目录一、电动机选择 (4)二、传动零件的设计计算 (7)（一）齿轮的设计计算 (7)1高速级蜗轮蜗杆传动的设计计算………………………………2低速级齿轮传动的设计计算 (11)（二）减速器铸造箱体的主要结构尺寸 (15)（三）轴的设计计算 (16)1高速轴设计计算及校核 (16)2中间轴设计计算 (17)3低速轴设计计算 (18)三、其他附件的选择 (23)四、密封与润滑 (24)五、总结与心得 (24)六、参考文献 (26)1.设计目的：（1）通过课程设计使学生综合运用机械设计基础课程及有关先修课程的知识，起到巩固深化，融会贯通及扩展有关机械设计方面知识的运用，树立正确的设计思想；（2）通过课程设计的实践，培养学生分析和解决工程实际问题的能力，使学生掌握机械零件，机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤。

（3）通过课程设计，学习运用标准，规范，手册，图册和查阅有关技术资料等，培养学生机械设计的基本技能。

2. 设计方案：设计1012型慢动卷扬机传动系统。

一、原始数据：注：最大牵引力中已考虑过载二．运动简图说明慢动卷扬机用于慢速提升重物，在建筑工地和工厂有普遍应用。

图示为1011型、1012型慢动卷扬机机构运动简图。

其运动传递关系是：电动机1通过联轴器2（带有制动器），普通蜗杆（圆柱）减速机4，以及开式齿轮传动5驱动卷筒6，绕在卷筒上的钢丝绳再通过滑轮和吊钩即可提升或牵引重物。

电磁制动器3用于慢动卷扬机停车图（一）一、电动机的选择1.选择电动机类型 按工作要求和工作条件选用Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电源额定电压为380V 。

2.选择电动机容量初步确定传动系统总体方案如图1所示。

蜗杆－圆柱齿轮减速器。

传动装置的总效率ηa5423221ηηηηηη=a ＝0.992×0.80×0.992×0.97×0.98＝0.73；上式中1η=0.99为轴承的效率（一对），2η=0.80为蜗轮的效率，3η=0.99为弹性联轴器的效率，4η=0.97为齿轮的效率，5η＝0.98为卷扬机卷筒效率。

3.确定电动机转速工作机所需的功率为Pw=8.25kw卷扬机所需工作功率为：73.025.8==aWd P P η=11.30 kw; 卷扬机卷筒的转速为：=n w 7.88 r/min所以电动机转速的可选范围为：n i i n w d 21==（8～80）⨯5.235⨯6.35=（330.01～3300.1）r/min上式中i 1是蜗轮蜗杆的传动比，i 2是开式齿轮传动比因载荷平稳，电动机额定功率Ped 略大于Pd 即可，由Y 系列技术数据选电动机的额定功率为18.5kw 即Y160L-2型电动机表1YR200L1-4 型电动机的主要性能表2 YR200L1-4电动机的安装尺寸二.传动装置的总传动比和传动比分配 （1）总传动比 ===∑88.72930W m n n i 371.8 （2） 分配传动比 由于i i i 21=∑，且=i 2 5.235 蜗轮蜗杆的传动比为：=i 171.02 （1）各轴转速Ⅰ轴（蜗杆轴） 1465==I n n m r/min Ⅱ轴（涡轮轴） ==I in n 133.24r/minⅢ轴（卷筒轴） 35.6==I n n w r/min （2）各轴输入功率Ⅰ轴 P I ＝P 0×3η＝18.5×0.99＝18.315kW Ⅱ轴 P I I ＝P I ×4η＝18.315×0.8＝14.652kW Ⅲ轴 PI I I＝PI I×1η×4η＝14.652×0.99×0.97＝14.070kW钢丝绳 P G =P I I I ×3η×5η=14.070×0.99×0.98=13.651kW （3）各轴输入转矩电动机轴输出转矩 14655.1895501055.95⨯=⨯=m d d n P T =120.60N ·M Ⅰ轴 T I ＝=⨯I n19550P 119.39N ·MⅡ轴 T I I ＝=⨯n29550P 4209.58 N ·MⅢ轴 T I I I ＝=⨯I I I n39550P 21160.39 N ·M表3 蜗杆－圆柱齿轮传动装置的运动和动力参数1.选择蜗杆传动类型根据GB/T10085—1988推荐，采用渐开线蜗杆（ZI ） 2.齿轮材料，热处理及精度蜗杆：45钢淬火，螺旋齿面要求淬火，淬火后硬度为45—55HRC 蜗轮：铸锡磷青铜ZCuSn10Pl,金属模制造，齿芯用灰铸铁HT100 3.按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式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322)][(H E Z Z KT a σρ≥ (1)确定作用在蜗轮上的转矩T 2按z 1=1, 估取效率η涡轮=0.8，则=⨯=⨯=⨯=070.441465652.14955095509550112222in nP TP η4209.260 N ·M（2）确定载荷系数K取载荷分布不均系数K β =1，选取选用系数K A =1，取动载系数K V =1.05，则K= K βK A K V =1.05（3）确定弹性影响系数Z E =150MPa 2/1 （4)确定弹性系数ρZ设蜗杆分度圆直径d 1和传动中心距a 的比值d 1/a=0.35，因此ρZ =2.9 (5)确定许用接触应力[H σ]根据蜗轮材料为ZCnSn10Pl ，金属模制造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC ，查得蜗轮的基本许用应力[H σ]΄=268Mpa 两班制。

八年所以L h =26280h应力循环次数N=60j n 2L h =60×1×07.441465×26280=5.24⨯107 寿命系数8771024.510⨯=HNK =0.8130 则，[H σ]=HN K ×[H σ]΄=0.8130×268=217.9Mpa （6）计算中心距323)9.2179.2150(10260.420905.1⨯⨯⨯⨯≥a =260.19 mm 取中心距a ＝280mm,i=44.070因此，取m=10，蜗杆分度圆直径d 1=90mm 。

这时d 1/a=0.32， 查图12—11可查得接触系数ρZ ΄=3.0因为, ρZ ΄> ρZ 因此，以上计算结果可用 4.蜗杆与蜗轮的主要参数及尺寸 （1）蜗杆：轴向齿距P a =πm=3.1416×10=31.416㎜；直径系数q=d 1/m=9；齿顶圆直径d 1a = d 1+2*a h ×m=90+2×1×10=110㎜；齿根圆直径d f 1= d 1－2m(h *a +*c )=90－2×10(1+0.2)=66㎜ 查《简明机械零件设计手册》表11-23得分度圆导程角γ=12˚31´44"；蜗杆轴向齿厚S a =πm/2=15.708㎜。

(2)蜗轮：查《简明零件机械设计手册》表11-24得蜗轮齿数z 2=48;变位系数x 2=-0.5;验算传动比i= z 2/z 1=48/1=48,传动比误差（48－44.070）/44.070=8.91%,是允许的。

蜗轮分度圆直径d 2=mz 2=10×48=480㎜蜗轮喉圆直径 d 2a = d 2+2h 2a =)*(2222x h m d ++＝480+2×10(1－0.5)=490㎜蜗轮齿根圆直径 2f d = d 2－2h 2f =*)*(222c x h m d a +--＝480－2×10×(1－0.5+0.2)=466㎜蜗轮咽喉母圆半径 r 2g =a － d 2a /2=280－490/2=35㎜ 5.校核齿根弯曲疲劳强度][53.12212F Fa F Y md d KT σσ≤＝当量齿数z 2v = z 2/(cos γ)3=48/(cos12˚31´44"）³＝49.18 根据x 2=-0.5, z 2v =49.18 ,因此，2Fa Y =2.42 许用弯曲应力[F σ]=[F σ]´·FN K由ZCuSn10Pl 制造的蜗轮的基本许用应力[F σ]´=56Mpa寿命系数9761083.310⨯=FNK ＝0.667 [F σ]=56×0.667＝37.352MPa42.21048090420926005.153.1⨯⨯⨯⨯⨯=F σ=20MPa由于σF <[σF ]，故弯曲强度满足。

6.验算效率η=（0.95～0.96）tan γ/tan(γ+‘ρ) 已知γ＝12˚31´44"＝12.56˚；‘ρ=arctanf‘s m n d v s /073.756.12cos 100060146590cos 10006011=⨯⨯⨯=⨯=。

πγπ用插值法得f‘=0.018、‘ρ=1.03︒代入得η=0.876～0.885，大于原估计值η=0.8，因此不用计算。

合格的。

蜗杆速度：s m n d v /90.610006014659014.310006011=⨯⨯⨯=⨯=π7.热平衡计算 A=0.33(100a )75.1=063.2)100285(33.075.1=⨯2m 取t=20°C 由公式][)1(10001t At tp ∆≤-=∆αη 得从)/(17~102C W m t ︒•=α 取t α=17W/（m ²·C ） 由式（8-14） t Ap t t +-=αη)1(100011 20063.217)885.01(315.181000+⨯-⨯= C=60.06°C 〈 85°C（二）低速级齿轮传动的设计计算1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

（2）卷扬机机为一般工作机，速度不高，故选用8级精度（GB 10095－88）。

（3）材料选择。

由表10－1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

（4）选小齿轮齿数3z =32,大齿轮齿数4z ＝5.235×3＝167.52，4z =168实际传动比25.5i 2= 2.按齿面接触强度设计按式（11-3）试算，即： []32111·2⎪⎪⎭⎫⎝⎛+≥H HE d Z Z u u KT d σφmm 得 （1）确定公式内的各计算数值试选K ＝1.3 标准齿轮H Z ＝2.5 弹性系数=z E 188.0 选取齿宽系数d φ＝0.8 1.1=H S 4.1=F S 由表11-1得小齿轮材料为40Cr(表面淬火) 小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 1200lim =σ；小齿轮轮齿弯曲疲劳极限MPa FE 730=σ大齿轮材料为45钢（表面淬火）；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 1130lim =σ 大齿轮轮齿弯曲疲劳极限MPa FE 690=σ小齿轮传递的扭矩：II T =4209.260 N ·M=4209260 N ·mm （2）计算1.小齿轮分度圆直径：[]3231·2⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+≥H HE d Z Z u u KT d σφ =321.112005.20.1887.317.3·8.042092603.12⎪⎪⎭⎫⎝⎛⨯+⨯⨯ d 3 ≥159.35mm 2. 计算齿宽b 及模数3m由z m d 333= 得==zd m 333 4.98mm 故取=m 3 5 mm小齿轮分度圆直径d 3=160mm 3.计算圆周速度：=⨯⨯⨯⨯=∏10006024.33160100060v 33π＝πn d 0.278 m/sb==d 3d φ0.8⨯160mm=128mm 3.按齿根弯曲强度设计 由公式[]32111·2FSaFa d Y Y z KT m σφ≥mm 其中查图11-8、图11-9得 6.2a =Y F63.1a=YS=⨯⨯⨯⨯≥3234.173063.16.2·8.042092603.1232m 4.81mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取n m =5，已可满足弯曲强度。