階梯軸測量裝置設計說明書

⑴ 求一帶式運輸機的二級圓柱齒輪減速器畢業設計

前 言

機械設計綜合課程設計在機械工程學科中佔有重要地位，它是理論應用於實際的重要實踐環節。本課程設計培養了我們機械設計中的總體設計能力，將機械設計系列課程設計中所學的有關機構原理方案設計、運動和動力學分析、機械零部件設計理論、方法、結構及工藝設計等內容有機地結合進行綜合設計實踐訓練，使課程設計與機械設計實際的聯系更為緊密。此外，它還培養了我們機械繫統創新設計的能力，增強了機械構思設計和創新設計。
本課程設計的設計任務是展開式二級圓柱齒輪減速器的設計。減速器是一種將由電動機輸出的高轉速降至要求的轉速比較典型的機械裝置，可以廣泛地應用於礦山、冶金、石油、化工、起重運輸、紡織印染、制葯、造船、機械、環保及食品輕工等領域。
本次設計綜合運用機械設計及其他先修課的知識，進行機械設計訓練，使已學知識得以鞏固、加深和擴展；學習和掌握通用機械零件、部件、機械傳動及一般機械的基本設計方法和步驟，培養學生工程設計能力和分析問題，解決問題的能力；提高我們在計算、制圖、運用設計資料（手冊、 圖冊）進行經驗估算及考慮技術決策等機械設計方面的基本技能，同時給了我們練習電腦繪圖的機會。
最後藉此機會，對本次課程設計的各位指導老師以及參與校對、幫助的同學表示衷心的感謝。
由於缺乏經驗、水平有限，設計中難免有不妥之處，懇請各位老師及同學提出寶貴意見。

帶式輸送機概論

帶式輸送機是一種摩擦驅動以連續方式運輸燃料的機械。應用它可以將物料在一定的輸送線上，從最初的供料點到最終的卸料點間形成一種物料的輸送流程。它既可以進行碎散物料的輸送，也可以進行成件物品的輸送。除進行純粹的物料輸送外，還可以與各工業企業生產流程中的工藝過程的要求相配合，形成有節奏的流水作業運輸線。所以帶式輸送機廣泛應用於現代化的各種工業企業中。在礦山的井下巷道、礦井地面運輸系統、露天采礦場及選礦廠中，廣泛應用帶式輸送機。它用於水平運輸或傾斜運輸。使用非常方便。
輸送機發展歷史
中國古代的高轉筒車和提水的翻車，是現代斗式提升機和刮板輸送機的雛形；17世紀中，開始應用架
空索道輸送散狀物料；19世紀中葉，各種現代結構的輸送機相繼出現。
1868年，在英國出現了帶式輸送機；1887年，在美國出現了螺旋輸送機；1905年，在瑞士出現了鋼帶式輸送機；1906年，在英國和德國出現了慣性輸送機。此後，輸送機受到機械製造、電機、化工和冶金工業技術進步的影響，不斷完善，逐步由完成車間內部的輸送，發展到完成在企業內部、企業之間甚至城市之間的物料搬運，成為材料搬運系統機械化和自動化不可缺少的組成部分。
輸送機的特點
帶式輸送機是煤礦最理想的高效連續運輸設備，與其他運輸設備(如機車類)相比具有輸送距離長、運量大、連續輸送等優點，而且運行可靠，易於實現自動化和集中化控制，尤其對高產高效礦井，帶式輸送機已成為煤炭開采機電一體化技術與裝備的關鍵設備。
帶式輸送機主要特點是機身可以很方便的伸縮，設有儲帶倉，機尾可隨採煤工作面的推進伸長或縮短，結構緊湊，可不設基礎，直接在巷道底板上鋪設，機架輕巧，拆裝十分方便。當輸送能力和運距較大時，可配中間驅動裝置來滿足要求。根據輸送工藝的要求，可以單機輸送，也可多機組合成水平或傾斜的運輸系統來輸送物料。
帶式輸送機廣泛地應用在冶金、煤炭、交通、水電、化工等部門，是因為它具有輸送量大、結構簡單、維修方便、成本低、通用性強等優點。
帶式輸送機還應用於建材、電力、輕工、糧食、港口、船舶等部門。
一、 設計任務書
設計一用於帶式運輸機上同軸式二級圓柱齒輪減速器
1. 總體布置簡圖

2. 工作情況
工作平穩、單向運轉
3. 原始數據
運輸機捲筒扭矩（N•m） 運輸帶速度（m/s） 捲筒直徑（mm） 使用年限（年） 工作制度（班/日）
350 0.85 380 10 1
4. 設計內容
(1) 電動機的選擇與參數計算
(2) 斜齒輪傳動設計計算
(3) 軸的設計
(4) 滾動軸承的選擇
(5) 鍵和聯軸器的選擇與校核
(6) 裝配圖、零件圖的繪制
(7) 設計計算說明書的編寫
5. 設計任務
(1) 減速器總裝配圖1張（0號或1號圖紙）
(2) 齒輪、軸、軸承零件圖各1張（2號或3號圖紙）
(3) 設計計算說明書一份
二、 傳動方案的擬定及說明
為了估計傳動裝置的總傳動比范圍,以便選擇合適的傳動機構和擬定傳動:方案,可由已知條件計算其驅動捲筒的轉速nw:

三． 電動機的選擇
1. 電動機類型選：Y行三相非同步電動機
2. 電動機容量
(1) 捲筒軸的輸出功率

(2) 電動機的輸出功率

傳動裝置的總效率
式中， 為從電動機至捲筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由《機械設計課程設計》（以下未作說明皆為此書中查得）表2-4查得：V帶傳動 ；滾動軸承 ；圓柱齒輪傳動 ；彈性聯軸器 ；捲筒軸滑動軸承 ，則

故
(3) 電動機額定功率
由第二十章表20-1選取電動機額定功率
由表2-1查得V帶傳動常用傳動比范圍 ，由表2-2查得兩級展開式圓柱齒輪減速器傳動比范圍 ，則電動機轉速可選范圍為

可選符合這一范圍的同步轉速的電動3000 。

根據電動機所需容量和轉速，由有關手冊查出只有一種使用的電動機型號，此種傳動比方案如下表：
電動機型號 額定功率
電動機轉速
傳動裝置傳動比
Y100L-2 3 同步 滿載 總傳動比 V帶 減速器
3000 2880 62.06 2

三、 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比
1. 傳動裝置總傳動比

2. 分配各級傳動比
取V帶傳動的傳動比 ，則兩級圓柱齒輪減速器的傳動比為

按展開式布置考慮潤滑條件,為使兩級大齒輪直徑相近由圖12展開式曲線的
則i
所得 符合一般圓柱齒輪傳動和兩級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。
四、計算傳動裝置的運動和動力參數：

按電動機軸至工作機運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數
1.各軸轉速：

2．各軸輸入功率：

Ⅰ～Ⅲ軸的輸出功率分別為輸入功率乘軸承效率0.99，捲筒軸輸出功率則為輸入功率乘捲筒的傳動效率0.96，計算結果見下表。

3. 各軸輸入轉矩：

Ⅰ～Ⅲ軸的輸出轉矩分別為輸入轉矩乘軸承效率0.99，捲筒軸輸出轉矩則為輸入轉矩乘捲筒的傳動效率0.96，計算結果見下表。

綜上，傳動裝置的運動和動力參數計算結果整理於下表：

軸名 功率
轉矩
轉速

傳動比

效率

輸入 輸出 輸入 輸出
電機軸 2.3 7.63 2880 2
0.96
I軸 2.21 14.65 1440
7.13
0.95
II軸 2.1 99.29 201. 96
4.35 0.95
III軸
2.0 410.58 46.43
1.00 0.98
捲筒軸 1.94 398.34

第三章 主要零部件的設計計算
§3.1 展開式二級圓柱齒輪減速器齒輪傳動設計

§3.1.1 高速級齒輪傳動設計
1． 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數
1）按以上的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。
2）運輸機為一般工作，速度不高，故選用8級精度（GB 10095-88）。
3) 材料選擇。考慮到製造的方便及小齒輪容易磨損並兼顧到經濟性，兩級圓柱齒輪的大、小齒輪材料均用45鋼，大齒輪為正火處理,小齒輪熱處理均為調質處理且大、小齒輪的齒面硬度分別為260HBS,215HBS。
4）選小齒輪的齒數 ，大齒輪的齒數為 。
2． 按齒面接觸強度設計
由設計公式進行試算，即

(1) 確定公式內的各計算數值
1) 試選載荷系數
2) 由以上計算得小齒輪的轉矩：
3) 查6－12（機械設計基礎）表選取齒寬系數 ，查圖6－37（機械設計基礎）按齒面硬度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 。
計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1％，安全系數S=1

4)計算應力循環次數

5) 按接觸疲勞壽命系數

（2） 計算：

1) 帶入 中較小的值，求得小齒輪分度圓直徑 的最小值為

3) 計算齒寬： 取 ，
4) 計算分度圓直徑與模數、中心距：
模數: 取第一系列標准值m=1.5
分度圓直徑:

中心距：
5) 校核彎曲疲勞強度:
符合齒形因數 由圖6－40得 ＝4.35， ＝3.98
彎曲疲勞需用應力：
1) 查圖6-41得彎曲疲勞強度極限 ： ;
2) 查圖6-42取彎曲疲勞壽命系數
3) 計算彎曲疲勞許用應力.
取彎曲疲勞安全系數S=1,得

4) 校核計算：
<
<
故彎曲疲勞強度足夠
確定齒輪傳動精度：
圓周速度：
對照表6－9（機械設計基礎）根據一般通用機械精度等級范圍為6～8級可知，齒輪精度等級應選8級

§3.1.2 低速級齒輪傳動設計
1． 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數
1）按以上的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。
2）運輸機為一般工作，速度不高，故選用8級精度（GB 10095-88）。
3) 材料選擇。考慮到製造的方便及小齒輪容易磨損並兼顧到經濟性，兩級圓柱齒輪的大、小齒輪材料均用45鋼，熱處理均為正火調質處理且大、小齒輪的齒面硬度分別為200HBS,250HBS，二者材料硬度差為40HBS。
4）選小齒輪的齒數 ，大齒輪的齒數為 ，取 。
2． 按齒面接觸強度設計
由設計公式進行試算，即

2) 確定公式內的各計算數值
1） 試選載荷系數
2） 由以上計算得小齒輪的轉矩
3） 查表及其圖選取齒寬系數 ，由圖6－37按齒面硬度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） 計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1％，安全系數S=1

5） 查圖6-42取彎曲疲勞壽命系數

按接觸疲勞壽命系數

模數： 由表6－2取第一系列標准模數
分度圓直徑：
中心距：
齒寬：
校核彎曲疲勞強度:
復合齒形因數 由圖6－40得
6)計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1％，安全系數S=1
得
校核計算： <
<
故彎曲疲勞強度足夠
確定齒輪傳動精度：
圓周速度：
對照表6－9（機械設計基礎）根據一般通用機械精度等級范圍為6～8級可知，齒輪精度等級應選8級
對各個軸齒輪相關計算尺寸
表6－3高速軸齒輪各個參數計算列表
名稱 代號 計算公式
齒數 Z

模數

壓力角

齒高系數

頂隙系數

齒距 P

齒槽寬 e

齒厚 s

齒頂高

齒根高

齒高 h

分度圓直徑 d

基圓直徑

齒頂圓直徑

齒根圓直徑

中心距

表6－3低速軸齒輪各個參數計算列表
名稱 代號 計算公式
齒數 Z

模數

壓力角

齒高系數

頂隙系數

齒距 P

齒槽寬 e

齒厚 s

齒頂高

齒根高

齒高 h

分度圓直徑 d

基圓直徑

齒頂圓直徑

齒根圓直徑

中心距

V帶的設計
1)計算功率

2)選擇帶型
據 和 =2880由圖10-12<械設計基礎>選取z型帶
3)確定帶輪基準直徑
由表10-9確定 <械設計基礎>

1) 驗算帶速
因為 故符合要求
2) 驗算帶長
初定中心距

由表10-6選取相近
3) 確定中心距

4) 驗算小帶輪包角
故符合要求
5) 單根V帶傳遞額定功率
據 和 查圖10-9得
8) 時單根V帶的額定功率增量:據帶型及 查表10-2<械設計基礎>得
10)確定帶根數
查表10-3 查表10-4 <械設計基礎>

11) 單根V帶的初拉力
查表10-5

12)用的軸上的力

13帶輪的結構和尺寸
以小帶輪為例確定其結構和尺寸,由圖10-11<械設計基礎>帶輪寬
§3.3 軸系結構設計
§3.3.1 高速軸的軸系結構設計
一、軸的結構尺寸設計
根據結構及使用要求,把該軸設計成階梯軸且為齒輪軸,共分七段,其中第5段為齒輪,如圖2所示:

圖2
由於結構及工作需要將該軸定為齒輪軸,因此其材料須與齒輪材料相同,均為合金鋼,熱處理為調制處理, 材料系數C為118。
所以,有該軸的最小軸徑為:
考慮到該段開鍵槽的影響,軸徑增大6%,於是有:
標准化取
其他各段軸徑、長度的設計計算依據和過程見下表:
表6 高速軸結構尺寸設計
階梯軸段 設計計算依據和過程 計算結果
第1段
(考慮鍵槽影響)

13.6

16

60
第2段
(由唇形密封圈尺寸確定)

20(18.88)

50
第3段 由軸承尺寸確定
(軸承預選6004 B1=12)

20

23
第4段

24(23.6)

145
第5段 齒頂圓直徑
齒寬
33

38
第6段

24

10
第7段

20

23
二、軸的受力分析及計算
軸的受力模型簡化(見圖3)及受力計算
L1=92.5 L2=192.5 L3=40

三、軸承的壽命校核
鑒於調整間隙的方便,軸承均採用正裝.預設軸承壽命為3年即12480h.
校核步驟及計算結果見下表:
表7 軸承壽命校核步驟及計算結果
計算步驟及內容 計算結果
6007軸承

A端 B端
由手冊查出Cr、C0r及e、Y值 Cr=12.5kN
C0r=8.60kN
e=0.68
計算Fs=eFr(7類)、Fr/2Y(3類) FsA=1809.55 FsB=1584.66
計算比值Fa/Fr FaA /FrA>e FaB /FrB< e
確定X、Y值 XA= 1,YA = 0, XB =1 YB=0
查載荷系數fP 1.2
計算當量載荷
P=Fp(XFr+YFa) PA=981.039 PB=981.039
計算軸承壽命

9425.45h
小於
12480h
由計算結果可見軸承6007合格.

表8 中間軸結構尺寸設計
階梯軸段 設計計算依據和過程 計算結果
第1段
由軸承尺寸確定
(軸承預選6008 )

33.6

40

25

第2段
(考慮鍵槽影響)

45(44.68)

77.5
第3段

50

12.5
第4段

99

109

第5段

46

39
考慮到低速軸的載荷較大，材料選用45,熱處理調質處理,取材料系數
所以,有該軸的最小軸徑為:
考慮到該段開鍵槽的影響,軸徑增大6%,於是有:
標准化取
其他各段軸徑、長度的設計計算依據和過程見下表:
表10 低速軸結構尺寸設計
階梯軸段 設計計算依據和過程 計算結果
第1段
(考慮鍵槽影響)
(由聯軸器寬度尺寸確定)

52.49
60(55.64)

142

第2段
(由唇形密封圈尺寸確定)

64(63.84)

50
第3段

66
16

第4段 由軸承尺寸確定
(軸承預選6014C )

70

24
第5段

78

75
第6段
20

88

20
第7段
齒寬+10
80(79.8)

119
§3.3.4 各軸鍵、鍵槽的選擇及其校核
因減速器中的鍵聯結均為靜聯結,因此只需進行擠壓應力的校核.
一、 高速級鍵的選擇及校核:
帶輪處鍵:按照帶輪處的軸徑及軸長選 鍵B8X7,鍵長50,GB/T1096
聯結處的材料分別為: 45鋼(鍵) 、40Cr(軸)
二、中間級鍵的選擇及校核:
(1) 高速級大齒輪處鍵: 按照輪轂處的軸徑及軸長選 鍵B14X9GB/T1096
聯結處的材料分別為: 20Cr (輪轂) 、45鋼(鍵) 、20Cr(軸)
此時, 鍵聯結合格.
三、低速級級鍵的選擇及校核
(1)低速級大齒輪處鍵: 按照輪轂處的軸徑及軸長選 鍵B22X14,鍵長 GB/T1096
聯結處的材料分別為: 20Cr (輪轂) 、45鋼(鍵) 、45(軸)
其中鍵的強度最低,因此按其許用應力進行校核,查手冊其

該鍵聯結合格
(2)聯軸器處鍵: 按照聯軸器處的軸徑及軸長選 鍵16X10,鍵長100,GB/T1096
聯結處的材料分別為: 45鋼 (聯軸器) 、45鋼(鍵) 、45(軸)
其中鍵的強度最低,因此按其許用應力進行校核,查手冊其

該鍵聯結合格.

第四章 減速器箱體及其附件的設計
§4.1箱體結構設計
根據箱體的支撐強度和鑄造、加工工藝要求及其內部傳動零件、外部附件的空間位置確定二級齒輪減速器箱體的相關尺寸如下：（表中a=322.5）
表12 箱體結構尺寸
名稱 符號 設計依據 設計結果
箱座壁厚 δ 0.025a+3=11 11
考慮鑄造工藝，所有壁厚都不應小於8
箱蓋壁厚 δ1 0.02a+3≥8 9.45
箱座凸緣厚度 b 1.5δ 16.5
箱蓋凸緣厚度 b1 1.5δ1 14.18
箱座底凸緣厚度 b2 2.5δ 27.5
地腳螺栓直徑 df 0.036a+12 24(23.61)
地腳螺栓數目 n 時，n=6
6
軸承旁聯結螺栓直徑 d1 0.75df 18
箱蓋與箱座聯接螺栓直徑 d 2 (0.5～0.6)df 12
軸承端蓋螺釘直徑和數目 d3，n (0.4～0.5)df,n 10,6
窺視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3～0.4)df 8
定位銷直徑 d (0.7～0.8) d 2 9
軸承旁凸台半徑 R1 c2 16
凸台高度 h 根據位置及軸承座外徑確定，以便於扳手操作為准 34
外箱壁至軸承座端面距離 l1 c1+c2+ (5～10) 42
大齒輪頂圓距內壁距離 ∆1 ＞1.2δ 11
齒輪端面與內壁距離 ∆2 ＞δ 10
箱蓋、箱座肋厚 m1 、 m m1≈0.85δ1 =8.03 m≈0.85δ=9.35 7
軸承端蓋凸緣厚度 t (1～1.2) d3 10
軸承端蓋外徑 D2 D+(5～5.5) d3 120
軸承旁邊連接
螺栓距離

S
120
第五章 運輸、安裝和使用維護要求
1、減速器的安裝
（1）減速器輸入軸直接與原動機連接時，推薦採用彈性聯軸器；減速器輸出軸與工作機聯接時，推薦採用齒式聯軸器或其他非剛性聯軸器。聯軸器不得用錘擊裝到軸上。
（2）減速器應牢固地安裝在穩定的水平基礎上，排油槽的油應能排除，且冷卻空氣循環流暢。
（3）減速器、原動機和工作機之間必須仔細對中，其誤差不得大於所用聯軸器的許用補償量。
（4）減速器安裝好後用手轉動必須靈活，無卡死現象。
（5）安裝好的減速器在正式使用前，應進行空載，部分額定載荷間歇運轉1~3h後方可正式運轉，運轉應平穩、無沖擊、無異常振動和雜訊及滲漏油等現象，最高油溫不得超過100℃；並按標准規定檢查輪齒面接觸區位置、面積，如發現故障，應及時排除。
2、使用維護
本類型系列減速器結構簡單牢固，使用維護方便，承載能力范圍大，公稱輸入功率0.85—6660kw，公稱輸出轉矩100—410000N.m，不怕工況條件惡劣，是適用性很好，應用量大面廣的產品。可通用於礦山、冶金、運輸、建材、化工、紡織、輕工、能源等行業的機械傳動。但有以下限制條件：
1.減速器高速軸轉速不高於1000r/min;
2.減速器齒輪圓周速度不高於20m/s;
3.減速器工作環境溫度為—40~45℃，低於0℃時，啟動前潤滑油應預熱到8℃以上，高於45℃時應採取隔熱措施。
3、減速器潤滑油的更換：
（1）減速器第一次使用時，當運轉150~300h後須更換潤滑油，在以後的使用中應定期檢查油的質量。對於混入雜質或變質的油須及時更換。一般情況下，對於長期工作的減速器，每500~1000h必須換油一次。對於每天工作時間不超過8h的減速器，每1200~3000h換油一次。
（2）減速器應加入與原來牌號相同的油，不得與不同牌號的油相混用。牌號相同而粘度不同的油允許混合用。
（3）換油過程中，蝸輪應使用與運轉時相同牌號的油清洗。
（4）工作中，當發現油溫溫升超過80℃或油池溫度超過100℃及產生不正常的雜訊等現象時，應停止使用，檢查原因。如因齒面膠合等原因所致，必須排除故障，更換潤滑油後，方可繼續運轉。
減速器應定期檢修。如發現擦傷、膠合及顯著磨損，必須採用有效措施制止或予以排除。備件必須按標准製造，更新的備件必須經過跑合和負荷試驗後才能正式使用。 用戶應有合理的使用維護規章制度，對減速器的運轉情況和檢驗中發現的問題應做認真的記錄 。

小 結
轉眼兩周的時間過去了，感覺時間過得真快，忙忙碌碌終於把機械設計做出來了。我通過這次設計學到了很多東西。使我對機械設計的內容有了進一步的了解.
因為剛結束課程就搞設計,還沒有來得及復習,所以剛開始遇到好多的問題,都感覺很棘手.因為機械設計是把我們這學期所學知識全部綜合起來了,還用到了許多先前開的課程,例如金屬工藝學,材料力學,機械原理等.
首先，我們要運用知識想好用什麼結構，然後進行軸大小長短的設計，要校核，選軸承。最後還要校核低速軸，看能否用。鍵也是一件重要的零件，校核也不可避免。所有這些都用到了力學和機械設計得內容，可是我當時力學沒有學好，機械設計又沒完全掌握，做這次設計真是不容易啊!.
但通過這次機械設計學到了許多,不僅是在知識方面，重要是在觀念方面。以往我們不管做什麼都有現成的東西，而我們只要算別人現有的東西就可以了，其實那就是抄。但現在很多是自己設計，沒有約束了反而不知所措了。其次，我在這次設計中出現了許多問題,經過常老師得指點,我學到了許多課本上沒有的東西他並且給我們講了一些實際用到的經驗.收獲真是破多啊!最後就是我們大學的課程開了這么多,我們一定要把基礎打牢,為以後的綜合運用打下基礎啊.這次機械設計課程就體現了,我們現在很缺乏把自己學的東西聯系起來的能力.
最後我總結一下通過這次機械設計我學到的。實踐出真知，不假。通過設計我現在可以了解真正的設計是一個怎樣的程序啊.而且其中出現了許多錯誤,為以後工作增加經驗。雖然機設很累，但我很充實，我學到了許多知識，我增加了社會競爭力，我又多了解了機械，又進步了。總之，這次機械設計雖然很累,但是我學到了好多自己從前不知道和沒有經歷的經驗。

參 考 文 獻

1 <<機械設計>>第八版 濮良貴主編 高等教育出版社 ，2006
2 <<機械設計課程設計>>第1版 . 王昆,何小柏主編 .機械工業出版社 ,2004
3 <<機械原理>> 申永勝主編 清華大學出版社 ,1999
4 <<材料力學 >> 劉鴻文主編 高等教育出版社 ,2004
5 <<幾何公差與測量>>第五版 甘永力主編 上海科學技術出版社 ，2003
6 <<機械制圖>>

⑵ 急求兩級圓柱齒輪減速器的設計說明書

一、前言
(一)
設計目的：
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。
(二)
傳動方案的分析
機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、製造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。
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。本設計採用的是單級直齒輪傳動。
減速器的箱體採用水平剖分式結構，用HT200灰鑄鐵鑄造而成。
二、傳動系統的參數設計
原始數據：運輸帶的工作拉力F=0.2 KN；帶速V=2.0m/s；滾筒直徑D=400mm（滾筒效率為0.96）。
工作條件：預定使用壽命8年，工作為二班工作制，載荷輕。
工作環境：室內灰塵較大，環境最高溫度35°。
動力來源：電力，三相交流380/220伏。
1
、電動機選擇
（1）、電動機類型的選擇： Y系列三相非同步電動機
（2）、電動機功率選擇：
①傳動裝置的總效率：
=0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96
②工作機所需的輸入功率：
因為 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N
=FV/1000η
=1908×2/1000×0.96
=3.975KW
③電動機的輸出功率：
=3.975/0.87=4.488KW
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 ＝ 5.5KW 。
⑶、確定電動機轉速：
計算滾筒工作轉速：
=（60×v）/（2π×D/2）
=（60×2）/（2π×0.2）
=96r/min
由推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I』 =3~6。取V帶傳動比I』 =2~4，則總傳動比理時范圍為I』 =6~24。故電動機轉速的可選范圍為n』 =（6~24）×96=576~2304r/min
⑷、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1000r/min和1500r/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1500r/min ，根據所需的額定功率及同步轉速確定電動機的型號為Y132S-4 ，滿載轉速 1440r/min 。
其主要性能：額定功率：5.5KW，滿載轉速1440r/min，額定轉矩2.2，質量68kg。
2 、計算總傳動比及分配各級的傳動比
（1）、總傳動比：i =1440/96=15
（2）、分配各級傳動比：
根據指導書，取齒輪i =5（單級減速器i=3~6合理）
=15/5=3
3 、運動參數及動力參數計算
⑴、計算各軸轉速（r/min）
=960r/min
=1440/3=480(r/min)
=480/5=96(r/min)
⑵計算各軸的功率（KW）
電動機的額定功率Pm=5.5KW
所以
P =5.5×0.98×0.99=4.354KW
=4.354×0.99×0.96 =4.138KW
=4.138×0.99×0.99=4.056KW
⑶計算各軸扭矩（N�6�1mm）
TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N�6�1m
=9550×4.138/96 =411.645N�6�1m
=9550×4.056/96 =403.486N�6�1m
三、傳動零件的設計計算
（一）齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料及精度等級
考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪採用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45#鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據指導書選7級精度。齒面精糙度R ≤1.6~3.2μm
（2）確定有關參數和系數如下：
傳動比i
取小齒輪齒數Z =20。則大齒輪齒數：
=5×20=100 ，所以取Z
實際傳動比
i =101/20=5.05
傳動比誤差：（i -i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5% 可用
齒數比： u=i
取模數：m=3 ；齒頂高系數h =1；徑向間隙系數c =0.25；壓力角 =20°；
則 h *m=3，h ）m=3.75
h=（2 h ）m=6.75，c= c
分度圓直徑：d =×20mm=60mm
d =3×101mm=303mm
由指導書取 φ
齒寬： b=φ =0.9×60mm=54mm
=60mm ，
b
齒頂圓直徑：d ）=66，
d
齒根圓直徑：d ）=52.5，
d ）=295.5
基圓直徑：
d cos =56.38，
d cos =284.73
(3)計算齒輪傳動的中心矩a：
a=m/2(Z )=3/2(20+101)=181.5mm 液壓絞車≈182mm
（二）軸的設計計算
1 、輸入軸的設計計算
⑴、按扭矩初算軸徑
選用45#調質，硬度217~255HBS
根據指導書並查表，取c=110
所以 d≥110 (4.354/480) 1/3mm=22.941mm
d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm
∴選d=25mm
⑵、軸的結構設計
①軸上零件的定位，固定和裝配
單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則採用過渡配合固定
②確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d =25mm
， L =（1.5～3）d ，所以長度取L
∵h=2c
c=1.5mm
+2h=25+2×2×1.5=31mm
考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L =（2+20+55）=77mm
III段直徑：
初選用30207型角接觸球軸承，其內徑d為35mm,外徑D為72mm，寬度T為18.25mm.
=d=35mm，L =T=18.25mm，取L
Ⅳ段直徑：
由手冊得：c=1.5
h=2c=2×1.5=3mm
此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便於軸承的拆卸，應按標准查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：d =（35+3×2）=41mm
因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為41mm
+2h=35+2×3=41mm
長度與右面的套筒相同，即L
Ⅴ段直徑：d =50mm. ，長度L =60mm
取L
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=80mm
Ⅵ段直徑：d =41mm， L
Ⅶ段直徑：d =35mm， L ＜L3，取L
2 、輸出軸的設計計算
⑴、按扭矩初算軸徑
選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS）
根據課本P235頁式（10-2），表（10-2）取c=110
=110× (2.168/76.4) =38.57mm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則
d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm
∴取d=42mm
⑵、軸的結構設計
①軸的零件定位，固定和裝配
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位採用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。
②確定軸的各段直徑和長度
初選30211型角接球軸承，其內徑d為55mm，外徑D=100mm，寬度T為22.755mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長42.755mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
則 d =42mm L = 50mm
L = 55mm
L = 60mm
L = 68mm
L =55mm
L
四、滾動軸承的選擇
1 、計算輸入軸承
選用30207型角接觸球軸承，其內徑d為35mm,外徑D為72mm，寬度T為18.25mm.
2 、計算輸出軸承
選30211型角接球軸承，其內徑d為55mm，外徑D=100mm，寬度T為22.755mm
五、鍵聯接的選擇
1 、輸出軸與帶輪聯接採用平鍵聯接
鍵的類型及其尺寸選擇：
帶輪傳動要求帶輪與軸的對中性好，故選擇C型平鍵聯接。
根據軸徑d =42mm ，L =65mm
查手冊得，選用C型平鍵，得： 卷揚機
裝配圖中22號零件選用GB1096-79系列的鍵12×56
則查得：鍵寬b=12，鍵高h=8，因軸長L ＝65，故取鍵長L=56
2 、輸出軸與齒輪聯接用平鍵聯接
=60mm,L
查手冊得，選用C型平鍵，得：
裝配圖中 赫格隆36號零件選用GB1096-79系列的鍵18×45
則查得：鍵寬b=18，鍵高h=11，因軸長L ＝53，故取鍵長L=45
3 、輸入軸與帶輪聯接採用平鍵聯接 =25mm L
查手冊
選A型平鍵，得：
裝配圖中29號零件選用GB1096-79系列的鍵8×50
則查得：鍵寬b=8，鍵高h=7，因軸長L ＝62，故取鍵長L=50
4 、輸出軸與齒輪聯接用平鍵聯接
=50mm
L
查手冊
選A型平鍵，得：
裝配圖中26號零件選用GB1096-79系列的鍵14×49
則查得：鍵寬b=14，鍵高h=9，因軸長L ＝60，故取鍵長L=49
六、箱體、箱蓋主要尺寸計算
箱體採用水平剖分式結構，採用HT200灰鑄鐵鑄造而成。箱體主要尺寸計算如下：
七、軸承端蓋
主要尺寸計算
軸承端蓋：HT150 d3=8
n=6 b=10
八、減速器的
減速器的附件的設計
1
、擋圈 ：GB886-86
查得：內徑d=55，外徑D=65，擋圈厚H=5，右肩軸直徑D1≥58
2
、油標 ：M12：d =6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20，D
3
、角螺塞
M18
×
1.5 ：JB/ZQ4450-86
九、
設計參考資料目錄
1、吳宗澤、羅聖國主編.機械設計課程設計手冊.北京：高等教育出版社，1999.6
2、解蘭昌等編著.緊密儀器儀表機構設計.杭州：浙江大學出版社，1997.11

⑶ 機械安全技術知識

機械安全技術知識大全

機械的安全功能是指機械及其零部件的某些功能是專門為保證安全而設計的，它主要分為主要安全功能和輔助安全功能兩大類。下面是我為大家整理的機械安全技術知識大全，歡迎大家閱讀瀏覽。

第一節機械行業安全概要

知識點一、機械產品主要類別

1、機械行業的主要產品包括12類：

2、重點了解(2)重型礦山機械;(4)石油化工通用機械。

3、非機械行業包括鐵道機械、建築機械、紡織機械、輕工機械、船舶機械等。

知識點二、機械設備的危險部位及防護對策

(一)機械設備的危險部位

1、機械設備可造成碰撞、夾擊、剪切、捲入等多種傷害。

2、旋轉部件之間、連接件、運動部件;接近類型;通過類型;單向滑動。

(二)機械傳動機構安全防護對策

1、機床上常見的傳動機構有齒輪嚙合機構、皮帶傳動機構、聯軸器等，有必要把傳動機構危險部位加以防護。

2、所採取的安全技術措施一般分為直接(設計時)、間接(防護裝置)和指導性(安全規定、設置標志)三類。

3、重點：齒輪傳動的安全防護：齒輪傳動機構必須裝置全封閉型的防護裝置，沒有防護罩不得使用;皮帶傳動裝置的防護罩可採用金屬骨架的防護網，與皮帶的距離不要小於50mm，不要影響機器的運行。一般傳動機構離地面2 m以下，要設防護罩。3種情況加以防護：皮帶輪之間的距離在3 m以上;皮帶寬度在15 cm以上;皮帶回轉的速度在9 m/min以上;聯軸器等的防護最常見的是Ω型防護罩。

知識點三、機械傷害類型及預防對策

(一)機械傷害類型

1、機械狀態：正常工作狀態、非正常工作狀態、非工作狀態。

2、機械行業包括機械傷害、非機械危害。

3、主要危險和危害：物體打擊、車輛傷害、機械傷害、起重傷害、觸電、灼燙、火災、高處墜落等14種。

(二)機械傷害預防對策措施：先後順序

1、實現機械本質安全：①消除產生危險的原因。②減少或消除接觸機器的危險部件的次數;③使人們難以接近機器的危險部位(或提供安全裝置，使得接近這些部位不會導致傷害);④提供保護裝置或者防護服。

2、保護操作者和有關人員安全：①通過培訓來提高人們辨別危險的能力;②通過對機器的重新設計，使危險更加醒目(或者使用警示標志);③通過培訓，提高避免傷害的能力;④採取必要的行動來避免傷害的自覺性。

(三)通用機械安全設施的技術要求

1、機械安全防護裝置的一般要求。安全防護裝置可靠，與設備運轉連鎖。

2、重點：緊急停車開關。緊急停車開關應保證瞬時動作時能終止設備的一切運動。對有慣性運動的設備，緊急停車開關應與制動器或離合器連鎖，以保證迅速終止運行。緊急停車開關的形狀應區別於一般開關，顏色為紅色;緊急停車開關的布置應保證操作人員易於觸及，且不發生危險;設備由緊急停車開關停止運行後，必須按啟動順序重新啟動才能重新運轉。

3、防護罩做平台或階梯時，應能承受1500n的垂直力。

知識點四、機械安全設計與機器安全裝置

(一)本質安全：是通過機械的設計者，在設計階段採取措施來消除隱患的一種機械安全方法。

(二)失效安全：設計者應該保證當機器發生故障時不出危險。

(三)定位安全：把機器的部件安置到不可能觸及的地點，通過定位達到安全。

(四)機器布置：空間、照明、管線布置、維護時的出入安全。

(五)機器安全防護裝置

重點理解：連鎖、控制、雙手控制安全裝置。

知識點五、機械製造場所安全技術

(一)採光:廠房跨度大於12 m時，單跨廠房的兩邊應有採光側窗，窗戶的寬度應不小於開間長度的1/2;多跨廠房相連，相連各跨應有天窗，跨與跨之間不得有牆封死。車間通道照明燈要覆蓋所有通道，覆蓋長度應大於90%車間安全通道長度。

(二)通道：包括廠區主幹道和車間安全通道。

1、廠區幹道的路面要求：車輛雙向行駛的幹道寬度不小於5m，有單向行駛標志的主幹道寬度不小於3m;進入廠區門口，危險地段需設置限速牌、指示牌和警示牌。

2、車間安全通道要求。通行汽車，寬度>3m;通行電瓶車的寬度>1.8 m;通行手推車、三輪車的寬度>1.5 m;一般人行通道的寬度>l m。

(三)設備布局:長度>12 m者為大型設備，6～12m者為中型設備，<6m者為小型設備; 設備間距：大型≥2 m，中型≥lm，小型≥0.7 m; 設備與牆、柱距離：大型≥0.9 m，中型≥0.8 m，小型≥0. 7 m; 高於2 m的運輸線應有牢固的防罩(網)，對低於2 m的運輸線的起落段兩側應加設護欄，欄高1.05m。

(四)物料堆放

1、包括工位器具、工件、材料的擺放。

2、產品坯料的存放量：產品坯料等應限量存入，白班存放量為每班加工量的1.5倍，夜班存放量為加工量的2.5倍，但大件不超過當班定額。

3、工件、物料擺放不得超高，在垛底與垛高之比為1：2的前提下，垛高不超出2m(單位超高除外)，砂箱堆垛不超過3.5 m。

(五)地面狀態：要求生產場地平坦、清潔。深大於0.2 m、寬大於0.1 m的坑、壕、池應有可靠的防護欄或蓋板。

第二節金屬切削機床及砂輪機安全技術

知識點一、金屬切削機床的危險因素

靜止部件、旋轉部件、內旋轉咬合、往復運動和滑動的危害、飛出物。

知識點二、金屬切削機床的安全技術措施

1、機床運轉異常狀態：1)溫升異常2)轉速異常3)振動和雜訊過大4)出現撞擊聲5)輸入輸出參數異常6)機床內部缺陷

振動故障率最大：機床由於振動而產生的故障占整個故障的`60%~70%。

2、運動機械中易損件的故障檢測。

重點：易損件有傳動軸、軸承、齒輪、葉輪，其中滾動軸承和齒輪的損壞更為普遍。

3、金屬切削機床常見危險因素的控制措施：1)設備可靠接地，照明採用安全電壓。2)楔子、銷子不能突出表面。3)用專用工具，帶護目鏡。4)尾部安防彎裝置及設料架。5)零部件裝卡牢固。6)及時維修安全防護、保護裝置。7)選用合格砂輪，裝卡合理。

(8)加強檢查，杜絕違章現象，穿戴好勞動保護用品。

知識點三、砂輪機的安全技術要求

砂輪機安裝：地點選擇。砂輪機正面裝設不低於1.8m高度的防護擋板。

砂輪的平衡。直徑大於或等於200mm的砂輪裝上法蘭盤後應先進行靜平衡調試。

砂輪與卡盤的匹配。砂輪法蘭盤直徑不得小於被安裝砂輪直徑的1/3，且規定砂輪磨損到直徑比法蘭盤直徑大10mm時應更換新砂輪。

砂輪機的防護罩。開口角度在主軸水平面以上不允許超過65゜，開口大於等於30゜時必須設擋屑屏板，砂輪圓周表面與擋板的間隙應小於6mm。

砂輪機的工件托架。直徑在150m以上必須設置可調托架，砂輪與托架之間的距離應小於被磨工件最小外形尺寸的1/2，但最大不應超過3mm。

砂輪機使用安全要求：禁止側面磨削;不準正面操作;不準共同操作。

第三節沖壓(剪)機械安全技術

知識點一、沖壓作業的危險因素

設備結構具有的危險;動作失控;開關失靈;模具的危險(傷害部位主要是手部)。

知識點二、沖壓作業安全技術措施

包括改進沖壓作業方式、改革沖模結構、實現機械化自動化、設置模具和設備的防護裝置等。沖壓作業機械化和自動化是減輕工人勞動強度、保證人身安全的根本措施。

重點：沖壓設備的安全裝置。按結構分為機械式、按鈕式、光電式、感應式等。機械式防護裝置。主要有：推手式、擺桿(撥手)、拉手安全裝置。

知識點三、剪板機安全技術措施

操作剪板機時的注意事項(重點2、4、5)。不應獨自1人操作剪板機;運動部位必須安裝防護罩;操作者的手指保持安全距離，手指離剪刀口應保持最少200mm以外的距離，並且離開壓緊裝置。

第四節木工機械安全技術

知識點一、木工機械危險有害因素

刀軸轉速高、多刀多刃、手工進料等。機械傷害：危險性大，發生概率高;火災和爆炸：後果嚴重;木材的生物、化學危害;木粉塵危害;雜訊和振動危害。

知識點二、木工機械安全技術措施

1、在設計上就應使木工機械具有完善的安全裝置，包括安全防護裝置、安全控制裝置和安全報警信號裝置。徒手操作者必須有安全防護措施，消聲、吸塵或通風裝置，刀軸與電氣應有安全聯控裝置，採用安全送料裝置或設置分離刀、防反彈安全屏護裝置，設置遇事故需緊急停機的安全控制裝置。

2、手壓平刨傷手為多發性事故，手壓平刨刀軸的設計與安裝要求：1)必須使用圓柱形刀軸，絕對禁止使用方刀軸。2)壓刀片的外緣應與刀軸外圓相合，當手觸及刀軸時，只會碰傷手指皮，不會被切斷。3)刨刀刃口伸出量不能超過刀軸外徑1.1mm。4)刨口開口量應符合規定。

第五節鑄造安全技術

知識點一、鑄造作業危險有害因素

火災及爆炸、灼燙、機械傷害、高處墜落、塵毒危害、雜訊振動、高溫和熱輻射

知識點二、鑄造作業安全技術措施

(一)工藝要求

在工藝可能的條件下，宜採用濕法作業，操作條件差的場合宜採用機械手遙控隔離操作。污染較小的造型、制芯工段在集中採暖地區應布置在非採暖季節最小頻率風向的下風側，在非集中採暖地區應位於全面最小頻率風向的下風側。

(二)建築要求：鑄造車間應安排在高溫車間、動力車間的建築群內，建在廠區其他不釋放有害物質的生產建築的下風側;廠房主要朝向宜南北向;綠化帶。

(三)除塵：電弧爐的煙氣凈化設備宜採用乾式高效除塵器;沖天爐的排煙凈化宜採用機械排煙凈化設備。

第六節鍛造安全技術

知識點一、鍛造的特點

在金屬灼熱的狀態下進行，所使用的設備如空氣錘、蒸汽錘、摩擦壓力機等，工作時發出的都是沖擊力，作用力是很大的，

知識點二、鍛造的危險有害因素

傷害事故：機械傷害、火災爆炸、灼燙(800~1200)。

職業危害：雜訊和振動、塵毒危害、熱輻射。

知識點三、鍛造的安全技術措施

12點(掌握重點啟動裝置3、4、5及11)。外露的傳動裝置(齒輪傳動、摩擦傳動、曲柄傳動或皮帶傳動等)必須要有防護罩;啟動裝置必須能保證對設備進行迅速開關，並保證設備運行和停車狀態的連續可靠;電動啟動裝置的按鈕盒，其按鈕上需標有“啟動”、“停車”等字樣。停車按鈕為紅色，其位置比啟動按鈕高10—12 mm;新安裝和經過大修理的鍛壓設備，應該根據設備圖紙和技術說明書進行驗收和試驗。

第七節安全人機工程基本知識

知識點一、定義與研究內容

(一)“人—機—環境”系統

解決安全問題的根本需求是實現生產過程的機械化和自動化。

(二)人機系統的類型：主要有兩類，一類為機械化、半機械化控制的人機系統;另一類為全自動化控制的人機系統。

1)機械化、半機械化控制的人機系統：人主要充當生產過程的操作者與控制者。系統的安全性主要取決於人機功能分配的合理性、機器的本質安全性及人為失誤狀況。

2)全自動化控制的人機系統：人是監視著和管理者。系統的安全性主要取決於機器的本質安全性、機器的冗餘系統失靈以及人處於低負荷時應急反應變差等。

第八節 人的特性

知識點一、人體測量

(一)靜態測量。

測量方法：可採取不同的姿勢，主要有立姿、坐姿、跪姿和卧姿等幾種。

人體測量的數據是指人體不同部位的尺寸，在設計不同的設備或產品時會涉及到。

影響人體測量數據的因素：民族因素，性別、年齡因素，職業因素。

(二)動態測量

(三)人體測量數據的運用准則

最大最小准則，可調性准則，平均准則，使用最新人體數據准則，地域性准則，功能修正與最小心理空間相結合準則(著裝修正量、功能修正量得到最小功能尺寸、附加心理修正量得到最佳功能尺寸)。

知識點二、人的生理特性

1、視覺

暗適應與明適應能力：暗適應的過渡時間較長，約需要30min;明適應約需1min;

眩光有害影響：使暗適應破壞，產生視覺後像;降低視網膜上的照度;減弱觀察物體與背景的對比度;觀察物體時產生模糊感覺等，這些都將影響操作者的正常作業。

視錯覺：形狀錯覺，色彩錯覺，物體運動錯覺。其中常見的形狀錯覺有長短錯覺、方向錯覺、對比錯覺、大小錯覺、遠近錯覺及透視錯覺等。色彩錯覺有對比錯覺、大小錯覺、溫度錯覺、距離錯覺及疲勞錯覺等。

視覺損傷與視覺疲勞：眼睛能承受的可見光的最大亮度值約為106cd/m2。300m以下的短波紫外線可引起紫外線眼炎。紫外線照射4～5h後眼睛便會充血，l0～12h後會使眼睛劇痛而不能睜眼。常受紅外線照射可引起白內障。直視高亮度光源如激光、太陽光等，會引起黃斑燒傷，有可能造成無法恢復的視力減退。低照度或低質量的光環境，會引起各種眼的折光缺陷或提早形成老花。眩光或照度劇烈而頻繁變化的光可引起視覺機能的降低。

視覺的運動規律：人眼看一個目標要得到視覺印象，最短的注視時間為0.07～0.3s，這里與照明的亮度有關。人眼視覺的暫停時間平均需要0.17s。

2、聽覺。聽覺的功能有分辨聲音的高低和強弱，還可以判斷環境中聲源的方向和遠近。

聽覺絕對閾限：頻率閾限、聲壓閾限和聲強閾限。

聽覺辨別閾限：人耳具有區分不同頻率和不同強度聲音的能力。

辨別聲音的方向和距離的能力。

3、人的感覺與反應

反應時間：是從包括感覺反應時間到開始動作所用時間的總和。一般條件下，反應時間約為0.1-0.5S，對於復雜的選擇性反應時間達1-3S，要進行復雜判斷和認識的反應時間平均達3-5S。

減少反應時間的途徑：1)合理地選擇感知類型(聽覺的反應時間最短0.1-0.2S);2)按人機工程學原則設計機器;3)通過訓練提高人的反應速度。

(二)人體的特性參數

與產品設計和操作機器有關參數：靜態參數，動態參數，生理學參數，生物力學參數。

人體勞動強度參數：耗氧量、心率、人的勞動強度。體力勞動強度按勞動強度指數i大小分為4級：輕勞動、中等強度勞動、重強度勞動、很重體力勞動。

(三)疲勞

疲勞的定義：疲勞分為肌肉疲勞(或稱體力疲勞)和精神疲勞(或稱腦力疲勞)兩種。

消除疲勞的途徑：設計時應充分考慮人的生理心理因素;改善工作環境;合理安排作息時間。

3、疲勞測定的方法：主觀感覺調查表法、分析腦電圖、測定頻閃值、智能測驗、精神測驗、連續拍攝人體動作的變化。

4、單調作業與輪班作業

避免作業單調的措施：培養多面手，工作延伸，操作再設計，顯示作業終極目標，動態信息報告，推行消遣工作法，改善作業環境。

輪班作業：單班制、兩班制、三班制或四班制等。許多企業實行“四班三運轉制” 。

知識點三、人的心理特性

能力：是指一個人完成一定任務的本領。主要有感覺、知覺、觀察力、注意力、記憶力、思維想像力和操作能力等。

各種能力的總和就構成人的智力，它包括人的認識能力和活動能力。

情緒與情感。不安全情緒有急躁情緒和煩躁情緒。

第九節 機械的特性

知識點一、機械安全的定義及特性

機械安全的特性。現代機械安全具有：系統性、防護性、友善性、整體性。

知識點二、機械故障診斷技術

故障診斷的基本流程包括診斷文檔建立和診斷實施兩大部分。診斷實施過程的基本步驟：信號檢測 、特徵提取(或稱信號處理) 、狀態識別、診斷決策 。

(三)故障診斷技術

1、振動信號的檢測與分析

振動信號一般用位移、速度或加速度感測器來測量。感測器應盡量安裝在診斷對象敏感點或離核心部位最近的關鍵點。

2、油液分析技術：應用較多的有光譜油液分析和鐵譜油液分析 。

3、溫度檢測及紅外線監測技術。

4、超聲探傷技術：可以對所有固體材料進行探傷和檢測。

5、表面缺陷探傷技術：磁粉探傷、滲透探傷、渦流探傷。

知識點三、 機械的可靠性設計與維修性設計

可靠性定義：指系統或產品在規定的條件和規定的時間內，完成規定功能的能力。

可靠性度量指標：可靠度、故障率(或失效率)、平均壽命(或平均無故障工作時間)、維修度、有效度。

有效度：狹義可靠度r(t)與維修度m(τ)的綜合稱為有效度，也稱廣義可靠度。

(二)維修性設計

維修性是指對故障產品修復的難易程度。即在規定條件和規定時間內，完成某種產品維修任務的難易程度。

應考慮的主要問題：可達性、零組部件的標准化與互換性、維修人員的安全。

第十節 人機作業環境

知識點一、光環境

(一)光的度量

概念：光通量、發光強度(光強)、亮度、照度。照度不足是重要原因。

(二)照明對作業的影響

照明與疲勞、照明與事故。視覺疲勞是產生事故和影響工效的主要原因。

知識點二、色彩環境

顏色的特性顏色具有色調、明度、彩度三個基本特性。

色彩對生理的影響，視覺疲勞。

知識點三、微氣候環境

構成微氣候的要素：空氣溫度、空氣濕度、氣流速度、熱輻射。

空氣溫度，分為舒適溫度(21±3℃)和允許溫度(舒適溫度±3~5 ℃)。

空氣濕度，有絕對濕度和相對濕度，相對濕度在80%以上為高氣濕，低於30%為低氣濕，舒適的濕度一般為40%~60%。

氣流速度，室外一般為0.15m/s時空氣新鮮。

(二)人體對微氣候環境的感受與評價

1、微氣候環境的綜合評價。1)有效溫度(感覺溫度)：干球溫度、濕球溫度和氣流速度;2)不適指數：干球溫度、濕球溫度;3)三球溫度指數wbgt：干球、濕球、黑球;4)卡他度：氣溫、濕度和風速。

2、高溫作業環境對人體的影響：高溫環境使人心率和呼吸加快、濕熱環境對中樞神經系統具有抑製作用、高溫環境下，人的水分和鹽分大量喪失。

3、低溫環境對人體的影響：手的觸覺敏感性臨界皮溫是10℃左右。

第十一節 人機系統

知識點一、人機信息及能量交換系統模型

人機系統的任何活動實質上是信息及能量的傳遞和交換。

知識點二、人機功能分配

1、人在人機系統中的主要功能：感測功能、信息處理功能、操縱功能。

2、人機功能分配原則：笨重的、快速的、持久的、可靠性高的、精度高的、規律性的、單調的、高價運算的、操作復雜的、環境條件差的工作，適合機器;而研究、創造、決策、指令和程序的編排、檢查、維修、故障處理及應付不測等工作，適合人。

知識點三、人機系統可靠性計算

(一)人機系統的可靠度計算

1、人機串聯系統。人機並聯系統：並行工作冗餘法、後備冗餘法。

2、兩人監控人機系統的可靠度：異常時相當於兩人並聯;正常相當於兩人串聯。

異常情況時，Rsr′=RHb·RM=[1-(1-R1)(1-R2)]RM

正常情況時，Rsr″=RHc·RM=Rl·R2·RM

(二)人機系統可靠性設計基本原則

1、系統的整體可靠性原則、高可靠性組成單元要素原則 、具有安全系數的設計原則、高可靠性方式原則、標准化原則、高維修度原則(零件標准化、部件通用化、設備系列化)、事先進行試驗和進行評價的原則、預測和預防的原則、人機工程學、技術經濟性、審查原則、整理准備資料和交流信息原則、信息反饋原則、設立相應的組織機構。

2、高可靠性方式原則：冗餘設計、故障安全裝置、自動保險裝置。

3、故障安全結構有以下幾種：

①消極被動式。組成單元發生故障時，機器變為停止狀態。

②積極主動式。組成單元發生故障時，機器一面報警，一面還能短時運轉。

③運行操作式。即使組成單元發生故障，機器也能運行到下次的定期檢查。

通常在產業系統中，大多為消極被動式結構。

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所有圖（包括彎矩扭矩圖）在我郵箱，有需要再通知我[email protected]

目 錄

1. 任務書
2. 電動機的選擇
3. 傳動裝置總傳動比計算並分配傳動比
4. 傳動裝置的運動參數和動力參數計算
5. 齒輪傳動設計及計算
6. 輸入軸的設計結構計算
7. 輸出軸的設計結構計算
8. 滾動軸承的選擇計算
9. 鍵的選擇
10. 聯軸器的選擇
11. 箱體的結構設計計算
12. 潤滑方式的選擇
13. 潤滑油的選擇
14. 密封選擇
15. 參考資料
16. 學習小結
17. 零件圖

1. 任務書
一、 程設計的性質和目的
機械設計課程設計是把學過的各學科的理論較全面地綜合應用到實際工程中
去，力求從課程內容上、從分析問題和解決問題的方法上，從設計思想上培養工
程設計能力，課程設計有以下幾個方面的要求：
1． 培養綜合運動機械設計課程和其他先修課程的基礎理論和基礎知識，以及結
合生產實踐分析和解決工程實際問題的能力使所學的知識得以融會貫通，調
協應用。
2． 通過課程設計，學習和掌握一般機械設計的程序和方法，樹立正確的工程設
計的思想，培養獨立的、全面的、科學的工程設計能力。
3． 在課程設計的實踐中學會查找、翻閱、使用標准、規范，手冊，圖冊和相關
的技術資料等。熟悉個掌握機械設計的基本技能。

二、 課程設計的內容
1．設計題目：
帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器
2．運動簡圖

3．工作條件
傳動不逆轉，載荷平穩，起動載荷的名義載荷的1.25倍,使用期限10年,兩班制工作,輸送帶速度容許誤差為±5%，輸送帶效率一般為0.94～0.96。
4．原始數據
已知條件 題號 1
輸送帶拉力F(N) 3.2
滾筒直徑D(mm) 450
輸送帶速度v(m/s) 1.7

三、 完成工作量
（1） 設計說明書1份
（2） 減速器裝配圖1張
（3） 減速器零件圖3張

四、 機械設計的一般過程
設計過程:

設計任務——總體設計——結構設計——零件設計——加工生產——安裝調試

五、 課程設計的步驟
在課程設計時，不可能完全履行機械設計的全過程，只能進行其中一些的重要
設計環節，如下：
1． 設計准備
認真閱讀研究設計任務書，了解設計要求和工作條件。
2． 傳動裝置的總體設計
首先根據設計要求，同時參考比較其他設計方案，最終選擇確定傳動裝置的總
體布置。
3． 傳動零件的設計計算
設計計算各級傳動零件的參數和主要尺寸
4． 結構設計（裝配圖設計）
首先進行裝配草圖設計，設計軸，設計軸承，最後完成裝配圖的其他要求。在
完成裝配草圖的基礎上，最終完成的圖即正式的餓裝配結構設計。
5． 完成兩張典型零件工作圖設計
6． 編寫和整理設計說明書
7． 設計總結和答辯

六、 課程設計中應注意的問題
課程設計是較全面的設計活動，在設計時應注意以下的一些問題：
（一）全新設計與繼承的問題
在設計時，應從具體的設計任務出發，充分運用已有的知識和資料進行科學、
先進的設計。
（二）正確使用有關標准和規范
為提高所設計機械的質量和降低成本，在設計中應盡量採用標准件，外購件，
盡量減少的自製件。
（三）正確處理強度，剛度，結構和工藝間的關系
在設計中任何零件的尺寸都不可能全部由理論計算來確定，而每個零件的尺寸
都應該由強度，剛度，結構。加工工藝，裝配是否方便，成本高低等各方面的要
求來綜合確定的。
（四）計算與圖畫的要求
進行裝配圖設計時，並不僅僅是單純的圖畫，常常是圖畫與設計計算交叉進行
的。先由計算確定零件的基本尺寸，再草圖的設計，決定其具體結構尺寸，再進
行必要的計算。

2. 電動機的選擇
電動機已經系統化,系統化一般由專門工廠按標准系列成批大量生產,設計時只需根據工作載荷,工作機的特性和工作環境,選擇電動機的類型,結構形式和轉速,計算電動機功率,最後全頂電動機型號.
一 類型選擇
電動機類型選擇是根據電源種類(流或交流),工作條件(度,環境,空間,尺寸等)及載荷特點(性質,大小,起動性和過載現象)來選擇的.目前廣泛應用Y系列三相非同步電動機(JB3074-82)是全封閉自扇冷鼠型三相非同步電動機,適用於無特殊要求的各種機械設備.由於Y系列電動機具有交好的起動性能,因此,也適用於某些對起動轉矩有較高要求的機械,如壓縮機等.
二 電動機功率確定
電動機功率是根據工作機容量的需要來確定的.電動機的額定功率應等於或大於電動機所需功率Pw
1 工作機所需功率Pw
根據公式計算:已知工作機阻力Fw和速度Vw則工作機所需功率Pw為:

式中:Fw-工作機阻力,N
Vw-工作機線速度,m/s
將數據 Fw=3.2kN
帶入公式 =5.44kW
2輸出功率Pd
已知Pw=5.44kW
由任務要求知:
查表得:
代入得:
由公式
選擇額定功率7.5kW的電動機
在計算傳送裝置的總功率時,應注意以下幾點:
1)取傳動副效率是否以包括其軸效率,如包括則不應計算軸承效率
2)軸承的效率通常指-對軸承而言
3)同類性的幾對傳動副,軸承,或聯軸器,要分別考慮效率
4)當資料給出的效率為-范圍時,一般可以取中間值,如工作條件差,加工條件差,加工精度低或維護不良時應取低值,反之應取高值.
3確定工作機轉速
額定功率相同的類型電動機,可以有幾種轉速供選擇,如三相非同步電動機就有四種常見 同步轉速,即:3000r/min,1500r/min,1000r/min,750r/min電動機的轉速高,極對數少,尺寸和質量叫,價格便宜,但機械傳動裝置總轉動比加大,結構尺寸偏大,成本也變高,所以選擇電動機轉速時必須作全面分析比較,首先滿足主要要求,盡量兼顧其他要求.
公式:
代入數據:V=1.7m/s,d=450mm(注:式中為輸送帶速度為滾筒轉矩)

為了便於選擇電動機轉速，需要先考慮電動機轉速得可選范圍。由《機械設計課程設計》P6表2－1查得V帶傳動常用得傳動常用得傳動范圍i鏈＝2～5，i齒3～5，則電動機轉速可選范圍為：

nd＝i鏈*i齒*nw＝（2～5）*（3～5）*72.2＝（6～25）*72.2＝433.2～1805r/min

4型號選擇
綜合考慮電動機和轉動裝置的尺寸,結構和帶裝動，及減速器的轉動比,故查表知電動機型號可選擇:Y132M-4.
(注:表格在課程設計書264頁)
以下附電動機選擇計算表:
電動機類型 Y系列一般用三相非同步電動機
選擇電動機功率
Pw=5.44(kW)

輸出功率:

確定電動機轉速
nd=433.2-1805r/min
型號選擇 Y132M-4

（註：參考選擇表均在《課程設計》書中：P10，P264）

3. 傳動裝置總傳動比計算並分配傳動比
電動機選定後，按照電動機的滿載轉速n及電動機的傳速n，可確定傳動裝置的總傳動比
i＝nm／nw
當各級傳動機構串聯時，傳動裝置的總傳動比是各級傳動比的連乘積，即i＝i1*i2*i3……in

式中i1、i2、i3……in分別為各級的傳動比。

i總＝nm／nw＝滿載轉速／工作機轉速
由傳動方案可知，傳動裝置的總傳動比等於各級合理地分配各級傳動比，在傳動裝置總體設計中很重要地，它將直接影響到傳動裝置外廓尺寸.質量.潤滑條件.成本地高低.傳動零件地圓周速度大小及精度等級地高低。要同時滿足各方面地要求是不現實的，也是非常困難的，應根據具體設計要求，進行分析比較，首先滿足主要要求，盡量兼顧其他要求。在合理分配傳動比時應該注意以下幾點。
1 .各級傳動比都應在常用的合理范圍之內，以符合各種傳動形式的工作特點，能在最佳狀態下運轉，並使結構緊湊，工藝合理。
2 .應使傳動裝置結構尺寸較小，質量較輕。
3 .應使各傳動件尺寸協調，結構均勻稱合理，避免相互干擾碰撞。

傳動裝置中的總傳動比 i總＝nm／nw i總＝19.95
分配各級傳動比 i齒＝4 I鏈=19.95/4=4.99
（註：各級傳動比見《課程設計》P12表2—4）

4. 傳動裝置的運動參數和動力參數計算

機械傳動裝置的運動參數和動力參數，主要指的使各軸的功率.轉速和轉距，它為設計計算傳動比和軸提供極為需要的依據。
計算各軸運動和動力參數時，應將傳動裝置中各軸從高速軸到低速軸依此編號，定位0軸（電機軸）.1軸.2軸…，相鄰的輸入功率P1.P2.P3…,相鄰兩軸的傳動比效率為n01.n12.n23…，各軸的輸入功率為P1.P2.P3…,各軸的輸入轉距為T1.T2.T3…,各軸的輸入轉速為n1.n2.n3….
電動機軸的輸出功率、轉速、和轉距為
1.轉動比分配
工作機的轉速 n＝
i總＝ n／n＝1440／81.21＝17.73
i齒＝4，i鏈＝19.95／4＝4.99
將電動機至工作機的軸依次編號0，1，2……

（1） 轉速n
nm=n1=n0=1440r/min
n2=n1/i齒=1440/4=360r/min
n3=n2/i鏈=360/4.99=72.14r/min
（2） 功率P
P0=Pd=6.63kW
P1=P0×η聯×η軸承=6.63×0.99×0.99=6.50kW
P2=P1×η齒×η軸承=6.50×0.97×0.99=5.99kW
P3=P2×η鏈×η軸承=5.99×0.96×0.99=5.70kW
（3）轉距
T0=9550×P0/n0=9550×6.63/1440= 43.97N•m
T1=T0 ×η軸承×η聯= 43.97×0.99×0.99=43.09 N•m
T2=T1 ×η軸承×η齒×i齒=43.09×0.96×0.97×4=160.52 N•m
T3=T2×η鏈×i鏈=160.52×0.96×4.99=768.95 N•m
根據上述計算可得出各軸的功率、轉速和扭距。
0軸 P0=Pd=6.63kW
n滿=n1=n0=1440r/min
T0=9550×Pd/N滿=9550×6.63/1440= 43.97N•m P0=6.63kW
n0=1440r/min
T0=43.97N•m
1軸 P1=P0×η聯×η軸=6.63×0.99×0.99=6.50kW
n1=n0=1440r/min
T1=T0 ×η軸承×η聯軸器=43.97×0.99×0.99=43.09 N•m P1=6.50kW
n1=1440r/min
T1=43.09 N•m

2軸 P2=P1×η齒×η軸承=6.50×0.97×0.99=5.99kW
n2=n1/i齒=1440/4=360r/min
T2=T1 ×η軸承×η齒×i齒=43.09×0.96×0.97×4=160.52 N•m P2=5.99kW
n2=360r/min
T2=160.52 N•m

3軸 P3=P2×η鏈×η軸承=5.99×0.96×0.99=5.70kW
n3=n2/i鏈=360/4.99=72.14r/min
T3=T2×η軸承×η鏈×i鏈=160.52×0.96×4.99=768.95 N•m P3=5.70 kW
n3=72.14r/min
T3=768.95 N•m

具體計算數據如下：
軸名 功率P/kW 轉矩T/N•M 轉速N（r/min） 傳動比
i 效率
η
輸入 輸出 輸入 輸出
電機軸 6.63 43.97 1440 1 0.990
Ⅰ軸 6.05 43.09 1440 4 0.990
Ⅱ軸 5.99 160.52 360 4.99 0.970
Ⅲ軸 5.70 768.95 72.14 0.960
5.齒輪傳動設計計算
設計單級標準直齒圓柱齒輪減速的齒輪傳動。該減速器用電動機驅動，載荷平穩，單向運轉。
齒輪材料與熱處理的選擇是要根據具體的工作要求來決定的，此外還要考慮齒輪毛呸製造方法。當齒輪直徑d≤500mm時，根據製造條件，可採用鍛造毛呸。
當齒輪直徑d≥500mm時，多採用鑄造毛呸。小齒輪根圓直徑與軸徑接近時，齒輪要和軸要製成一體，這時選材要兼顧軸的要求。同一減速器的各級小齒輪（或大齒輪）的材料盡可能一致，以減少材料牌號和工藝要求。
齒輪強度計算中不論是針對大齒輪還是針對小齒輪的（許用應力和齒輪系數，不論用哪個齒輪的數值），其公式中的轉矩，齒輪的直徑或齒數都應是小齒輪的轉矩T1，小齒輪的分度圓d1和小齒輪的齒數z1
小齒輪的齒數選取首先要注意不能產生根切，另外齒數的選取還要考慮在滿足強度要求的情況下，盡能多一些，這樣可以加大重合度系數，提高轉動的平穩性，且能減少加工量。大齒輪和小齒輪的齒數最好互為質數，防止磨損或失效集中在某幾個齒上。
為了保證齒輪安裝以後仍能夠全齒嚙合，那麼小齒輪齒寬應比大齒輪齒寬要寬5~8mm。模數首先要標准化，是一個標准值，並且在工程上要求傳遞動力的齒輪的模數M≥1.5mm。
按下表步驟計算：
計算項目 計算內容 計算結果
1.選擇材料與熱處理方式 因該齒輪傳動比無特殊要求，故可選一般材料，而且為軟齒面。 小齒輪材料為45鋼，調質處理，硬度為(220-250)HBS.計算取平均數235HBS
大齒輪材料為45鋼，正火處理，硬度為(170-210)HBS. 計算取平均數
2.選擇齒輪精度 因為是一般減速器，故選擇8級精度，要求齒面粗糙度
Ka≤(3.2-6.3)μm 初選8級精度

計算齒輪比
小齒輪的轉矩 由原動機為電動機，工作機為帶式輸送機，載荷平穩，齒輪在兩軸之間對稱布置，查零件書P117章節內容（直齒 均勻、輕微沖擊）
μ=Z2/Z1=N1/N2=1440/360=4
T1=9.55× ×P1/N1=9.55× × N•mm
K=1.2
μ=4
T1=4.31×

確定齒數Z1 Z2 對於周期性變化的載荷，為避免最大載荷總是總用在某一對或幾對齒輪上而是磨損過於集中，Z1 Z2應互為質數。 Z1=27 Z2=103
應力循環次數 N1=60njLh=60×1440×1.05×(10×300×8×2）=4.35×109
N2=N1/i齒=1.09×109 N1=4.35×109
N2=1.09×109
許用接觸應力
選擇齒寬系數 由書P126圖7-18得ZNT1=0.9，ZNT2=0.95
由書P120表7-9得SH=1.05
由書P122圖7-16（a）得 =560 Mpa =530 Mpa
[σH]1=ZNT1×GHLIM1/SH=0.9×560/1.05=480MPa
[σH]2=ZNT2×GHLIM2/SH=0.95×530/1.05=479.52MPa [σH]1=480MPa
[σH]2=479.5MPa
齒輪分度圓直徑 由於口齒合求出應力是一樣的故用小齒輪應力計算(書P114 公式7-5)
d≥ = =50mm
d=50mm
確定齒輪模數 m=d/z1=50/27=1.85取標准模數m=2 取m=2
計算齒輪主要尺寸 d1=mz1=2×27=54mm
d2=mz2=2×103=206mm
中心距a=0.5（d1+d2）=0.5×（54+206）=130mm
齒輪寬b2=ψd×d1=59.4mm
經圓整後b2取60mm
為了保證齒輪安裝以後仍能夠全齒嚙合，那麼小齒輪齒寬應比大齒輪齒寬要寬5~8mm。
b1=b2+5mm=65mm d1=54mm
d2=206mm
a=130mm
b2=60mm
b1=65mm

校核齒輪強度 確定兩齒輪的彎曲應力由書P190圖10-25查得齒輪彎曲疲勞極限
σFlim1=210MPa
σFlim2=190MPa
由最小安全系數SF=1.35
由書P190圖10.26查得彎曲疲勞系數
YNT1=0.85
YNT2=0.9
[σF]1=(YNT1×σFlim1)/SF=(0.85×210)/1.35=132.22MPa
[σF]2=(YNT2×σFlim2)/SF=(0.9×190)/1.35=126.67MPa σFlim1=210MPa
σFlim2=190MPa

[σF]1=132.22MPa
[σF]2=126.67MPa
兩齒輪齒根的彎曲應力 計算兩齒輪齒根的彎曲應力由書P195表10.13 10.14
YF1=2.57
YS1=1.60
YF2=2.18
YS2=1.79
比較(YF1×YS1)/[ σF]1=2.57×1.60/132.22=0.032
(YF2×YS2)/[ σF]2=2.18×1.79/126.67=0.030
計算小齒輪齒根彎曲應力 σF1= =54.61 MPa ＜[σF]1=132.22MPa
彎曲強度足夠
驗算圓周速度V並選取齒輪精度 V=πd1n1/(60×1000)=π×55×1440/(60×1000)=4.52＜5m/s
8級精度合適
齒輪幾何尺寸計算 齒頂圓直徑da(ha*=1) da1=d1+2ha1=（Z1+2ha*）m=58mm
da2=d2+2ha1=（Z2+2ha*）m=210mm
齒全高h (C*=0.25)
h=（2ha*+C*）m=4.5mm
齒厚S=πm/2=3.14mm
齒根高hf=（ha*+C*）m=2.5mm
齒頂高ha=ha*m=2mm
齒根圓直徑df1=d1-2hf=49mm df2=d2-2hf=201mm da1=58mm
da2=210mm
h=4.5mm
ha=2mm
h)f=2,5mm
df1=49 mm
df2=201mm
s=3.14 mm
齒輪結構設計 小齒輪採用齒輪軸結構，大齒輪採用鍛造毛坯的腹板結構
大齒輪的相關尺寸計算如下：
軸孔直徑 ds=48 mm
軸轂直徑 D1=1.6ds=76.8 mm
軸轂長度 L=b2=60mm
軸緣厚度 δ0=(3-4)m=6-8mm 取7mm
輪緣內徑 D2=da-2h-2δ0=180mm
腹板厚度 C=0.3b2=0.3×58=18 mm
腹板中心孔直徑 D=0.5(D2+D1)=128.4mm
腹板的孔徑d0=0.25(D2-D1)=26 mm
齒輪倒角n=0.5m=1.25 mm =1mm ds=48 mm
D1=76.8 mm
L= 60mm
δ0=7mm
D2= 180 mm
C=18mm
D=128.4mm
d0=26mm
n=1 mm

6.輸入軸的設計結構計算
減速器傳遞功率屬於小功率，對於材料無特殊要求，選用45號鋼並經調質處理
根據表14.1得A=107-118
mm
若考慮到軸的最小直徑處要安裝聯軸器，會有鍵槽，故將估算直徑加大3%~5%
17.68×1.03=18.21
19.5×1.05=20.475

由設計手冊查取直徑 取d1=20mm
主動軸結構設計
根據設計一級減速器，可將齒輪布置在箱體中央，將軸承對稱安裝在齒輪兩側，軸的外伸端安裝聯軸器
根據軸上零件的定位，裝拆方便的需要，同時，考慮到強度原則，主動軸和從動軸均設計為階梯軸。
a)初步確定安裝聯軸器處直徑d1=20mm因半聯軸器軸孔長度Y型，軸孔長度L=52mm
b)為使軸段2與密封裝置相適合並與軸段1軸肩，故d2=22mm軸承蓋在端面與聯軸器距離L』=20軸承蓋厚=10mm 參考減速器箱體有關資料箱體內壁到軸段4距離為10故取軸段2的長度L2=30mm
c) 由軸段3與軸段2形成軸肩並與軸承相適應，故取d3=25mm L3=40mm
d)由軸承初選6305的安裝尺寸得知：
da=d4=30mm L4=b=1.4h=5.4mm取整得L4=6mm
e) d5 =35 軸段5為齒輪寬b1=60mm由齒輪端到箱體內壁 10mm，為保證齒輪固定可靠，軸段5的長度應短於齒輪輪轂寬度2mm，得L5
f)d6=30mm L6=7.5mm
g)d7=25mm L7=13mm
由此初步確定軸的各段長度和直徑

輸入軸的強度校核
(1)計算作用力
圓周力Ft=2000T1/d1=(2000×43.09)/54=1595，53N
徑向力Fr=Ft×tanα。=574.5N
由於直齒輪軸向力 Fa=0
(2)作主動軸受力簡圖
L=60+40=100
水平彎矩：FHA=FHB=Ft/2=797，97N
MHC=Ft(L/4)=39898.25 N•mm

鉛垂面彎矩：FVA=FVB=Fr/2=469.522/2=287.251N
MVC=Fr(L/4)=287.25×100/4=14362.5N•mm
合成彎距：
扭矩T=4.309× （N•mm）

α=0.6 脈動循環
校核危害截面的強度
由書P176表9-5 [σ-1b]=60MPa [σ0b]=102.5 MPa
σb=Mec/W=31.8MPa<[σ0b]=102.5 MPa

故軸的強度足夠

修改軸的結構
由於所設計軸的強度足夠，此軸不必再做修改

7.輸出軸的設計結構計算
(1)選擇軸的材料確定許用應力，由已知減速器傳遞功率居中小功率，對材料無特殊要求，選45鋼並經調質處理，由書查得強度極限σB=650MPa再由表得 許用彎曲應力[σ0b]=102.5MPa
(2)按扭轉強度估算直徑由書P173表9-3得
A=107-118
mm
由於軸的最小直徑處要安裝鏈輪，會有鍵槽，故將直徑加大3%~5%得27.32×1.03=28.14 mm 30.12×1.05=31，63mm由設計手冊取標準直徑d1=38mm
a)繪制軸系結構草圖
根據軸的軸向定位要求確定軸徑和軸長
b)初步確定軸徑d1=38mm軸段1的長度L1=82mm
c)軸段2要與軸段1形成軸肩並與密封裝置相適應，故取d2=40手冊P260表18-10由軸承蓋右端面與輪轂左端面距離為10 mm，軸承端蓋厚度為10 mm，參考減速箱體有關數據，箱體內壁至軸承端蓋左側距離為62 mm故L2=54.5mm
d)由軸段3與軸承相適合初選一對6009深溝球軸承,d×D×B=45×75×16
故d3=45mm 由(b2/2)+a1=(b2/2)+a2 得齒輪端面至箱體內壁的距離為12.5mm 故軸段3的長度L3=50mm
e)軸段4與齒輪輪轂相適合，使輪轂與套筒緊貼，要略短於輪轂長度L=52mm d4=48mm 所以 L4=52mm d4=48mm
f)軸環取 h=(0.07-0.1)h 取h=6mm d5=54mm L5=b=1.4h=8.4 mm取整10 mm
g)軸段6與軸承相適應 d6=45mm L6=18mm
所以 d6=45mm L6=18mm

由此初步確定軸的各段長度和直徑

從動軸強度校核
(1)計算作用力
圓周力Ft=2000T3/d2=(2000×768.95)/220=7689.5N
徑向力Fr=Ft×tanα=2833.2N
由於直齒輪軸向力 Fa=0
(2)輸出軸受力
支撐點間距離L=50+43=95mm
水平彎矩：FHA=FHB=Ft/2=3934.75N
MHC=Ft(L/4)=192802.75N•mm

鉛垂面彎矩：FVA=FVB=Fr/2=1416.51N
MVC=Fr(L/4)=69408.99 N•mm
合成彎距：

校核危害截面的強度
由書P176表9-5 [σ0b]=102,5MPa
σb=Mec/W =45.6MPa<[σ0b]=102.5MPa
故軸的強度足夠.

修改軸的結構
由於所設計軸的強度足夠，此軸不必再做修改

8.滾動軸承的選擇計算
滾動軸承的選擇：
1）主動軸的軸承
考慮軸受力小且主要是徑向力，故選用深溝球軸承
壽命計劃：壽命10年雙班制 Lh=10×300×8×2=48000h
兩軸承受純徑向載荷 由書P219表11-5 fp=1.5 X=1 Y=0 球軸承ε=3

基本容量定動載荷
由書P236表16-2選取6305深溝球軸承一對GB/T276-1994
L10h= =120113.96h由L10h> Lh 故軸承壽命合格
2）從動軸的軸承
X=1 Y=0 球軸承ε=3

基本額定動載荷
由書選擇6009深溝球軸承一對GB/T276-1993
L10h= =109204.3h
由L10h> Lh 故軸承壽命合格

9.鍵的選擇
（1）輸入軸外伸端D1=20mm,考慮鍵在軸中部安裝
a)選鍵的型號和確定尺寸
車轂長L=52mm故由(課程設計P183表14-21)選鍵的型號和確定尺寸
選A型普通鍵,材料45鋼
鍵寬b=8mm，鍵高h=7mm，鍵長由（設計基礎P279）長度採到取鍵長L=45mm
b)校核鍵聯接強度
由鍵、輪轂、軸、材料為45鋼,由表14.6得
[σJH]b3=100-120MPa（輕微沖擊）
A鍵工作長度L=L-B=45-8=37mm
σjy=4T/dhl=12.18MPa
由σjy小於[σb],則強度足夠鍵8×45 GB1096-79

(2)輸入軸中部D5=30mm考慮鍵在軸中部安裝軸段長L=48mm,故由手冊P183表14-21得
a)選鍵的型號和確定尺寸
選A型普通鍵,材料45鋼
L=36mm 鍵寬b=8mm 鍵高h=7mm
b)校核鍵聯接強度
由鍵車轂,軸材料為45鋼由表14.6
得[σJH]b3=100-120MPa
A鍵工作長度L=L-b=28mm
σjy=4T/dhl=14.4MPa
由σjy小於[σ] 則強度足夠鍵10×45 GB1096-79

(3)輸出軸外伸端D=38mm,考慮鍵在軸中部安裝段長L=62mm 查(課程設計P183表14-21)
a)選鍵的型號和確定尺寸
鍵寬b=8mm,鍵高h=7mm
鍵長由長度系列取鍵長L=45mm
b)校核鍵聯接強度
由鍵車轂,軸材料為45鋼
[σJH]b3=100-120MPa
A鍵工作長度L=L-b=45-8=37mm
σjb=4T/dhl=10.66MPa
由σjy小於[σ]則強度足夠鍵8×45 GB1096-79

(4)輸出軸中部D5=45mm考慮鍵在軸中部安裝軸段長L=48mm,故由手冊P183表14-21得
a)選鍵的型號和確定尺寸
選A型普通鍵,材料45鋼
L=36mm 鍵寬b=10mm 鍵高h=8mm
b)校核鍵聯接強度
由鍵車轂,軸材料為45鋼由表14.6
得[σJH]b3=100-120MPa
A鍵工作長度L=L-b=28mm
σjy=4T/dhl=6.73MPa
由σjy小於[σ] 則強度足夠鍵10×45 GB1096-79

10.聯軸器的選擇
（1）由於減速器載荷平穩,速度不高,無特殊要求,考慮裝拆方便及經濟問題選凸緣聯軸器
由書得K=1.35
TC=KT=1.35×43.09=52.8N•m
由手冊P645選GYH2聯軸器 GB5843-2003
凸緣聯軸器,公稱擔矩Tn=63N•m
TC大於Tn採用Y型軸孔 軸孔直徑D=20mm Y型
軸孔長度L=52mm
YL4型凸緣聯軸器有關參數
（2）輸出軸 轉矩為T=768.95
查手冊P645查手冊選GYH5聯軸器GB5843-2003
軸孔直徑d=35mm 軸孔長度L=82mm Y型

型號 公稱轉矩 許用轉速 軸孔直徑 外徑 鍵型
GYH2 63N.m 10000r/min 20mm 90mm A鍵
GYH6 900 N.m 6800 r/min 38mm 140mm A鍵

11. 箱體主要結構尺寸的計算
機座壁厚δ=0.025a+1≥8取11mm
機蓋壁厚δ1=0.02a+1≥8取10mm
機座凸緣厚度b=1.5δ=16.5取17mm
機蓋凸緣厚度b1=1.5δ1=15mm
機座底緣厚b2=25δ=27.5取28mm
地腳螺釘直徑df=0.036a+12=15.6取M16
地腳螺釘數a≤250 n=4
軸承彎聯接直徑d=0.75df=M12
機蓋與機座連接螺栓直徑d2=（0.5-0.6）df=M10
聯接螺栓D2間距L=(150~200)mm
軸承端蓋螺釘直徑d3=（0.4-0.5）df取M8
窺孔蓋螺釘直徑d4=（0.3-0.4）df取M4
螺釘扳手空間
至外機壁L1LIM=13mm
至凸緣邊距離C2MIN=11mm
外機壁旁凸台半徑R1×C1=11mm
大齒輪頂圓與機壁距離Δ大於1.2δ取13mm
齒輪端面與內壁距離Δ2=10mm
機蓋`機座助厚M1≈0.85S1取10 mm M2≈0.85S2取10mm
從動軸承端蓋外徑D2=D+（5-5.5）d3=95mm
主動軸承端蓋外徑D'2=D』+（5-5.5）d3=105mm
軸承端蓋厚t=（1-1.2）d3取10mm

12. 減速器潤滑方式潤滑油牌號及用量密封方式的選擇
1)計算線速度
V=3.14×d×n/60×1000m/min
V1=3.14×55×1440/60×1000=4.1448 m/min
由V小於12應用浸油潤滑

2)由書P209表10.18得運動粘度ν50℃=85mm2/S
再由書P13表2.1得齒輪潤滑選L-CKC680機械油GB5903-95
最低~最高油麵距(大齒輪)10mm,需用油量1.5L左右
書P15表2.2 軸承選用ZL-3型潤滑脂 GB7324-87
用油量為軸承1/3~1/2為宜

3）a)箱座與箱蓋凸緣合面的密封
選用在接合面塗密封漆或水玻璃的方法
b)觀察孔和油孔等處接合面的密封
在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠低.墊片密封
c)軸承孔的密封
透蓋用作密封與之對應的軸承外部軸的中端與透蓋間隙
由手冊P260表18~10
主動軸氈圈22 FZ/T92010-91
從動軸氈圈22 FZ/T92010-91

13.參考資料
參考文獻:1：《機械設計基礎》，高等教育出版社，陳立德主編，2004年7月第二版；
2：《機械設計課程設計》，北京航空航天大學出版社，任家卉主編；
3：《機械零件》-北京：主編：鄭志祥，高等教育出版社，2000 （2010重印）；
4：《新編機械設計手冊》/張黎驊，鄭嚴編，-北京：人民郵電出版社，2008.5
5：《機械原理》，高等教育出版社，陳立德主編；

⑸ 機械設計說明書設計內容和結論怎麼寫

機械設本要求：
一、基本設計（設計方案）
（一） 設計依據
1、 產品用途及使用范圍。
2、 工藝要求：工藝方法，工藝流程。
3、 基本參數：生產能力，工藝速度，原料、成品參數等。
4、 能源、公輔介質的基本參數（電壓、壓力、流量、溫度等）。
5、項目設計范圍、階梯性進度、總體完成時間等。
（二） 方案論證
1、 由項目負責人組織提出方案及電氣控制方案，並進行方案講解及方案論證。
2、 由總工程師或設計部門主管或項目負責人確定最終方案並會簽，報總經理批准。
3、 關於方案的任何變更都必須經過三人以上討論，並簽字確認。
4、如客戶有特別要求，經過論證可行性之後，由用戶派技術或工藝人員參與方案會簽。
（三） 設計內容
1、對新產品開發項目建議書或技術協議書提出修正和改進意見。
2、提出關鍵技術解決辦法及關鍵元器件、特殊材料、貨源情況分析。
3、根據需要提出攻關項目和研究試驗大綱。
4、 產品基本參數及主要技術性能指標與成本方面進行分析。
5、 總布局及主要設備結構概述。
6、產品主要工作原理及控制系統說明。
7、國內外同類產品水平分析比較（包含性能參數及機械結構、控制系統的合理性）。
敘述新產品既滿足用戶需求，又適應本企業發展要求的情況。
8、新產品設計、試驗、試制計劃、周期的估算。
9、安裝工藝流程確定。
10、詳細設計任務書。（明確設備的功能、參數及安裝尺寸）
11、設備布置圖，基礎任務書，工藝、公輔管線布置圖。
12、能源介質和三廢的文件。
13、其它必要的技術文件。

二、 詳細設計
（一） 設計依據
1、 產品用途及使用范圍。
2、 工況條件、原始數據。
3、 運動簡圖或參考圖。
4、 設計范圍、階梯性進度、完成時間。
5、 設計任務書的其它要求。
（二） 設計內容
1、 落實解決關鍵技術難題及關鍵元器件、特殊材料的訂貨渠道及參考價格。
2、 設備基本參數及主要技術性能指標的確認。
3、 對性能、壽命與成本方面進行分析比較。
4、 具體結構設計。
5、 零部件結構設計及強度、剛度計算。
6、 設計計算書。
7、 裝配圖、全部零部件圖及明細表。
8、 工作原理及操控系統說明（為電控設計提供依據）。
9、 使用說明書。
三、 產品設計、計算的要求
1、 方案布局圖
確定合理的生產工藝，充分考慮場地、能源、物流等要求，合理布局，盡量減少輔助設備，降低總體投資，以提高產品競爭力。
2、 運動學計算（基本設計）
依據方案布局圖，充分考慮零配件、零部件、組件設計、工藝的要求及現有的技術，確定主要單體設備的原動機參數（功率、轉速或壓力等），運動構件的運動參數（轉速、線速度、行程、擺角等）以及其它主要功能參數。
3、 方案圖（基本設計）
依據方案布局圖及運動學的計算結果，充分考慮本設備的工藝、主體件的結構特性，盡量減化結構，減少調整環節，選擇常見、通用的材料及配套件，降低成本，以提高利潤空間。
4、 動力學計算（詳細設計）
依據設備方案圖及運動學的計算結果，計算主要零件（軸、齒輪等）載荷的大小及特性。
5、 零件的工作能力設計（詳細設計）
依據動力學的計算結果，以及強度、剛度、振動穩定性、壽命等准則，計算確定零件的基本結構尺寸。主體鋼結構須計算強度、撓度。
6、 裝配圖及部件裝配圖的設計（詳細設計）
依據方案及計算結果，對所有零件的外形及尺寸進行結構化設計。全面考慮結構工藝性，使全部零件構形合理。
7、 主要零件校核（詳細設計）
對重要的軸、齒輪、軸承等進行強度、剛度、壽命、安全系數等校核計算，根據校核結果修正零件的結構尺寸、材料、加工及熱處理要求及軸承等的型號，以滿足工作需要。
8、 零件設計（詳細設計）
依據部件裝配圖及總裝配圖，對零件的細部結構、材料、加工及熱處理等進行施工設計。
9、 聯接、緊固件的設計（詳細設計）
依據被聯接、緊固件的載荷大小、特性及結構空間，確定聯接、緊固方式及聯接、緊固件規格。（除箱體接合等要求重復定位處，使用彈性圓柱銷代替錐銷，以保證連接可靠，且方便安裝）。
四、 修改設計的設計要求
1、 運動學計算（基本設計）
依據原有設備圖，分析需修改的結構、功能，通過計算或類比，確定主要單體設備的原動機參數（功率、轉速或壓力等），運動構件的運動參數（轉速、線速度、行程、擺角等）以及其它主要功能參數。
2、動力學計算（詳細設計）
依據原有設備圖及運動學的計算結果，計算主要零件（軸、齒輪等）載荷的大小及特性。
3、零件的工作能力設計（詳細設計）
依據動力學的計算結果，以及強度、剛度、振動穩定性、壽命等准則，計算或類比確定零件的基本結構尺寸。主體鋼結構須計算強度、撓度。
4、裝配圖及部裝配圖的設計（詳細設計）
依據計算結果，對所有變更零件及相關零件進行結構化設計。全面考慮結構工藝性，使全部零件構形合理。
5、零件設計（詳細設計）
依據調整後的裝配圖，對所有變更零件及相關零件進行設計。
五、 技術文件的編制要求
所有文檔均用Word編制（內建Excel表格用於計算，公式、系數表述清楚並註明出處）設計計算書必須與圖紙同時交審。
六、設計計算書
1、 運動學設計計算過程及結果。
2、 動力學計算過程及結果。
3、 主要零件強度計算過程及結果（必要時進行剛度核算）。
4、 配套件、聯接件、緊固件的選型計算過程及結果。
5、 能源、介質計算過程及結果。
七、說明書（使用手冊）
1、 工藝、流程說明。
2、 設備清單。
3、 設備結構、功能、參數及使用維護要求（機、電、液）。
4、 易損件、外購件清單。
5、 隨機圖紙、技術文件清單。
八、各種表、單
建議用EXCEL作，便於統計數量及成本核算。
1、 圖樣明細表：名稱、圖號、圖幅、張數等。
2、 零部件明細表：名稱、圖號、圖幅、加工數量、材質、重量、類別等。
3、 外購件匯總表：名稱、規格型號、數量等。
4、 外購件明細表：名稱、規格型號、數量、所屬設備機構等。
5、 標准件匯總表：名稱、規格型號、數量、性能等級等。
6、 標准件明細表：名稱、規格型號、數量、性能等級、所屬設備等。
7、 圖樣及技術文件更改通知單（格式另附）。
九、圖紙的繪制要求
（一）圖層、線型要求
1、 按照下面表格中的要求建立和使用圖層、線型樣式。除特殊許可外，不得自建、使用其它圖層、線型：
2、 經公司允許的軟體中自帶的圖層、線型樣式可保留。
3、 借用圖或復雜圖紙只做簡單修改的，原參考圖中的圖層、線型樣式可保留。
4、 其它經允許使用的圖層、線型樣式另行規定。

十、圖號編排及文件
1、文件夾名稱
2、圖號編排
3、文件名稱
4、文件夾名稱

十一、裝配圖
1、 視圖要求：
1） 採用標准比例，按1:1繪制。局部放大圖必須另行註明比例。
2） 視圖選擇正確，能充分表達整體結構及裝配關系。
3） 布局合理，視圖盡量按中國國家標准中的投影布置。
4） 用向視圖、局部視圖、剖視圖表達細部結構（避免用虛線）。
2、 標註：
1） 性能尺寸：如中心距，行程、回轉半徑、轉角等。
2） 安裝尺寸：設備中心位置尺寸 ，產品輸送線位置尺寸，地腳螺栓位置、規格及數量，與其它設備的介面尺寸等。
3） 外形尺寸：總長，總寬，總高等。
4） 本圖裝配件的配合尺寸及配合代號，如：Φ50 H7/m6。
3、 技術要求：
1） 技術參數：
① 任務書中的原始數據及工作條件（一般列表說明）。
② 動力、傳動參數：電機、減速器、氣缸、電磁閥等的型號、參數。
③ 性能參數：最大速度、最大承載能力、極限行程等。
2） 技術要求：
① 零件清洗、塗漆、防銹等。
② 裝配精度、間隙等要求。
③ 裝配順序及調整環節。
④ 配作、裝配焊的要求。
⑤ 潤滑及密封要求：標明各部位潤滑劑牌號、用量、補充或更換周期，箱體接合面的密封方式（如加墊，加膠等）。
⑥ 聯接件裝配要求：制動器的間隙、聯軸器的同軸度及偏轉角、軸承的游隙及間隙等要求。
⑦ 緊固件的裝配要求：螺栓（釘）的預緊、防松，銷、鍵聯接的配合要求。
⑧ 出廠前試車要求：試運轉的時間（或動作次數）、能源及公輔介質參數、溫升、雜訊、震動、運轉的靈活性等。
⑨ 安裝調試：現場焊接的工藝要求，調試的一般步驟及要求。
⑩ 包裝運輸：包裝、起吊、運輸等要求。
4、 標題欄、明細表
① 標題欄按要求填寫，設計、校對、審核等責任人在紙圖上手寫簽名。
② 明細表：零、部件及標准件標注格式見附頁。
十二、零件圖
1、 視圖要求：
1） 採用標准比例，按1:1繪制。局部放大的視圖必須另行註明比例。
2） 正確選擇視圖，用盡量少的視圖表達結構、尺寸，圖面清晰。
3） 用局部視圖、剖視圖表達細部結構（避免用虛線）
2、 尺寸、公差及粗糙度
1） 分析加工、裝配工藝，選定的尺寸標注基準盡量與加工、裝配基準統一。
2） 尺寸標注齊全，不漏，不重，不封閉。
3） 依據功能選擇經濟合理的尺寸、形位公差及配合等級，並標注齊全。
4） 尺寸公差同時標注代號及上下偏差值，如：Φ50 Js7（±0.0125）。
5） 依據功能及配合要求，選擇經濟合理的粗糙度等級，並標注齊全。
3、 技術要求
1） 鑄件毛坯的要求。
2） 焊接工藝要求。
3） 零件表面機械性能要求：熱處理方法，硬度，淬火深度等（特殊情況須註明中間熱處理要求）。
4） 未注圓角，倒角的要求（結構圓角及倒角必須在圖上標出）。
5） 表面處理：塗漆，氧化等。
6） 特種材料的推薦廠家。
7） 其他要求。
十三、其它要求
1、 匯流排圖、上級裝配圖所需的投影視圖必須畫出，以減少總體工作量，且便於校審。
2、 與其它設備、基礎相關的連接尺寸必須按實際尺寸繪制（允許整體縮放）。
3、 所有圖形必須按1:1繪制（局部放大應註明相應比例），標注尺寸、角度等必須與實際圖形相符，不得單獨修改。
4、 線條不得重復，不得用多段線條連成一條線（特別是長線壓短線），以免造成捕捉點錯誤。不同零件接合也盡量保留一個線條。
5、 多件裝配共有的中心線、中心點、交點只能有一個。
6、 除結構需要的斜線外，所有線條必須平直。
7、 用圖塊操作時，必須有專有的名字，避免引用時相互干擾。（剖面線除外）
8、 在裝配圖中引用下級部件、零件視圖時，可將其剖面線刪除，以突出本圖裝配結構，且可避免圖塊干擾。
9、 修改圖紙時，必須將相關的視圖、圖紙同時修改，並加更改標記重新命名，隨更改通知單一同存檔。
10、 繪制完成的最終存檔文件，必須清理多餘的樣式、圖塊等項目。
11、 存檔的文件必須在文件夾名稱中註明版本號（存檔時間、更改單號、圖紙數量等），便於檢索查找。

⑹ 一級減速器設計說明書

設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動 一 2007年12月15日 星期六 23:41 機械設計課程設計計算說明書 一、傳動方案擬定…………….……………………………….2 二、電動機的選擇……………………………………….…….2 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比……………….…….4 四、運動參數及動力參數計算………………………….…….5 五、傳動零件的設計計算………………………………….….6 六、軸的設計計算………………………………………….....12 七、滾動軸承的選擇及校核計算………………………….…19 八、鍵聯接的選擇及計算………..……………………………22 設計題目：V帶——單級圓柱減速器 第四組 德州科技職業學院青島校區 設計者：#### 指導教師：%%%% 二○○七年十二月 計算過程及計算說明 一、傳動方案擬定 第三組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動 （1） 工作條件：連續單向運轉，載荷平穩，空載啟動，使用年限10年，小批量生產，工作為二班工作制，運輸帶速允許誤差正負5％。 （2） 原始數據：工作拉力F=1250N；帶速V=1.70m/s； 滾筒直徑D=280mm。 二、電動機選擇 1、電動機類型的選擇： Y系列三相非同步電動機 2、電動機功率選擇： （1）傳動裝置的總功率： η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒 =0.95×0.982×0.97×0.99×0.98×0.96 =0.82 (2)電機所需的工作功率： P工作=FV/1000η總 =1250×1.70/1000×0.82 =2.6KW 3、確定電動機轉速： 計算滾筒工作轉速： n筒=60×960V/πD =60×960×1.70/π×280 =111r/min 按書P7表2－3推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I』a=3~6。取V帶傳動比I』1=2~4，則總傳動比理時范圍為I』a=6~24。故電動機轉速的可選范圍為n筒=（6~24）×111=666~2664r/min 符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。 根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案：綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min 。 4、確定電動機型號 根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y132S-6。 其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速960r/min，額定轉矩2.0。質量63kg。 三、計算總傳動比及分配各級的偉動比 1、總傳動比：i總=n電動/n筒=960/111=8.6 2、分配各級偉動比 （1） 據指導書，取齒輪i齒輪=6（單級減速器i=3~6合理） （2） ∵i總=i齒輪×I帶 ∴i帶=i總/i齒輪=8.6/6=1.4 四、運動參數及動力參數計算 1、計算各軸轉速（r/min） nI=n電機=960r/min nII=nI/i帶=960/1.4=686(r/min) nIII=nII/i齒輪=686/6=114(r/min) 2、 計算各軸的功率（KW） PI=P工作=2.6KW PII=PI×η帶=2.6×0.96=2.496KW PIII=PII×η軸承×η齒輪=2.496×0.98×0.96 =2.77KW 3、 計算各軸扭矩（N•mm） TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.6/960 =25729N•mm TII=9.55×106PII/nII =9.55×106×2.496/686 =34747.5N•mm TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.77/114 =232048N•mm 五、傳動零件的設計計算 1、 皮帶輪傳動的設計計算 （1） 選擇普通V帶截型 由課本表得：kA=1.2 Pd=KAP=1.2×3=3.9KW 由課本得：選用A型V帶 （2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速 由課本得，推薦的小帶輪基準直徑為 75~100mm 則取dd1=100mm dd2=n1/n2•dd1=（960/686）×100=139mm 由課本P74表5-4，取dd2=140mm 實際從動輪轉速n2』=n1dd1/dd2=960×100/140 =685.7r/min 轉速誤差為：n2-n2』/n2=686－685.7/686 =0.0004<0.05(允許) 帶速V：V=πdd1n1/60×1000 =π×100×960/60×1000 =5.03m/s 在5~25m/s范圍內，帶速合適。 （3） 確定帶長和中心矩 根據課本得 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0. 7(100+140)≤a0≤2×(100+140) 所以有：168mm≤a0≤480mm 由課本P84式（5-15）得： L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2×400+1.57(100+140)+(140-100)2/4×400 =1024mm 根據課本表7-3取Ld=1120mm 根據課本P84式（5-16）得： a≈a0+Ld-L0/2=400+（1120-1024/2） =400+48 =448mm (4)驗算小帶輪包角 α1=1800-dd2-dd1/a×600 =1800-140-100/448×600 =1800-5.350 =174.650>1200（適用） （5）確定帶的根數 根據課本(7-5) P0=0.74KW 根據課本(7-6) △P0=0.11KW 根據課本（7-7）Kα=0.99 根據課本（7-23）KL=0.91 由課本式（7-23）得 Z= Pd/(P0+△P0)KαKL =3.9/(0.74+0.11) ×0.99×0.91 =5 (6)計算軸上壓力 由課本查得q=0.1kg/m，由式（5-18）單根V帶的初拉力： F0=500Pd/ZV（2.5/Kα-1）+qV2 =[500×3.9/5×5.03×(2.5/0.99-1)+0.1×5.032]N =160N 則作用在軸承的壓力FQ， FQ=2ZF0sinα1/2=2×5×158.01sin167.6/2 =1250N 2、齒輪傳動的設計計算 （1）選擇齒輪材料及精度等級 考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪採用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據課本選7級精度。齒面精糙度Ra≤1.6~3.2μm (2)按齒面接觸疲勞強度設計 由d1≥76.43(kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3 確定有關參數如下：傳動比i齒=6 取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數： Z2=iZ1=6×20=120 實際傳動比I0=120/2=60 傳動比誤差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用 齒數比：u=i0=6 由課本取φd=0.9 (3)轉矩T1 T1=9550×P/n1=9550×2.6/960 =25.N•m (4)載荷系數k 由課本取k=1 (5)許用接觸應力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH由課本查得： σHlim1=625Mpa σHlim2=470Mpa 由課本查得接觸疲勞的壽命系數： ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 通用齒輪和一般工業齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數SH=1.0 [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=625×0.92/1.0Mpa =575 [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=470×0.98/1.0Mpa =460 故得： d1≥766(kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3 =766[1×25.9×(6+1)/0.9×6×4602]1/3mm =38.3mm 模數：m=d1/Z1=38.3/20=1.915mm 根據課本表9-1取標准模數：m=2mm (6)校核齒根彎曲疲勞強度 根據課本式 σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 確定有關參數和系數 分度圓直徑：d1=mZ1=2×20mm=40mm d2=mZ2=2×120mm=240mm 齒寬：b=φdd1=0.9×38.3mm=34.47mm 取b=35mm b1=40mm (7)齒形系數YFa和應力修正系數YSa 根據齒數Z1=20,Z2=120由表相得 YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.14 YSa2=1.83 (8)許用彎曲應力[σF] 根據課本P136（6-53）式： [σF]= σFlim YSTYNT/SF 由課本查得： σFlim1=288Mpa σFlim2 =191Mpa 由圖6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9 試驗齒輪的應力修正系數YST=2 按一般可靠度選取安全系數SF=1.25 計算兩輪的許用彎曲應力 [σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=288×2×0.88/1.25Mpa =410Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =191×2×0.9/1.25Mpa =204Mpa 將求得的各參數代入式（6-49） σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(2×1×2586.583/35×22×20) ×2.80×1.55Mpa =8Mpa< [σF]1 σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(2×1×2586.583/35×22×120) ×2.14×1.83Mpa =1.2Mpa< [σF]2 故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠 (9)計算齒輪傳動的中心矩a a=m/2(Z1+Z2)=2/2(20+120)=140mm (10)計算齒輪的圓周速度V V=πd1n1/60×1000=3.14×40×960/60×1000 =2.0096m/s 六、軸的設計計算 輸入軸的設計計算 1、按扭矩初算軸徑 選用45#調質，硬度217~255HBS 根據課本並查表，取c=115 d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 d=19.7×(1+5%)mm=20.69 ∴選d=22mm 2、軸的結構設計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則採用過渡配合固定 （2）確定軸各段直徑和長度 工段：d1=22mm 長度取L1=50mm ∵h=2c c=1.5mm II段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm ∴d2=28mm 初選用7206c型角接觸球軸承，其內徑為30mm, 寬度為16mm. 考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長： L2=（2+20+16+55）=93mm III段直徑d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直徑d4=45mm 由手冊得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm d4=d3+2h=35+2×3=41mm 長度與右面的套筒相同，即L4=20mm 但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便於軸承的拆卸，應按標准查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：（30+3×2）=36mm 因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為36mm Ⅴ段直徑d5=30mm. 長度L5=19mm 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=100mm (3)按彎矩復合強度計算 ①求分度圓直徑：已知d1=40mm ②求轉矩：已知T2=34747.5N•mm ③求圓周力：Ft 根據課本式得 Ft=2T2/d2=69495/40=1737.375N ④求徑向力Fr 根據課本式得 Fr=Ft•tanα=1737.375×tan200=632N ⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=50mm (1)繪制軸受力簡圖（如圖a） （2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b） 軸承支反力： FAY=FBY=Fr/2=316N FAZ=FBZ=Ft/2=868N 由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAyL/2=235.3×50=11.765N•m (3)繪制水平面彎矩圖（如圖c） 截面C在水平面上彎矩為： MC2=FAZL/2=631.61455×50=31.58N•m (4)繪制合彎矩圖（如圖d） MC=(MC12+MC22)1/2=(11.7652+31.582)1/2=43.345N•m (5)繪制扭矩圖（如圖e） 轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=35N•m (6)繪制當量彎矩圖（如圖f） 轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=1，截面C處的當量彎矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[43.3452+(1×35)2]1/2=55.5N•m (7)校核危險截面C的強度 由式（6-3） σe=Mec/0.1d33=55.5/0.1×353 =12.9MPa< [σ-1]b=60MPa ∴該軸強度足夠。 輸出軸的設計計算 1、按扭矩初算軸徑 選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS） 根據課本取c=115 d≥c(P3/n3)1/3=115(2.77/114)1/3=34.5mm 取d=35mm 2、軸的結構設計 （1）軸的零件定位，固定和裝配 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位， 右面用套筒軸向定位，周向定位採用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡 配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。 （2）確定軸的各段直徑和長度 初選7207c型角接球軸承，其內徑為35mm，寬度為17mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端 面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長41mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。 (3)按彎扭復合強度計算 ①求分度圓直徑：已知d2=300mm ②求轉矩：已知T3=271N•m ③求圓周力Ft：根據課本式得 Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N ④求徑向力式得 Fr=Ft•tanα=1806.7×0.36379=657.2N ⑤∵兩軸承對稱 ∴LA=LB=49mm (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N (2)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱 截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N•m (3)截面C在水平面彎矩為 MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N•m (4)計算合成彎矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（16.12+44.262）1/2 =47.1N•m (5)計算當量彎矩：根據課本得α=1 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2 =275.06N•m (6)校核危險截面C的強度 由式（10-3） σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453) =1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此軸強度足夠 七、滾動軸承的選擇及校核計算 根據根據條件，軸承預計壽命 16×365×10=58400小時 1、計算輸入軸承 （1）已知nⅡ=686r/min 兩軸承徑向反力：FR1=FR2=500.2N 初先兩軸承為角接觸球軸承7206AC型 根據課本得軸承內部軸向力 FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端 FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N (3)求系數x、y FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63 FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63 根據課本得e=0.68 FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1 y1=0 y2=0 (4)計算當量載荷P1、P2 根據課本取f P=1.5 根據課本式得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N (5)軸承壽命計算 ∵P1=P2 故取P=750.3N ∵角接觸球軸承ε=3 根據手冊得7206AC型的Cr=23000N 由課本式得 LH=16670/n(ftCr/P)ε =16670/458.2×(1×23000/750.3)3 =1047500h>58400h ∴預期壽命足夠 2、計算輸出軸承 (1)已知nⅢ=114r/min Fa=0 FR=FAZ=903.35N 試選7207AC型角接觸球軸承 根據課本得FS=0.063FR,則 FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N (2)計算軸向載荷FA1、FA2 ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 ∴任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放鬆端 兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=569.1N (3)求系數x、y FA1/FR1=569.1/903.35=0.63 FA2/FR2=569.1/930.35=0.63 根據課本得：e=0.68 ∵FA1/FR1<e ∴x1=1 y1=0 ∵FA2/FR2<e ∴x2=1 y2=0 (4)計算當量動載荷P1、P2 取fP=1.5 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355N P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N (5)計算軸承壽命LH ∵P1=P2 故P=1355 ε=3 根據手冊7207AC型軸承Cr=30500N 根據課本得：ft=1 根據課本式得 Lh=16670/n(ftCr/P) ε =16670/76.4×(1×30500/1355)3 =2488378.6h>58400h ∴此軸承合格 八、鍵聯接的選擇及校核計算 軸徑d1=22mm,L1=50mm 查手冊得，選用C型平鍵，得： 鍵A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm T2=48N•m h=7mm 根據課本P243（10-5）式得 σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42 =29.68Mpa<[σR](110Mpa) 2、輸入軸與齒輪聯接採用平鍵聯接 軸徑d3=35mm L3=48mm T=271N•m 查手冊P51 選A型平鍵 鍵10×8 GB1096-79 l=L3-b=48-10=38mm h=8mm σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38 =101.87Mpa<[σp](110Mpa) 3、輸出軸與齒輪2聯接用平鍵聯接 軸徑d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm 查手冊選用A型平鍵 鍵16×10 GB1096-79 l=L2-b=50-16=34mm h=10mm 據課本得 σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]

⑺ 拖頭車寬度是多少米寬

目前掛車的尺寸，最大標準是：長13000mm，即13米，寬2500mm，即2.5米。

國家規定的掛車外廓尺寸的最大限值如下：

一軸半掛車：車長8600mm，車寬2500mm，車高4000mm。

二軸半掛車：車長10000mm，車寬2500mm，車高4000mm。

三軸半掛車：車長13000mm，車寬2500mm，車高4000mm。

中置軸(旅居)掛車：車長8000mm，車寬2500mm，車高4000mm。

注意事項：

車輛的種類雖然多，構造卻大同小異。這應該說是標准化的功勞，也是大型生產流水線的需要。隨著社會的發展、科技的進步和需求的變化，鐵路車輛的外形開始有了改變，尤其是客車車廂不再是清一色的老面孔。但是它們的基本構造並沒有重大的改變，只是具體的零部件有了更科學先進的結構設計。

一般來說，車輛的基本構造由車體、車底架、走行部、車鉤緩沖裝置和制動裝置五大部分組成。

車體是車輛上供裝載貨物或乘客的部分，又是安裝與連接車輛其他組成部分的基礎。早期車輛的車體多以木結構為主，輔以鋼板、弓形桿等來加強。近代的車體以鋼結構或輕金屬結構為主。