q,蜗杆导程角，中心距a等参数 由式12-10得 现取,那么,接触强度足够，满足要求。导程角。5.2蜗轮蜗杆弯曲强度校核1蜗轮齿形系数由当量齿数查图11-8得，=2.3(2)蜗轮齿根弯曲应力=Mpa=63Mpa弯曲强度足够。3蜗杆刚度计算蜗杆圆周力=2T1/d1=228.5103/90=633.33N蜗杆轴向力=2T2

12、/d2=8229N蜗杆径向力=tan=2995.12N 蜗杆材料弹性模量 E=2.06105MPa 蜗杆危险截面惯性矩 I=3.22106蜗杆支点跨距l=0.9d2=278mm许用挠度 Y=d1/1000=0.09mm由切向力和径向力产生的挠度分别为=4.3210-4mm=合成总挠度为=2.0910-3mmY刚度足够。5.3蜗轮蜗杆尺寸总结(1)蜗杆尺寸分度圆直径 齿顶高齿根高齿顶圆直径 齿根圆直径 (2)蜗轮尺寸分度圆直径 齿顶高齿根高喉圆直径 齿根圆直径 齿顶圆直径 中心距a=0.5m(q+Z2)=200mm齿面距 P=15.7mm径向间隙 c=15.4蜗杆传动的热平衡计算, , 外表积所

13、以需加冷却水管。六、轴的设计计算6.1 高速轴(蜗杆轴)的设计计算高速轴用45#钢，调质处理。=3040MPa p=2.1kW C=118107 取=35, C=112,=16mm以下图中L=317 mm,K=145mm,d=90mm。图中a点为齿轮沿轴长方向的中点。蜗杆作用在轴上的力为：圆周力： Ft=633.33N 径向力： Fr=2995.12N轴向力： Fa=8229N1垂直面的支承反力图a2水平面的支承反力图b3绘垂直面的弯矩图图a4绘水平面的弯矩图图b5求合成弯矩图c图 6-1蜗杆轴的受力分析6求轴传递的转矩图d7求危险截面的当量弯矩从图可知a截面最危险，其当量弯矩为：取8计算危险

14、截面处轴的直径轴的材料为45#钢，调质处理，查表得，许用弯曲应力，那么经校核得知该轴的设计是合理的。6.2 低速轴的设计计算以下图中L=195mm,K=175mm,d=80mm, ,的。图中a点为齿轮沿轴长方向的中点。蜗轮作用在轴上的力为：圆周力： Ft=8229N 径向力： Fr=2995.12N轴向力： Fa=633.33N作用在轴右端卷筒上外力F=8000N1垂直面的支承反力图a2水平面的支承反力图b3F力在支点产生的反力(c)(4)绘垂直面的弯矩图图a 图6-2 蜗轮轴的受力分析5绘水平面的弯矩图图b6F力产生的弯矩图(图c) a-a截面F力产生的弯矩为:7求合成弯矩图d8求轴传递的转

15、矩图e9求危险截面的当量弯矩从图可知a截面最危险，其当量弯矩为：取10计算危险截面处轴的直径轴的材料为45#钢，正火处理，查表得，许用弯曲应力，那么考虑到键槽对轴的削弱，将d 值加大5%，故d=1.05x67.81mm=71.28=10mm箱盖壁厚度 1=0.8510=8.51=8.5mm箱座凸缘厚度bb=1.5b=15mm箱盖凸缘厚度1b1=1.51b1=12.75mm箱座底凸缘厚度地脚螺栓直径0.036a+1219.2mm地脚螺栓数目n取n=4个n=4轴承旁联接螺栓直径0.75d=14.4mm箱盖与箱座联接螺栓直径=11.52mm 联接螺栓的间距ll=150200mml=150mm轴承端盖

16、螺栓直径9.6mm窥视孔盖螺钉直径6.72mm定位销直径dd=9.216mm 螺栓扳手空间与凸缘宽度安装螺栓直径M8M10M12M16M20M24M30至外箱壁距离 13161822263440至凸缘边距离 11141620242834沉头座直径20243232404860轴承旁凸台半径凸台高度h自定h=60mm外箱壁至轴承座端面距离：54mm蜗轮外圆与内壁距离蜗轮轮毂与内壁距离=16mm箱盖箱座肋厚 轴承端盖外径140mm/180mm轴承端盖凸缘厚度tt=(11.2)d3t=9.6mm轴承旁联接螺栓距离S 140mm 注:表中a为中心距。10.2 箱体各部件构造的设计箱体减速器箱体是支承轴系

17、部件，保证传动零件正确啮合，良好润滑和密封的基础零件，应具有足够的强度和刚度。因无铸造设备，箱体采用锻造。为保证减速器支承刚度，箱体轴承座应有足够厚度，并设置加强肋。轴承旁联接螺栓凸台有利于提高轴承座孔的联接刚度，凸台高度由联接螺栓的扳手空间决定。箱座与箱盖联接凸缘要有一定厚度，以保证箱座与箱盖联接刚度，箱体剖分面要加工平整。箱体内的浸油高度为一个齿高,为防止传动零件转动时将沉积在油池底部的污物搅起,造成齿面磨损,大齿轮齿顶距油池底面距离不小于3050mm,在本次设计中设计其距离为50mm。轴承盖轴承盖用来密封、轴向固定轴承、支撑轴向载荷和调整轴承间隙。由设计要求选用凸缘式轴承盖，铸钢铸造。轴

18、承密封对有轴穿出的轴承盖轴承盖孔与周之间应有密封件，以防止润滑剂外漏及外界灰尘、水分渗入，保证轴承的正常工作。所选轴承在工作条件下均采用油润滑，因转速不高，应选用毡圈油封。观察孔减速器安装完毕以后，为检查箱体内传动零件的啮合与润滑情况和向箱体内加润滑油，须在传动件上方设置观察孔。在允许条件下，观察孔应设计的大些。通气器通气器安装在观察孔盖上。采用带有过滤网的通气器，以防止箱体外灰尘、杂物吸入箱内影响润滑。在本次设计中选用的是M181.5的通气器。油标油面指示器选用B型杆式油标，螺纹公称直径是M20。起吊装置为方便拆卸，箱体一定要有起吊装置。本设计选用在箱盖上加装起盖螺钉，规格为M12。螺塞和封

19、油圈的设计箱座壁厚为10mm,应选择外六角螺塞M271.5；油圈选用纸封油圈。十一、减速器的润滑减速器内部的传动零件和轴承都需要有良好的润滑，这样不仅可以减小摩擦损失，提高传动效率，还可以防止锈蚀、降低噪声。本减速器采用蜗杆下置式，所以蜗杆采用浸油润滑，蜗杆浸油深度h大于等于1个螺牙高，但不高于蜗杆轴轴承最低滚动中心。蜗轮轴承采用刮板润滑。蜗杆轴承采用脂润滑，为防止箱内的润滑油进入轴承而使润滑脂稀释而流走，常在轴承内侧加挡油盘。十二、参考文献1.?机械设计基础? 第五版杨可桢、程光蕴、李仲生主编 高等教育出版社2006.52. ?机械设计综合课程设计? 王之栎、王大康主编 机械工业出版社2007.83 .?现代工程工程制图?杨裕根 祝世敏主编 北京邮电大学出版社 20xx.44. ?机械零件设计手册? 李忠生主编 高等教育出版社 1988.65. ?机械设计实用手册? 吴宗泽编著 化学化工出版社 2005.086.?机械设计课程设计指导书? 龚桂义编著 高等教育出版社，2006.067.?机械设计课程设计? 潘承怡主编 哈尔滨理工大学出版；