课 程 设 计 说 明 书
课程设计名称： 机械课程综合设计
题 目： 卷扬机传动装置的设计 学 生 姓 名：
专 业： 机械设计制造及其自动化 指 导 教 师：
日期：2014 年 12 月 30 日
设计题目：卷扬机传动装置的设计
1. 前言
卷扬机（又叫绞车）是由人力或机械动力驱动卷筒、卷绕绳索来完成牵引工作的装置。可以垂直提升、水平或倾斜拽引重物。卷扬机分为手动卷扬机和电动卷扬机两种。现在以电动卷扬机为主。电动卷扬机由电动机、联轴节、制动器、齿轮箱和卷筒组成，共同安装在机架上。对于起升高度和装卸量大工作频繁的情况，调速性能好，能令空钩快速下降。对安装就位或敏感的物料，能用较小速度。
2. 设计题目概述
2．1设计要求 2.1.1工作条件
用于建筑工地提升物料，空载启动，连续运转，三班制工作，工作平稳。
2.1.2使用期限
工作期限为十年，每年工作300天，三班制工作，每班工作4小时，检修期间隔为三年
2.1.3产批量及加工条件
小批量生产，无铸钢设备。
2.1.4
2
2.1.6设计数据
2.2 设计任务
1）确定传动方案； 2）选择电动机型号； 3）设计传动装置； 4）选择联轴器； 2.3成果要求
1)减速器装配图一张
2）零件工作图二张（大齿轮、输出轴） 3）设计说明书一份
3 确定传动方案
3.1 传动方案
传动方案一般用机构简图表示。它反映运动和动力传递路线和各部件的组成和连接关系。合理的窗洞方案首先要满足机器的功能要求，例如传递功率的大小，转速和运动形式。此外还要适应工作条件（工作环境、场地、工作制度等），满足工作可靠。结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、使用维护便利、经济性合理等要求、要同时满足这些要求是很困难的，因此要通过分析比较多种方案，来选择能保证重点要求的传动方案。（参考机械设计课程设计手册） 3.1.3确定传动方案： 传动方案的选择主要考虑：
1）在电动机与减速器是用联轴器连接还是用带连接； 2）减速器是选择一级还是二级。
电动机与减速器是用联轴器连接还是用带连接主要取决是传动装置的总的传动比，若总的传动比大于等于40，则选择带连接，小于40，则选择联轴器。 减速器是选择一级还是二级这主要取决于减速器的传动比，若减速器的传动比大于等于8，则选用二级减速器；小于8，则选择一级减速器。传动方案如下图1所示：
图1
4.确定电机型号
4.1 电动机的选择
4.1.1 电动机的类型和结构形式
电动机选择Y系列三相交流异步电动机，电动机的结构形式为封闭式。
4.1.2 确定电动机的转速
由于电动机同步转速愈高，价格愈贵，所以选取的电动机同步转速不会太低。
在一般
械中，用的最多的是同步转速为1500或1000r/min的电动机。这里1500r/min的电动机。
4.1.3 确定电动机的功率和型号 1.计算工作机所需输入功率Pw
Pw=
Fv
1000
由原始数据表中的数据得
12⨯103⨯0.6
kW=3.6kW Pw=
1000
2.计算电动机所需的功率Pd(kW)
Pd=Pw/η
式中，η为传动装置的总效率
η=η1η2⋅⋅⋅ηn
式子中η1,η2,ηn分别为传动装置中每对运动副或传动副的效率。 带传动效率η1=0.96 一对轴承效率η2=0.99
齿轮传动效率η3=0.97 联轴器传动效率η4=0.99 滚筒的效率η5=0.96
总效率η=0.96⨯0.994⨯0.972⨯0.99⨯0.96=0.825
3.6
kW=4.36kW 取Pd=5.5kW 0.825
60v60⨯0.3
==12.5r/min 运输带转速nw=
πD3.14⨯0.46
由推荐的传动比合理范围，v带的传动范围一般取2~4，二级圆柱齿轮减速器的传动比一般范围8~40.则总的传动比范围，i=16~160
Pd=Pw/η=
（16~160）⨯12.5=（195.2~1952）r/min 故电机的可选转速为：nd=
由于电动机同步转速越高，价格越贵，所以选取的电动机同步转速不会太高。在
一般机械中，用的最多的是同步转速为1500或1000r/min的电动机。这里选1000r/min的Y132M2-6三相交流异步电动机，满载960r/min，额定功率5.5KW,质量84kg.
5.设计传动装置
5.1计算总传动比和分配各级传动比
5.1.1确定总传动比
i=nm/nw
电动机满载速率nm，工作机所需转速nw 总传动比i为各级传动比的连乘积，即
i=i1i2⋅⋅⋅in
5.1.2分配各级传动比
960
=77 总传动比i=nm/nw=12.5
初选带轮的传动比i1=4，减速器传动比i=
77
=19.2 4
取高速级齿轮传动比i2为低速级齿轮传动比i3的1.3倍，所以求的高速级传动比
i2=5.2，低速级齿轮传动比i3=3.69
5.2计算传动装置的运动参数和动力参数 5.2.1计算各轴的转速
传动装置从电动机到工作机有三个轴，依次为I,II,III轴。 nI=
nm960=r/min=240r/min i14nI240
=r/min=46.15r/min i25.2
nII=
nIII=
nIIi3
=
46.15
r/min=12.5r/min 3.69
nIII=nIV
5.2.2计算各轴的输入功率
pI=pd⨯η1=5.5⨯0.96kW=5.28kW
pII=pI⨯η2⨯η3=5.28⨯0.99⨯0.97kW=5.07kW pIII=pII⨯η2⨯η3=5.07⨯0.99⨯0.97kW=4.87kW pIV=pIII⨯η2⨯η4=4.87⨯0.99⨯0.99kW=4.77kW
5.2..3计算各轴的输入转矩 T1=9550
pI
=210.1N⋅m nI
pII
=1049.15N⋅m nII
pIII
=3720.7N⋅m nIII
T2=9550
T3=9550
T4=9550
pIV
=3644.3N⋅m nIV
6．带传动
6.1.确定计算功率并选择V带的带型
1.确定计算功率pca
由表查的工作情况系数KA=1.1，故
Pca=KAp=1.1⨯5.5kW=6.05kW
2.选择V带的带型
根据pca， nm查图选用A型。
6.2确定带轮的基准直径并验算带速
1.初选小带轮的基准直径dd1。查表，取小带轮的基 dd1=150mm。 2.验算带速v。验算带的速度
v=
πddnm
1
60⨯1000
=
3.14⨯150⨯960
m/s=7.54m/s
60⨯1000
因为5m/s
3.计算大带轮的基准直径,计算大带轮的基准直径dd2
dd2=i1dd1=4⨯150mm=600mm
圆整为dd2=600mm。 6.3确定V带的中心距和基准长度 1.根据:
0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
525mm≤a0≤1500mm
初定中心距为a0=700mm。 2计算所需基准长度
Ld0=2a0+
π
2
(dd1+dd2)+
(dd2-dd1)2
4a0
=2650mm
选带轮基准长度Ld=2700mm。
3.计算实际中心距a。
a≈a0+
Ld-Ld0
=725mm 2
amin=a-0.015Ld=684mmamax=a+0.03Ld=806mm
中心距的变化范围为567~666mm。 6.4验算带轮包角α1:
57.3︒
（dd2-dd1)=145︒>120︒ α1≈180-
a
︒
6.5计算带的根数
1.计算单根V带的额定功率Pr
由dd1=150mm和nm=960r/min，查表得P0=1.16kW 根据nm=960r/min，i1=4和A型带查表得∆P0=0.11kW 查表得Kα=0.93，表8—2得KL=1.06，于是得：
P⋅Kα⋅KL=(1.16+0.11)⨯0.95⨯1.06kW=1.28kW r=(P0+∆P0）
2.计算V带的根数Z，得：
Z=
Pca6.05
==4.7 取5根 Pr1.28
6.6确定带的初拉力和压轴力
由表得A型带单位长度质量q=0.105kg/m，所以得：
（ F0）min=500
(2.5-Kα)Pca(2.5-0.93)⨯6.05
+qv2=[500⨯+0.105⨯(5.63)2]N=184.7N
Kαzv0.93⨯5⨯5.63
应使带的实际初拉力F0>(F0)min 压轴力最小值，：
(FP)min=2z(F0)minsin
α1
2
=2⨯5⨯184.7⨯sin
145
N=1809N 2
6.7.校核
i=
d2(1-0.02)
=3.92 d1
nI=
nm960=r/min=320r/min i13.1
nII=
nI320=r/min=78r/min i24.1
nIII=
nIIi3
=
78
r/min=24.9r/min 3.14
nIII=nIV
6.8带轮的结构设计
1.带轮材料的确定
大小带轮材料都选用HT200 2.带轮结构形式
小带轮选用实心式，大带轮选用孔板式（6孔）.
7.齿轮传动
7.1高速级齿轮传动
7.1.1选择精度等级，材料及齿数
1.卷扬机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。
2.材料选择。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。 3.选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=24⨯i2=24⨯5.2=125
7.1.2齿轮强度设计
1.按齿面接触强度设计
试算，即
d1t≥
（1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数Kt=1.2
2）小齿轮的传递转矩由前面算得T1=210.1N⋅m=21.01⨯103N⋅mm 3）由表选取齿宽系数φd=1
4）由表查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。
5）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa； 大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa。
1
2
6）计算应力循环次数
N1=60n1jLh=60⨯240⨯1⨯(10⨯240⨯3⨯4)=0.6912⨯1090.6912⨯109
N2==0.6186⨯109
5.2
7）取接触疲劳强度寿命系数KHN1=1.02，KHN2=1.09 8）计算接触疲劳许用应力：（取安全系数S=1）
Kσ
[σH]1=HN1lim1=1.02⨯600MPa=612MPa
sKσ
[σH]2=HN2lim2=1.09⨯550MPa=599.5MPa
s
取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
[σH]=[σH]2=599.5MPa
9）选取区域系数ZH=2.43
10）计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。
εα=[z1(tanαa1-tanα')+z2(tanαa2-tanα')]/2π=
1.72
zε=
==0.872
（2）计算
1）试算小齿轮分度圆直径d1t，有计算公式得
d1t≥=69.63mm
2）计算圆周速度
πd1tn13.14⨯69.63⨯320v===1.17m/s
60⨯100060⨯1000 3）计算齿宽b及模数mnt
b=ϕdd1t=1⨯69.63mm=69.63mm
mnt=
d1t69.63
==2.9 z124
h=2.25mnt=6.525mm
b/h=
69.63
=10.67 6.525
4）计算载荷系数K ①查得使用系数KA=1
②根据v=1.17m/s.,7级精度，查得动载系数KV=1.03
N=6.03⨯10N
69.63
③齿轮的圆周力。
3
1⨯6.03⨯10
KAFt1
==86.67N/mm≤100N/mmb69.63查表得齿间载荷分配系数KHα=1.2
④由表用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.421
K=KAKVKHαKHβ=1⨯1.03⨯1.2⨯1.421=1.76
5）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，得
d1=d1==79.11mm 2T1
Ft1==
d1t
2⨯21.01⨯10
4
3
6）计算模数mn
mn=
d179.11==3.3mm z124
2.按齿根弯曲疲劳强度设计
mn≥ 1) 确定公式中各参数
①试选KFt=1.3
②计算弯曲疲劳强度用重合度系数Yε。
0.750.75
Yε=0.25+=0.25+=0.686
εα1.72③计算
YFaYsa [σF]
由查得齿形系数YFa1=2.65，YFa2=2.05
由查得应力修正系数Ysa1=1.58，Ysa2=1.81
由查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为σFlim1=500MPa，
σFlim2=380MPa
由图查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90，KFN2=0.88 取弯曲疲劳安全系数S=1.3 得
Kσ0.90⨯500
[σF]1=FN1Flim1==346.15MPa
S1.3Kσ0.91⨯380
[σF]2=FN2Flim2==266MPa
S1.3
YFa1Ysa1YFa2Ysa2
=0.0121,=0.0139 [σF]1[σF]2
因为大齿轮
YFaYSaYYYFa2Ysa2
=0.0139 大于小齿轮，所以取FaSa=
[σF][σF][σF]2
2）试算模数
mn≥=2.16mm （2）调整齿轮模数
1）计算实际载荷系数前的数据准备 ①圆周速度v.
d1=mtz1=2.16⨯24=52mm πd1nm3.14⨯52⨯320v==m/s=0.8708m/s
60⨯100060⨯1000
②齿宽b
b=ϕdd1=1⨯52mm=52mm ③宽高比b/h
h=2.25mt=2.25⨯2.16=4.86
b
52==10.70h4.86
2) 计算实际载荷系数KF
① 根据v=0.8708m/s,7精度，由图查得动载系数KV=1.01
② 由
2T1
Ft1==
d1tKAFt1
=b
2⨯21.01⨯10
4
3
N=8.08⨯10N
523
1⨯8.08⨯10
52
=155N/mm>100N/mm
查表得齿间载荷分配系数KHα=1.0
③ 由表用插值法查得KHβ=1.418，结合
b52==10.70图，得KFβ=1.38. h4.86
则载荷系数为 KF=KAKVKFαKFβ=1⨯1.01⨯1.0⨯1.38=1.394
3）由式，可得按实际载荷系数算得的齿轮模
数
m=m=2.16=2.208mm 由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计
算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.208mm，圆整为m=2.5mm，同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=79.11mm计算齿
数。 d79.11
=31.64 取z1=33，则z2=5.2⨯33=171.6 取z2=172 z1=1=
m2.5
7.1.3几何尺寸计算
1.计算大小齿轮分度圆直径 d1=mz1=2.5⨯33mm=83mm d2=z2m=2.5⨯172mm=430mm
2.计算中心距
(z+z)m(33+172)⨯2.5a=12=mm=256.25mm
22
将中心距圆整为a'=260mm。 3.计算齿轮宽度
b=φd=83mm
d
1
一般小齿轮略宽(5~10)mm,，故取b1=90mm，b2=83mm
2.齿面接触疲劳强度校核
4
K=1.76,T=21.01⨯10N⋅mm,φ=1,d=83,υ=4.1
已知：
H
1
d
1
z=2.43,z=189.8,z=
0.872
H
E
ε
σ=
H
zz=510
H
E
εH
3.齿根弯曲疲劳强度校核
Y
已知
Fa1
=2.65.Y
Fa2
=2.05,Y
sa1
=1.58,Y
sa2
=1.81,Y=0.686
ε
m=2.5,z=33
1
带入得
σ
F1
=
2KFT1YFa1YSa1Yε
=134MPa
F1φdmz
1
σ
F2
=
2KFT1YFa2YSa2Yε
=118.9MPa
32F2φdmz
1
4.结构设计及绘制齿轮零件图
5.主要涉及结论，齿数z1=33,z2=172，模数m=2.5mm,压力角α
=20
中心距a=260mm,齿宽b=90mm,b=83mm。小齿轮选用40Cr(调
1
2
质)，大齿轮选用45钢（调质），齿轮按7级精度设计。
7.2低速级齿轮传动
7.2.1选择精度等级，材料及齿数
1.卷扬机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。
2.材料选择。选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
3.选小齿轮齿数z1=25，大齿轮齿数z2=25⨯i2=25⨯3.69=93
7.2.2齿轮强度设计
1.按齿面接触强度设计 试算，即
d1t≥
（1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数Kt=1.3
2）小齿轮的传递转矩由前面算得T1=1049.15⨯103N⋅mm 3）由表选取齿宽系数φd=1
4）由表查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。 5）由图选取区域系数ZH=2.45
6）由图计算接触疲劳强度用重合度系数Zε
zε=
=
1
2
7）按表面接触疲劳计算接触疲劳许用应力
由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa。
由式计算应力循环次数
N1=60n1jLh=60⨯46.5⨯1⨯(10⨯300⨯3⨯4)=1.6848⨯1080.16848⨯109
N2==0.5366⨯108
3.69
由图取接触疲劳强度寿命系数KHN1=1.09，KHN2=1.08 计算接触疲劳许用应力，由式：（取安全系数S=1）
Kσ
[σH]1=HN1lim1=1.09⨯600MPa=654MPa
sKσ
[σH]2=HN2lim2=1.08⨯550MPa=649MPa
s
取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
[σH]=[σH]2=649MPa
2）试算小齿轮分度圆直径d1t，有计算公式得
d1t≥=93.61mm
（2）调整小齿轮分度圆直径
1）计算实际载荷系数前的数据准备
①计算圆周速度
πd1tn13.14⨯93.61⨯46.15v===0.226m/s
60⨯100060⨯1000
②计算齿宽b
b=ϕdd1t=1⨯93.61mm=93.61mm
2）计算载荷系数K ①由表查得使用系数KA=1
②根据v=0.313m/s.,7级精度，由图查得动载系数KV=1.03 ③齿轮的圆周力。由式
2T1
Ft1==
d1t
2⨯1049.15⨯10
4
3
N=11.2⨯10N
93.61
3
1⨯11.2⨯10
KAFt1
==119.65N/mm>100N/mmb93.61
查表得齿间载荷分配系数KHα=1.2
④由表用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.425
K=KAKVKHαKHβ=1⨯1.03⨯1.2⨯1.425=1.76
5）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由式得
d1=d1t==103.56mm 6）计算模数mn
mn=
d1cosβ
=
z1
103.56⨯cos12
25
=4.052mm
2.按齿根弯曲疲劳强度设计 (1)由式
mnt≥1)确定公式中各参数
①试选KFt=1.3
②由式计算弯曲疲劳强度用重合度系数Yε。
β=arctan(tanβcosαt)=arctan(tan12cos20.41)=11.27
b
ε
αv
=
εα
cosβb
=1.80
Yε=0.25+
0.75
εαv
=0.67
③由式，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ。
Yβ=1-εb
β
120
=0.831
④ 计算⑤
YFaYsa
[σF]
由当量齿数Zv1=
Z1Z2
=26.7，
Zv2==84.4 cosβcosβ
查图查得齿形系数YFa1=2.26，YFa2=2.22
由图查得应力修正系数Ysa1=1.61，Ysa2=1.78
由图查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为σFlim1=500MPa，
σFlim2=380MPa
查图查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.92，KFN2=0.96 取弯曲疲劳安全系数S=1.3，由得
KFN1σFlim10.92⨯500
==353.8MPa S1.3Kσ0.96⨯380
[σF]2=FN2Flim2==280.6MPa
S1.3[σF]1=
YFa1Ysa1YFa2Ysa2
=0.0119,=0.0141 [σF]1[σF]2
因为大齿轮
YFaYSaYYYFa2Ysa2
=0.0141 大于小齿轮，所以取FaSa=
[σF][σF][σF]2
2）试算模数
mt≥=3.246mm （2）调整齿轮模数
1）计算实际载荷系数前的数据准备 ①圆周速度v.
d1=mtz1=81.2mm πd1n13.14⨯81.2⨯46.15v==m/s=0.2004m/s
60⨯100060⨯1000
②齿宽b
b=φdd1=1⨯81.2mm=81.2mm ③宽高比b/h
h=2.25mt=2.25⨯3.246=7.3035
b
h
=
81.2
=11.31
7.3035
3) 计算实际载荷系数KF
⑥ 根据v=0.277m/s,7精度，由图查得动载系数KV=1.01
Ft1=⑦ 由
82.96
3
1⨯25.3⨯10
KAFt1
==304.9N/mm>100N/mmb82.96
2T1
=d1
2⨯1049.15⨯10
4
3
N=25.3⨯10N
查表得齿间载荷分配系数KFα=1.2
⑧ 由表用插值法查得KHβ=1.423，结合
b
=11.36，查图，得KFβ=1.43 h
则载荷系数为 KF=KAKVKFαKFβ=1⨯1.01⨯1.2⨯1.43=1.733
3）可得按实际载荷系数算得的齿轮模
数
m=m=3.246=2.95mm 由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计
算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.95mm，圆整为m=3mm，同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=103.56mm计算齿数。
d1
=33.5 取z1=34，则z2=3.69⨯34=127 mn
7.2.3几何尺寸计算
1.计算中心距
(z+z)ma=12=243.9mm
2
将中心距圆整为247
z1=
2.按圆整后的中心距修正螺旋角β=
arccos3.计算大小齿轮分度圆直径 d1=mz1=104mm d2=z2m=390mm
4.计算齿轮宽度
(z1+z2)mn
=12.18 2a
b=φd=104mm
d
1
一般小齿轮略宽(5~10)mm,，故取b1=110mm，b2=104mm
7.2.4圆整中心距后的强度校核
齿轮副的中心距圆整之后，KH,Zε,KF,Yε,Yβ等均产生变化，应重新校
核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。 1. 齿面接触疲劳强度校核
按前面类似做法，计算各参数
KH=1.8,T1=1049.15⨯10N⋅mm,φd=1,d1=104mm1
ϑ=3.14,ZH=2.44,ZE=189.8MPa2，Zε=0.656Zβ=0.99
将他们带入，得到
4
σ=
H
zzz=637MPa
H
E
εβH
满足齿面接触疲劳强度条件 2. 齿根弯曲疲劳强度校核
按前述类似做法，先计算各参数，步骤不一一列出，
4
KF=1.78,T1=1049.15⨯10N⋅mm,φd=1
Y
Fa1
=2.55,Y
Fa2
=2.2,Y
sa1
=1.63,Y
sa2
=1.8,Y=0.681
ε
Y=0.80,β=12.18,mn=3mm,z1=34
β
带入式得
2
2KFT1YFa1YSa1YεYβcosβ
σ
F1
=
32φdmz
n1
2
2KFT1YFa2YSa2YεYβcosβ
=265MPa
F1
σ
F2
=
32φdmz
1
=234MPa
F2
齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮
3.结构设计及绘制齿轮零件图
4.主要涉及结论，齿数z=34,z=127，模数m=3mm,压力角
1
2
α=20β=12.18,中心距a=247mm,齿宽b=110mm,b=104mm。小齿轮选
1
2
用40Cr(调质)，大齿轮选用45钢（调质），齿轮按7级精度设计。
8.轴系部件设计
（III）8.1第轴设计
8.1.1初算第III轴的最小轴径
1.输出轴上的功率P3，转速n3，转矩
由前面算得：P3=4.87kW，n3=12.5r/min，T3=3720700N⋅mm 2.求作用在齿轮上的力
低速级大齿轮的分度圆直径d2=390mm
Ft=
2T32⨯3720700
==19080N d2390
Fr=Ft
tanαntan20︒=19080⨯=7104N cosβcos12.18︒
Fa=Fttanβ=19180⨯tan12.18︒=4118N
3.初步确定轴的最小直径
先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表，取A0=113,于是得
dmin=A=63mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处直径dI-II，故需同时选取联轴器的型号。查表
考虑到转矩变化小，故取KA=1.3。
则联轴器的计算转矩Tca=KAT3=1.3⨯3720700N⋅mm=4836910N⋅mm。按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查GB/T5014——2003，选用HL7弹性柱销联轴器，其公称转矩为6300000N⋅mm.半联轴器的孔径dI=65mm，故取
dI-II=65mm，半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm。
8.1.2第III轴的结构设计
3.轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按dV-VI=89mm由表查得平键截面b⨯h=22mm⨯14mm,建长用键槽铣刀加工，长为56mm，同时为了保证齿
H7
轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴
n6
H7
器与轴的链接，选用平键为16mm⨯10mm⨯70mm，半联轴器与轴的配合为。
k6
滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.
4.确定轴上的圆角和倒角尺寸
参考表，选轴端倒角为C2,各轴肩处的圆角半径如图15-26所示
5.求轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查取∆（参看图）。对于30315圆锥滚子轴承，由手册中查得∆=32mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2+L3=162+77=239mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的界面处的MH,MV,M的值如下图：
6按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度。根据15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，
取α=0.6，轴的计算应力σca=
3
由表，W=0.1d，d=77mm）
=27.5MPa（W为抗弯截面系数，
前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表查得[σ故安全。
-1
]=60MPa，因此σca
7．精确校核轴的疲劳强度
（1）.判断危险截面
截面A、II、III、B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A、II、III、B均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面IV和V处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面c上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面IV的相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核，截面C上虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核左右两侧即可。 （2）、截面VII右侧
333
抗弯截面系数 W=0.1d=0.1⨯75=42187.5mm 333
抗扭截面系数 WT=0.2d=0.2⨯75=84375mm
面VII右侧的77-4277-42
M=M1⨯=712621⨯=323918.6N⋅mm
7777
截面VII的扭矩 T3=3720700N⋅mm
M
=7.68MPa 截面上的弯曲应力 σb=WT3
=44.1MPa 截面上的扭转应力 τT=WT
轴的材料为45钢，调制处理。由表查得σB=640MPa，σ
截弯矩
-1
=275MPa，
τ
-1
=155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数ασ,στ按附表3-2
查取。因
r2D77
==0.0267，==1.0267,经差值后可查得d75d75
ασ=1.774,στ=1.24
又由附图可得轴的材料的敏感系数qσ=0.82,qτ=0.85
故有效应力集中系数按式（附3-4）为kσ=1+qσ(ασ-1)=1.63 kτ=1+qτ(ατ-1)=1.2 由附图得尺寸系数εσ=0.66，又由附图得扭转尺寸系数ετ=0.80 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为βσ=βτ=0.92 轴未经表面强化处理，即βq=1，则综合系数为
Kσ=
kσ
εσ
+
1
βσ
-1=2.56 Kτ=
kτ
ετ
+
1
βτ
-1=1.59
又由得碳钢的特性系数为：
ϕσ=0.10.2，取ϕσ=0.1 ϕτ=0.050.1，取ϕτ=0.05 于是，计算安全系数Sca值，则得：
Sσ=
σ
-1
kσασ+ϕσσ=22
m
Sτ=
σ-1
k=12
τατ+
ϕττm
Sca=
στ=10.5>>S=1.5
故可知其安全。
（3）、截面VII左侧
抗弯截面系数按表公式计算 W=0.1d3=0.1⨯773=45653mm3抗扭截面系数 W3
=0.2⨯773
=91306.7mm3
T=0.2d 截面VII右侧的弯M=M1⨯77-4277=712621⨯77-42
77
=323918.6N⋅mm
截面VII的扭矩 T3=3720700N⋅mm
截面上的弯曲应力 σb=M
W=7.09MPa 截面上的扭转应力 τT=T3
W=40.7MPa T
过盈配合处的kσkτkσ
ε，由附表用插值法求出，并取=0.8，于是得σετεσ
kσε=3.16 kτ=0.8kσ
=2.53
σετεσ
轴按磨削加工，由附图得表面质量系数为βσ=βτ=0.92 故得综合系数为：
Kσ
σ=
k1
ε+
=
kτ
σ
β-1=3.25 Kτσ
ε+
1
-1=2.62
τ
βτ
于是，计算安全系数Sca值，则得：
Sσ=
σ
-1
k=11.9
σασ+ϕσσm
矩
Sτ=
σ-1
=6.14
kτατ+
ϕττm
στ=5.64>>S=1.5
Sca=
故该轴在截面IV左侧的强度也是足够的。
8.2第（II）轴设计
8.2.1初算第（II）轴的最小直径
1.第（II）轴上输入功率p2，转速n2，转矩T2
由前面算得p2=5.07kW，n2=46.15r/min，T2=1049.15N⋅mm 2.分别计算大小齿轮上的力
已知第（II）轴上大齿轮分度圆直
d2=390mm
Ft=
2T22⨯1049150
=N=5380N d2390
Fr=Fttanαn=5380⨯tan20︒=1958.3N
小齿轮上分度圆直径为
d1=104mm
Ft=
2T22⨯574220
=N=20176N d1104
Fr=Ft
tanαntan20︒=20176⨯=7512.6N cosβcos12.18︒
Fa=Fttanβ=20176⨯tan12.18︒=4354.8N
3.初步确定轴的最小直径
dmin=A==47.5mm 根据最小直径查[2]GB/T297—1994选取30212。轴承的规格为
d⨯D⨯T=50mm⨯110mm⨯29.25mm 4. .轴上零件的周向定位
小齿轮与轴的周向定位均采用平键连接,按dII-III=87mm由C表6-1查得平键截面b⨯h=22mm⨯14mm,建长用键槽铣刀加工，长为56mm，同时为了保证齿轮
H7
与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，大齿轮与
n6
轴的链接，dIV-V=87mm选用平键为20mm⨯12mm⨯63mm，半联轴器与轴的配合H7为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸k6
公差为m6.
8.2.2第（II）轴的结构设计
2.确定轴的各段长度
为了使套筒可靠地压紧齿轮，分别使II-III段和III-IV段长度略短于齿轮轮毂宽4mm。
轴环处轴肩高度h=4mm，轴环宽度b≥1.4h。轴环处长度取lIII-IV=12mm 其它轴的尺寸，根据第III轴算出的尺寸进行确定。
8.3第（I）轴设计
8.3.1初算第（I）轴的最小直径 1.先按初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢，调质处理。根据表，取A0=125,p1=5.28kW，n1=240r/min，T1=210100N⋅mm
dmin=A=125=35mm 根据最小直径选取30308轴承，尺寸为d⨯D⨯T=40mm⨯90mm⨯25.25mm
8.3.2第（I）轴的结构设计
根据轴（I）端盖的总宽度及外端盖距带轮的距离，取轴承外壁距带轮表面距离为50mm。即II—III段长度为50mm。再根据轴（III），（II）数据，及确定的箱
体内壁距离和带轮轮毂的长即可将整个轴的结构尺寸确定。
8.3.3轴系零部件的选择
根据前面轴的设计内容可以确定各个轴上的零部件。现将各轴系零件列表如
9.减速器装配图的设计 9.1.1铸造箱体的结构形式及主要尺寸
10.润滑 密封及其它
10.1润滑
1.齿轮的润滑
因齿轮的圆周速度
2.轴承的润滑
轴承采用润滑油进行润滑，润滑油直接采用减速器油池内的润滑油通过输油沟进行润滑。
10.2密封
为保证机盖与机座连接处密封，连接凸缘应有足够的宽度，连接表面应精创其表面粗糙度为Ra=6.3。密封的表面应进过刮研，而且凸缘连接螺柱之间的距离不应过大应均匀分布。轴承端盖选用凸缘式轴承盖易于调整，采用密封圈实现密封。端盖直径见表。密封圈型号根据轴承直径确定。密封圈材料为半粗羊毛毡。 10.3其它
（1）装配图图纸选用A1的图纸，按1：2的比例画。
（2）装配前零件用煤油清洗，滚动轴承用汽油清洗，机内不许有任何杂物存在，内壁图上不被机油侵蚀的涂料两次。
（3）齿啮合侧隙用铅丝检验不小于0.6mm，铅丝不得大于最小侧隙的四倍。
（4）用涂色法检验斑点，按齿高接触斑点不小于40%，按齿长接触斑点不小于50%，必要时间可用研磨或刮后研磨以便改善接触情况。
（5）应调整轴承轴向间隙，F35为0.03~0.008mm F45为0.06~0.12mm F750.08~0.15mm.
检查减速器剖封面，各接触面积密封处，均不许漏油，剖封面允许涂密封油漆或水玻璃，不许使用任何填料。
（6）机内装N68润滑油至规定高度
（7）表面涂灰色油漆。
11.总结
大学以来学了《理论力学》，《材料力学》，《机械原理》，《机械设计》，《互换性与测量基础》，《工程材料与成型技术基础》，还真不知道它们有什么用，我能将它们用在什么地方。通过这次课程设计，我发现以前学的理论基础课程还不是很牢固，没有真正联系实际。自己设计的数据和实践有很大差距，有的不符合机械设计指导书上的要求，还有就是知识的遗忘性大，不会将所学的知识融会贯通等等。
通过这次设计我发现搞机械设计这一行需要自己有丰富的经验和牢固的基础理论知识。这次设计过程中好多内容是参考书上的，很多数据的选取都是借鉴书上的数据，还有很多数据是自己选的不知道何不合理，好多设计的关键地方都是在老师的指导下完成的。毫无疑问，我们的设计的内容有好多错误的地方。我们设计的减速器也很难经的起实践的考验。不过，这次设计毕竟是自己第一次将所学的知识联系到实践中，有很多设计不合理的地方那是必然的。通过这次设计我了解了一些设计的步骤和准则。我们不能违反这些准则否则我们的设计将会出错。这次设计也培养了我一些良好的习惯比如，设计时要专门准备好草稿纸，在稿纸上一步一步将自己的设计内容写清楚等。搞机械这一行需要有严谨的作风，我这次设计过程中始终记住了这一点。设计过程中有好多数据有错误或则不合理，但不是很严重，好多同学都忽略了。这次我没有像以前那样忽略这些小的细节。在这次设计过程中我还发现我有些应用软件如cad,rord等使用起来不是很熟
练，机械手册查起来不熟练等问题，接下来在这些方面我还要进一步的加强。
总之，这次设计培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力。
12. 参考文献
参考文献
C濮良贵、纪名刚.机械设计.8版.北京：高等教育出版社，2006.5
[2]席伟光、杨光、李波.机械设计课程设计.北京：高等教育出版社，2003.
[3]吴宗择、罗圣国.机械设计课程设计手册.3版.北京：高等教育出版社，2006.
课 程 设 计 说 明 书
课程设计名称： 机械课程综合设计
题 目： 卷扬机传动装置的设计 学 生 姓 名：
专 业： 机械设计制造及其自动化 指 导 教 师：
日期：2014 年 12 月 30 日
设计题目：卷扬机传动装置的设计
1. 前言
卷扬机（又叫绞车）是由人力或机械动力驱动卷筒、卷绕绳索来完成牵引工作的装置。可以垂直提升、水平或倾斜拽引重物。卷扬机分为手动卷扬机和电动卷扬机两种。现在以电动卷扬机为主。电动卷扬机由电动机、联轴节、制动器、齿轮箱和卷筒组成，共同安装在机架上。对于起升高度和装卸量大工作频繁的情况，调速性能好，能令空钩快速下降。对安装就位或敏感的物料，能用较小速度。
2. 设计题目概述
2．1设计要求 2.1.1工作条件
用于建筑工地提升物料，空载启动，连续运转，三班制工作，工作平稳。
2.1.2使用期限
工作期限为十年，每年工作300天，三班制工作，每班工作4小时，检修期间隔为三年
2.1.3产批量及加工条件
小批量生产，无铸钢设备。
2.1.4
2
2.1.6设计数据
2.2 设计任务
1）确定传动方案； 2）选择电动机型号； 3）设计传动装置； 4）选择联轴器； 2.3成果要求
1)减速器装配图一张
2）零件工作图二张（大齿轮、输出轴） 3）设计说明书一份
3 确定传动方案
3.1 传动方案
传动方案一般用机构简图表示。它反映运动和动力传递路线和各部件的组成和连接关系。合理的窗洞方案首先要满足机器的功能要求，例如传递功率的大小，转速和运动形式。此外还要适应工作条件（工作环境、场地、工作制度等），满足工作可靠。结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、使用维护便利、经济性合理等要求、要同时满足这些要求是很困难的，因此要通过分析比较多种方案，来选择能保证重点要求的传动方案。（参考机械设计课程设计手册） 3.1.3确定传动方案： 传动方案的选择主要考虑：
1）在电动机与减速器是用联轴器连接还是用带连接； 2）减速器是选择一级还是二级。
电动机与减速器是用联轴器连接还是用带连接主要取决是传动装置的总的传动比，若总的传动比大于等于40，则选择带连接，小于40，则选择联轴器。 减速器是选择一级还是二级这主要取决于减速器的传动比，若减速器的传动比大于等于8，则选用二级减速器；小于8，则选择一级减速器。传动方案如下图1所示：
图1
4.确定电机型号
4.1 电动机的选择
4.1.1 电动机的类型和结构形式
电动机选择Y系列三相交流异步电动机，电动机的结构形式为封闭式。
4.1.2 确定电动机的转速
由于电动机同步转速愈高，价格愈贵，所以选取的电动机同步转速不会太低。
在一般
械中，用的最多的是同步转速为1500或1000r/min的电动机。这里1500r/min的电动机。
4.1.3 确定电动机的功率和型号 1.计算工作机所需输入功率Pw
Pw=
Fv
1000
由原始数据表中的数据得
12⨯103⨯0.6
kW=3.6kW Pw=
1000
2.计算电动机所需的功率Pd(kW)
Pd=Pw/η
式中，η为传动装置的总效率
η=η1η2⋅⋅⋅ηn
式子中η1,η2,ηn分别为传动装置中每对运动副或传动副的效率。 带传动效率η1=0.96 一对轴承效率η2=0.99
齿轮传动效率η3=0.97 联轴器传动效率η4=0.99 滚筒的效率η5=0.96
总效率η=0.96⨯0.994⨯0.972⨯0.99⨯0.96=0.825
3.6
kW=4.36kW 取Pd=5.5kW 0.825
60v60⨯0.3
==12.5r/min 运输带转速nw=
πD3.14⨯0.46
由推荐的传动比合理范围，v带的传动范围一般取2~4，二级圆柱齿轮减速器的传动比一般范围8~40.则总的传动比范围，i=16~160
Pd=Pw/η=
（16~160）⨯12.5=（195.2~1952）r/min 故电机的可选转速为：nd=
由于电动机同步转速越高，价格越贵，所以选取的电动机同步转速不会太高。在
一般机械中，用的最多的是同步转速为1500或1000r/min的电动机。这里选1000r/min的Y132M2-6三相交流异步电动机，满载960r/min，额定功率5.5KW,质量84kg.
5.设计传动装置
5.1计算总传动比和分配各级传动比
5.1.1确定总传动比
i=nm/nw
电动机满载速率nm，工作机所需转速nw 总传动比i为各级传动比的连乘积，即
i=i1i2⋅⋅⋅in
5.1.2分配各级传动比
960
=77 总传动比i=nm/nw=12.5
初选带轮的传动比i1=4，减速器传动比i=
77
=19.2 4
取高速级齿轮传动比i2为低速级齿轮传动比i3的1.3倍，所以求的高速级传动比
i2=5.2，低速级齿轮传动比i3=3.69
5.2计算传动装置的运动参数和动力参数 5.2.1计算各轴的转速
传动装置从电动机到工作机有三个轴，依次为I,II,III轴。 nI=
nm960=r/min=240r/min i14nI240
=r/min=46.15r/min i25.2
nII=
nIII=
nIIi3
=
46.15
r/min=12.5r/min 3.69
nIII=nIV
5.2.2计算各轴的输入功率
pI=pd⨯η1=5.5⨯0.96kW=5.28kW
pII=pI⨯η2⨯η3=5.28⨯0.99⨯0.97kW=5.07kW pIII=pII⨯η2⨯η3=5.07⨯0.99⨯0.97kW=4.87kW pIV=pIII⨯η2⨯η4=4.87⨯0.99⨯0.99kW=4.77kW
5.2..3计算各轴的输入转矩 T1=9550
pI
=210.1N⋅m nI
pII
=1049.15N⋅m nII
pIII
=3720.7N⋅m nIII
T2=9550
T3=9550
T4=9550
pIV
=3644.3N⋅m nIV
6．带传动
6.1.确定计算功率并选择V带的带型
1.确定计算功率pca
由表查的工作情况系数KA=1.1，故
Pca=KAp=1.1⨯5.5kW=6.05kW
2.选择V带的带型
根据pca， nm查图选用A型。
6.2确定带轮的基准直径并验算带速
1.初选小带轮的基准直径dd1。查表，取小带轮的基 dd1=150mm。 2.验算带速v。验算带的速度
v=
πddnm
1
60⨯1000
=
3.14⨯150⨯960
m/s=7.54m/s
60⨯1000
因为5m/s
3.计算大带轮的基准直径,计算大带轮的基准直径dd2
dd2=i1dd1=4⨯150mm=600mm
圆整为dd2=600mm。 6.3确定V带的中心距和基准长度 1.根据:
0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
525mm≤a0≤1500mm
初定中心距为a0=700mm。 2计算所需基准长度
Ld0=2a0+
π
2
(dd1+dd2)+
(dd2-dd1)2
4a0
=2650mm
选带轮基准长度Ld=2700mm。
3.计算实际中心距a。
a≈a0+
Ld-Ld0
=725mm 2
amin=a-0.015Ld=684mmamax=a+0.03Ld=806mm
中心距的变化范围为567~666mm。 6.4验算带轮包角α1:
57.3︒
（dd2-dd1)=145︒>120︒ α1≈180-
a
︒
6.5计算带的根数
1.计算单根V带的额定功率Pr
由dd1=150mm和nm=960r/min，查表得P0=1.16kW 根据nm=960r/min，i1=4和A型带查表得∆P0=0.11kW 查表得Kα=0.93，表8—2得KL=1.06，于是得：
P⋅Kα⋅KL=(1.16+0.11)⨯0.95⨯1.06kW=1.28kW r=(P0+∆P0）
2.计算V带的根数Z，得：
Z=
Pca6.05
==4.7 取5根 Pr1.28
6.6确定带的初拉力和压轴力
由表得A型带单位长度质量q=0.105kg/m，所以得：
（ F0）min=500
(2.5-Kα)Pca(2.5-0.93)⨯6.05
+qv2=[500⨯+0.105⨯(5.63)2]N=184.7N
Kαzv0.93⨯5⨯5.63
应使带的实际初拉力F0>(F0)min 压轴力最小值，：
(FP)min=2z(F0)minsin
α1
2
=2⨯5⨯184.7⨯sin
145
N=1809N 2
6.7.校核
i=
d2(1-0.02)
=3.92 d1
nI=
nm960=r/min=320r/min i13.1
nII=
nI320=r/min=78r/min i24.1
nIII=
nIIi3
=
78
r/min=24.9r/min 3.14
nIII=nIV
6.8带轮的结构设计
1.带轮材料的确定
大小带轮材料都选用HT200 2.带轮结构形式
小带轮选用实心式，大带轮选用孔板式（6孔）.
7.齿轮传动
7.1高速级齿轮传动
7.1.1选择精度等级，材料及齿数
1.卷扬机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。
2.材料选择。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。 3.选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=24⨯i2=24⨯5.2=125
7.1.2齿轮强度设计
1.按齿面接触强度设计
试算，即
d1t≥
（1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数Kt=1.2
2）小齿轮的传递转矩由前面算得T1=210.1N⋅m=21.01⨯103N⋅mm 3）由表选取齿宽系数φd=1
4）由表查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。
5）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa； 大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa。
1
2
6）计算应力循环次数
N1=60n1jLh=60⨯240⨯1⨯(10⨯240⨯3⨯4)=0.6912⨯1090.6912⨯109
N2==0.6186⨯109
5.2
7）取接触疲劳强度寿命系数KHN1=1.02，KHN2=1.09 8）计算接触疲劳许用应力：（取安全系数S=1）
Kσ
[σH]1=HN1lim1=1.02⨯600MPa=612MPa
sKσ
[σH]2=HN2lim2=1.09⨯550MPa=599.5MPa
s
取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
[σH]=[σH]2=599.5MPa
9）选取区域系数ZH=2.43
10）计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。
εα=[z1(tanαa1-tanα')+z2(tanαa2-tanα')]/2π=
1.72
zε=
==0.872
（2）计算
1）试算小齿轮分度圆直径d1t，有计算公式得
d1t≥=69.63mm
2）计算圆周速度
πd1tn13.14⨯69.63⨯320v===1.17m/s
60⨯100060⨯1000 3）计算齿宽b及模数mnt
b=ϕdd1t=1⨯69.63mm=69.63mm
mnt=
d1t69.63
==2.9 z124
h=2.25mnt=6.525mm
b/h=
69.63
=10.67 6.525
4）计算载荷系数K ①查得使用系数KA=1
②根据v=1.17m/s.,7级精度，查得动载系数KV=1.03
N=6.03⨯10N
69.63
③齿轮的圆周力。
3
1⨯6.03⨯10
KAFt1
==86.67N/mm≤100N/mmb69.63查表得齿间载荷分配系数KHα=1.2
④由表用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.421
K=KAKVKHαKHβ=1⨯1.03⨯1.2⨯1.421=1.76
5）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，得
d1=d1==79.11mm 2T1
Ft1==
d1t
2⨯21.01⨯10
4
3
6）计算模数mn
mn=
d179.11==3.3mm z124
2.按齿根弯曲疲劳强度设计
mn≥ 1) 确定公式中各参数
①试选KFt=1.3
②计算弯曲疲劳强度用重合度系数Yε。
0.750.75
Yε=0.25+=0.25+=0.686
εα1.72③计算
YFaYsa [σF]
由查得齿形系数YFa1=2.65，YFa2=2.05
由查得应力修正系数Ysa1=1.58，Ysa2=1.81
由查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为σFlim1=500MPa，
σFlim2=380MPa
由图查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90，KFN2=0.88 取弯曲疲劳安全系数S=1.3 得
Kσ0.90⨯500
[σF]1=FN1Flim1==346.15MPa
S1.3Kσ0.91⨯380
[σF]2=FN2Flim2==266MPa
S1.3
YFa1Ysa1YFa2Ysa2
=0.0121,=0.0139 [σF]1[σF]2
因为大齿轮
YFaYSaYYYFa2Ysa2
=0.0139 大于小齿轮，所以取FaSa=
[σF][σF][σF]2
2）试算模数
mn≥=2.16mm （2）调整齿轮模数
1）计算实际载荷系数前的数据准备 ①圆周速度v.
d1=mtz1=2.16⨯24=52mm πd1nm3.14⨯52⨯320v==m/s=0.8708m/s
60⨯100060⨯1000
②齿宽b
b=ϕdd1=1⨯52mm=52mm ③宽高比b/h
h=2.25mt=2.25⨯2.16=4.86
b
52==10.70h4.86
2) 计算实际载荷系数KF
① 根据v=0.8708m/s,7精度，由图查得动载系数KV=1.01
② 由
2T1
Ft1==
d1tKAFt1
=b
2⨯21.01⨯10
4
3
N=8.08⨯10N
523
1⨯8.08⨯10
52
=155N/mm>100N/mm
查表得齿间载荷分配系数KHα=1.0
③ 由表用插值法查得KHβ=1.418，结合
b52==10.70图，得KFβ=1.38. h4.86
则载荷系数为 KF=KAKVKFαKFβ=1⨯1.01⨯1.0⨯1.38=1.394
3）由式，可得按实际载荷系数算得的齿轮模
数
m=m=2.16=2.208mm 由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计
算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.208mm，圆整为m=2.5mm，同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=79.11mm计算齿
数。 d79.11
=31.64 取z1=33，则z2=5.2⨯33=171.6 取z2=172 z1=1=
m2.5
7.1.3几何尺寸计算
1.计算大小齿轮分度圆直径 d1=mz1=2.5⨯33mm=83mm d2=z2m=2.5⨯172mm=430mm
2.计算中心距
(z+z)m(33+172)⨯2.5a=12=mm=256.25mm
22
将中心距圆整为a'=260mm。 3.计算齿轮宽度
b=φd=83mm
d
1
一般小齿轮略宽(5~10)mm,，故取b1=90mm，b2=83mm
2.齿面接触疲劳强度校核
4
K=1.76,T=21.01⨯10N⋅mm,φ=1,d=83,υ=4.1
已知：
H
1
d
1
z=2.43,z=189.8,z=
0.872
H
E
ε
σ=
H
zz=510
H
E
εH
3.齿根弯曲疲劳强度校核
Y
已知
Fa1
=2.65.Y
Fa2
=2.05,Y
sa1
=1.58,Y
sa2
=1.81,Y=0.686
ε
m=2.5,z=33
1
带入得
σ
F1
=
2KFT1YFa1YSa1Yε
=134MPa
F1φdmz
1
σ
F2
=
2KFT1YFa2YSa2Yε
=118.9MPa
32F2φdmz
1
4.结构设计及绘制齿轮零件图
5.主要涉及结论，齿数z1=33,z2=172，模数m=2.5mm,压力角α
=20
中心距a=260mm,齿宽b=90mm,b=83mm。小齿轮选用40Cr(调
1
2
质)，大齿轮选用45钢（调质），齿轮按7级精度设计。
7.2低速级齿轮传动
7.2.1选择精度等级，材料及齿数
1.卷扬机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。
2.材料选择。选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
3.选小齿轮齿数z1=25，大齿轮齿数z2=25⨯i2=25⨯3.69=93
7.2.2齿轮强度设计
1.按齿面接触强度设计 试算，即
d1t≥
（1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数Kt=1.3
2）小齿轮的传递转矩由前面算得T1=1049.15⨯103N⋅mm 3）由表选取齿宽系数φd=1
4）由表查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。 5）由图选取区域系数ZH=2.45
6）由图计算接触疲劳强度用重合度系数Zε
zε=
=
1
2
7）按表面接触疲劳计算接触疲劳许用应力
由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa。
由式计算应力循环次数
N1=60n1jLh=60⨯46.5⨯1⨯(10⨯300⨯3⨯4)=1.6848⨯1080.16848⨯109
N2==0.5366⨯108
3.69
由图取接触疲劳强度寿命系数KHN1=1.09，KHN2=1.08 计算接触疲劳许用应力，由式：（取安全系数S=1）
Kσ
[σH]1=HN1lim1=1.09⨯600MPa=654MPa
sKσ
[σH]2=HN2lim2=1.08⨯550MPa=649MPa
s
取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
[σH]=[σH]2=649MPa
2）试算小齿轮分度圆直径d1t，有计算公式得
d1t≥=93.61mm
（2）调整小齿轮分度圆直径
1）计算实际载荷系数前的数据准备
①计算圆周速度
πd1tn13.14⨯93.61⨯46.15v===0.226m/s
60⨯100060⨯1000
②计算齿宽b
b=ϕdd1t=1⨯93.61mm=93.61mm
2）计算载荷系数K ①由表查得使用系数KA=1
②根据v=0.313m/s.,7级精度，由图查得动载系数KV=1.03 ③齿轮的圆周力。由式
2T1
Ft1==
d1t
2⨯1049.15⨯10
4
3
N=11.2⨯10N
93.61
3
1⨯11.2⨯10
KAFt1
==119.65N/mm>100N/mmb93.61
查表得齿间载荷分配系数KHα=1.2
④由表用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.425
K=KAKVKHαKHβ=1⨯1.03⨯1.2⨯1.425=1.76
5）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由式得
d1=d1t==103.56mm 6）计算模数mn
mn=
d1cosβ
=
z1
103.56⨯cos12
25
=4.052mm
2.按齿根弯曲疲劳强度设计 (1)由式
mnt≥1)确定公式中各参数
①试选KFt=1.3
②由式计算弯曲疲劳强度用重合度系数Yε。
β=arctan(tanβcosαt)=arctan(tan12cos20.41)=11.27
b
ε
αv
=
εα
cosβb
=1.80
Yε=0.25+
0.75
εαv
=0.67
③由式，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ。
Yβ=1-εb
β
120
=0.831
④ 计算⑤
YFaYsa
[σF]
由当量齿数Zv1=
Z1Z2
=26.7，
Zv2==84.4 cosβcosβ
查图查得齿形系数YFa1=2.26，YFa2=2.22
由图查得应力修正系数Ysa1=1.61，Ysa2=1.78
由图查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为σFlim1=500MPa，
σFlim2=380MPa
查图查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.92，KFN2=0.96 取弯曲疲劳安全系数S=1.3，由得
KFN1σFlim10.92⨯500
==353.8MPa S1.3Kσ0.96⨯380
[σF]2=FN2Flim2==280.6MPa
S1.3[σF]1=
YFa1Ysa1YFa2Ysa2
=0.0119,=0.0141 [σF]1[σF]2
因为大齿轮
YFaYSaYYYFa2Ysa2
=0.0141 大于小齿轮，所以取FaSa=
[σF][σF][σF]2
2）试算模数
mt≥=3.246mm （2）调整齿轮模数
1）计算实际载荷系数前的数据准备 ①圆周速度v.
d1=mtz1=81.2mm πd1n13.14⨯81.2⨯46.15v==m/s=0.2004m/s
60⨯100060⨯1000
②齿宽b
b=φdd1=1⨯81.2mm=81.2mm ③宽高比b/h
h=2.25mt=2.25⨯3.246=7.3035
b
h
=
81.2
=11.31
7.3035
3) 计算实际载荷系数KF
⑥ 根据v=0.277m/s,7精度，由图查得动载系数KV=1.01
Ft1=⑦ 由
82.96
3
1⨯25.3⨯10
KAFt1
==304.9N/mm>100N/mmb82.96
2T1
=d1
2⨯1049.15⨯10
4
3
N=25.3⨯10N
查表得齿间载荷分配系数KFα=1.2
⑧ 由表用插值法查得KHβ=1.423，结合
b
=11.36，查图，得KFβ=1.43 h
则载荷系数为 KF=KAKVKFαKFβ=1⨯1.01⨯1.2⨯1.43=1.733
3）可得按实际载荷系数算得的齿轮模
数
m=m=3.246=2.95mm 由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计
算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.95mm，圆整为m=3mm，同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=103.56mm计算齿数。
d1
=33.5 取z1=34，则z2=3.69⨯34=127 mn
7.2.3几何尺寸计算
1.计算中心距
(z+z)ma=12=243.9mm
2
将中心距圆整为247
z1=
2.按圆整后的中心距修正螺旋角β=
arccos3.计算大小齿轮分度圆直径 d1=mz1=104mm d2=z2m=390mm
4.计算齿轮宽度
(z1+z2)mn
=12.18 2a
b=φd=104mm
d
1
一般小齿轮略宽(5~10)mm,，故取b1=110mm，b2=104mm
7.2.4圆整中心距后的强度校核
齿轮副的中心距圆整之后，KH,Zε,KF,Yε,Yβ等均产生变化，应重新校
核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。 1. 齿面接触疲劳强度校核
按前面类似做法，计算各参数
KH=1.8,T1=1049.15⨯10N⋅mm,φd=1,d1=104mm1
ϑ=3.14,ZH=2.44,ZE=189.8MPa2，Zε=0.656Zβ=0.99
将他们带入，得到
4
σ=
H
zzz=637MPa
H
E
εβH
满足齿面接触疲劳强度条件 2. 齿根弯曲疲劳强度校核
按前述类似做法，先计算各参数，步骤不一一列出，
4
KF=1.78,T1=1049.15⨯10N⋅mm,φd=1
Y
Fa1
=2.55,Y
Fa2
=2.2,Y
sa1
=1.63,Y
sa2
=1.8,Y=0.681
ε
Y=0.80,β=12.18,mn=3mm,z1=34
β
带入式得
2
2KFT1YFa1YSa1YεYβcosβ
σ
F1
=
32φdmz
n1
2
2KFT1YFa2YSa2YεYβcosβ
=265MPa
F1
σ
F2
=
32φdmz
1
=234MPa
F2
齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮
3.结构设计及绘制齿轮零件图
4.主要涉及结论，齿数z=34,z=127，模数m=3mm,压力角
1
2
α=20β=12.18,中心距a=247mm,齿宽b=110mm,b=104mm。小齿轮选
1
2
用40Cr(调质)，大齿轮选用45钢（调质），齿轮按7级精度设计。
8.轴系部件设计
（III）8.1第轴设计
8.1.1初算第III轴的最小轴径
1.输出轴上的功率P3，转速n3，转矩
由前面算得：P3=4.87kW，n3=12.5r/min，T3=3720700N⋅mm 2.求作用在齿轮上的力
低速级大齿轮的分度圆直径d2=390mm
Ft=
2T32⨯3720700
==19080N d2390
Fr=Ft
tanαntan20︒=19080⨯=7104N cosβcos12.18︒
Fa=Fttanβ=19180⨯tan12.18︒=4118N
3.初步确定轴的最小直径
先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表，取A0=113,于是得
dmin=A=63mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处直径dI-II，故需同时选取联轴器的型号。查表
考虑到转矩变化小，故取KA=1.3。
则联轴器的计算转矩Tca=KAT3=1.3⨯3720700N⋅mm=4836910N⋅mm。按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查GB/T5014——2003，选用HL7弹性柱销联轴器，其公称转矩为6300000N⋅mm.半联轴器的孔径dI=65mm，故取
dI-II=65mm，半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm。
8.1.2第III轴的结构设计
3.轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按dV-VI=89mm由表查得平键截面b⨯h=22mm⨯14mm,建长用键槽铣刀加工，长为56mm，同时为了保证齿
H7
轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴
n6
H7
器与轴的链接，选用平键为16mm⨯10mm⨯70mm，半联轴器与轴的配合为。
k6
滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.
4.确定轴上的圆角和倒角尺寸
参考表，选轴端倒角为C2,各轴肩处的圆角半径如图15-26所示
5.求轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查取∆（参看图）。对于30315圆锥滚子轴承，由手册中查得∆=32mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2+L3=162+77=239mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的界面处的MH,MV,M的值如下图：
6按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度。根据15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，
取α=0.6，轴的计算应力σca=
3
由表，W=0.1d，d=77mm）
=27.5MPa（W为抗弯截面系数，
前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表查得[σ故安全。
-1
]=60MPa，因此σca
7．精确校核轴的疲劳强度
（1）.判断危险截面
截面A、II、III、B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A、II、III、B均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面IV和V处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面c上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面IV的相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核，截面C上虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核左右两侧即可。 （2）、截面VII右侧
333
抗弯截面系数 W=0.1d=0.1⨯75=42187.5mm 333
抗扭截面系数 WT=0.2d=0.2⨯75=84375mm
面VII右侧的77-4277-42
M=M1⨯=712621⨯=323918.6N⋅mm
7777
截面VII的扭矩 T3=3720700N⋅mm
M
=7.68MPa 截面上的弯曲应力 σb=WT3
=44.1MPa 截面上的扭转应力 τT=WT
轴的材料为45钢，调制处理。由表查得σB=640MPa，σ
截弯矩
-1
=275MPa，
τ
-1
=155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数ασ,στ按附表3-2
查取。因
r2D77
==0.0267，==1.0267,经差值后可查得d75d75
ασ=1.774,στ=1.24
又由附图可得轴的材料的敏感系数qσ=0.82,qτ=0.85
故有效应力集中系数按式（附3-4）为kσ=1+qσ(ασ-1)=1.63 kτ=1+qτ(ατ-1)=1.2 由附图得尺寸系数εσ=0.66，又由附图得扭转尺寸系数ετ=0.80 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为βσ=βτ=0.92 轴未经表面强化处理，即βq=1，则综合系数为
Kσ=
kσ
εσ
+
1
βσ
-1=2.56 Kτ=
kτ
ετ
+
1
βτ
-1=1.59
又由得碳钢的特性系数为：
ϕσ=0.10.2，取ϕσ=0.1 ϕτ=0.050.1，取ϕτ=0.05 于是，计算安全系数Sca值，则得：
Sσ=
σ
-1
kσασ+ϕσσ=22
m
Sτ=
σ-1
k=12
τατ+
ϕττm
Sca=
στ=10.5>>S=1.5
故可知其安全。
（3）、截面VII左侧
抗弯截面系数按表公式计算 W=0.1d3=0.1⨯773=45653mm3抗扭截面系数 W3
=0.2⨯773
=91306.7mm3
T=0.2d 截面VII右侧的弯M=M1⨯77-4277=712621⨯77-42
77
=323918.6N⋅mm
截面VII的扭矩 T3=3720700N⋅mm
截面上的弯曲应力 σb=M
W=7.09MPa 截面上的扭转应力 τT=T3
W=40.7MPa T
过盈配合处的kσkτkσ
ε，由附表用插值法求出，并取=0.8，于是得σετεσ
kσε=3.16 kτ=0.8kσ
=2.53
σετεσ
轴按磨削加工，由附图得表面质量系数为βσ=βτ=0.92 故得综合系数为：
Kσ
σ=
k1
ε+
=
kτ
σ
β-1=3.25 Kτσ
ε+
1
-1=2.62
τ
βτ
于是，计算安全系数Sca值，则得：
Sσ=
σ
-1
k=11.9
σασ+ϕσσm
矩
Sτ=
σ-1
=6.14
kτατ+
ϕττm
στ=5.64>>S=1.5
Sca=
故该轴在截面IV左侧的强度也是足够的。
8.2第（II）轴设计
8.2.1初算第（II）轴的最小直径
1.第（II）轴上输入功率p2，转速n2，转矩T2
由前面算得p2=5.07kW，n2=46.15r/min，T2=1049.15N⋅mm 2.分别计算大小齿轮上的力
已知第（II）轴上大齿轮分度圆直
d2=390mm
Ft=
2T22⨯1049150
=N=5380N d2390
Fr=Fttanαn=5380⨯tan20︒=1958.3N
小齿轮上分度圆直径为
d1=104mm
Ft=
2T22⨯574220
=N=20176N d1104
Fr=Ft
tanαntan20︒=20176⨯=7512.6N cosβcos12.18︒
Fa=Fttanβ=20176⨯tan12.18︒=4354.8N
3.初步确定轴的最小直径
dmin=A==47.5mm 根据最小直径查[2]GB/T297—1994选取30212。轴承的规格为
d⨯D⨯T=50mm⨯110mm⨯29.25mm 4. .轴上零件的周向定位
小齿轮与轴的周向定位均采用平键连接,按dII-III=87mm由C表6-1查得平键截面b⨯h=22mm⨯14mm,建长用键槽铣刀加工，长为56mm，同时为了保证齿轮
H7
与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，大齿轮与
n6
轴的链接，dIV-V=87mm选用平键为20mm⨯12mm⨯63mm，半联轴器与轴的配合H7为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸k6
公差为m6.
8.2.2第（II）轴的结构设计
2.确定轴的各段长度
为了使套筒可靠地压紧齿轮，分别使II-III段和III-IV段长度略短于齿轮轮毂宽4mm。
轴环处轴肩高度h=4mm，轴环宽度b≥1.4h。轴环处长度取lIII-IV=12mm 其它轴的尺寸，根据第III轴算出的尺寸进行确定。
8.3第（I）轴设计
8.3.1初算第（I）轴的最小直径 1.先按初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢，调质处理。根据表，取A0=125,p1=5.28kW，n1=240r/min，T1=210100N⋅mm
dmin=A=125=35mm 根据最小直径选取30308轴承，尺寸为d⨯D⨯T=40mm⨯90mm⨯25.25mm
8.3.2第（I）轴的结构设计
根据轴（I）端盖的总宽度及外端盖距带轮的距离，取轴承外壁距带轮表面距离为50mm。即II—III段长度为50mm。再根据轴（III），（II）数据，及确定的箱
体内壁距离和带轮轮毂的长即可将整个轴的结构尺寸确定。
8.3.3轴系零部件的选择
根据前面轴的设计内容可以确定各个轴上的零部件。现将各轴系零件列表如
9.减速器装配图的设计 9.1.1铸造箱体的结构形式及主要尺寸
10.润滑 密封及其它
10.1润滑
1.齿轮的润滑
因齿轮的圆周速度
2.轴承的润滑
轴承采用润滑油进行润滑，润滑油直接采用减速器油池内的润滑油通过输油沟进行润滑。
10.2密封
为保证机盖与机座连接处密封，连接凸缘应有足够的宽度，连接表面应精创其表面粗糙度为Ra=6.3。密封的表面应进过刮研，而且凸缘连接螺柱之间的距离不应过大应均匀分布。轴承端盖选用凸缘式轴承盖易于调整，采用密封圈实现密封。端盖直径见表。密封圈型号根据轴承直径确定。密封圈材料为半粗羊毛毡。 10.3其它
（1）装配图图纸选用A1的图纸，按1：2的比例画。
（2）装配前零件用煤油清洗，滚动轴承用汽油清洗，机内不许有任何杂物存在，内壁图上不被机油侵蚀的涂料两次。
（3）齿啮合侧隙用铅丝检验不小于0.6mm，铅丝不得大于最小侧隙的四倍。
（4）用涂色法检验斑点，按齿高接触斑点不小于40%，按齿长接触斑点不小于50%，必要时间可用研磨或刮后研磨以便改善接触情况。
（5）应调整轴承轴向间隙，F35为0.03~0.008mm F45为0.06~0.12mm F750.08~0.15mm.
检查减速器剖封面，各接触面积密封处，均不许漏油，剖封面允许涂密封油漆或水玻璃，不许使用任何填料。
（6）机内装N68润滑油至规定高度
（7）表面涂灰色油漆。
11.总结
大学以来学了《理论力学》，《材料力学》，《机械原理》，《机械设计》，《互换性与测量基础》，《工程材料与成型技术基础》，还真不知道它们有什么用，我能将它们用在什么地方。通过这次课程设计，我发现以前学的理论基础课程还不是很牢固，没有真正联系实际。自己设计的数据和实践有很大差距，有的不符合机械设计指导书上的要求，还有就是知识的遗忘性大，不会将所学的知识融会贯通等等。
通过这次设计我发现搞机械设计这一行需要自己有丰富的经验和牢固的基础理论知识。这次设计过程中好多内容是参考书上的，很多数据的选取都是借鉴书上的数据，还有很多数据是自己选的不知道何不合理，好多设计的关键地方都是在老师的指导下完成的。毫无疑问，我们的设计的内容有好多错误的地方。我们设计的减速器也很难经的起实践的考验。不过，这次设计毕竟是自己第一次将所学的知识联系到实践中，有很多设计不合理的地方那是必然的。通过这次设计我了解了一些设计的步骤和准则。我们不能违反这些准则否则我们的设计将会出错。这次设计也培养了我一些良好的习惯比如，设计时要专门准备好草稿纸，在稿纸上一步一步将自己的设计内容写清楚等。搞机械这一行需要有严谨的作风，我这次设计过程中始终记住了这一点。设计过程中有好多数据有错误或则不合理，但不是很严重，好多同学都忽略了。这次我没有像以前那样忽略这些小的细节。在这次设计过程中我还发现我有些应用软件如cad,rord等使用起来不是很熟
练，机械手册查起来不熟练等问题，接下来在这些方面我还要进一步的加强。
总之，这次设计培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力。
12. 参考文献
参考文献
C濮良贵、纪名刚.机械设计.8版.北京：高等教育出版社，2006.5
[2]席伟光、杨光、李波.机械设计课程设计.北京：高等教育出版社，2003.
[3]吴宗择、罗圣国.机械设计课程设计手册.3版.北京：高等教育出版社，2006.