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毕业设计论文
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小型蜗杆灯具提升机 正文,毕业设计论文
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1 毕业设计（论文） 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： 完成时间 2007 年 3 月 31 日 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 nts 2 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 6 1 蜗杆传动设计计算 7 2 环面蜗轮蜗杆校核计算 .8 3 轴的结构设计 .9 4 轴的校核 .10 5 滚动轴承的选择及校核 .11 6 箱体结构尺寸及说明 12 参考资料 . 1 . 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。 nts 3 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。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！ 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 nts 4 1 对一定质量的重物提起或落下。 2 提升线速度约为 8 10m/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 910 1000r/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。 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nts 5 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。 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。 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nts 6 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 F 和滚筒速度 v,得 nts 7 1000w FvP 其中： F G mg （ N） m 提升重量， m=450kg， 4 5 0 9 . 8 4 4 1 0F N 9 0 .1 5 /60v m s s 带入数据得 wP= 4 4 1 0 0 . 1 5 0 . 6 6 1 51000 KW 1 . 2 5 0 . 6 6 1 5 1 . 2 5 0 . 8 2 6 9wwPP KW 2 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。 (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。 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： 1 0.98 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 nts 8 一对滚动轴承传动效率：3 0.98 凸缘联轴器效率： 98.04 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： 21 2 3 4 20 . 9 8 0 . 7 0 . 9 8 0 . 9 8 0 . 6 4 6 ， 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 dPwP则，dPwP 0 .8 2 6 8 7 5 1 .30 .6 4 6 KW 3 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 minr ， 6 级 由简明机械设计手册选用 Y100L 6 三相异步电动机， 其主要参数如下 电动机额定功率： 0P =1.5kw； 电动机满载转速： n =940 minr 电 流 ： I=5.6A 第四章 传动装置的传动比 nts 9 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： i 50/1 所以滚筒转速 n 940/50=18.8 minr 从而，滚筒直径： D 1000vn 9 1 0 0 0 1 5 2 .4 61 8 .8 mm， 圆整为 155 mm 二 传动装置运动参数的计算 1 各轴功率计算 1P0P 1=1 .5 0 .9 8 1 .4 7KW 21PP 2 23= 21 . 4 7 0 . 7 0 . 9 8 0 . 9 7 KW 2 各轴转速的计算 n1 940 minr ， n2 n滚筒 940/50=18.8 minr 3 各轴输入扭矩的计算 1T 11P 1 . 4 79 5 5 0 9 5 5 0 1 4 . 9 3n 9 4 0 N。 m 2T 22P 0 . 9 79 5 5 0 9 5 5 0 4 9 2 . 7 4n 1 8 . 8 N.m nts 10 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 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 5 2，蜗杆选用 40Cr，因希望效率 高些，耐磨性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 5 3 查得蜗轮材料的许用接 触应力 H =190N/mm nts 11 由机械零件课程设计表 5 5 查得蜗轮材料的许用弯 曲应力 F=44N/mm 二 确定蜗杆头数 Z1及蜗轮齿数 Z2由机械零件课程设计表 5 6， 选取 Z1 1 则 Z2 Z1 i 150 50 故取 Z2 50 三 验算滚筒的速度 实际传动比 i 50/1 工作机滚筒转速 n滚筒 940/50=18.8 minr 钢丝绳的提升速度 V = 3 . 1 4 D n 3 . 1 4 1 8 . 81 0 0 0 1 0 0 0 = 8.93 m/s 速度误差 VVV 8 8.938 0.78 5%，合适 四 确定蜗杆蜗轮中心距 a 1.确定蜗杆的计算功率c1Pnts 12 1AC1 PKP KF MP（ K）式中 KA 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： KA 0.7； KF 制造精度系数，取 7 级精度， 查得： KF 0.9； KMP 材料配对系数，齿面滑动速度 10 由机械工程手册查得： KMP 0.85。 代入数据得 1AC1 PKP KF MP（ K） 1 .4 7 0 .7 0 1 .3 50 .9 0 0 .8 5 KW 以等于或略大于蜗杆计算功率1CP所对应的中心 距作为 合理的选取值根据机械工程手册 /传动设计卷（第二版） 表 25 22a，选取蜗杆的中心距： a 100mm. a 100mm 由于准平行二次包络环面蜗杆为新型得蜗杆 ,它的优点 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=100mm 2.齿数比： u21zz 50 nts 13 3.蜗轮齿数：由机械工程手册 /传动设计卷（第二版） 选取2 50z 4.蜗杆头数：由机械工程手册 /传动设计卷（第二版） 选取 1 1z5.蜗杆齿顶圆直径：机械工程手册 /传动设计卷（第二版）表 2.5 16 选取 1ad =45mm 6.蜗杆齿宽：机械工程 手册 /传动设计卷（第二版）表 2.5 16 选取 1b=53mm 7.蜗杆螺纹部分长度：机械工程手册 /传动设计卷（第二版）表 2.5 16，选取 L =59mm 8.蜗杆齿顶圆弧半径：机械工程手册 /传动设计卷（第二版）表 2.5 16，选取 R1a=82mm 9.蜗杆齿顶圆最大直径：机械工程手册 /传动设计卷（第二版）表 2.5 16，选取1ed=53.8mm 10.蜗轮端面模数： mt*2 122aahz da= 155 3.1848.6 mm 11.径向间隙： 0.16tCm=0.5104mm 12.齿顶高： ha=0.75 mt=2.233mm 13.齿根高： hf= ha+ C=2.7434mm 14.全齿高： h= ha+ hf=4.9764mm 15.蜗杆分度圆直径： 1d （ 0.624 2.02i） a 875.0 40.534mm 16.蜗轮分度圆直径： 2d 2a 1d 159.466mm 17.蜗轮齿根圆直径： d2f 2d 2 hf=153.9792mm nts 14 18.蜗杆齿根圆直径： d1f1d 2 hf=35.05， 判断：因为 0.8751 2fad =28.12mm,满足要求 19.蜗轮齿根圆弧半径：11 0 .5ffR a d=82.475mm 20.分度圆压力角：2s in ( )bdarc d =24o 21 蜗杆分度圆齿厚：1 2 2S P S j=4.2984 22.蜗杆分度圆法向齿厚：11co snmS S r=4.285 23.蜗轮分度圆法向齿厚：22co snmS S r=5.49 2 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 中在 2 3 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： cfpFz A k其中 cF 作用于蜗轮齿面上的及摩擦力影响的载荷 ; z 蜗轮包容齿数 fA 蜗杆与蜗轮啮合齿间载荷分配系数 ; nts 15 pk 蜗轮齿根受剪面积 ; 公式中各参数的计算 1.cF的计算 cF= 222t a n ( )mF F r 2F 作用在蜗轮轮齿上的圆周力，222Td mr 蜗杆喉部螺旋升角 ， 4.5 p 当量齿厚， 滑动速度111 9 1 0 0 c o ssmdnv r = 4 0 . 5 9 4 01 9 1 0 0 4 . 4 9 8c o s o=2.01m/s 根据滑动速度sv查机械设计手册 3 3 9 得 2 58 o 将数据带入公式得 326 . 1 8 1 0 1 ( 4 . 5 2 . 5 8 )cF t a n 2.计算得 z = 5 3.蜗轮齿根受剪面积 22 c o sffmbAS r 2fS 蜗轮齿根圆齿厚； 2 2 0 2c o s 2 t a n ( )2 xf m fPS r h a 由上可知 nts 16 xP 蜗轮端面周节； 10.01xP 0a 蜗轮理论半包角； 24o 2 蜗轮分度圆齿厚所对中心角。 7 .2 3 .622 数据带入公式得 2 1 0 . 0 1 c o s 4 . 5 2 2 . 7 4 3 4 t a n ( 2 4 3 . 6 )2fS =7.03mm 由上可得 2287 . 0 3 1 9 7 . 4 5c o s 4 . 5fA m m 36 . 2 2 7 5 1 0 1 2 . 6 1 65 0 . 5 1 9 7 . 4 5 M P a 对于锡青铜齿圈 取 0.5b查手册取铸锡磷青铜，砂模铸造，抗拉强度b=225MPa 0 . 5 1 1 2 . 5b M P a ， 1 1 2 .5 M Pa 则 3 轴的结构设计 一 蜗杆轴的设计 nts 17 1.轴的材料选择 由机械零件课程设计表 6 1 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 6 2，取 0A 105，根据 公式 13m in 01PdAn g 其中 1n 轴的转速 ， 940r/min 1P 轴传递的功率 , 1.47kw mind 计算截面处的轴的直径， mm 将数据代入公式得 3m i n 1 . 4 7105 940d =12.2mm输出轴的最小直径是按照联轴器处轴的直径12d，为了 使所选的轴的直径 d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选 取联轴器的 型号。 联轴器的计算转距1ca AT K T g，查表 15 3，考虑到转距 变化很小，故取 Ka=1.3，则 1 . 3 1 4 . 9 3 1 9 . 4 0 9caT N m g 按照计算转距caT应小于联轴器公称转矩的条件，查标准手 册（ GB5843-86）选用 YL4 型凸缘联轴器，半联轴器的孔径 nts 18 1d=22mm，故取 12d=22mm，半联轴器 的长度 L=52mm。 3 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12d由手册 查得平键截面为 87bh mm(GB T1095-1979)，键槽用键 87bh mm 槽铣刀加工，长为 45mm(标准键长见 GB T1096-1979)，半联 L=45mm 轴器与轴的配合为 H7 k6。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 由机械零件课程设计表 6 1 选用 45 号钢，调质 b=6502Nmm2.轴径的初步计算 由机械零件课程设计表 6 2，取 A 112，根据公式 23m in 02pdAn， 其中 2n 轴的转速 ， 18.8r/min 2P 轴传递的功率 , 0.97kw mind 计算截面处的轴的直径， mm 将数据代入公式得 nts 19 2 33m i n 020 . 9 71 1 2 4 1 . 71 8 . 8pdAn mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径12d，故 需选取联轴器型号。 联轴器计算转距2ca AT K T g，查表 15 3，考虑到转距 变化很小，故取 Ka=1.3，则 1 . 3 4 9 2 . 7 4 6 4 0 . 5 6caT N m g 按照计算转距caT应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 手册（ GB5843-86）选用 YL11 型凸缘联轴器，半联轴器的孔径 1d=50mm，故取12d=50mm，半联轴器的长度 L=112mm。 4 轴的校核 一 蜗杆轴的强度校核 1计算作用在轴上的力 13112 2 1 4 . 9 3 1 04 0 . 5 3 4tTFd =736.67N， 13222 2 4 9 2 . 7 4 1 01 5 9 . 4 6 6aTFd =6179.88N， 21 6 1 7 9 . 8 8 2 4 2 7 5 1 . 4 6raF F t g t g N 2校核轴的强度 nts 20 由机械设计表 15-1 查得： 1 7 0 M Pa 211223()2 0 0 3 6 2 . 6 8 8 8 0 8 . 70 . 1 3 5 . 0 4 74 6 . 5 9caMTWM P a1ca，强度足够。 简图如下。 F NH2M VTMF a1F NV1F NH1L 1F NH1F NV1AF a1F r1F NV2F t1L 2M HF NH2BF t1F r1 F NV2二 蜗轮轴的强度校核 1计算作用在轴上的力 2 1taFF=6179.88N， 21atFF=736.67N， 21 2 7 5 1 . 4 6rrF F N 2校核轴的强度 由机械设计表 15-1 查得： nts 21 1 6 0 M Pa ， 222223()1 8 8 8 9 7 . 5 2 9 0 7 1 6 . 60 . 1 6 51 2 . 6caMTWM P a1ca，强度足够。 简图如下页。 F N V 1 F N H 1 F N V 2 F N H 2A BF a2F r2F t2L 1 L 2F N H 1 F N H 2F t1F N V 1F N V 2F a1F r1M HM VMT 5 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 2211223 6 8 . 3 3 5 2 0 1 6 . 3 82 0 4 9 . 7 5r A N H N VF F FNnts 22 22223 6 8 . 3 3 5 7 3 5 . 0 88 2 2 . 2r B N H N VF F FN2校核轴 承的寿命 查手册得 c=51.5KN =10/3 n=940r/min 6631 0 / 310()601 0 5 1 . 5 1 0()6 0 9 4 0 1 1 2 4 1 . 5 6 82831hCLnPhg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 2211222 6 3 4 . 9 8 4 5 2 . 4 72 6 7 3 . 5 5r A N H N VF F FN22223 5 4 4 . 9 2 2 9 8 . 9 94 2 2 5 . 1 2r B N H N VF F FN2校核轴承的寿命 查手册 c=97.8KN ， =10/3 ， n=18.8r/min nts 23 6631 0 / 310()601 0 9 7 . 8 1 0()6 0 1 8 . 8 4 2 2 5 . 1 231334559hCLnPhg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
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