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高架灯提升装置设计毕业论文目录一设计题目：高架灯提升装置3 1.设计要求32.应完成的任务3二传动装置的总体设计31.传动方案的确定32.电动机的选择4三传动比选择5四 传动装置运动、动力参数计算51.各轴的转速52.各轴的输入功率63.各轴的输入转矩64.各轴的输出功率65.各轴的输出转矩6五传动零件设计61.蜗轮蜗杆的设计选择62圆柱齿轮的设计选择9六轴的设计计算111.高速轴的设计计算112.中间轴的设计计算133.低速轴的设计计算13七轴的校核141.高速轴的校核142.中间轴的校核163.低速轴的校核18八键的校核201.高速轴上键的校核202.中间轴上键的校核203.低速轴上键的校核20九轴承的校核201.高速轴上的轴承的选择和寿命计算202中间轴上轴承的选择计算213.低速轴上轴承的选择计算22十润滑和密封说明231.润滑说明232. 密封说明23十一.拆装和调整的说明23十二.减速箱箱体的结构设计23十三.设计总结25十四.经济性分析26十五.参考文献26 一 设计题目：高架灯提升装置1.设计要求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、反按钮控制升降。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。其卷筒上曳引钢丝绳直径为11mm，设备工作要求安全、可靠，调整、安装方便，结构紧凑，造价低。工作条件：间歇工作，载荷平稳，半开式。生产批量：10台原始技术数据：选用参数提升力/N容绳量/m安装尺寸/(mmmm)电动机功率不大于/kw1000080300x4803工作条件：间歇工作，载荷平稳，半开式2.应完成的任务1)系统方案设计（必须有三种传动方案的比较）2)总体计算、材料选择等3)完成计算，传动分配是否合理、蜗杆及齿轮设计、三轴设计、三轴分布关系4)计算机绘制装配图，三视图设计，校核计算5)绘制零件图6)编制说明书二传动装置的总体设计1.传动方案的确定 （1）方案一：单级蜗轮蜗杆传动（2）方案二：两级齿轮传动（3）方案三：蜗杆齿轮传动 方案比较分析：方案一具有自锁功能，结构紧凑，但效率低。方案二对轴的刚度要求高，沿齿宽载荷分布不均匀，无自锁，虽设有电磁制动器，但非机械自锁，舍弃方案二。方案三结构紧凑，但传动效率不高。方案一与方案三相比传动范围大，且将齿轮放在低速端可承受大载荷，故最终选择方案一。2.电动机的选择设计计算结果根据工作要求选择Y系列三相异步电动机。其为全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，具有国际互换性的特点，用于空气中不含易燃、易炸或腐蚀性气体的场所，使用于电源电压为380V、无特殊要求的机械上，如机床、泵、风机、运输机、搅拌机、农业机械等。也用于某些需要高起动转矩的机器上，如压缩机。 提升机功率：Pw=FV1000nw,电动机输出功率：Pd=Pwnd, 设一般提升机的提升速度为0.1m/s,nw=0.9 Pw=100000.110000.9=1.11KW, nd=23：圆柱齿轮效率0.98（7级精度）：联轴器效率0.99：蜗轮蜗杆传动效率0.42：滚动轴承效率0.99（三对）：卷筒的传动效率0.96所以 nd=0.9920.990.9930.420.95=0.3757故Pd=2.95713KW要求载荷平稳，则根据Y系列电动机的数据，选择电动机的额定功率为3KW，设选用的卷筒直径为120mm， n卷筒=V100060100= 15.9r/min n卷筒=i蜗杆i齿轮 n卷筒=1548015.90=238.87632r/min 比较如下：考虑电动机的尺寸及传动装置安装尺寸、重量、价格等，选用型号Y100L2-4电动机。三传动比选择总传动比：i=n满载n卷=143015.9=89.93由机械手册得总传动比的实际值与设计值有3%5%的误差，则i=（87.23294.427）取i蜗杆=60，i齿轮=1.56四传动装置运动、动力参数计算将传动装置从高速到低速依次分为电机轴（0轴）、轴1、轴2、轴3、轴4（卷轴）1. 各轴的转速 n1=n电=1430r/min n2=n1=1430r/mi n3=n2i蜗=23.83r/min n4=n3i齿轮=15.28r/min2. 各轴的输入功率轴2：P2=Pd0.99=2.97kw轴3：P3=2.970.990.42=1.23kw 轴4：P4=1.230.990.93=1.20kw轴5：P5=1.200.99=1.18kw3. 各轴的输入转矩轴1：T1=9550P1n1=955031430=20.03r/min轴2：T2=9550P2n2=95502.971430=19.83r/min轴3 :T3=9550P3n3=95501.2323.83=492.93r/min轴4：T4=9550P4n4=95501.2015.28=750.23r/min轴5：T5=9550P5n5=95501.1815.28=737.50r/min4. 各轴的输出功率轴1：P1=3kw轴2：P2=30.990.99=2.94kw轴3：P3=2.940.420.99=1.22kw 轴4：P4=1.220.990.99=1.20kw 轴5:P5=1.200.990.99=1.17kw5. 各轴的输出转矩轴1：T1=9550P1n1=955031430=20.03r/min轴2：T2=9550P2n2=95502.941430=19.63r/min轴3 :T3=9550P3n3=95501.2223.83=488.92r/min轴4：T4=9550P4n4=95501.2015.28=750.23r/min轴5：T5=9550P5n5=95501.1715.28=731.23r/min五传动零件设计1.蜗轮蜗杆的设计选择 蜗杆输入功率：P=2.97kw, i=60, n=1430r/min(1) 选择蜗轮蜗杆的传动类型根据GB/T10085-19888的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）(2)选择材料考虑到蜗杆传动功率及速度，故蜗杆采用45钢，希望提高其效率及具有较好的耐磨性，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度4555HRC。蜗轮采用铸锡磷青钢，金属模铸造。为节约贵重有色金属，提高经济性，轮芯采用灰铸铁HT100铸造。(3)按齿面接触疲劳强度设计根据蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。传动中心距：a3KT(ZEZPH)21)确定作用在蜗杆上的转矩T取Z1=1，估计效率n=0.42,则：T=9.55106P2n2=9.55106Pni12=9.551062.970.42143060=499832Nmm2)确定载荷系数K因为要求载荷平稳，故载荷分布不均系数K=1，由课本11-5选取使用系数KA=1，由于转速不高，冲击不大，取动载系数KV=1.05，则：K=KAKKV=111.05=1.053)确定弹性影响系数ZE：因选用的是铸锡磷青钢蜗轮与钢蜗杆匹配，故ZE=160MPa12.4)确定接触系数Z:假设蜗杆分度圆直径d1与传动中心距的比值d1a=0.35,从课本图11-8中查得Z=2.9.5)确定许用接触应力H根据蜗轮采用铸锡磷青钢，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度大于45HRC，可以从课本表11-7中查得蜗杆的基本许用应力H=268MPa.假设工作十年，每年工作360天，每天8h, Lh=103608=28800h，应力循环次数 N=60jn2Lh=60114306028800=4.118107，则 寿命系数 KHN=81084.118107=0.8361则 H=KHNH=0.8361268=224MPa 6)计算中心距：a31.05499832(1602.9224)2=131.074mm 取a=160mm,i=60.故从课本11-2中取模数m=4mm,d1=71mm,则d1a=0.444,由课本11-18中克查得接触系数Z=2.7，故以上结果合理。 (4)蜗轮蜗杆的主要参数及几何尺寸 1）蜗杆参数：Pa=m=12.56mm,q=17.75,d1=qm=71mm,da1=79mm,df1=66mm,分度导程角=31328，Sa=6.28mm. 2）蜗轮参数:Z2=62，X2=+0.125 验算传动比：i=Z2Z1=62,传动比误差：62-6060=3.33%，在合理误差范围内，所以是可用的。蜗轮分度圆直径： d2=mz=248mm,变位系数：X2=+0.125蜗轮喉圆直径: da2=d2+2ha2=248+241+0.75=262mm 蜗轮齿根圆直径：df2=d2-2hf2=248-240.25+0.25=244mm齿轮咽喉母圆半径：rg2=a-0.5da2=160-0.5262=29mm（5）校核齿根弯曲疲劳强度F=1.53KTd1d2mYFa2YF当量齿数：ZV2=Z2cos3=62.10根据 X2=+0.125，ZV2=62.10，由课本图11-19查得齿形系数YF2=2.02螺旋角系数：Y=1-140=0.977 又 F= KFNF由表11-8得铸锡磷青钢，金属模铸造的蜗轮的基本许用弯曲应力F=56MPa，则 寿命系数 KFN=91064.118107=0.6616 则 F=0.661656=37.048MPa F=1.531.054998327124842.020.977=22.499MPae,Fa2FrBP1,则用P2进行计算。因为是球轴承，所以取指数 Lh=10660n(CP)3=1066023.83(4320005192.32)3=402802hLh满足寿命要求。3.低速轴上轴承的选择计算（1）轴承的选择选择使用深沟球轴承，根据轴直径d=55mm，选用深沟球轴承6211：dDB=5510021mm.主要参数如下： 基本额定静载荷C0=29.2KN基本额定动载荷C=43.2KN极限转速6000r/min （2）寿命计算对于深沟球轴承，按表1轴承派生轴向力，其中为表13-5中的判断系数，其值由的大小来确定.Fr=Fr4=2870.59 ,Fa=0N。FrA=FNV12+FNH12=5127.10N FrB=FNV22+FNH22=2126.62NFrAFrB,则用FrA进行计算。P1=FrA=5127.10N因为是球轴承，所以取指数 Lh=10660n(CP)3=1066015.28(4320005127.10)3=654384hLh因此 满足条件。十润滑和密封说明1.润滑说明因为是蜗杆下置式减速器，且其传动的圆周速度，故蜗杆采用浸油润滑，取浸油深度h=12mm；润滑油使用50号机械润滑油。轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速v1.213.4齿轮端面与内机壁的距离29轴承旁连接螺栓距离SSD2150油面高度齿轮浸入油中至少一个齿高，且不得小于10mm，这样确定最低油面。考虑油的损耗，中小型减速器至少还有高出510mm 。58连接螺栓扳手空间C1 、C2和沉头孔直径：螺栓直径M10 M16 M20C1min 16 22 26 C2min 14 20 24沉头孔直径 24 32 40十三.设计总结早在大一的时候我就看着学长每天也是这么忙的在做课程设计，当时我就很不理解，我们专业有这么忙吗？现在我才知道了，原来我们专业是很有意思，能够让人学到很多知识。转眼间，我就大三了，拿到任务书时我是非常的兴奋，当时心里就想一定要把课程设计做好。机械设计课程设计主要分为四个阶段。第一阶段，设计计算阶段。在这一阶段中在老师的开题的一趟课中，我明白了我们本课程设计要设计什么，那一阶段该干些什么。在设计计算阶段中，我遇到了最大的一个问题就是齿轮的分度圆尺寸设计额不合理。在这问题直接导致了我设计的箱体内部零件发生干涉，我只好重新设计圆柱齿轮，并重新校核轴和其他零件。第二阶段，减速器装配图草图绘制阶段。在这一阶段我们主要要根据我们之前的计算实现在图纸上，要确定箱体的大小，以及各个零件该安装在箱体的那个位置上。在老师的帮助下，我也参考了书籍资料，最终历经好几个不眠夜把草图绘制出来了。第三阶段，用CAD绘制装配图和零件图。由于前两个阶段我做的比较仔细所以各个零件的尺寸我很快的就绘制了出来，但是由于工程制图的很多相关知识的遗忘，在绘制标准件和减速器附件时不是很顺利，要不停的去看书和查尺寸。但是经过我废寝忘食的绘制，最后这个难关也被我攻克了。第四阶段，减速器设计说明书的书写。在这一阶段中，由于个零件图和装配图，与我最初的设计计算有一些出入，所以很多数据又进行了再计算。但是当我把说明书在word中体现出来后，文章的排版是一个很繁琐而又复杂的难题，按照老师的版面要求，最后把说明书排成了老师要求的版式。在这个课程设计中，它把我以前所学的独立课程（如：机械制图、理论力学、材料力学、机械原理、机械制造基础、工程材料与成型技术基础、互换性与测量技术、机械设计）有机结合了起来。在这过程中我充分的体会到了，这些学科即使相对独立又是密不可分的。通过这次设计把我以前落下的和忘了的知识都补了回来。虽然在设计的工程中我有抱怨，但是我的内心还是想必须要把这个课程设计要做好。所以我每天从早八点到晚上十一点，不是太累的时候，我还做到凌晨的三四点。在这个繁琐又复杂的设计中，我体会到了我们专业需要我们严谨的思维、精确的计算、刻苦的精神。在此设计的过程中，又把我高三的奋斗精神激发了出来。这次课程设计我学到了以前没有学到的知识，体会到了我们专业的伟大，展望出了我们就业前景的美好。设计是一项艰巨的任务，设计是要反复思考、反复修改，设计是要以坚实的知识基础为前提的，设计机械的最终目的是要用于实际生产的，所以任何一个环节都马虎不得，机械设计课程设计让我又重温了一遍学过的机械类课程的知识。经过多次修改，设计的结果还是存在很多问题的，但是体验了机械设计的过程，学会了机械设计的方法，能为以后学习或从事机械设计提供一定的基础。十四.经济性分析在选择蜗轮蜗杆时，考虑到许用应力，经过几次计算，发现中心距取得稍大，弯曲应力越小，在允许范围内，125mm属于偏小的中心距，可以节约材料。在选择蜗杆材料时，为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁制造。本次我设计的蜗杆齿轮系统减速箱箱体较小，一切从节约材料提高经济性并最大化地利用它的性能出发。选材