1、大 学 生 课程设计实 验报 告项目名称：提升机蜗杆传动装置设计项目人： 专业班机： 指导教师： 刘胡然 2010年 12月提升机蜗杆传动装置设计卷筒题 号 已知条 件1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11提升机提升重力 W / kN3 3.5 4 4.5 5 6 7.5 9 10 12 5提升机提升速度v /( ms1 )1.0 1.2 1.2 1.0 1.2 1.0 0.8 1.5 1.2 0.8 1.5卷筒直径D / mm300 300 250 350 350 300 250 250 300 300 350工作条件：二班制，间歇性工作，有中等程度冲击，室内工作，有粉尘。使用寿命：
2、6 年，大修期 2 年。生产批量：小批。传动装置总体设计一 电动机的选择1. 电动机转速的确定（1）.按工作要求和条件，选用三相鼠笼式异步电动机，封闭结构，电压 380V，Y 型（2）.选择电动机的容量电动机所需工作功率 Pd= KW因为 PW= KW1000传动装置的总效率=0.6832 0.759096w32awormbecuworm ， be， cu ， w分别为蜗轮蜗杆效率，一对轴承的效率，联轴器效率，工作机效率因此，P d= =6.52KW4.510001.010000.69（3）.确定电动机转速n= =54.61000因为蜗杆传动一级减速器传动比 i=1040，故电动机转速可选范围
3、为：n d=in=（1040）54.6=5462184 a=0.68Pd=6.52KWn=54.6综合考虑电动机功率，转速和传动装置尺寸，减速器传动比等因素，方案 3 相对比较适合二：减速器中个主要参数确定（1）.传动比的确定传动比 ia= =26.4，取传动比为 30144054.6（2）.减速器中各轴的运动和动力参数的设计计算1.各轴转速轴 1：n 1= =14401 轴 2：n 2=54.62. 各轴的输入功率P1=Pdbe=7.50.99=7.425KWP2= P1wormbe=7.4250.750.99=5.51KW3. 各轴输出功率P1= P1be=7.4250.99=7.35KW
4、P2= P2be=5.510.99=5.45KW4. 各轴输入转矩电动机输出转矩 Td=95507.51440=49.74N/mia=30n1=1440n2=54.6P1=7.425KWP2=5.51KWP1=7.35KWP2= 5.45KWTd=49.74N/mT1=Tdcu =49.740.99=49.24 N/mT2= T1iawormbe=49.24300.750.99=1096.8N/m5. 各轴输出转矩T1= T1be=49.240.99=48.75 N/mT2= T2be=1096.80.99=1085.9 N/m卷筒输出转矩 T3= T2 cu=955.550.99=946 N
5、/m三：减速器蜗轮蜗杆设计1. 选择蜗杆传动类型根据 GB/T100851988 的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）2. 选择材料根据材料库存情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大速度中等，故蜗杆采用 45 号钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为 4555。蜗轮用铸锡磷青铜ZGuSn10P1,金属模铸造。未来节约贵重金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁 HT100 制造。3. 按齿面接触疲劳强度进行设计4. 根据封闭蜗杆传动设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计T1=49.24 N/mT2=1096.8N/mT1=48.75 N/mT2=1085.9N/mT3 =946
6、N/m再校核齿根弯曲疲劳强度。由式确定中心距。23()EHZaKT1）确定作用在蜗轮上的转矩 T2= 49.24300.750.99=1096.8 N/m2）确定在和系数为 K因为有中等程度冲击，故载荷不均匀系数 k =1.4，选取使用系数 kA=1.15,由于转速不高，故去动载荷系数 kv=1.05则 k=k kAkv=1.41.151.05=1.693)确定弹性影响系数 ZE,因选用铸锡青铜蜗轮和蜗杆相配，故 ZE=160MPa4）确定接触系数 Zp先假设蜗杆分度圆直径 d1和传递中心距 a 比值=0.30 则可得 Zp=3.1d15）确定许用接触应力 H根据蜗杆材料为铸锡磷青铜 ZGuS
7、n10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC 可得蜗轮的基本许用应力 =56MPaH应力循环次N=60jn2Lh=60186401440/30=2.4910777HNK0/.490.63T2=1096.8N/mk =1.4kA=1.15kv=1.05k=1.69ZE=160MPa=0.30d1Zp=3.1 =56MPaHN=2.49107KHN=0.63所以， =KHN。 =35.28 MPaHH6）计算中心距=209.14mm231603.1.952()84a取中心距 a=280mm因为 i，故取模数 m=8 蜗杆分度圆直径 d1=80mm蜗轮蜗杆主要参数计算1. 蜗杆轴向齿距 Pa=
8、3.14m=3.148=25.12mm,直径系数q=10.取 Z1=2齿顶圆直径 da1=d1+2m=96mm,齿根圆直径 df1=d1-2.4m=60.8mm蜗杆分度圆柱上螺旋升角 1arctn/6.34zq。2.蜗轮蜗轮齿数 Z2=60验算传动比 i=30，是允许的蜗轮分度圆直径：d 2=mZ2=860=480mm齿顶圆直径：d a2=d2+2m=496mm齿根圆直径：d f2=d2-2.4m=460.8mm蜗轮最大外圆直径：d e2=da2+m=514mm蜗轮齿顶圆弧半径：R a2=0.5df1+0.2m=32mm H=KHN。 =35.28 MPaa=280mmm=8d1=80mmPa
9、=25.12mmq=10.取 Z1=2da1=96mmdf1=60.8mm6.34Z2=60i=30d2=480mmda2=496mmdf2=460.8mmde2=514mmRa2=32mm蜗轮齿根圆弧半径：R f2=0.5da1+0.2m=49.6mm轴向齿厚：a=0.53.14m=12.56mm法向齿厚：S a1=Sacos =12.56cos6.34=12.48mm蜗轮分度圆齿厚：S a2=（0.5 +2x2tan ）m=12.56mm2. 求蜗轮圆周速度，并校核效率，验算传动比，传动比误差（30-26.4）/30=0.12,是允许的蜗轮的圆周速度 24805.6137/60dnvms滑
10、移速度 1 6.0/cos60cos.34sv s3.齿根弯曲疲劳强度 21.53FFaFKTYdm当量齿数： 233602.1cos.4Z螺旋升角系数： 195Y取 =3.32FaY查得 ZCuSn10P1 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 =56MPaF寿命系数 77HNK10/2.490.63= 0.46=35.28 MPaF=25.35 ，满足强度要求21.53FaTYdmFRf2=49.6mma=12.56mmSa1=12.48mmSa2=12.56mm21.37/vms60sZy2=62.130.95Y=3.32Fa=56MPaFKHN=0.63=35.28 MPF25.3F3. 精度
11、等级的公差和表面粗糙度的确定考虑到所涉及的蜗杆传递的是动力，属于传动力的机械减速器，从 GB/T10089-1988 圆柱蜗轮蜗杆中选择 8 级精度，侧隙种类为 f，其标准为8f GB/T10089-19884. 绘制工作图（1）.蜗杆因为蜗杆的结构比较单一，几何参数为查资料所得，据经验可知不需要对蜗杆的结构和刚度做特别的设计和验算。所以只一下只列出了蜗杆的详细参数。表：蜗杆参数传动类型 ZI 型蜗杆副蜗杆头数 2模数 m=8导程角 。6.34螺旋方向 右旋齿形角 。20精度等级 蜗杆 8f中心距 a=280配对蜗轮图号轴向齿距累 0.45pxlf圆柱蜗轮蜗杆中选择 8级精度，侧隙种类为f，其
12、标准为 8f GB/T10089-1988积公差轴向齿距极限偏差0.25pxf蜗轮齿形公差1.4f1xS0.231.561n0.231.1ah8（2）.蜗轮的工作图因为蜗轮用铸锡青铜 ZCuSn10P1，金属模铸造。未来节约贵重金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁 HT100 制造，而蜗轮直径较大，所以对蜗轮的结构设计是必要的。蜗轮结构图蜗轮的结构图如上图所示，齿圈厚度。在齿圈与轮芯联结出，采用1.73.6m螺栓固定，此蜗轮直径较大，采用 6 个螺钉平均分布。器直径为 M15。蜗轮轮毂厚度约为d=60mm。蜗轮的主要参数如下：蜗轮参数传动类型 ZI 型蜗杆副蜗轮模数 m=8蜗杆头数 Z1=2
13、导程角 6.34旋转方向 右旋蜗杆轴向泡面内的齿形角20蜗轮齿数 60蜗轮变位系数 0中心距 a=280配对蜗杆图号精度等级 蜗轮 8f GB10089-1988蜗轮齿距累积公差 Fp=0.090蜗轮齿距极限偏差 fpt= 0.032四.轴系零件的设计（1）.蜗轮轴的设计1.确定输出轴上的功率 P1=7.425kw，转速为1440r/min,转矩 T1=49.24N/m。2.作用在蜗杆上的；力该蜗杆为右旋蜗杆，已知蜗杆的分度圆直径为 d1=80mm所以作用在蜗杆上的力为P1=7.425kwT1=49.24N/md1=80mm112212122490213865402.74tan123tan8a
14、ttarrTF NdFFN切向力 Ft，径向力 Fr，轴向力 Fa的方向分别如下图所示3.初步确定轴的尺寸先按下式初步估算轴的最小直径，选取材料为 45 钢，调质处理，取 A0为 120mm，于是133min07.42500.731PdAm输出轴的最小直径按安装工艺显然是安装联轴器处的直径，假设为 ，为了使所选的轴的12d直径 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取12d联轴器的型号。联轴器的计算转矩公式为 ,考虑到1caATK有中等震动，故取 =1.7AKdmin=20.73mm所以 1.74920837/caATKNm按照计算转矩 ，应小于联轴器公1caAT称转矩的条件，查标准件 GB/T50
15、141995，选用 TL15 型弹性销联轴器，其公称转矩为125000N/m,考虑到电动机与此轴用联轴器相连，电动机的芯轴直径为 38mm，所以用 TL15 的联轴器合适。4.轴的结构设计（1）.拟定轴的装配方案轴的安装方案2.根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度（1）.为了满足联轴器的轴向定位要求 1-2 轴段右段需制出一轴肩，故 2-3 段直径 d2-3= 50mm。右端用轴端挡圈定位，按轴段直径，取挡圈D=55mm。半联轴器与轴配合的毂长为 l1-2=80mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不是压在轴上，故 1-2 段取 75mm.取 l2-3=35mm。（2）.初步选择滚动轴
16、承=1.7AKTca=83708N/m选用 TL15 型弹性销联轴器l1-2=75mmD=55mmd2-3= 50mml2-3=35mm因轴承同时受有径向和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求，选取标准精度等级的单级圆锥滚子轴承 30212，其尺寸为 dDT=60mm130mm33.5mm，故取 d4-5和d6-7为 70mm。滚动轴承一边采用轴肩定位，因查得 31310的定位轴肩高度为 6mm，故轴肩厚度采用 5mm。右边轴承左边采用轴肩定位，故 d3-4=d7-8= 70mm。且 l3-4=l7-8=33.5mm.（3）.根据蜗杆12(0.6)(10.6)816.bZmm所以
17、取螺旋长度为 120mm，根据蜗杆齿根圆直径为60.8mm，所以取 d5-6的两端为 60mm。（4）.假设轴承端盖的总宽度为 20mm，根据轴承端盖的安装卸载及便于轴承添加润滑油的要求，取端盖的外端面与半联轴器的右端面的间距l=30mm，故取 l2=50mm，取轴肩宽度为 10mm，所以 l4-5=l6-7=10mm。（5）.取取蜗轮齿顶圆距离箱体的距离a=18mm，且箱体的壁厚为 15mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距离箱体外d4-5= d6-7=70mmd3-4=d7-8= 70mml3-4=l7-8=33.5mmb1=116.8mm取螺旋长度为120mm，根据蜗杆
18、齿根圆直径为60.8mm，所以取 d5-6的两端为 60mml2=50mml4-5=l6-7=10mm壁一段距离为 s=8mm，已知滚动轴承宽度为33.5mm，蜗轮齿顶圆直径 da2=496mm，则 l5-6=389mm.则该轴的长度为 582.5mm。至此，确定了轴的各段直径和长度。5.轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，初选平键为14mm9mm65mm，半联轴器与轴的配合为 ，76Hk滚动轴承与轴的周向定位是借过盈配合来保证的，此外，选轴的直径尺寸公差为 k6。.5. 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 1.245.，各轴肩处的圆角半径见零件图。7.求轴上载荷首先根据周
19、的结构图做出轴的计算简图，做简支梁的轴承支承跨度为 418mm，根据轴的简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下图所示。载荷 水平面 H 垂直面 Vda2=496mml5-6=389mm平键为14mm9mm65mm轴承支承跨度为 418mm支反力 FFNH1=FNH2=2006.35N FNV=224N弯矩MMH=419327N/mm MV=46818N/mm总弯矩M=421932N/mm扭矩TT=49242N/mm8.按弯扭组合应力来校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴的危险截面的强度。取 =0.6，轴的抗弯截面系数取 ，轴330.12d的计算应力为 2223()419(0.64)19.58caMTM
20、PaW前面以选定轴的材料为 45 钢，调质处理，故可得 160Pa因此， ，故该轴的各项要求是安全1ca19.58caMPa160P2=5.51kwn=54.6T2=1096.8N/mFt=7834.3NFr=2851.5N的。（2）.蜗轮轴的结构设计1.输出轴的功率 P，转速 n，和转矩 T，根据前面的计算可知P2=5.51kw，n=54.6 ，T 2=1096.8N/m。2.确定在蜗轮上的力已知蜗轮的分度圆直径为 d2=280mm，则圆周力Ft=2 T2/ d2=7834.3N，径向力 Fr= Fttan20=2851.5N轴向力 Fa=2T1/d1=1231N，各力的方向见轴载荷图。3.
21、初步确定轴的最小直径按选取轴的材料为 45 钢，调质处理。取A0=100 于是得 33min05.1d05.214.6pm因为在轴上开了一个键槽，所以直径应增大5%左右，则 dmin=51.211.05=53.77mm。输出轴的最小直径按安装工艺显然是安装联轴器处的直径，假设为 d1-2，为了使所选的轴的直径 d1-2与Fa=1231NA0=100Dmin=51.21mmdmin=51.211.05=53.77mmTca=1645200N/mmd=50mm联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩公式为 ,考虑ca2TAK到转矩变化很小，故取 KA=1.5，则 ca2T=1
22、.5096.8=1450N/mAK按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩，故选用LX4 型弹性注销联轴器，其公称转矩为2500000N/mm，半联轴器孔径为 55mm，半联轴器长度为 L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度l1=84mm。取轴的直径 d=50mm。4.结构设计1）拟定轴上零件的装配方案现采用的装配方案如下图所示A. 满足联轴器的轴向定位要求，1-2 段右端制出一轴肩，直径 d2-3=55mm，左端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度 l1=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的断d2-3=55mml1=84mml1-2=80mmd3-4=60mmd3-4
23、=d6-7=60mml3-4=l5-7=63.5mm.面上，故 1-2 段长度应比 l 短，现取 l1-2=80mm。因为B. 初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 d3-4=60mm，选用标准精度等级的单列圆锥滚子轴承 30212，其尺寸为 dDT= 60mm130mm33.5mm,所以可取 d3-4=d6-7=60mm。为了便于制造和测量，则 l3-4=l5-7=63.5mm.4-5 段为安装蜗轮段，因为蜗轮厚度为60mm，故 l4-5=59mm，蜗轮右端采用轴肩定位，取 d4-5=62mm，取 d5-6=68mm，蜗轮左端用轴套定
24、位，此轴套同时给轴承右端定位，取轴套长度15mm，故 l5-6=15mm。因为 30212 轴承轴肩高6mm，故取轴套厚度为 5mm。取 l3-4=49.5mm。因为轴承端盖总宽度为 20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定） 。根据轴承端盖的装卸及便于轴承添加润滑油的要求，取端盖的外端面半联轴器的右端面的间距为 l=30mm，故取 l2-3=50mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和l4-5=59mmd5-6=68mmd4-5=62mml5-6=15mml3-4=49.5mml=30mml2-3=50mmd4-5=62mm长度。2）轴上零件的周向定位蜗轮和半联轴器与轴的周向定位均采用平键连
25、接。按蜗轮用 A 型平键，按 d4-5=62mm，选用键的尺寸为 bhl=10mm11mm55mm。键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选用蜗轮轮毂与轴的配合为 H7/n6，半联轴器与轴的连接，用平键bhl=14mm9mm70mm，半联轴器与轴的配合为 H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过度配合来保证的，选用轴的直径尺寸公差为 k6。3）.确定轴上圆角和倒角取轴端倒角为 245，各轴肩处圆角半径均为2mm。4）.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。简支梁的轴的支撑跨度为 154mm。根据轴的简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下图所示从轴的结构图以及弯矩和扭矩
26、图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。截面 C 处的载荷简支梁的轴的支撑跨度为154mm载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 FFNH1= FNH2=2006.35NFNV1=204NFNV2=244N弯矩MM1=154489N/mmM2=17248N/mm总弯矩 MM=155449N/mm扭矩 T=49242N/mm5）.按弯扭组合应力来校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴的危险截面的强度。取 =0.6，轴的抗弯截面系数取 ，轴330.12d的计算应力为 2223()1549(0.64)7.3caMTMPaW前面以选定轴的材料为 45 钢，调质处理，故可得 160Pa7.3caMPa1601c
27、aLh=8640hC=162000NC0=125000N因此， ，故该轴的各项要求是安全1ca的。至此，轴的设计已结束。6.滚动轴承的选择及验算1.在设计轴时，预选的轴承类型为 30212 其尺寸分别为dDT= 60mm130mm33.5mm，预期寿命Lh=8640h。2.滚动轴承的验算查得 30212 轴承的 C=162000N,C0=125000N蜗杆轴的轴承校核A. 求轴承受到的径向载荷 Fr1和 Fr2，将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面（图b）和水平面（图）两个平面力系，如下图，其中，图 a 中的 Fte为另加转矩而平移到指向轴线，图 b 中的 Fac为通过另加转矩而平移到作用于轴
28、线上，由力分析可得： FNV1=204NFNV2=244NFNH1= FNH2=2006.35NFr1=2016.7NFr2=2021.1NFNV1=204NFNV2=244NFNH1= FNH2=2006.35N222112046.3501.7rNVH NB. 求两轴的计算轴向力 Fa1和 Fa2对于 3000 型轴承，由于派生轴向力 ,得2rdFY到轴承的有关系数 e=0.35，Y=1.7 ，则轴承的派生力e=0.35Y=1.7Fd1=593.1NFd2=594.4NFa1=1825.4NFa2=Fd2=594.4NX1=0.4X1=0.4X1=1Y1=0P1=7076.8NP2=6032
29、.55NLh=1.04107hd1206.7F593.1Nd2.4.7得轴的当量载荷为Fa1=Fa+Fd2=1231+594.4=1825.4NFa2=Fd2=594.4NC. 求轴承当量动载荷 P1和 P2因为 185.40.397ar eF29.14ar 对于轴承 1，径向载荷系数和轴向载荷系数为X1=0.4，X 1=0.4对于轴承 2，X 1=1，Y 1=0因轴承运转中有冲击载荷，故 fp=1.5.则11().5(042.785.4)706.8aPfFN2210932rXYD. 验算轴承寿命因为 P1大于 P2，所以俺轴承 1 的寿命大小验算066 63100()().48054.7.8
30、hCL hn故所选轴承能满足寿命要求6. 键的选择计算及强度校核10pMPa.29p105.29pMPa1. 在设计轴时，预选了三组平键14mm9mm65mm10mm11mm55mm14mm9mm70mm2. 校核键的连接强度键，轴和轮毂的材料都是钢，得到许用挤压应力为10pMPa其中一号键的工作长度为 51mm，键与轮毂键槽的接触高度为 4.5mm，则可得249201.910.538pTMPakld二号键工作长度 45mm，键与轮毂键槽的接触高度为 4.5mm，则可得， 210968105.29105.4pTMPaakld三号键工作长度 56mm，键与轮毂键槽的接触高度为 4.5mm则可得
31、210968105.7104.5pTMPakld经上述校核，连接键达到强度要求，所以，键的类型为油的运动粘度为 350，油的牌号为 L-AN320 号P=5.51kwS=1.53m214mm9mm65mm10mm11mm55mm14mm9mm70mm7. 润滑的选择润滑油的选择和润滑方式由前以计算出蜗杆传动的现对滑动速度为6.06m/s,所以润滑方式为油池润滑，油的运动粘度为 350，油的牌号为 L-AN320 号。8. 热平衡计算取润滑油的工作温度为 80 度，周围工作温度 20度，箱体表面热传导系数 ，而滑移速215/dwm度为 6.06m/s因为蜗杆传动效率为 0.75，蜗杆传递功率P=
32、5.51kw所以，所需的散热面积为 201()15.01.53(82)dPS mt9. 箱体的大体结构设计箱体是减速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系零件，保证传动零件的正确相对位置并承受载荷的重要零件，在这里做箱体大体结构的设计。由于前面计算出蜗杆传递的相对滑动速度为6.06m/s，采用蜗杆下置式架构。下表为箱体的大体尺寸名称 符号 结构尺寸箱体（座）壁厚 15箱盖壁厚 115箱座，箱盖，箱底座凸缘厚度b,b1,b2 b=22.5,b1=22.5,b2=22.5箱座，箱盖肋厚 ， 轴承旁凸台的高度和半径， ，R1=C2轴承盖的外径 D2 D2=178 凸圆 D2=172.5嵌入地脚螺钉 直径与数目 df=20， n=4
