1、1毕业设计（论文）全套 CAD 图纸， 联系 153893706课题名称： 小型蜗杆灯具提升机 系 部： 汽机系 专 业： 机电一体化 班 级： 0501 姓 名： 学 号： 指导教师： 2目 录前 言.1第一章 设计任务书及要求.2第二章 方案设计.3第三章 电动机的选择与计算.4第四章 传动装置的传动比及动力参数计算.5第五章 减速器部件的选择计算61 蜗杆传动设计计算72 环面蜗轮蜗杆校核计算83 轴的结构设计94 轴的校核105 滚动轴承的选择及校核.116 箱体结构尺寸及说明12参考资料1.3前 言毕业设计是对大学期间所学知识的一次总的检验和巩固，是一次很好的理论联系实际的机会，相比
2、以前的几次课程设计，毕业设计对所学基础知识和专业知识的涉及面更加广泛，是知识与实践的有机结合。做好毕业设计可以为以后的工作打下坚实的基础，因此具有很重要的意义。本次毕业设计的主要任务是设计舞台上用于提升灯具的小型提升机，因此毕业设计说明书对小型提升机做了系统的的设计与介绍。小型提升机主要部分是减速器，它在舞台灯光的升降调节中有着重要的作用，应用范围相当广泛。设计小型提升机时，在保证得到所要求的提升性能的同时，其安全性至为重要。在这次设计中，我查阅了大量的参考资料，在毕业实习中看到了提升机，并请教老师，积累了一些小型提升机设计方面的知识，并在此基础上尽量做到优化设计。小型提升机结构简单，安全可靠
3、。各种不同型号的提升机，虽经长期实践不断改进，但其工作原理和结构大同小型，而其工作性能的好坏却相差较大。小型提升机的技术性能主要取决于减速器的性能，电动机的选择和滚筒的选择。由于本人水平有限，时间仓促，设计中难免有不少缺点和错误，恳切的希望老师提出宝贵意见，给予批评指正！4第一章 设计任务书及要求提升机的作用是将一定的质量的重物以一定的速度提起或落下，在提升过程中必须保证安全性。近年来广泛应用于各个生产部门中，在国民经济中占有较重要的地位。一 设计条件1 对一定质量的重物提起或落下。2 提升线速度约为 810m/min。3 提升灯具质量约为 500kg。4 采用一级变速。5 所选电动机转速约为
4、 9101000r/min。6 批量条件：小批量。7 制造条件：一般制造条件，小型工厂生产。8 保险系数 1.25二 设计内容1 设计方案的选择与计算。2 总体结构的设计，成套图纸及说明书。三 设计关键1 选择合适的减速机构。2 设计适合小厂生产的零部件。3 必须保证产品的安全性。5第二章 方案设计小型提升机的主要部分是原动机和工作机之间的减速机构，通常的减速机构主要有齿轮减速器和蜗轮蜗杆减速器一 减速器的作用减速器在原动机和工作机之间起匹配转速和传递转矩的作用，在现代机械中应用极为广泛。减速器按用途可分为通用减速器和专用减速器两大类，二者的设计、制造和使用特点各不相同。二 蜗杆减速器的特点蜗
5、杆传动是在空间交错的两轴之间传递运动和动力的一种机构，两轴交错的夹角可为任意值，常用的为 90 度，这种传动由于具有下述特点，故应用颇为广泛。1 当使用单头蜗杆时，蜗杆旋转一周，蜗轮只转过了一个齿距，因而能实现大的传动比。在动力传动中，一般传动比 I=5-80;在分度机构或手动机构中，传动比可达 300；若只传递运动，传动比可达 1000。由于传动比大，零件数目又少，因而结构很紧凑。2 在杆蜗传动中，由于蜗杆齿是连续不断的螺旋齿，它和蜗轮齿是逐渐进入啮合及逐渐退出啮合的，同时啮合的齿对又较多，故冲击载荷小，传动平稳，噪声低。3 当蜗杆的螺旋线升角小于啮合面的当量摩擦角时，蜗杆传动更具有自锁性。
6、根据蜗杆分度曲面的形状，蜗杆传动可以分成三大类：圆柱蜗杆传动、环面蜗杆传动、锥蜗杆传动。6准平行啮合线二次包络环面蜗杆是河南省焦作市科林齿轮有限公司的一项科研成果。蜗轮滚刀是可铲背可磨削的，蜗轮齿面没有脊线，运动不会产生干涉。工装和理论相吻合。四 选定设计方案根据设计要求并结合以上分析，我们在设计中采用准平行啮合线环面蜗杆减速器。具体设计方案是：选用的电动机输出转速是 940r/min，由凸缘联轴器将电动机轴和准平行啮合线环面蜗杆减速器的输入轴相联接，经过减速器的减速，电动机输出的转速降为 18.8r/min，再有凸缘联轴器将减速器的输出轴与滚筒轴联接，将减速器输出轴的转速传给滚筒，滚筒转动带
7、动绕在其上面的钢丝绳旋转，由钢丝绳提起具有一定质量的灯具。第三章 电动机的选择一 初选电动机类型和结构型式Y 系列三相笼型异步电动机是一般用途的全封闭自扇冷式电动机，由于其结构简单、工作作可靠、价格低廉、维护方便，因此广泛应用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上，如金属切削机床、运输机、风机、搅拌机等。对于经常起动，制动正反转的机械，如起重、提升设备，要求电动机具有较小的转动惯量和较大过载能力，应选用冶金及起重用三相异步电动机 Yz 型( 笼型)或 YzR 型( 绕线型) 。 电动机的容量(功率)选择的是否合适，对电动机的正常工作和经济性都有影响。容量选得过小，不能保证工作机正常
8、工作，或使电动机因超载而过早损坏；而容量选得过大，则电动机的价格高，能力又不能充分利用，而且由于电动机经7常不满载运行，其效率和功率因数较低，增加电能消耗而造成能源的浪费。电动机的容量主要根据电动机运行时的发热条件来决定。 由以上的选择经验和要求，我选用：三相交流电 Y 系列笼型三相异步交流电动机。二 电动机的容量1 确定提升机所需的功率 P由滚筒圆周力 和滚筒速度 v,得F10wv其中： （N）Gmgm提升重量，m=450kg，N 4509.81Fs/6v带入数据得 = KWwP.50.61KW .212.8692 确定传动装置效率传动装置的效率由以下的要求：(1) 轴承效率均指一对轴承而言
9、。(2) 同类型的几对运动副或传动副都要考虑其效率，不要漏掉。 (3) 蜗杆传动的效率与蜗杆头数 z1 有关，应先初选头数后，然后估计效率。8此外，蜗杆传动的效率中已包括了蜗杆轴上一对轴承的效率，因此在总效率的计算中蜗杆轴上轴承效率不再计入。各传动机构和轴承的效率为：法兰效率： 10.98设计中，电动机与减速器相连的法兰，相当于一个凸缘联轴器一级环面蜗杆传动效率: 7.02一对滚动轴承传动效率： 398凸缘联轴器效率： .4 从电动机至工作机主动轴之间的总效率故传动装置总效率： ， 213420.987.0.98.64电动机的输出功率 dP考虑传动装置的功率损耗，电动机输出功率dw则， KW
10、dPw0.826751.343 电动机的技术数据根据计算的功率可选定电动机额定功率，取同步转速1000 ，6 级minr9由简明机械设计手册选用 Y100L6 三相异步电动机，其主要参数如下电动机额定功率： =1.5kw； 0P电动机满载转速： =940 nmir电 流 ： I=5.6A 第四章 传动装置的传动比及动力参数计算一 总传动比及滚筒初定由于选定转速比为：i50/1所以滚筒转速 940/50=18.8 nminr从而，滚筒直径： D mm， 10v90152.468.圆整为 155 mm二 传动装置运动参数的计算 1 各轴功率计算 = KW P01.5981.47= KW 2232.
11、0.0.92 各轴转速的计算10n 940 ， 1mirn n 940/50=18.8 2滚 筒 inr3 各轴输入扭矩的计算N。m 1T1P.479501.93n0N.m 22.52.8各参数列表如图：轴 名 功率 Kw 转速 minr扭矩 N.m蜗杆轴 1.47 940 14.93蜗轮轴 0.97 18.8 492.74第五章 减速器部件的选择计算1 蜗杆传动设计计算一 选择蜗杆、蜗轮材料1.选择蜗杆传动的类型采用准平行环面蜗杆传动.2.选择蜗杆、蜗轮材料，确定许用应力11考虑蜗杆传动中，传递的功率不大，速度只是中等，根据机械零件课程设计表 52，蜗杆选用 40Cr，因希望效率高些，耐磨性
12、好故蜗杆螺旋齿面要求：调质 HB265 285.蜗轮:选用铸锡磷青铜 ZQSn10-1，金属模铸造，为了节约贵重有色金属，仅齿圈用锡磷青铜制造，轮芯用灰铸铁 HT100 制造由机械零件课程设计表 53 查得蜗轮材料的许用接触应力 =190N/mm H由机械零件课程设计表 55 查得蜗轮材料的许用弯曲应力 =44N/mm F二 确定蜗杆头数 Z 及蜗轮齿数 Z12由机械零件课程设计表 56，选取 Z 1 则 Z Z i150502故取 Z 50 三 验算滚筒的速度实际传动比 i50/1 工作机滚筒转速 n 940/50=18.8滚 筒 minr钢丝绳的提升速度 =V3.14Dn3.148.00
13、12= 8.93 m/s速度误差 0.785%，合适V 8.93四 确定蜗杆蜗轮中心距 a 1.确定蜗杆的计算功率 c1P1ACKPFMP（ ）式中 K 使用场合系数，每天工作一小时,轻度震动由机械工程手册查得：K 0.7；AK 制造精度系数，取 7 级精度，F查得：K 0.9；FK 材料配对系数，齿面滑动速度 10MP由机械工程手册查得：K 0.85。MP代入数据得 KW 1ACPFM（ K） .4701.3598以等于或略大于蜗杆计算功率 所对应的中心距作为1C合理的选取值根据机械工程手册/传动设计卷 （第二版）表 2522a，选取蜗杆的中心距：a100mm. a100mm由于准平行二次包
14、络环面蜗杆为新型得蜗杆,它的优点13是:接触面大,导程角 ,它的值稳定且 一定,则润滑好,接.触面大应直接根据“原始型”传动蜗杆设计参数。五 蜗杆传动几何参数设计准平行二次包络环面蜗杆的几何参数和尺寸计算表1.中心距：由机械工程手册/传动设计卷 （第二版） 标准选取 a=100mm2.齿数比：u 5021z3.蜗轮齿数：由机械工程手册/传动设计卷 （第二版） 选取 250z4.蜗杆头数：由机械工程手册/传动设计卷 （第二版） 选取 15.蜗杆齿顶圆直径：机械工程手册/传动设计卷 （第二版）表 2.516选取 =45mm1ad6.蜗杆齿宽：机械工程手册/传动设计卷 （第二版）表 2.516选取
15、=53mm1b7.蜗杆螺纹部分长度：机械工程手册/传动设计卷 （第二版）表 2.516，选取 =59mmL8.蜗杆齿顶圆弧半径：机械工程手册/传动设计卷 （第二版）表 2.516，选取 R =82mm1a9.蜗杆齿顶圆最大直径：机械工程手册/传动设计卷 （第二版）表2.516，选取 =53.8mm1ed10.蜗轮端面模数：m = mmt*2ahz53.84611.径向间隙： =0.5104mm0.16tCm1412.齿顶高：h =0.75 m =2.233mmat13.齿根高：h = h + C=2.7434mmf14.全齿高：h= h + h =4.9764mmaf15.蜗杆分度圆直径： （
16、 0.624 ）a 40.534mm1d2.0i875.16.蜗轮分度圆直径： 2a 159.466mm2117.蜗轮齿根圆直径：d 2 h =153.9792mmf f18.蜗杆齿根圆直径：d 2 h =35.05，1fdf判断：因为 =28.12mm,满足要求0.8751fa19.蜗轮齿根圆弧半径： =82.475mm11.ffRd20.分度圆压力角： =2sin()barc421 蜗杆分度圆齿厚： =4.29841SPj22.蜗杆分度圆法向齿厚： =4.2851cosnmr23.蜗轮分度圆法向齿厚： =5.4922 环面蜗轮蜗杆校核计算环面蜗杆传动承载能力主要受蜗杆齿面胶合和蜗轮齿根剪切
17、强度的限制。因而若许用传动功率确定中心距，则然后校核蜗轮齿根剪切强度。由于轴承变形增加了蜗杆轴向位移，使蜗轮承受的载荷集15中在 23 个齿上。而且，由于蜗轮轮齿的变形，造成卸载，引起载荷沿齿高方向分布不均，使合力作用点向齿根方向偏移。 因而，蜗轮断齿主要由于齿根剪切强度不足造成的校核： cfpFzAk其中 作用于蜗轮齿面上的及摩擦力影响的载荷;c 蜗轮包容齿数z 蜗杆与蜗轮啮合齿间载荷分配系数;fA蜗轮齿根受剪面积;pk公式中各参数的计算1. 的计算cF=c22tan()mr作用在蜗轮轮齿上的圆周力， 2Td蜗杆喉部螺旋升角 ，4.5mr 当量齿厚，p滑动速度 190cossmdnvr= 4
18、.598=2.01m/s根据滑动速度 查机械设计手册 339 得sv258将数据带入公式得 16326.180(4.58)cFtan2.计算得 = 5z3.蜗轮齿根受剪面积 2cosffmbASr 蜗轮齿根圆齿厚；2f 202cstan()xfmfPSrh由上可知 蜗轮端面周节；x 1.xP 蜗轮理论半包角； 0a24 蜗轮分度圆齿厚所对中心角。27.36数据带入公式得 210.cos4.52.4tan(23.6)fS=7.03mm由上可得2287.03197.45cos.fAm36.52.60197.4MPa对于锡青铜齿圈 取.5b17查手册取铸锡磷青铜，砂模铸造，抗拉强度 =225MPab
19、， 0.512.bMPa则 3 轴的结构设计 一 蜗杆轴的设计1.轴的材料选择由机械零件课程设计表 61 选用 45 号钢，调质。2.最小轴径的初步计算由机械零件课程设计表 62，取 105，根据0A公式13min0PdA:其中 轴的转速 ，940r/min1 轴传递的功率 , 1.47kw 计算截面处的轴的直径， mmmind将数据代入公式得3in1.47059=12.2mm18输出轴的最小直径是按照联轴器处轴的直径 ，为了12d使所选的轴的直径 与联轴器的孔径相适应，故需同时选d 取联轴器的型号。联轴器的计算转距 ，查表 153，考虑到转距1caATK:变化很小，故取 Ka=1.3，则1.
20、349.0caNm按照计算转距 应小于联轴器公称转矩的条件，查标准手caT册（GB5843-86）选用 YL4 型凸缘联轴器，半联轴器的孔径=22mm，故取 =22mm，半联轴器的长度 L=52mm。1d12d3 轴上零件的周向定位 ；半联轴器与轴的周向定位均采用平健联接。按 由手册12d查得平键截面为 mm(GBT1095-1979)，键槽用键 mm87bh 87bh槽铣刀加工，长为 45mm(标准键长见 GBT1096-1979)，半联 L=45mm轴器与轴的配合为 H7k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。二 蜗轮轴的设计1. 轴的材料选择由机
21、械零件课程设计表 61 选用 45 号钢，调质=650 b2Nm192.轴径的初步计算由机械零件课程设计表 62，取 A112，根据公式，23min0pdA其中 轴的转速 ，18.8r/min2 轴传递的功率 , 0.97kwP 计算截面处的轴的直径， mmmind将数据代入公式得mm 233min00.97141.8pA输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 ，故12d需选取联轴器型号。联轴器计算转距 ，查表 153，考虑到转距2caATK:变化很小，故取 Ka=1.3，则1.349.760.5ca Nm按照计算转距 应小于联轴器公称转矩的条件，查标准caT手册（GB5843-86）选用
22、 YL11 型凸缘联轴器，半联轴器的孔径=50mm，故取 =50mm，半联轴器的长度 L=112mm。1d12d4 轴的校核一 蜗杆轴的强度校核201计算作用在轴上的力=736.67N， 1324.9105tTFd=6179.88N， 132.76a2119.824751.6raFtgtgN2校核轴的强度由机械设计表 15-1 查得：170MPa21223()06.80.7544.9caTWP，强度足够。 1ca简图如下。 FNH2MVTFa1FNV1FNH1L1FNH1FNV1A Fa1Fr1 FNV2Ft1 L2 MHFNH2BFt1r FNV221二 蜗轮轴的强度校核 1计算作用在轴上的
23、力=6179.88N， 21taF=736.67N， t2175.46rN2校核轴的强度由机械设计表 15-1 查得：， 160MPa2223()1897.5016.2.6caTWP，强度足够。 1ca简图如下页。 FNV1H FNV2HA BFa2rt2L1 L2NH1 NH2Ft1FNV1 FNV2a1r MMT225 滚动轴承的选择及校核一 蜗杆轴滚动轴承的选择及校核1轴承的径向载荷的计算212368.506.38497rANHVF22368.5.08rBNHV2校核轴承的寿命查手册得 c=51.5KN =10/3 n=940r/min 6310/10()5.)942682831hCLn
24、P:故 此轴承的寿命满足要求 二 蜗轮轴上轴承的校核1求径向载荷23212634.985.77rANHVF22354.98.1rBNHV2校核轴承的寿命查手册 c=97.8KN ，=10/3 ，n=18.8r/min6310/10()97.8).42531hCLnP:故 此轴承寿命满足要求。7 箱体结构尺寸及说明箱体按其结构形状的不同可分为剖分式和整体式；按其制造方式的不同可分为铸造箱体和焊接箱体.减速器的箱体多采用剖分式结构。剖分式箱体由箱座与箱盖两部分组成，用螺栓联接起来构成一个整体。剖分式与减速器内传动件轴心线重合，有利于轴系部件的安装和拆卸。立式大型减速器可采用若干个剖分面，剖分接合面
25、必须有一定的高度，并且要求仔细加工。为了保证箱体的刚度，在轴承处设有加强肋，箱体底座有一定的厚度和高度，以保24证安装的稳定性和刚度。近年来，减速器箱体的设计出项了一些外形简单，整齐的造型，以方形小圆角过渡代替传统的大圆角曲面过渡，上下箱体的联接处的外凸缘改为内凸缘结构，加强肋和轴承座均设计在箱体内部等等。根据毕业设计的要求，选择剖分式结构的箱体。由于铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本又低，所以箱体用HT200 制造。减速器箱体的结构尺寸：1 箱座壁厚：0.438a取 1m2 箱盖壁厚： .5取 183 加强肋厚：箱座 0.5.m箱盖 11874 地脚螺栓直径：0.56.fd取 1fm
26、5 地脚螺栓数目： 4n6 轴承观察箱联接螺栓的直径：25d1=.0.75df=0.75x16=12取 d1=12mm 7 箱盖箱座联接螺栓的直径：d2=0.5df=8mm 总 结在 这 两 个 月 的 时 间 里 面 ， 确 实 让 我 学 会 很 多 ， 从 一 开 始 的 茫 然 ， 到 现 在 能 够 独自 的 完 成 ， 虽 不 能 说 多 大 的 成 就 ， 但 对 我 来 说 也 是 很 大 的 成 功 ， 从 确 定 这 个 题 目 开 始 ，就 一 直 在 找 资 料 。 上 网 、 图 书 馆 ， 跑 了 一 次 又 一 次 。 在 这 其 中 也 让 我 感 觉 的 探
27、索 的 乐趣 ， 当 一 个 难 题 挡 在 面 前 的 时 候 ， 一 时 解 不 开 ， 人 就 很 不 舒 服 。 但 当 我 们 转 过 头 ， 思绪 却 一 并 而 出 的 感 觉 让 人 留 恋 。我的设计题目是“小型提升机的设计” 。以前我对这种设备的了解比较少。为了丰富自己的实践知识，在设计以前，我实习的单位碰到了提升机，在那里我们认识了提升机，并对它的作用和结构有了一定的认识，看到了提升机的实际工作情况。这些实践工作奠定了我们设计提升机的基础，虽然在设计中遇到了许多困难和障碍，但经过仔细的分析和老师的细心指导，终于完成了本次毕业设计任务。机电一体：王森2007 年 4 月参考文献机械工程手册第二版（传动设计卷）机械工业出版社实用机械设计手册 吴相宪 王正为 黄玉堂 主编中国矿业大学出版社机械设计 濮良贵 纪名刚 主编26高等教育出版社机械设计课程设计 华中理工大学 王昆 同济大学 何小柏高等教育出版社齿轮手册 机械工业出版社
