一级蜗杆传动——课程设计

1、机械设计综合课程设计蜗杆传动说明书一、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：图 1-1 传动方案简图简介：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、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

2、，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。使用期限：工作期限为十年，检修期间隔为三年。图 1-2 高架灯提升装置第- 26 -页二、传动方案的拟定与分析 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

3、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。 2-2 蜗杆下置式三、电动机的选择3.1 、卷筒直径的确定经过查阅电子系列机械设计手册2008，卷筒设计名义直径D1=h*d1 D1按钢丝绳中心计算的卷筒最小直径；h

4、与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数，按表系数h选取；d1钢丝绳直径。表系数h的选取也是根据机械设计手册具体系数如图3-1。图3-1系数h注：1采用不旋转钢丝绳时，h值应按比机构工作高一级值选取。2对于流动式起重机建议h=16，滑动h=18，与工作级别无关。根据工作环境及工作载荷情况，我选择系数h值取用M8级别。因此卷筒名义直径为D1=25*11=275mm；但是由于卷筒直径DD1，所以选择卷筒直径D=300mm。3.2、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。3.3

5、、选择电动机的容量因为电机的最大工作效率不能超过2.2KW，所以阿迷在设计时取电机工作效率为2.1KW。电动机所需工作功率为： （3-1）取电动机工作效率为： （3-2）工作机所需功率： （3-3）传动装置的总效率为： （3-4）联轴器效率1=0.99，滚动轴承效率（一对）2=0.99，闭式蜗轮蜗杆传动效率3=0.75，传动滚筒效率4=0.96为代入得： （3-5）工作机所需功率为： （3-6）绳速： （3-7）因载荷平稳，电动机额定功率Ped略大于Pd即可。由Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率Pd为2.2kW。3.4 、确定电动机的转速滚筒轴工作转速 (3-8)一般一级蜗轮蜗杆减速器传

6、动比i1为1080，故电动机的转速可选范围为：= (3-9)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-61000/9404512331.5i2Y132S-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

7、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´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 (4-1)减速器的传动比，即一级蜗杆传动比i：i=ia=61.42 (4-2)4.2、传动和动

8、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 (4-3)n0=710r/min (4-4)T0=9550=28.25N .m (4-5)4.2蜗杆轴的输入功率、转速与转矩= P0·=2.079kw (4-6)n1=n0=710r/min （4-7）T1=9550=27.96N .m （4-8）4.3蜗轮轴的输入功率、转速与转矩= ·= 1.5437kW （4-9）=11.56r/min （4-10）T2= 9550=1275.29 N·m （4-11）4.4传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩P3 = P2·2·1=1.

9、513kW （4-12）n3= n2 =11.56 r/min （4-13）T3= 9550 = 1249.93N·m （4-14）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 0.990.74250.9801五 、蜗轮蜗杆设计计算5.

10、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35CrMo，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5-14得s=230MPa许用弯曲应力，查表5-14得f=63MPa（2）选择蜗杆头数Z,并估计传动效率由 i=61.42查机械设计手册，取头数Z1=1,则Z2=i Z1=62;由Z1=1查表5-9，估计蜗杆传动效率取值在0.70.75：取值为=0.74;（3）确定蜗杆转矩 (5-1)（4）确定使用系数KA查表5-12，综合弹性系数ZE查表5-11。取KA=1.1，取ZE=160（钢配铝青铜）（5）确定接触系数ZP假定,由

11、图12-11得ZP=2.9（6）计算中心距a (5-2)（7）确定模数m,蜗轮齿数Z2,蜗杆直径系数q,蜗杆导程角，中心距a等参数 由式12-10得 (5-3) (5-4)现取, , , (5-5) , (5-6)接触强度足够，满足要求。导程角 。根据设计要求在静止时要有机械自锁性：只要导程角r<3°17就有自锁能力。5.2蜗轮蜗杆弯曲强度校核（1）蜗轮齿形系数由当量齿数 (5-7)查图11-8得， YFa2=2.3(2)蜗轮齿根弯曲应力= (5-8) Mpa<F=63Mpa弯曲强度足够。（3）蜗杆刚度计算蜗杆圆周力=2T1/d1=228.5103/90 (5-9)=63

12、3.33N蜗杆轴向力=2T2/d2=8229N (5-10)蜗杆径向力=tan=2995.12N (5-11)蜗杆材料弹性模量 E=2.06105MPa (5-12) 蜗杆危险截面惯性矩 I=d1464 =3.22106 (5-13)蜗杆支点跨距l=0.9d2=278mm (5-14)许用挠度 Y=d1/1000=0.09mm (5-15)由切向力Ff1和径向力Fr1产生的挠度分别为=4.32×10-4mm (5-16)= (5-17)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

13、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, 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

14、直面的支承反力（图a） (6-1) (6-2)（2）水平面的支承反力（图b） (6-3)（3）绘垂直面的弯矩图（图a） (6-4)（4）绘水平面的弯矩图（图b） (6-5)（5）求合成弯矩Ma（图c） (6-6) 图 6-1蜗杆轴的受力分析（6）求轴传递的转矩（图d） (6-7)（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 (6-8) (6-9)（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 (6-10)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=195mm,K=175mm,d=80mm, ,的。图中a点为齿轮沿轴长

15、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） (6-11) （2）水平面的支承反力（图b） (6-12)（3）F力在支点产生的反力(c) (6-13)(4)绘垂直面的弯矩图（图a） (6-14) 图6-2 蜗轮轴的受力分析（5）绘水平面的弯矩图（图b） (6-15)（6）F力产生的弯矩图(图c) (6-16) a-a截面F力产生的弯矩为: (6-17)（7）求合成弯矩（图d） (6-18)（8）求轴传递的转矩（图e） (6-19)（9）求危险截面的当

16、量弯矩从图可知a截面最危险，其当量弯矩为： 取 (6-20)（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 (6-21)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

17、度L=85mm。 已知轴的直径d=60mm，传递的转矩T=1237N·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。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 Cr=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 ，则轴承载荷为： （8-1）=8229N (8-2)预期寿命，载荷平稳。因为 (8-3)故当量动载荷为：

18、(8-4)计算所需要的径向基本额定动载荷 (8-5)则=48350N (8-6)查表得 7211AC轴承的径向基本额定动载荷，因，故所选轴承适用。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 , 。 (8-6)（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为，则轴承载荷为： (8-7)预期寿命，载荷平稳。（2）计算轴承1、2的轴向力 (8-8)因为 (8-9) 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 (8-10)查表得故当量动载荷为： (8-11)（4）计算所需的径向基本额定动载荷因

19、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P1为计算依据。因载荷平稳，工作温度正常，查表得。所以 (8-12)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、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： (9-1)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

20、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： (9-2)根据计算转矩及卷筒轴直径和减速器输出轴的直径查设计手册，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×

21、;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d1d1=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 111416

22、20242834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

23、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，以防止润滑剂外漏及外界灰尘、水分渗入，保证轴承的正常工作。所选轴承在已知工作条件下

24、均采用油润滑，因转速不高，故选用毡圈油封。观察孔减速器安装完毕以后，为检查箱体内传动零件的啮合与润滑情况和向箱体内加润滑油，须在传动件上方设置观察孔。在允许条件下，观察孔应设计的大些。通气器通气器安装在观察孔盖上。采用带有过滤网的通气器，以避免箱体外灰尘、杂物吸入箱内影响润滑。在本次设计中选用的是M181.5的通气器。油标（油面指示器）选用B型杆式油标，螺纹公称直径是M20。起吊装置为方便拆卸，箱体一定要有起吊装置。本设计选用在箱盖上加装起盖螺钉，规格为M12。螺塞和封油圈的设计箱座壁厚为10mm,故选择外六角螺塞M27×1.5；油圈选用纸封油圈。蜗杆减速器采用蜗杆下置式卷筒直径D=

25、300mm取电机工作效率为2.1KW工作机所需功率1.4253KW绳速0.1815m/s滚筒轴工作转速11.56r/min选定电动机型号为Y132S-8总传动比61.42一级蜗杆传动比i=61.42P0=2.1kWn0=710r/minT0=28.25N .m=2.1kWn1=710r/minT1=9527.96N .m=1.5437kW=11.56r/minT2=1275.29N .m P3 =1.513kWn3=11.56 r/minT3=1249.93N·m蜗杆转矩1287169N·mmd2=310a=200mmr=3°.12a=200mmP=15.7mmc=1L=195mmd=80mmd=80mm蜗杆键的宽度b=12mm高度h=8mm长度L=90mm蜗轮键的宽度b=18mm高度h=11mm长度L=85mm选用角接触球轴承7211AC选用圆锥滚子轴承32215选取弹性柱销联轴器LX3选取凸缘联轴器GY8M181.5螺纹公称直径是M20M27×1.5设计小结经过几周的课程设计，我终于完成了自己的设计，在整个设计过程中，感觉学到了很多的关于机械设计的知识，这些都是在平时的理论课中不能学到的。还将过去所学的一些机械方面的知识系统化，使自己