高架灯提升装置设计说明书

1、机 械 课 程 设 计目录前言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

2、轴承的选择及校核20九、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、减速器箱体尺寸及结构的确定2310.1 箱体尺寸的设计2310.2 箱体各部件结构的设计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），在袁逸萍老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

3、选择，传动装置总体设计，电动机的选择，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，减速器箱体的结构设计，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）。设计参数的确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，错误及不妥之处望老师批评指正。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，在对路灯进行维修时需要专门的提升设备路灯提升装置。该装置

4、一般安装在灯杆内，尺寸受到灯杆直径的限制, 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，结构紧凑，造价低。(1)数据提升力/N8000容绳量/m65安装尺寸/mm290×470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结构图，装

5、置包括原动机、传动装置、工作机（卷筒），考虑到安全性，应有保证安全的制动部分。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），采用此布置结构，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

6、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、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结构简单，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

7、滚筒效率4=0.96为代入得：工作机所需功率为： 绳速： 因载荷平稳，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，现将这量种方案进行比较。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-61000/9404512331.5i2Y

8、132S-8750/71063966i表1中，方案2电动机的质量轻，价格便宜，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/min）Y112M62.25.6194080.50.74622.2400´313´26545Y132S82.25.8171080.50.715.522475´350

9、80;31563四、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 ：ia=nmnw=61.42减速器的传动比，即一级蜗杆传动比i：i=ia=61.424.2、传动和动力参数计算4.1电动机轴的输入功率、转速与转矩P0= Pd =2.1kW n0=710r/minT0=9550=28.25N .m4.2蜗杆轴的输入功率、转速与转矩= P0·=2.079kw n1=n0=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=1275.29 N·m4.4传动滚筒

10、轴的输入功率、转速与转矩P3 = P2·2·1=1.513kWn3= n2 =11.56 r/minT3= 9550 = 1249.93N·m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T（N·m）转速n/(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 0.990.74250.9

11、801五 、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，表面淬火，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 =63MPa（2）选择蜗杆头数Z,并估计传动效率由 i=61.42查表12-2，取Z1=1,则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=2.9（6）计算中心距a（7）确定模数m,蜗轮齿数,蜗杆直径系

12、数q,蜗杆导程角，中心距a等参数 由式12-10得 现取, , ,则,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/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=d1464 =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

13、生的挠度分别为=4.3210-4mm=合成总挠度为=2.09×10-3mm<Y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, , 表面积所以需加冷却水管 。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下图中L=317 mm,

14、 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=8229N（1）垂直面的支承反力（图a） （2）水平面的支承反力（图b）（3）绘垂直面的弯矩图（图a）（4）绘水平面的弯矩图（图b） （5）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d） （7）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，则 经校核得知该轴的设计是合理的。6.2 低速轴的设计计算下图中L=1

15、95mm,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=8000N（1）垂直面的支承反力（图a） （2）水平面的支承反力（图b）（3）F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b） （6）F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d） （8）求轴传递的转矩（图e） （9）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 （

16、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，则 考虑到键槽对轴的削弱，将d 值加大5%，故d=1.05x67.81mm=71.2<80mm经校核得知该轴的设计是合理的。七、键联接的选择及校核计算键均采用45钢，查得键的许用挤压应力为。7.1蜗杆固定联轴器键 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=28N·m。=140Mpa校核： ， 安全。7.2蜗轮固定联轴器键 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=1237N

17、83;m。=140Mpa校核： ， 安全。固定蜗轮键 选择键的宽度b=22mm，高度h=14mm，长度L=80mm。 已知轴的直径d=80mm，传递的转矩T=1263N·m。=140Mpa校核： ， 安全。k八、滚动轴承的选择及计算8.1 高速轴上轴承的选择及校核因轴的直径为55mm，故选用角接触球轴承7211AC，其中 =50.5KN, （1）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： ，则轴承载荷为： =8229N预期寿命，载荷平稳。 因为故当量动载荷为：计算所需的径向基本额定动载荷则=48350N查表得 7211AC轴承的径向基本额定动载荷，因，故所选轴承适

18、用。8.2 高速轴上轴承的选择及校核因轴的直径为75mm，故选用圆锥滚子轴承32215，其中 , 。（1）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： ，则轴承载荷为： 预期寿命，载荷平稳。（2）计算轴承1、2的轴向力 （方向见图示）因为 图8-1 轴力方向示意所以轴承2为压紧端，,轴承2为放松端，（3）计算轴承1、2的当量动载荷查表得故当量动载荷为：（4）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， 故应以轴承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。所以查表得圆锥滚子轴承32215的径向基本额定动载荷，因，故所选轴承适用。九、

19、联轴器的选择9.1、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=2.1W，转速n=710r/min,因工作平稳，选用凸缘联轴器。高速轴转矩为T=28.25N·m，查表得，故计算转矩为： 根据计算转矩及电动机轴直径和减速器输入轴的直径查设计手册，选取弹性柱销联轴器LX3，材料为钢时，许用转速为4750r/min，允许的轴孔直径为42 mm，合适。9.2、低速轴与卷筒之间的联轴器已知低速轴的输出功率为P=1.53kW，转速n=11.56r/min,因工作平稳，选用凸缘联轴器。低速轴转矩为T=1250N·m，查表得，故计算转矩为： 根据计算转矩及卷筒轴直径和减速器输出轴的

20、直径查设计手册，选取凸缘联轴器GY8，其公称转矩为3150N·m，材料为钢时，许用转速为4800r/min，允许的轴孔直径为6070 mm合适。十、减速器箱体尺寸及结构的确定10.1 箱体尺寸的设计减速器箱体采用HT200铸造，必须进行去应力处理。名 称符号计 算 公 式计算结果箱座壁厚度 0.04a+3>8=10mm箱盖壁厚度 1=0.85×10=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b2地脚螺栓直径df0.036a+1219.2mm地脚螺栓数目n取n=4个n=4轴承旁联接螺栓直径d1d

21、1=0.75dfd=14.4mm箱盖与箱座联接螺栓直径d2d2=11.52mm 联接螺栓d2的间距ll=150200mml=150mm轴承端盖螺栓直径d39.6mm窥视孔盖螺钉直径d46.72mm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：l1l1=c1+c2+(58)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m1,m2 轴承

22、端盖外径D2D+(55.5)d3D2=1.25D+10140mm/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 箱体各部件结构的设计箱体减速器箱体是支承轴系部件，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,为避免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