目录：一．设计任务书 (2)设计要求 (2)设计内容 (3)设计目的 (2)二．解题过程 (4)电动机的选择 (5)传动零件的设计计算 (6)1．带传动设计 (8)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)6.键的强度校核 (26)7.箱体的设计 (26)8.润滑剂的选择 (27)三．装配图零件图（另附）四．心得体会 (29)五．参考文献 (30)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： P =10.4KW n = 40 rmin 使用说明： ㈠ 单班单向运转，工作平稳 ㈡ 允许工作误差%5 ，室内工作，使用10年 ㈢ 一年一次中修 。

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V 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=⋅⋅⋅=ηηηηηa10.412.380.84d apkwp η===⑶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=⋅=w a d n i n （16～160）×40＝640～6400 min r可选用的电动机是 3000r/min 根据电动机的工作功率P ＝12.38kw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：36.5ma n i n ==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oa i i i ==13.04⑶分配减速器的各级传动比由高速级传动比 i i 4.11==4.27则低速级的传动比为2113.043.054.27i 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：1460521.432.8521.43122.114.27122.1140.043.0540.04IV n n n n I ∏I ==∏==∏I ∏I ==轴：轴：轴：卷筒轴：＝（2）各轴的功率如下 ：1123232411.8811.2910.7310.41d P KW P KW P KW P KW ηηηηηηη∏I∏I =⨯=∏=⨯⨯=I∏=⨯⨯=⨯⨯=轴轴轴卷筒轴的为四、传动零件的设计计算 ㈠ 1带传动的设计ca 1.110.4ca A P K P P ⋅⨯→＝＝＝11.44式中：计算功率P 为传递的额定功率工作情况系数A K 在表8——7中查得Ka=1.1 <<机械设计西北工大八版》 2.选择带型根据图8-11，选普通V 带B3.小带轮基准直径 1d 140mm = ②验算带的速度根据式1W1d n v 10.7m s601000π⋅==⨯带轮在5-25m/s 范围内合适③基准直径mm d i d 392140*8.2102==⋅= 取2400d mm =4.确定中心矩a 和带的基准长度 由机械设计8-20 8-22 有(120120021200120200.7d d )a 2(d d )3791080a 7001(d d )2a (d d )24a 2700(140400)2271.9424*700(400140)a L L L mmππ+<<+<<=-=+++≈*+++=-取则按式计算所需基准长度查取表8-2取和 o d 2240mm L V L =相近的带的基准长度 通过计算实际中心距近似计算d 0022402271.94a a 700684.03mm 22L L --≈+=+=5. 验算主动轮的包角00211d d 18057.3158.7120a α-≈-⨯≈>合适6.确定带的根数 Zca00L 825()2.88460.13,K K 11.4433.890.22 1.00.95LP Z P P K K i P Z αα-=+∆=-∆===+⨯⨯由得由查表得表8-2得=1.0，表8-5得=0.95（）所以带数为3根7.求作用在带轮轴上的压力由02ca 020 2.5500(1)qv 830.18/50011.44 2.510.1810.9306.8310.80.95F P F Z V K q kg mF Nα=-+⋅-⨯=-+⨯=⨯的计算式式中的查表得为（）所以作用在轴上的压力是：101592sin 23306.8180322Q F ZF Sin α==⨯⨯⨯=8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=19 f=11.5 z 为轮槽 《机械设计》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 《机械设计》⑷ 初选小齿轮数为25 则大齿轮数为211i 25 4.27107Z Z =⋅=⨯=⒉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》203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351111.881095009550 1.6510mn 521.43P T N ⨯=⨯=⨯=⨯•③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大齿轮的接触疲劳强度极限m pa 550lim =H σ 〈〈西北工业大学 八版〉〉⑥由式10-31计算应力循环次数 N 1 =60*njL n =1.5×109982 1.510 3.5104.27N ⨯==⨯⑦查图 10-19查得接触疲劳寿命系数为91.088.021==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 由齿轮许用应力计算式(10-12) 〈〈西北工业大学 〉〉[][]mpa5.5001mpa55091.0smpa5281mpa60088.0s2lim 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ad77.3mm ≥==⑵计算圆周速度1t1d n77.3*521.43m2.11s601000601000Vππ⋅⋅===⨯⨯⑶计算齿宽b 1tb d d177.377.3mmφ=⋅=⨯=⑷计算齿宽和齿高之比hb模数1tt1d77.3m 3.1mmz25===齿高th 2.25m 2.25 3.176.98=⨯=⨯=77.3b11.07mmh7.1==⑸计算载荷系数根据v=2.11 m/s 七级精度由图10-8查得动载荷vk 1.08=直齿轮假设N/M100b/kt=FA由表10-3查得0.1==αHK由表10-2查得使用系数50.1=AK由表10-4查7级精度,小齿轮相对支承非对称布置时42.1=βHK由b/h=11.13 42.1=βHK查图10-13得26.1=βFK故kAk k k k k 1.5 1.08 1.42 1.1 2.3V H Hαβ=⋅⋅⋅=⨯⨯⨯=⑹ 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径有1d d 94.96mm===⑺ 计算模数11d m 3.80z ==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》200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=0.85 K FN2=0.88Ⅲ 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[][]pa 3.3295.150088.0pa3.2835.150085.0222111M SK M S K FE FN F FE FN F =⨯=⋅==⨯=⋅=σσσσ Ⅳ 计算载荷系数k14.226.1113.15.1v 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=2.20Ⅵ 查取应力校正系数 由表10-5 Y Sa1=1.59 Y Sa2=1.78则对于小齿轮 由 mpa 3.2839.98bmk 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 mpa F 3.2831<σ对于大齿轮 Z 2=iz 1=35*4.27=150mm222d m z 15023000.73000.7210mm b =⋅=⨯==⨯=选大齿轮的齿宽系数为则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240HBS 4)选小齿轮的齿数为25 则大齿轮的齿数为Z=25*2.55=63.75 2.按齿面接触强度设计[]3211t t 1z u 1u d 32.2d ⎪⎪⎭⎫⎝⎛⋅+⋅⋅≥H T K 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pa1008.839.122/10*41.10105.955351M T ⨯=⨯⨯=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 550im M HL =σ6) 由10-13式计算应力循环次数81n 881260nj 60122.111810300 1.75101.75100.5710i 2.55N L N N ==⨯⨯⨯⨯⨯=⨯⨯===⨯7) 由表10-19查得接触疲劳寿命系数K N1=0.90 Kn2=0.928) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1% 安全系数S=1.0 由齿轮许用应力计算是10-12[][]pa506.192.0550S pa 540.190.06002lim 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 []68.48z i 1i d 32.2d 321221t t 1=⎪⎪⎭⎫⎝⎛⋅+⋅⋅≥H T K σφ mm 2) 计算圆周速度 sm 74.01000603.29248368=⨯⨯=πV 3) 计算齿宽 m m 68.48d d b t 1=⋅=φ 4) 计算齿宽与齿高之比 b/h模数 mm 947.12568.48z d m 1t 1===齿高 m m 38.4947.125.2h =⋅=则1.11hb= 5) 计算载荷系数 根据 V=0.74 m/s 7级精度由图 10-8查得动载荷系数 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 3.11310417.1=-=ββF H K K 得查图《机械设计》则 KK 450.2417.11.101.15.1=⨯⨯⨯==••βH Ha A V K K K K6)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=2.4 mm 3.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 91.126.10.101.15.1=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=βαF F V A K K K K K 由表10-5 查得73.128.259.162.22211====Ysa Y Y Y Fa sa FApa 506bmaa 1M Y Y KF S F t 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 7755.2302=⨯=Z4.几何参数选定1) 计算分度圆直径 d 1=30*1.5=45 mm d 2=77*1.5=115.5 mm 2) 计算中心距 mm 25.8025.115452d 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《西北工业大学八版》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 393775.11510274.22d 2623t =⨯⨯==N tg F F 06.143322039377tg 0t r =⨯=⋅=α 轴向力 F a =0垂直齿轮的接触法向力 N F F 13.4190493.039377cos t n ===α计算转矩 由表可得 -------------------------------《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115.5 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 B aaD d Cr C06308 40 90 23 49 81 40.8kN 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0455.1 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24KW d=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40.90261433213177131771311316.530514332208771317777=⨯+=⨯+==⨯=⨯+=N F B NF F r BVr AV(2)水平方向的支反力；N F N F BHAH 94.247993937720813106.145773937720877=⨯==⨯=（3）水平方向的弯矩图如下AH FM hNm F M A H 6.190913106.14577131=⨯=⨯=(4)垂直方向的弯矩图如下；AV FBV FMv则m N F M AV V .6951316.5305131=⨯=⨯=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 5.8859822453937721=⨯=⨯=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 aH v a 8.2216886203214.20326.190969522222222=+=+==+=+=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 40.8kN 24极限转速为70001算当量动载荷所以符合要求〈所以则rR r aa r C P N F P Y X e F F YF XF P 06.14332008.0=====<+=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40.13C 为额定动载荷：40.8KN P 为当动量载荷是：11199.73N 对深沟球轴承是∈取3则年736.4)06.1433240800(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 。