1前言卷揚機是一種常見的提升設備，其主要是用電動機作為原動機。由于電動機輸出的轉速遠遠大于卷揚機中滾筒的轉速，故必須設計減速的傳動裝置。傳動裝置的設計有多種多樣，如皮帶減速器、鏈條減速器、齒輪減速器、渦輪蝸桿減速器、二級齒輪減速器等等。通過合理的設計傳動裝置，使的卷揚機能夠在特定的工作環(huán)境下滿足正常的工作要求。同時通過本課程設計將學過的基礎理論知識進行綜合應用，培養(yǎng)結構設計，計算能力，熟悉一般的機械裝置設計過程。2目 錄設計任務書……………………………………………………3第一部分 傳動裝置總體設計………………………………4第二部分 電動機的選擇及傳動比分配……………………4第三部分 V 帶設計…………………………………………7第四部分 齒輪的設計………………………………………9第五部分 軸的設計…………………………………………16第六部分 校核………………………………………………19第七部分 箱體及其它附件…………………………………21總結……………………………………………………………23參考文獻………………………………………………………233設計任務書1 設計要求：1.1 卷揚機由電動機驅動，用于建筑工地提升物料，空載啟動，連續(xù)運轉，工作平穩(wěn)。1.2 室外工作，生產批量為 5 臺。1.3 動力源為三相交流 380/220V，電動機單向運轉，載荷較平穩(wěn)。1.4 工作期限為 10 年，每年工作 300 天，3 班制工作，每班工作 4小時，檢修期間隔為 3 年。1.5 專業(yè)機械廠制造，可加工 7、8 級精度的齒輪、渦輪。該裝置的參考圖如下：2 原始技術數據繩牽引力 W/KN 繩牽引力速度 v/(m/s) 卷筒直徑 D/mm10 0.5 4703 設計任務3.1 完成卷揚機總體傳動方案設計和論證，繪制總體設計原理方案圖。3.2 完成卷揚機主要傳動裝置結構設計。3.3 完成裝配圖 1 章（A0 或 A1） ，零件圖 2 張。傳 動 裝 置 卷 揚 機原 動 機 w聯 軸 器 重 物43.4 編寫設計說明書。第一部分 傳動裝置總體設計1.1 傳動方案1.1.1 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。1.1.2 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。1.1.3 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將 V 帶設置在高速級。其傳動方案如下： η 2η 3η 5η 4η 1IIIVPdPw2．方案論證本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。 帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。 齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計采用的是展開式兩級直齒輪傳動?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。5第二部分 電動機的選擇及傳動比分配2.1 電動機的選擇 2.1.1 傳動裝置的總效率54231??按表 2-5 查得各部分效率為：V 帶傳動效率為 ，滾動軸承效率96.01??（一對） ，閉式齒輪傳動效率為 ，聯軸器效率為 ，9.02 7.3 9.04??傳動滾筒效率為 ，代入得6.5??= 825.096.07.624???2.1.2 工作機所需的輸入功率，其中?wdP?10)(FVkW所以 6.06kw??825.0.13d使電動機的額定功率 P ＝（1～1.3）P ，由查表得電動機的額定功率 P ＝ edd7.5KW 。 2.1.3 確定電動機轉速計算滾筒工作轉速 ： nirDnw /3.20475.1605.160???????由推薦的傳動比合理范圍，v 帶輪的傳動比范圍：2~4，二級圓柱齒輪減速器的傳動比一般范圍：8~40，則總傳動比的范圍為， ,故電機16~'i的可選轉速為： mn/3250~.20)16~('' rniwd ??2.1.4 確定電動機型號根據以上計算在這個范圍內電動機的同步轉速有750r/min，1000r/min，1500r/min，3000r/min，綜合考慮電動機和傳動裝置的情況，同時也要降低電動機的重量和成本，最終可確定同步轉速為 1000r/min ，根據所需的額定功率及同步轉速確定電動機的型號為 Y160M - 6 ，滿載轉速 970r/min 。 6其主要性能：額定功率：7.5KW，滿載轉速 970r/min，額定轉矩 2.0。 2.2 計算總傳動比及分配各級的傳動比2.2.1 總傳動比：i =970/20.33=47.71 a2.2.2 分配各級傳動比 根據指導書，取 V 帶的傳動比 ，則減速器的傳動比 i 為30?ii= 9.1537.401?ia取兩級援助齒輪減速器高速級的傳動比 718.40.4.12?ii則低速級的傳動比為 36.71.95123?i2.3 運動參數及動力參數計算2.3.1 電動機軸 KWPd06.0?min/970rn?NT??7.596.52.3.2 Ⅰ軸（高速軸） KWP81.6.010????mNnTri ????78.132.5905in/71102.3.3 Ⅱ軸（中間軸） mNnPTri KW????9.74.85905in/.671.4325882212?2.3.4 Ⅲ軸（低速軸） i 203i/. 3.33372.3.5 Ⅳ軸（滾筒軸） mNnPTrKW????9.24608.5950mi/.253.4434?各軸運動和動力參數如下表功率 p/kw 轉矩 T/N.M,軸名輸入 輸出 輸入 輸出轉速n/(r/min)傳動比i效率?電動機軸1 軸2 軸3 軸滾筒軸5.815.585.365.256.065.755.525.305.20171.787792549.22496.923.4171.6561777.152523.7082471.93197032368.420.0820.0834.7183.37610.960.960.960.98三、V 帶設計3.1 確定皮帶輪3.1.1 確定計算功率 。由表 8-7 查得工作情況系數 ;故caP2.1?AKKWPKAca 27.06.1???3.1.2 選取 v 帶帶型。根據 、 由圖 8-11 選用 A 型。確定帶輪的基本直ca1n徑 并驗算帶速 v。1d3.1.3 初選小帶輪的基準直徑 。由表 8-6 和表 8-8，取小帶輪的基準直1d徑 ；驗算帶速 v；按式 8-13 驗算帶的速度md801?；因為 5m/sv30m/s,故帶速合適；計smnv /4.9106784.36????算帶輪的基準直徑；根據式 8-15a，計算大帶輪的基準直徑；根據表 8-8 取 540mm.id512?3.2 確定 v 帶的中心距和基準長度 dL根據式 8-20 ????aaa 210217.0???8取 ，初定中心距14050?am70?。由式 8-22 計算帶所需的基準長度ma70???????maddL 78.254670418518024.374)(2021210 ????????????由表 8-2 選帶的基準長度 2500mm。按式 8-23 計算實際中心距 。；由式 8-24 mLad 72052467020 ??????? mad 795)3.(3.mx ????得中心距的6835115in變化范圍為 683-795mm。3.3 驗算小帶輪上的包角。????0001201 98.135.78483.578 ??????ad?3.4 計算帶的根數 z計算單個 v 帶的額定功率 。由 ，查表 8-4a 得rPmin/970n1801rd?和。KWP30.2?根據 KWPAirn 2.b43mn,/97 01 ???得型 帶 ， 查 表和查表 8-5 得 ，表 8-2 得 ，于是8.? 9.1?LK??KPLr 35.82.0)(0 ??????計算 v 帶的根數 z，圓整為 4。9.35.27?rca3.5 計算單根 v 帶初拉力的最小值 ??min0F由表 8-3 得 A 型帶的單位長度質量 q=0.1Kg/m,所以???? NqvzKPFca 3.25914.014.9.2785275.2702min0 ??????????9應使帶的初拉力 min0)(F?3.6 計算壓軸力 p壓軸力的最小值為 NFzp 19428.3sin.2594sin)(2)(1m0min ??????第四部分 齒輪的設計4.1 高速級齒輪傳動的設計計算4.1.1 選擇齒輪材料及精度等級 由于速度不高，故選取 7 級精度的齒輪，小齒輪的材料為 40Cr（調質） ，硬度為 250HBS,大齒輪材料為 45 鋼（調質） ，硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。選取高速級中的小齒輪齒數為 23，則大齒輪的齒數為，圓整為 108。3.1087.423??4.1.2 按齒面接觸強度設計由（10-9a）： ??32112. ??????????HEdt ZuKTd??4.1.2.1 試選載荷系數 .?t4.1.2.2 計算小齒輪轉矩 mNnPT ????? 55151 1078.3210.90.94.1.2.3 由表 10-7 選取齒寬系數 ?d?4.1.2.4 由表 10-6 查的材料的彈性影響系數 218.9MPaZE4.1.2.5 由圖 10-21d 按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限MPaHLim601?? aHLim502??4.1.2.6 由 10-13 計算應力循環(huán)次數；81 16.9)10382(13???hjnN10882 1047.236.109??N4.1.2.7 由圖 10-19 取接觸疲勞壽命系數 ； 。90.1?HNK95.2?HN4.1.2.8 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1%，安全系數 S=1，由式 10-12 得??MPaSKHN5.2095.46.2lim21li1 ????4.1.3 計算試算小齒輪分度圓直徑 ，代入 中的較小的值1td??H? mZuTKdEdtt 64.75.28197.41078.32.32. 51 ??????????????????????4.1.3.1 計算圓周速度 v smndvt /28.10634.71.3061 ?????4.1.3.2 計算齒寬 bdbt 4.7.1??4.1.3.3 計算齒寬與齒高之比 h模數： ；齒高： ；mzmtt 3.26.1? mmt 493.7.25.???8.0493.76?hb4.1.3.4 計算載荷系數根據 ，7 級精度，由圖 10-8 查得動載系數 ；直齒輪，smv/5.1 2.1?vK；由表 10-2 查得使用系數 ；由表 10-4 用插值法查得 7 級??FHK1?A精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， ；由42.?H11;故載荷系數48.131042.,28.10?????FHKKhb得查 圖 7052.??VA4.1.3.5 按實際的載荷系數校正所算得得分度圓直徑由式 10-10a 得 mKdtt 89.3.164.7331 ???4.1.3.6 計算模數， mzdm3.264.71?4.1.4 按齒根彎曲強度設計4.1.4.1 由式(10—17)m≥ ??321·FSadYzKTσφ β4.1.4.2 確定計算參數 由圖 10-20C 查的小齒輪的彎曲疲勞強度是 大齒輪的彎曲強;501MPaFE??度極限是 ;a3802MPFE??4.1.4.3 計算彎曲疲勞許應力由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數 8.0,5.2?FNFNAK取彎曲疲勞安全系數 S=1.4，由式 10-12 得 [ ] =?1aFENMPSK7.304.15801???[ ] =2 aFN86.2.24.1.4.4 計算載荷系數K＝K K K K =1×1.2×1×1.35＝1.62d） 查取齒型系數由表 10－5 查得 26.;65.21?FaFaYe）查取應力校正系數12由表 10－5 查得 Y ；Y 1.79858.1?Ss2Saf）計算大、小齒輪的 并加以比較??Fσ= =0.01379??1FSaYσ 57.30862?= =0.016442FSaσ .41大齒輪的數值大。4.1.5.設計計算4.1.5.1 計算齒數由 59.20164.23178.635????mm所以取模數 m=3 所以 ， 123,7.26718.463.2取 取Zd4.1.5.2 幾何尺寸計算分度圓直徑： ；中心距：mzdm3691221???；a5.369701??齒輪寬度： ；取bd781? mB78,8321?4.2 低速級齒輪傳動的設計計算4.2.1 材料低速級小齒輪選用 45 鋼調質，齒面硬度 280HBS ，取小齒齒數 =401Z低速級大齒輪選用 鋼正火，齒面硬度為 240HBS ， 齒數45?z =3.376×40=135.04,圓整取 z =136。2 24.2.2 齒輪精度13按 GB/T10095－1998，選擇 7 級，齒根噴丸強化。4.2.3 按齒面接觸強度設計由 ??32112. ??????????HEdt ZuKTd??確定公式內的各計算數值4.2.3.1 試選 K =1.3t4.2.3.2 計算小齒輪轉矩 mNnPT ??????794.685109105.9214.2.3.3 由表 10-7 選取齒寬系數 8.0d?4.2.3.4 查課本由 表 10-6 查材料的彈性影響系數 Z =189.8MP198 Ea4.2.3.5 查疲勞強度按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ,大齒輪的接觸疲MPH601lim??勞強度極限 MPaH501lim??4.2.3.6 計算應力循環(huán)次數N =60×n ×j×L =60×68.4×1×(2×8×300×8)12n=1.562×10 8N = 0.46×102??376.1051i 8由課本 圖 10-19 查得接觸疲勞壽命系數0PK =0.94 K = 0.97 1HN 2HN查課本由 圖 10-21d207取失效概率為 1%,安全系數 S=1,則接觸疲勞許用應力[ ] = =H?1SHN1lim56409.??MPa[ ] = =0.98×550/1=5172K2li4.2.4 計算4.2.4.1 試算小齒輪分度圓直徑 1td代入 中的較小的值??H??? mZuTKdHEdtt 6.1295.8376.4109.732.32. 511 ??????????????????????144.2.4.2 算圓周速度 v smndvt /46.01608.294.3160?????4.2.4.3 計算齒寬 bbt 7.3.8.1??4.2.4.4 計算齒寬與齒高之比 h模數： ；齒高： ；mzdmtt 24.306.91?? mmht 28.74.352.???.428.703hb4.2.4.5 計算載荷系數根據 ，7 級精度，由圖 10-8 查得動載系數 ；直齒輪，sv/6.? 05.1?vK；由表 10-2 查得使用系數 ；由表 10-4 用插值法查得 7 級1?FHK1A精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， ；由42.??H;故載荷系數813042.,2.0???FHKhb得查 圖 9.42.5??VAK4.2.4.6 按實際的載荷系數校正所算得得分度圓直徑由式 10-10a 得 mdtt 75.130.6.1331 ??4.2.4.7 計算模數 mzdm26.4075.1?4.2.4 按齒根彎曲強度設計由式(10—17)m≥ ??321·FSadYzKTσφ β4.2.4.1 確定計算參數 由圖 10-20C 查的小齒輪的彎曲疲勞強度是大齒輪的彎曲強度極限是 ;;501MPaFE?? a3802MPFE??4.2.4.2 計算彎曲疲勞許應力由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數 .,5.02FNFNAK15取彎曲疲勞安全系數 S=1.4，由式 10-12 得 [ ] =F?1aFENMPSK57.304.18501???[ ] =2 aFN86.2.24.2.4.3 計算載荷系數K＝K K K K =1×1.12×1×1.35＝1.512d） 查取齒型系數由表 10－5 查得 26.;65.21?FaFaYf）查取應力校正系數由表 10－5 查得 Y ；Y 1.7988.1Ss2Saf）計算大、小齒輪的 并加以比較??Fσ= =0.01379??1FSaYσ 57.30862?= =0.016442FSaσ .41大齒輪的數值大。4.2.3 設計計算164.2.3.1 確定模數 89.20164.40179.52.35????mm所以取模數 m=34.2.3.2 確定齒數所以 ， 146,9.5376.242.1取取???Zd4.2.3.2 幾何尺寸計算分度圓直徑： ；中心距：mmzd38221；a543821???齒輪寬度： ；取bd6.10.1?? mB105,821?第五部分 軸的設計5.1 以輸出軸為例說明軸的設計過程。5.1.1 求輸出軸上的功率 P ，轉速 ，轉矩33n3TP =5.36KW =20.08/min3 3n=2549.2N．mT5.1.2 求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為=438 2d而 F =t?23TN164048.593??F = Frt 237tanan???5.1.3 初步確定軸的最小直徑按式 15-2 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 剛,調質處理，取，于是得 。 10?A mnPAd8.70.23651030min ???根據聯軸器的計算公式 ，查表 14-1，取 ;則有3TKca 3.1AK17，查 GB/T5843-1986，選用 YL14 凸緣聯軸mNTKAca ????312549.13器，其公稱轉矩為 。半聯軸器的孔徑 ，半聯軸器長度0md801?L=172mm。5.1.4 軸的結構設計5.1.4.1 擬定軸上零件的裝配方案5.1.4.2 初步選擇滾動軸承根據工作條件選用深溝球軸承。參照工作要求，由軸承產品目錄中初步選用 0基本游隙組、標準精度等級的 6016。其尺寸為。mBDd21580???5.1.4.3 使用毛氈密封圈其參數為： m7815.1.5 軸的各段直徑，軸的各段長度18mLLmdmd3012753041726804198076423567????5.1.6 軸上零件的周向定位齒輪，半聯軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接。根據 由表 6-1[1]md804?查得平鍵截面 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 40mm，mhb142??同時為了保證齒輪和軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 ；同樣，半聯軸器與軸的聯接，選用平鍵為67nH半聯軸器與軸的配合為 。滾動軸承與mlhb1020? 67kH軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸配合的直徑尺寸為 。6m5.1.7 確定軸上圓角與倒角尺寸取軸端倒角為 ，各軸端倒角見詳圖。0452?5.2 同樣求得 19(中間軸)5.2.1 主動軸(高速軸)的相關參數選取軸的材料為 45 剛,調質處理，取 ，于是得120?A。 ，其尺寸：mnPAd5.3281.0330min??din20mLLmddm6042581730456045367321237????5.2.2 中間軸的相關參數選取軸的材料為 45 剛,調質處理，取 ，于是得120?A。mnPAd524.68120330min??d5inmLLmd2810573256485643136???第六部分 校核6.1 軸的強度校核216.1.1 求軸上載荷6.1.1.1 在水平面上 mNalFMKlNHtbt ????????27930591.7146430121彎 矩右 側左 側6.1.1.2 在垂直面上有 mNalFKrlNHb ???????13207516043.21彎 矩右 側左 側6.1.1.3 總彎矩 M????89292216.1.1.4 扭矩 NdFTt ???4806046.1.1.5 作出扭矩圖30 201 306.1.2 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時候，通常只是校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度根據式15-5 及上面的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)應力，取 ，1??軸的計算應力 MPaWTMca 64.19751.0)480(3892)(3222 ????????22由表 15-1 查得 45 剛的 。因為 ，故安全。MPa60][1???][1???ca6.2 鍵的強度校核6.2.1 鍵 連接強度計算mhb42??根據式 6-1[1]得： PakldTp 1.7986705.421033????查表 6-2[1]得 ，因為 ，故鍵槽的強度足夠。其它鍵的MPap][?][p??驗算方法同上，經過計算可知它們均滿足強度要求。6.2.2.1 軸承 60166.2.2.1.1 當量動載荷用插值法由表 13-5[1]查得 X=1,Y=0；故基本動載荷為： KNYFXPar 5.1????6.2.2.1.2 軸承的額定壽命 hCnLh 5366 10.4)5.8(10)(1??顯然，軸承的額定壽命遠遠大于減速器的工作時數 36000h。其它的軸承驗算同上。第七部分 箱體及其他附件7.1 箱體的尺寸名 稱 符號 二級圓柱齒輪減速器/mm箱座壁厚 ?11箱蓋壁厚 110箱座凸緣厚度 b16.5箱蓋凸緣厚度 115箱座底凸緣厚度 227.523底腳螺栓直徑 fd22底腳螺栓數目 n6軸承旁聯接螺栓直徑 1d 16.5箱蓋與箱座聯接螺栓直徑 213聯接螺栓 的間距2dl160軸承端蓋螺釘直徑 3d10定位銷直徑 10安裝螺栓直徑 xM10至外箱壁距離 min1c16至凸緣邊距離 i214螺栓扳手空間與凸緣寬度沉頭座直徑 mincD24軸承旁凸臺半徑 1R18凸臺高度 h根據扳手操作方便為準外箱壁至軸承座端面距離 1l42大齒輪頂圓與內壁距離 ?13齒輪端面與內壁距離 211箱蓋、箱座肋厚 m、19、9軸承端蓋外徑 2D124軸承端蓋凸緣厚度 t12軸承旁聯接螺栓距離 S124247.2 減速器的潤滑7.2.1 齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度12 m/s，所以才用浸油潤滑的潤滑方式。高速齒輪浸入油里約為 0.7 個齒高，但不小于 10mm，低速級齒輪浸入油高度約為 1 個齒高（不小于 10mm） ，1/6 齒輪。7.2.2 滾動軸承的潤滑采用飛濺潤滑，即利用齒輪的傳動把潤滑齒輪的油甩到四周墻壁面上，然后通過適的油槽把油引入軸承中去。[總結機械設計課程設計是機械課程當中一個重要環(huán)節(jié)通過了 3 周的課程設計使我從各個方面都受到了機械設計的訓練，對機械的有關各個零部件有機的結合在一起得到了深刻的認識。由于時間緊迫，雖然經過自己拼命加班加點，但這次的課程設計還是存在許多問題，發(fā)現理論知識學的不牢固，大學學過的許多專業(yè)知識自己沒有系統(tǒng)的整理和消化，很多簡單的知識點要重新看書才能回憶起來，這樣很嚴重拖慢了自己的設計速度和影響自己課程設計的質量，在邊計算邊畫圖邊改正就發(fā)現自己走了很多彎路，比如由于齒輪參數的選擇不是恰當好處，導致齒輪很大（其中有個約 450 的直徑） ，手繪圖紙的生疏以致視圖的規(guī)劃位置不很恰當。同時我相信，通過這次的實踐發(fā)現的問題，能使我重視并解決這些問題。在設計的過程中，培養(yǎng)了我綜合應用機械設計課程及其他課程的理論知識和應用生產實際知識解決工程實際問題的能力。通過這次設計之后，我想會對以后自己獨立設計打下一個良好的基礎，在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設備同時，在此，真誠地感謝老師和同學在此次課程設計中給我全力的幫助！謝謝！參考資料目錄[1]《機械設計綜合課程設計》 ，機械工業(yè)出版，王大康，王之櫟主編，2003 年第 7 版；[2]《機械設計（第八版） 》 ，高等教育出版社，濮良貴，紀名剛主編，2001 年7 月第七版；[1]《機械設計課程設計》 ，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信遠主編，1995 年 12 月第一版；[3]《減速器選用手冊》 ，化學工業(yè)出版社，周明衡主編，2002 年 6 月第一版；[4]《互換性與技術測量》 ，高等教育出版社，李柱，徐正高，蔣向前編，200425年 12 第一版。