目录：一．设计任务书 (3)设计要求 (3)设计内容 (4)设计目的 (4)二．解题过程 (5)电动机的选择 (5)传动零件的设计计算 (7)1．带传动设计 (7)2．减速器齿轮的设计 (9)3．轴的设计 (14)4．轴承的校核 (19)5.联轴器的选择 (20)三．装配图零件图（另附）四．心得体会 (21)五．参考文献 (23)题目：卷扬机的机械系统的结构设计完成任务：装配图一张零件图两张设计计算说明书一份时间安排十八～十九两周时间设计计算3天草图设计3天绘装配图2天绘零件图1天计算说明书3天文档整理2天设计任务书1设计要求：、2设计内容：（1） 根据任务说明对卷扬机的机械结构的总体方案的设计，确定加电动机减速器 传送带 图1 卷扬机的组成部分示意图卷扬机的组成部分如图1所示： 卷扬机是有电动机驱动，经带轮和齿轮减速装置带动卷筒转动，从而带动钢丝绳提升货物。

原始数据： F = 8 KN V = 0.94 m/s D = 320 mm 使用说明： ㈠ 两班制，运转时间为工作时间的70% ㈡ 允许工作误差%5 ，有中等的冲击，使用15年。

㈢ 三年一次中修，工作制8小时,300天/年，室外工作 20到30度。

速器系统执行系统，绘制系统方案示意图如图1。

（2）根据设计参数和设计要求采用优化设计使系统运转良好。

（3）选用电动机的型号，分配减速器的各级传动比，并进行传动装置工作能力的计算。

（4）对二级减速器进行结构设计，绘制装配图及相关的关键零件的工作图。

（5）编写课程设计报告说明书3．设计目的通过工程设计过程个主要环节的设计的训练，了解机械设计知识在工程中的运用，掌握相关的基本知识基本理论和基本方法的运用能力，现代设计理论和方法的运用能力，观察，提问，分析解决问题的独立设计工作的能力。

解题过程：一． 电动机的选择 ⑴选择电动机的类型按工作要求及条件选用三相笼型异步电动机，封闭式结构， 电动机所需的工作功率为 P d ＝aηWP KW式中 n ηηη21为各运动副的效率 对于三角带传动效率 96.01=η 滚动轴承每对传动效率 98.02=η 圆柱齿轮的传动效率 97.03=η 齿轮连轴器的传动效率 99.04=η 那么 84.0423321=⋅⋅⋅=ηηηηηakw wP adp42.111000==η⑶确定电动机转速取V 带的传动比i 1=2～4,圆柱齿轮减速器的传动比为i 2＝8～40 则总的传动比的合理范围是i a ＝16～160 故电动机的转速可选范围=⋅=n i n a d （16～160）×40＝640～5600 m in r可选用的电动机有 m in 1500r 1000r/min 3000r/min 根据电动机的工作功率P ＝11.42kw由《机械零件手册》查得 三种异步电动机型号 如下表1.综合考虑到电动机的传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，可选用方案2。

即选用Y160M-4。

二、确定传动装置的总传动比和分配传动比。

⑴由选定的电动机满载转速n m 和主动轴转速n 可得传动装置的总传动比为：5.36401460===n n i m a ⑵分配传动装置的传动比：由式 i i i a ⋅=0为减速器传动比为带传动i i 0为使V 带传动外廓尺寸不应过大，初选i 0=2.8 则减速器的的传动比为130==i i i a⑶分配减速器的各级传动比由高速级传动比 26.44.11=⋅=i i则低速级的传动比为 05.326.41312===i i i三、计算传动装置的运动和运动参数为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩各轴高速级到低速级依次为 Ⅰ轴、Ⅱ轴…… i 0、i 1……为相邻两轴间的传动比；)min n )kw 2121210201r n M N T T P P 为各轴的转速（、为各轴的输入转矩（、）为轴的输入功率（、率为相邻两轴间的传动效、 ⋅ηη（1） 各轴的转速：１３＝４０卷筒轴：轴：轴：轴：.13.4005.339.12239.12226.442.52142.5218.21460IV n n n n ==∏I ∏I ==∏==I ∏I（2）各轴的功率如下 ：KWP KW P KW P KWP d 59.999.098.089.989.997.098.041.1041.1097.098.096.1096.1096.01104242323211=⨯⨯=⨯⨯=⨯⨯=⨯⨯=I∏=⨯⨯=⨯⨯=∏=⨯=⨯=I I ∏∏ηηηηηηη卷筒轴的为轴轴轴各轴则按电动机轴至工作机运动传递路线推出得到各轴的运动参数 如表2.四、传动零件的设计计算 ㈠ 1带传动的设计计算功率式中：＝＝＝→⨯⋅ca a 18152.1P P K P ca P 为传递的额定功率工作情况系数a K 在表8——6中查得Ka=1.2 <<机械设计西北工大七版》 2.选择带型根据普通V 带B3.①小带轮基准直径mm 200d 1=得mm d n n d 80.548)02.01(20042.5211460)1(1212=-*=∈-=②验算带的速度根据式 s m 28.15100060n d v 111=⨯⋅=π带轮在5-25m/s 范围内合适 ③基准直径mm d i d 560200*8.2102==⋅=4.确定中心矩a 和带的基准长度(mmL L L a 06.2619700*4)8.548200(27002a 4)d d ()d d (2a 21700a 6.149716.524)d d (2a )d d 7.0)20080.548(20022121000021021=+++*≈-+++==<<+<<+-ππ计算所需基准长度则按式取查取表8-2取和mm 2800d 'd =L V L 带的基准长度相近的 通过计算实际中心距 近似计算790.5mm 2261928007002a a 0d 0=-+=-+≈L L 5. 验算主动轮的包角合适001211201553.57ad d 180>≈⨯--≈ α 6.确定带的根数 Z根所以带数为）（得查表由得传动比为由中得的在表式中得由4495.02.113.013.51813.04138.28.2)02.01(*2008.548)1(91331313.5)(151312000ca=⨯⨯+==∆-==-=-=--=∆+=-Z P i d d i P K K P P P Z Lεα7.求作用在带轮轴上的压力由NF mkg q K V Z P F F 73.25128.1517.012.15.228.15418500/17.0113qv )15.2(500202ca 00=⨯+-⨯⨯=-+-⋅=）（得为查表式中的的计算式α所以作用在轴上的压力是：N Sin ZF F Q 57.1474215573.251322sin 2010=⨯⨯⨯==α8选择带轮的材料为HT200(高速级) 9带轮宽的计算公式为 B=（Z-1）e +2f查表8-10得 e=15 f=10 z 为轮槽 《西北工业大学七版》㈡ 减速器齿轮的设计减速器高速级的设计 ⒈⑴对于直齿圆柱齿轮的传动⑵卷扬机为一般工作机器,速度不高故选用7级精度(GB/0095-88)⑶材料选择:由表10-1 选择小齿轮的材料为40Cr(调质)硬度280HBS,大齿轮的材料为45(调质)硬度为240HBS 〈〈西北工业大学七版〉〉⑷ 初选小齿轮数为25 则大齿轮数为10626.425u 12=⨯=⋅=Z Z⒉按齿面接触强度设计 []弹性影响系数→±⋅Φ⋅≥E H E Z Z T 321t a )(u 1u d k 32.2d σ……………《机械设计》200页⑴确定各计算数值 ①试选载荷系数3.1t =K ②小齿轮的传递转矩m 1000.242.5211096.109500n 95005311∙⨯=⨯⨯=⨯=N P T③由表10-7选取齿宽系数为 Фd=1 〈〈西北工业大学七版〉〉④由表10-6查得材料的弹性影响系数21mpa 8.189=E Z⑤由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的疲劳强度极限为600mpa撒齿轮的接触疲劳强度极限m pa 550lim =H σ 〈〈西北工业大学 七版〉〉⑥由式10-31计算应力循环次数 N 1 =60*njL n =7.5×1088821076.126.4105.7⨯=⨯=N ⑦查图 10-19查得接触疲劳寿命系数为93.09.021==HN HN K K⑧计算接触疲劳许用应力,取失效概率1% 安全系数s=1.05 由齿轮许用应力计算式(10-12) 〈〈西北工业大学 〉〉[][]mpa1.48705.1mpa55093.0smpa3.51405.1mpa 6009.0s2lim 2H21lim 11=⋅=⋅==⋅=⋅=H HN H HN H K K σσσσ⒊计算⑴ 计算小齿轮分度圆直径d 1t 代入[]H σ 中的较小值[]mm38.821.4878.18926.4126.411023.132.2)(u 1u d k 32.2d 25321t a =⎪⎭⎫⎝⎛⋅+⨯⨯=±⋅Φ⋅≥H E Z T σ ⑵计算圆周速度s m 24.210006042.521*38.82100060n d 1t 1=⨯⋅=⨯⋅=ππV ⑶计算齿宽b m m 38.8238.821d d b t 1=⨯=⋅=φ⑷计算齿宽和齿高之比h b 模数 mm 29.32538.82z d m 1t 1t ===齿高 mm 40.729.325.2m 25.2h t =⨯=⨯=mm 13.1140.738.82h b ==⑸计算载荷系数根据v=2.24 m/s 七级精度 由图10-8查得动载荷 4.1k v =直齿轮假设 N/M 100b /k t =F A 由表10-3查得1.1==αH K由表10-2查得使用系数 50.1=A K由表10-4查7级精度,小齿轮相对支承非对称布置时 42.138.821023.0)6.01(18.012.13=⨯⨯+++=-βH K 由b/h=11.13 42.1=βH K 查图10-13得26.1=βF K 故k28.31.142.14.15.1k k k k k A =⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=βαH H V ⑹ 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径有 mm 14.1123.1128.338.82k k d d 33t t 11===⑺ 计算模数 48.42514.112z d m 11=== 4. 根据齿根弯曲强度校核 由式 []F S F F Y Y F σσ≤⋅⋅=bmk aa t ………………《机械设计》197页〈〈西北工业大学 〉〉k 载荷系数 Y Fa 齿形系数 Y Sa 应力校正系数 ⑴ 确定式中的各系数Ⅰ 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲强度极限Mpa FE 5001=σ 大齿轮的弯曲疲劳强度极限MpaFE 3802=σⅡ 由图10-18查得疲劳寿命系数 K FN1=0.91 K FN2=0.94Ⅲ 计算弯曲许用应力取弯曲疲劳许用系数为 s=1.5 由式10-12得[][]pa31.2385.138094.0pa3.3035.150091.0222111M S K M S K FE FN F FE FN F ⨯=⋅==⨯=⋅=σσσσ Ⅳ 计算载荷系数k86.224.11.14.15.1v a =⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=βαF F K K K K K Ⅴ 查取齿形系数 由表 10-5查得 Y Fa1=2.62 Y Fa2=2.18Ⅵ 查取应力校正系数 由表10-5 Y Sa1=1.59 Y Sa2=1.79则对于小齿轮 由 mpa 3.303100bmk aa t 1≤=⋅⋅=S F F Y Y F σ 据上数据得 应该增加齿数 降低模数故选m=2 z 1=35 查表取 Y Fa =2.45 Y Sa =1.65则计算得到 m p a F 3.3031<σ对于大齿轮 Z 2=iz 1=35*4.26=149mm5.825.02985.02982149z m d 222=⨯==⨯=⋅=b mm则选大齿轮的齿宽系数为计算得到大齿轮的强度足够大低速级的齿轮设计 1.1)选用直齿圆柱齿轮传动 2)对于其速不高,故选7级精度3)材料选择,选小齿轮的材料为40Cr 硬度为280HBS 大齿轮的材料为45(调质)硬度为240HBS4)选小齿轮的齿数为25 则大齿轮的齿数为Z=20*3.05=61 2.按齿面接触强度设计[]311t t 1u d 32.2d ⎪⎪⎭⎝⋅⋅≥H σφ ⑴确定式中各参数 1) 选定载荷系数K t =1.3 2) 计算小齿轮传递的转矩3) 由表10-7选取齿宽系数 1d =φ4) 由表10-6查得材料的弹性影响系数 Z E =189.8 Mpa 1/2 5) 由图 10-21d 按齿面硬度查得 小齿轮的疲劳强度极限为600Mpa大齿轮的接触疲劳极限为pa 600im M HL =σ6) 由10-13式计算应力循环次数89129n 11077.505.31076.1i 1076.1300108139.12260nj 60⨯⨯==⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==N N L N7) 由表10-19查得接触疲劳寿命系数K N1=0.90 Kn2=0.92 8) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1% 安全系数S=1.05由齿轮许用应力计算是10-12[][]pa09.43805.192.0550S pa28.51405.190.06002lim 22lim111M K M S K H HN H H HN H =⨯=⋅==⨯=⋅=σσσσ⑵ 计算1) 计算小齿轮分度圆直径 d 1 带入取小值的[]42.38u d 32.2d 311t t 1=⎪⎪⎭⎝⋅⋅≥H σφ mm 2) 计算圆周速度 sm 25.010006039.12242.38=⨯⨯=πV 3) 计算齿宽 m m 42.38d d b t 1=⋅=φ 4) 计算齿宽与齿高之比 b/h模数 mm 537.12542.38z d m 1t 1===齿高 m m 46.3537.125.2h =⋅=则0.11hb= 5) 计算载荷系数 根据 V=0.25 m/s 7级精度由图 10-8查得懂载荷系数 K V =1.01直齿轮假设K A F t <100m/s 由表 10-3查得 1.1=αH K 由表查得使用系数 K A =1.50由表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时417.11023.0)d 6.01(18.012.132=⨯++⨯=-b K H φβ由b/h=11.11 3.11310420.1=-=ββF H K K 得查图《西北工业 大学》则 K K 450.2417.11.101.15.1=⨯⨯⨯==∙∙HB HA A V K K K K 6)按实际得载荷系数校正所得的分度圆直径由 图10-10a计算模数 m=d 1/z 1=1.90 mm3.根据齿根弯曲强度校核 根据校核式 []F SaFa t F bmY Y F k σσ≤⋅⋅=K 载荷系数 Y Fa 齿形系数 Y Sa 应力校正系数1) 确定式中各数值由图 10-20c 查得小齿轮弯曲疲劳极限92.091.0400pa 50021===FN FN FE K K MpaM 大齿轮的为σ2) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳许用系数.s=1.5 由式 10-12得3) 计算载荷系数 05.223.11.101.15.1=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=FB F V A K K K K K α 由表10-5 查得77.122.259.162.22211====Ysa Y Y Y Fa sa FApa 9.438bmaa t 1M Y Y K S F F F <⋅⋅=σ[]112F F σσ<则可以适当增大齿数 减小模数故选 m=1.5 则取 Z 1=30 9205.3302=⨯=Z4.几何参数选定1) 计算分度圆直径 d 1=30*1.5=45 mm d 2=92*1.5=138 mm 2) 计算中心距 mm 5.1112138752d d a 21=+=+=计算齿宽 m m 45145d d b 1=⨯=⋅=φ验算 m 100b35911451008.82d 2t51t ⋅<⋅=⨯⨯==N F K NT F A结果 合格5. 关于齿轮的结构设计 (见附图)㈢ 关于从动轴的设计1选取材料 轴的材料选用40Cr –载荷较大无很大冲击 由表查得3.13-1查得硬度为 241-266HBS 抗拉强度 750 Mpa 屈服极限 550 Mpa 扭转疲劳 350 Mpa《西北工业大学七版》2.由表2 查得P 3=9.59kw 63310274.213.40⨯==T n求得低速级大齿轮的分度圆直径 d 2=138mm 其中020=αN T F 3296913810274.22d 2623t =⨯⨯==N tg F F 73.119992032969tg 0t r =⨯=⋅=α 轴向力 F a =0垂直齿轮的接触法向力 N F F 53.3545093.032969cos t n ==α计算转矩 由表18-1 -------------------------------《机械设计》 取 K=1.4T c =1.4*2274.89*103=3184.864N mm ⋅根据 T C 值 查GB5014-85<<机械零件简明手册〉〉P80 轴孔直径为d=65轴孔直径为1423.初选滚动轴的系数按照低速级大齿轮的系数得： 齿轮直径为138 长度45且初选轴承为6308型深沟型轴承：《机械设计课程设计手册》型号 基本尺寸 安装尺寸 基本额定动载荷 额定静载荷 d D BaaD d Cr C06308 40 90 23 49 81 40.8kw 24极限转速为7000按照轴承和齿轮的数据设计轴的下面的轴4确定轴的倒角是05.145下面进行受力分析基本参数额定动载荷40.8KW 额定静载荷是24KWd=40 d=90 B=23按照弯矩对轴进行校核，判断装齿轮的截面是危险截面┤(1)垂直方向的支反力N F B NF F r BVr AV 0.75571199913177131771311319.444111999208771317777=⨯+=⨯+==⨯=⨯+=(2)水平方向的支反力；N F N F BHAH 1.2076432969208131122043296920877=⨯==⨯=（3）水平方向的弯矩图如下AH FBH FH MNm F M A H 7.159813112204131=⨯=⨯=(4)垂直方向的弯矩图如下； AV FBV FMV则m N F M AV V .89.5811319.4441131=⨯=⨯=1M 1T判断得危险截面是在齿轮装在轴上的地方；Nmm d F T t 5.7418022453296921=⨯=⨯=转 应力为脉动循环，取折合系数为0.6 则当量弯矩为；NmT MMe NmM M M a H v a 9.18248.7148.16798.16797.159889.51822222222=+=+==+=+=转其为45号纲强度极限为650Mpa 所以轴的强度符合要求五： 对其他的两轴进行校核，符合强度的要求六：轴承的设计选的型号是6308型则数据如下型号 基本尺寸 安装尺寸 基本额定动载荷 额定静载荷 d D BaaD d Cr C06308 40 90 23 49 81 40.8kw 24极限转速为70001算当量动载荷所以符合要求〈所以则rr aa r C P N P Y X e F F YF XF P 73.11199008.0====<+=2轴的寿命计算：按照h PC n L h ∈=)(60106 式中的Lh 为工作寿命 n 为轴的额定主转速是40.13 C 为额定动载荷：40.8KW P 为当动量载荷是：11199.73N 对深沟球轴承是∈取3则年096.7)73.1119940800(13.406010)(601066=⨯==∈∈P C n L h七：联轴器的选择根据上面的Tc 值查表选择的是ZC 形带制动弹性柱销 式联轴器………………………………..<<机械零件设计手册》八.键的强度校核根据轴径的大小来选取键， ，轴左边选取键4012⨯I 791096-GB ，右边选用键4016⨯ 791096-GB ；∏轴左边选用键6020⨯ 791096-GB 。