高架灯提升装置

1、目 录一、 课程设计任务书-1二、 传动方案的拟定与分析-3三、 电动机的选择-4四、 计算传动装置以及动力参数-6五、 蜗轮蜗杆的设计计算-8六、 轴的设计计算-11七、 键连接的选择及校核计算-16八、 滚动轴承的选择及校核计算-17九、 联轴器的选择及校核计算-20十、 减速箱尺寸及结构的确定-21十一、减速箱的附件选择-23十二、减速器的润滑-25设计小结-26参考文献-2727机械工程学院机设10-2班04号 高架灯提升装置设计说明书1、 课程设计设计任务书题目：高架灯提升装置设计1. 课题背景在高速公路、立交桥等地方都需要安装照明灯，这些灯具的尺寸大、安装高度高，在对路灯进行维修时

2、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，尺寸受到灯杆直径的限制。如图所示，动力通过传动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。高架灯提升装置传动示意图2. 设计要求1）提升装置用于城市高架路灯的升降，电力驱动，电动机水平放置，采用正、反转按钮控制升降。2）提升装置静止时采用机械自锁，并设有力矩限制器和电磁制动器。3）其卷筒上钢丝绳直径为11mm，设备工作时要求安全、可靠，调整、安装方便，结构紧凑，造价低。4）提升装置为间歇工作，载荷平稳，半开式。5）生产批量为10台。3. 设计数据提升力（）10000容绳量（）80安装尺寸（）300×48

3、0电动机功率不大于（）34.设计任务1）设计提升装置总体运动方案，画出系统运动方案简图，完成系统运动方案的论证与选优分析。2）完成传动部分结构设计，画出传动部分装配图。3）设计主要零件，完成24张零件工作图。4）编写设计计算说明书。高架灯提升装置2、 传动方案的拟定及说明传动方案间图根据要求设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机联轴器减速器联轴器卷筒。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下置式，采用此布置结构，由于蜗杆在涡轮下边，啮合处的冷却和润滑均较好。蜗杆及涡轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆轴采用角接触轴承，涡轮轴采用圆锥滚子轴承，承受径向载荷和轴向载荷的复合

4、作用，为防止轴外伸段箱内润滑油漏失以及外界灰尘，异物侵入箱内，在轴承盖中装有密封元件。该减速器的结构包括电动机、涡轮蜗杆传动装置、涡轮轴、箱体、滚动轴承、检查孔与定位销等附件、以及其他标准件等。蜗杆下置式3、 电动机的选择1 电动机类型的选择： 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结构简单，工作可靠，价格低廉,维护方便，启动性能好等优点。2 选择电动机的容量：电动机所需工作效率取电动机工作功率：工作机所需功率：由电动机至输送链的传动总功率为 =0.99（联轴器）=0.99（轴承）=0.75(闭式蜗轮蜗杆)=0.96(传动滚筒) 代入得 =

5、0.75×0.96×=0.6847工作机所需功率为：绳速：因为载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。由Y系列电动机技术数据，选电动机额定功率为=3kw3 确定电动机转速：卷筒直径D=hd取：h=16， d=11mm 则：D=176mm故卷筒直径为200mm卷筒轴工作转速为 一般一级蜗轮蜗杆减速器传动比，故电动机的转速可选范围为：符合这一范围的同步转速有1000、750，现将两方案比较。有关数据见下表：型号额定功率kw额定电流V转速价格（元）质量kg传动比Y132S-637.2740661.5iY132M-837.784076i表中Y132S-6的质量轻，价格便宜总传动比大与下

6、着比较好，故选定电动机型号为Y132S-6。4、 计算传动装置以及动力参数1 传动比的计算与分配 电动机型号为Y132S-6，满载转速=960r/min 总传动比 减速器的传动比，即一级蜗杆传动比i： i=52.492 传动及动力参数计算1) 电动机轴的 输入功率、转速与转矩2) 蜗杆轴的输入功率、转速和转矩3) 蜗轮轴的输入功率、转速与转矩4) 传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩5、 蜗轮蜗杆的设计计算1. 蜗杆涡轮参数设计计算1) 选择材料并确定其许用应力蜗杆用45#钢，表面淬火，硬度为4550HRC；蜗轮用铸铝青铜ZCuAl10Fe3砂模铸造，双侧工作许用接触应力，查表11-6 有许用弯曲

7、应力，查表11-8 有选择蜗杆头数并估计传动效率由i=52.49 查表11-1 取=1，=53由=1 估计=0.72) 确定蜗杆转矩=1023400.773) 确定使用系数，综合弹性系数，工作稳定载荷不均匀系数，动载荷系数查表得：=1.15，=160，=1，=1.05载荷系数K=1.214) 确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距a的比值，由图11-18中可查得=2.9计算中心距aamm去中心距a=200mm5) 确定模数m，蜗轮齿数，蜗杆直径系数q，蜗杆导程角T,中心距a等参数。由=1，=53，a=200mm查表现取m=6.3，=63，q=10，则=6.3×53=333.9m

8、m=+0.2460mm导程角=2. 蜗轮蜗杆弯曲强度校核1) 蜗轮齿形系数当量齿数 =查图11-19得 =2.32) 蜗轮齿根弯曲应力=31.45MPa<=57MPa弯曲应力足够。3) 蜗杆刚度计算蜗杆圆周力N蜗杆轴向力N蜗杆径向力N蜗杆弹性模量E=2.06×MPa蜗杆危险截面惯性矩 =蜗杆支点跨距L=0.9=300.51mm许用挠度 =0.063mm由切向力和径向力产生的挠度分别为：=mm=mm合成总挠度为 刚度足够。3. 蜗轮蜗杆尺寸总结1) 蜗杆尺寸分度圆直径=mq=63mm齿顶高=m=6.3mm齿根高=1.2m=7.56mm齿顶圆直径=m(q+2)=75.6mm齿根圆直

9、径=m(q-2.4)=47.88mm2) 蜗轮尺寸分度圆直径=m=333.9mm齿顶高=m=6.3mm齿根高=1.2m=7.56mm喉圆直径=m(+2)=346.5mm齿根圆直径=m(-2.4)=318.78mm齿顶圆直径=+1.5m=355.95mm中心距齿面距a=0.5m(q+)=198.45mm齿面距p=m=19.782mm颈向间隙c=0.2m=1.26mm4. 蜗杆传动的热平衡计算=2.8kw，=0.7，=15表面积A400000=140>(6070)，所以需加冷却管。6、 轴的设计计算1. 高速轴的设计计算选用钢，调质处理。=3040MPa，P=2.8kw，C=118107取=

10、35，C=112，d>=16mm下图中L=317mm，K=145mm，d=63mm。图中a点为齿轮沿轴方向的中点。1) 蜗杆作用在轴上的力：圆周力：=876.66N径向力：=2342.93N轴向力：=6437.14N2) 垂直面的支撑反力（图a）=531.81N=1811.12N3) 水平面的支撑反力(图b)4) 绘垂直面的弯矩图（图a）5) 水平面弯矩图（图b）6) 求合成弯矩（图c）=287.55=71.47 蜗杆轴的受力图7) 求轴传递的弯矩（图d）=27.618) 求危险截面当量弯矩从图可知a截面最危险，其当量弯矩为： 取=1，=288.879) 危险截面处轴的直径轴的材料为45

11、#钢，调质处理，查表得=600MPa，许用弯曲应力=55MPa，则d>37.44mm经校核得知该轴的设计是合理的。2. 低速轴的设计计算 下图中L=195mm，K=175mm，d=80mm，=333.9mm，图中a点为齿轮沿轴长方向的中点。1) 蜗轮作用在轴上的力：圆周力：=6437.14N径向力：=2342.93N轴向力：=876.66N作用在轴右端卷筒上外力F=10000N2) 垂直面上的支撑反力（图a）=-4339.72N=6772.65N3) 水平面的支撑反力（图b）4) F在支点产生的反力（图c）=8974.36N=18974.36N5) 直面的支撑反力（图a）=531.81N

12、=1811.12N6) 水平面的支撑反力(图b) a蜗轮轴的受力分析7) 绘垂直面的弯矩图（图a）8) 水平面弯矩图（图b）9) F产生的弯矩图（图c） a-a截面F产生的弯矩为：=87510) 求合成弯矩（图d）+=1606.08+=1401.7911) 求轴传递的弯矩（图e）=1074.6812) 求危险截面当量弯矩从图可知a截面最危险，其当量弯矩为： 取=1，=1932.4713) 危险截面处轴的直径轴的材料为45#钢，正火处理，查表得=600MPa，许用弯曲应力=55MPa，则d>70.56mm考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%，故 d=1.05×70.56=74.0

13、88mm<80mm经校核得知该轴的设计是合理的。7、 键连接的选择及校核计算键均采用45#钢，查的键的许用挤压应力为=125150MPa。1. 蜗杆轴固定联轴器键选择键的宽度b=12mm，高度h=8mm，长度L=90mm。已知轴的直径d=42mm，传递的转矩T=28，=140MPa校核：=2.5MPa140MPa，安全。2. 蜗轮轴固定联轴器键选择键的宽度b=18mm，高度h=11mm，长度L=85mm。已知轴的直径d=60mm，传递的转矩T=1075，=140MPa校核：=76.6MPa140MPa，安全。3. 固定蜗轮键选择键的宽度b=22mm，高度h=14mm，长度L=80mm。已

14、知轴的直径d=80mm，传递的转矩T=1075，=140MPa校核：=48MPa140MPa，安全。8、 滚动轴承的选择及校核计算1. 高速轴上轴承的选择及校核因轴的直径为55mm，故选用角接触轴承7211AC，其中=50.5kN， 由前面校核轴的计算知道两轴承所受的水平面和垂直面内的力分别为:=531.81N，=1811.12N=438.33N则轴承所受载荷为：=689.17N=1863.41N=6437.14N预期寿命=4×h，载荷平稳。因为>0.68,则载荷系数=0.41，=0.87故当量动载荷为：=+=6364.31N计算所需的径向基本额定动载荷查表得72211AC轴承

15、的径向基本额定动载荷=50.5kN,因为<，故所选轴承适用。2. 低速轴上轴承的选择及校核因轴的直径为75mm，故选圆锥滚子轴承32215，其中=50.5kN，=242kN1) 由前面校核轴的计算知道两轴承所受的水平面和垂直面内的力分别为:=-4339.72N，=6772.65N=3218.57N则轴承所受载荷为：=5403N=7499N预期寿命=4×h，载荷平稳。计算轴承1,2的轴向力， 轴力方向示意图查表知=0.69 =3915N=5434N因为+<所以轴承1为压紧端=5434N，=-=4757N2) 计算轴承1,2的当量动载荷>e ，<e查表得=0.4，

16、=0.69；=1，=0；当量动载荷=+=5902N=+=7499N3) 计算所需的径向基本额定动载荷因轴结构要求两端选择同样尺寸的轴承，今>，所以，以轴承2的径向当量动载荷为计算依据。因载荷平稳，工作温度正常，查表得=1.所以查表得圆锥滚子轴承32215的径向基本额定动载荷=160kN,因为<,故所选轴承适用。9、 联轴器的选择及校核计算1. 电动机与高速轴之间的联轴器已知高速轴的输出功率为P=2.8kw，转速n=960，因工作平稳，选用凸缘联轴器。高速轴转矩为T=27.85,查表得=1.15，故转矩为：=30.635根据计算转矩及电动机轴直径和减速器输入轴的直径查手册，选取弹性柱

17、销联轴器LX3，材料为钢时，许用转速为4750，允许的轴孔直径为42mm，合适。2. 低速轴与卷筒之间的联轴器已知低速轴输出功率P=2.02kw，转速n=18.29，因工作平稳，选用凸缘联轴器。低速轴转矩为T=1053.29,查表得=1.15，故转矩为：=1211.28根据计算转矩及卷筒直径和减速器输出轴的直径查手册，选取凸缘联轴器GY8，其公称转矩为3150，材料为钢时，许用转速为4800，允许的轴孔直径为6070mm，合适。10、 减速箱体尺寸及结构的确定1. 箱体尺寸的设计减速箱体采用HT200铸造，必须进行应力处理。名称符号计算公式计算结果箱座壁厚度0.04a+3>811mm箱盖

18、壁厚度=0.8510mm箱座凸缘厚度=1.517mm箱盖凸缘厚度=1.515mm箱座底凸缘厚度=2.528mm地脚螺栓直径0.036a+1220mm地脚螺栓数目n取n=4个4mm轴承旁连接螺栓直径=0.7515mm箱盖与箱座连接螺栓直径=0.612mm连接螺栓的间距ll=150200mm150mm轴承端盖螺栓直径=0.510mm窥视孔盖螺钉直径=0.357mm定位销直径d d=0.810mm螺栓扳手空间与凸缘宽度安装螺栓直径M8M10M12M16M20M24M30至外箱壁距离131618222634 40至凸缘边距离11 1416202428 34沉头座直径20242432404860轴承旁凸

19、台半径=20mm凸台高度h自定60mm外箱壁至轴承座端面距离=+（58） 54mm蜗轮外圆与内壁距离>1.216mm涡轮轮毂与内壁距离>16mm箱盖箱座肋厚,0.85=9mm0.85=10mm轴承端盖外径D+(55.5)或=1.25D+10(D轴承外径)140/180mm轴承端盖凸缘厚度tT=（11.2）10mm轴承旁连接螺栓距离SS140mm 注：表中a为中心距。11、 减速箱的附件选择1. 箱体减速器箱体是支撑轴系部件，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。因没铸造设备，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，并设加强肋。轴

20、承旁连接螺栓凸台有利于提高轴承座孔的链接刚度，凸台高度由连接螺栓的扳手空间决定。箱座与箱盖连接凸缘要有一定的厚度，以保证箱座与箱盖链接刚度，箱体剖分面要加工平整。箱体内的浸油高度为一个齿高，为避免传动零件传动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池的底面距离不小于3050mm，在本次设计中设其距离为50mm。2. 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。3. 轴承密封对有轴穿过的轴承盖，轴承盖与轴之间应有密封件，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。所选轴承在已知工作条件下均采用油润滑，因转速

21、不高，故选毡圈油封。4. 检查孔和视孔盖 检查孔用于检查传动件的啮合情况，润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，故检查孔应开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖可用铸铁、钢板或有机玻璃制成，它和箱体之间应加密封垫，还可在孔口处加过滤装置，以过滤注入油中的杂质.5. 放油螺塞放油孔应设在箱座底面的最低处，或设在箱底。在其附近应有足够的空间，以便于放容器，油孔下也可制出唇边，以利于引油流到容器内。箱体底面常向放油孔方向倾斜1°1.5°，并在其附近形成凹坑，以便于污油的汇集和排放。放油螺塞常为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处，应加封

22、油圈密封。6. 油标油标用来指示油面高度，应设置在便于检查及油面较稳定之处。选用B型杆式油标，螺纹公称直径为M20。7. 通气器通气器安装在观察孔盖上。采用具有过滤网的通气器，以免箱外灰尘、杂物吸入箱内影响润滑。在本次设计中选用的是M18×1.5的通气器。8. 起吊装置起吊装置用于拆卸及搬运减速器。本设计选用在箱盖上加装起盖螺钉，规格为M12。9. 定位销为保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度，应在箱体联接凸缘上相距较远处安置两个圆柱销，并尽量不放在对称位置，以使箱座与箱盖能正确定位。选择销 GB/T 11986 A4×30。12、 减速器的润滑减速器传动件和轴承都需要良好的

23、润滑，其目的是为了减少摩檫、磨损，提高效率，防锈，冷却和散热。减速器采用下置式，所以蜗杆采用浸油润滑，蜗杆浸油深度h大于等于螺牙高，但不高于蜗杆轴轴承最低滚动中心。轮轴采用刮板润滑。杆轴采用脂润滑，为防止箱内的润滑油进入轴承而使润滑脂稀释而流走，常在轴承内侧家油盘。设计小结经过几周的课程设计，我终于完成了自己的设计，在整个设计过程中，感觉学到了很多的关于机械设计的知识，这些都是在平时的理论课中不能学到的。还将过去所学的一些机械方面的知识系统化，使自己在机械设计方面的应用能力得到了很大的加强。除了知识外，也体会到作为设计人员在设计过程中必须严肃、认真，并且要有极好的耐心来对待每一个设计的细节。在设计过程中，我们会碰到好多问题，这些都是平时上理论课中不会碰到，或是碰到了也因为不用而不去深究的问题，但是在设计中，这些就成了必须解决的问题，如果不问老师或是和同学讨论，把它搞清楚，在设计中就会出错，甚至整个方案都必须全部重新开始。比如轴上各段直径的确定，以及各个尺寸的确定，以前虽然做过作业，但是毕竟没有放到非常实际的应用环境中去，毕竟考虑的还不是很多，而且对所学的那些原理性的东西掌握的还不是很透彻。但是经