前言捲揚機是一種常見的提公升裝置，其主要是用電動機作為原動機。由於電動機輸出的轉速遠遠大於捲揚機中滾筒的轉速，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，使的捲揚機能夠在特定的工作環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，培養結構設計，計算能力，熟悉一般的機械裝置設計過程。
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23
設計任務書
1 設計要求：
1.1 捲揚機由電動機驅動，用於建築工地提公升物料，空載啟動，連續運轉，工作平穩。
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。
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 專業機械廠製造，可加工7、8級精度的齒輪、渦輪。
該裝置的參考圖如下：
2 原始技術資料
3 設計任務
3.1 完成捲揚機總體傳動方案設計和論證，繪製總體設計原理方案圖。
3.2 完成捲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。
3.4 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：齒輪相對於軸承不對稱分布，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帶設定在高速級。
其傳動方案如下：
2．方案論證
本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案採用了兩級傳動，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，但有過載保護的優點，還可緩和衝擊和振動，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，適用的功率和速度範圍廣，使用壽命較長，是現代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計採用的是展開式兩級直齒輪傳動。
總體來講，該傳動方案滿足工作機的效能要求，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。
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
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（一對），閉式齒輪傳動效率為，聯軸器效率為，傳動滾筒效率為，代入得
=2.1.2工作機所需的輸入功率
，其中所以6.06kw
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 ＝ 7.5kw 。
2.1.3確定電動機轉速
計算滾筒工作轉速：
由推薦的傳動比合理範圍，v帶輪的傳動比範圍：2~4，二級圓柱齒輪減速器的傳動比一般範圍：8~40，則總傳動比的範圍為，,故電機的可選轉速為：
2.1.4確定電動機型號
根據以上計算在這個範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 。
其主要效能：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
2.2.2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
i=取兩級援助齒輪減速器高速級的傳動比
則低速級的傳動比為
2.3運動引數及動力引數計算
2.3.1 電動機軸
2.3.2 ⅰ軸（高速軸）
2.3.3 ⅱ軸（中間軸）
2.3.4 ⅲ軸（低速軸）
2.3.5 ⅳ軸（滾筒軸）
各軸運動和動力引數如下表
三、v帶設計
3.1 確定皮帶輪
3.2確定v帶的中心距和基準長度
3.3 驗算小帶輪上的包角
3.4 計算帶的根數
3.5 計算單根v帶初拉力的最小值
3.6計算壓軸力
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
由於速度不高，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。
4.1.2按齒面接觸強度設計
由（10-9a）：
4.1.2.1試選載荷係數
4.1.2.2計算小齒輪轉矩
4.1.2.3由表10-7選取齒寬係數
4.1.2.4由表10-6查的材料的彈性影響係數
4.1.2.5 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
4.1.2.6 由10-13計算應力迴圈次數
； 4.1.2.7由圖10-19取接觸疲勞壽命係數；。
4.1.2.8計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1%，安全係數s=1，由式10-12得
4.1.3計算
試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小的值
4.1.3.1計算圓周速度v
4.1.3.2計算齒寬b
4.1.3.3計算齒寬與齒高之比
模數：；齒高：；
4.1.3.4計算載荷係數
根據，7級精度，由圖10-8查得動載係數；直齒輪，；由表10-2查得使用係數；由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，；由;故載荷係數
4.1.3.5按實際的載荷係數校正所算得得分度圓直徑
由式10-10a得
4.1.3.6計算模數
4.1.4 按齒根彎曲強度設計
4.1.4.1由式(10—17)
m≥4.1.4.2確定計算引數
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;
4.1.4.3計算彎曲疲勞許應力
由圖10-18取彎曲疲勞壽命係數
取彎曲疲勞安全係數s=1.4，由式10-12得=
=4.1.4.4計算載荷係數
k＝k k k k=1×1.2×1×1.35＝1.62
d） 查取齒型係數
由表10－5查得
e） 查取應力校正係數
由表10－5查得y；y1.798
f）計算大、小齒輪的並加以比較
==0.01379
==0.01644
大齒輪的數值大。
4.1.5.設計計算
4.1.5.1 計算齒數
由所以取模數m=3所以
4.1.5.2幾何尺寸計算
分度圓直徑：；中心距：；
齒輪寬度：；取
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=40
低速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為240hbs ， 齒數z=3.376×40=135.04,圓整取z=136。
4.2.2 齒輪精度
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
由確定公式內的各計算數值
4.2.3.1試選k=1.3
4.2.3.2 計算小齒輪轉矩
4.2.3.3 由表10-7選取齒寬係數
4.2.3.4 查課本由表10-6查材料的彈性影響係數z=189.8mp
4.2.3.5 查疲勞強度
按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限,大齒輪的接觸疲勞強度極限
4.2.3.6計算應力迴圈次數
n=60×n×j×l=60×68.4×1×(2×8×300×8)
=1.562×10
n=0.46×10
由課本圖10-19查得接觸疲勞壽命係數
k=0.94k= 0.97
查課本由圖10-21d
取失效概率為1%,安全係數s=1,則接觸疲勞許用應力
====0.98×550/1=517
4.2.4計算
4.2.4.1試算小齒輪分度圓直徑
代入中的較小的值
4.2.4.2算圓周速度v
4.2.4.3計算齒寬b
4.2.4.4計算齒寬與齒高之比
模數：；齒高：；
4.2.4.5計算載荷係數
根據，7級精度，由圖10-8查得動載係數；直齒輪，；由表10-2查得使用係數；由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，；由;故載荷係數
4.2.4.6按實際的載荷係數校正所算得得分度圓直徑
由式10-10a得
4.2.4.7計算模數
4.2.4 按齒根彎曲強度設計
4.2.3設計計算
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
p=5.36kw20.08/min
=2549.2n．m
5.1.2 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
而 f=
f= f
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，於是得。
根據聯軸器的計算公式，查表14-1，取;則有
，查gb/t5843-1986，選用yl14凸緣聯軸器，其公稱轉矩為。半聯軸器的孔徑，半聯軸器長度l=172mm。
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