阶梯轴测量装置设计说明书

⑴ 求一带式运输机的二级圆柱齿轮减速器毕业设计

前 言

机械设计综合课程设计在机械工程学科中占有重要地位，它是理论应用于实际的重要实践环节。本课程设计培养了我们机械设计中的总体设计能力，将机械设计系列课程设计中所学的有关机构原理方案设计、运动和动力学分析、机械零部件设计理论、方法、结构及工艺设计等内容有机地结合进行综合设计实践训练，使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密。此外，它还培养了我们机械系统创新设计的能力，增强了机械构思设计和创新设计。
本课程设计的设计任务是展开式二级圆柱齿轮减速器的设计。减速器是一种将由电动机输出的高转速降至要求的转速比较典型的机械装置，可以广泛地应用于矿山、冶金、石油、化工、起重运输、纺织印染、制药、造船、机械、环保及食品轻工等领域。
本次设计综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、加深和扩展；学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的基本设计方法和步骤，培养学生工程设计能力和分析问题，解决问题的能力；提高我们在计算、制图、运用设计资料（手册、 图册）进行经验估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能，同时给了我们练习电脑绘图的机会。
最后借此机会，对本次课程设计的各位指导老师以及参与校对、帮助的同学表示衷心的感谢。
由于缺乏经验、水平有限，设计中难免有不妥之处，恳请各位老师及同学提出宝贵意见。

带式输送机概论

带式输送机是一种摩擦驱动以连续方式运输燃料的机械。应用它可以将物料在一定的输送线上，从最初的供料点到最终的卸料点间形成一种物料的输送流程。它既可以进行碎散物料的输送，也可以进行成件物品的输送。除进行纯粹的物料输送外，还可以与各工业企业生产流程中的工艺过程的要求相配合，形成有节奏的流水作业运输线。所以带式输送机广泛应用于现代化的各种工业企业中。在矿山的井下巷道、矿井地面运输系统、露天采矿场及选矿厂中，广泛应用带式输送机。它用于水平运输或倾斜运输。使用非常方便。
输送机发展历史
中国古代的高转筒车和提水的翻车，是现代斗式提升机和刮板输送机的雏形；17世纪中，开始应用架
空索道输送散状物料；19世纪中叶，各种现代结构的输送机相继出现。
1868年，在英国出现了带式输送机；1887年，在美国出现了螺旋输送机；1905年，在瑞士出现了钢带式输送机；1906年，在英国和德国出现了惯性输送机。此后，输送机受到机械制造、电机、化工和冶金工业技术进步的影响，不断完善，逐步由完成车间内部的输送，发展到完成在企业内部、企业之间甚至城市之间的物料搬运，成为材料搬运系统机械化和自动化不可缺少的组成部分。
输送机的特点
带式输送机是煤矿最理想的高效连续运输设备，与其他运输设备(如机车类)相比具有输送距离长、运量大、连续输送等优点，而且运行可靠，易于实现自动化和集中化控制，尤其对高产高效矿井，带式输送机已成为煤炭开采机电一体化技术与装备的关键设备。
带式输送机主要特点是机身可以很方便的伸缩，设有储带仓，机尾可随采煤工作面的推进伸长或缩短，结构紧凑，可不设基础，直接在巷道底板上铺设，机架轻巧，拆装十分方便。当输送能力和运距较大时，可配中间驱动装置来满足要求。根据输送工艺的要求，可以单机输送，也可多机组合成水平或倾斜的运输系统来输送物料。
带式输送机广泛地应用在冶金、煤炭、交通、水电、化工等部门，是因为它具有输送量大、结构简单、维修方便、成本低、通用性强等优点。
带式输送机还应用于建材、电力、轻工、粮食、港口、船舶等部门。
一、 设计任务书
设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器
1. 总体布置简图

2. 工作情况
工作平稳、单向运转
3. 原始数据
运输机卷筒扭矩（N•m） 运输带速度（m/s） 卷筒直径（mm） 使用年限（年） 工作制度（班/日）
350 0.85 380 10 1
4. 设计内容
(1) 电动机的选择与参数计算
(2) 斜齿轮传动设计计算
(3) 轴的设计
(4) 滚动轴承的选择
(5) 键和联轴器的选择与校核
(6) 装配图、零件图的绘制
(7) 设计计算说明书的编写
5. 设计任务
(1) 减速器总装配图1张（0号或1号图纸）
(2) 齿轮、轴、轴承零件图各1张（2号或3号图纸）
(3) 设计计算说明书一份
二、 传动方案的拟定及说明
为了估计传动装置的总传动比范围,以便选择合适的传动机构和拟定传动:方案,可由已知条件计算其驱动卷筒的转速nw:

三． 电动机的选择
1. 电动机类型选：Y行三相异步电动机
2. 电动机容量
(1) 卷筒轴的输出功率

(2) 电动机的输出功率

传动装置的总效率
式中， 为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由《机械设计课程设计》（以下未作说明皆为此书中查得）表2-4查得：V带传动 ；滚动轴承 ；圆柱齿轮传动 ；弹性联轴器 ；卷筒轴滑动轴承 ，则

故
(3) 电动机额定功率
由第二十章表20-1选取电动机额定功率
由表2-1查得V带传动常用传动比范围 ，由表2-2查得两级展开式圆柱齿轮减速器传动比范围 ，则电动机转速可选范围为

可选符合这一范围的同步转速的电动3000 。

根据电动机所需容量和转速，由有关手册查出只有一种使用的电动机型号，此种传动比方案如下表：
电动机型号 额定功率
电动机转速
传动装置传动比
Y100L-2 3 同步 满载 总传动比 V带 减速器
3000 2880 62.06 2

三、 计算传动装置总传动比和分配各级传动比
1. 传动装置总传动比

2. 分配各级传动比
取V带传动的传动比 ，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为

按展开式布置考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近由图12展开式曲线的
则i
所得 符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。
四、计算传动装置的运动和动力参数：

按电动机轴至工作机运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数
1.各轴转速：

2．各轴输入功率：

Ⅰ～Ⅲ轴的输出功率分别为输入功率乘轴承效率0.99，卷筒轴输出功率则为输入功率乘卷筒的传动效率0.96，计算结果见下表。

3. 各轴输入转矩：

Ⅰ～Ⅲ轴的输出转矩分别为输入转矩乘轴承效率0.99，卷筒轴输出转矩则为输入转矩乘卷筒的传动效率0.96，计算结果见下表。

综上，传动装置的运动和动力参数计算结果整理于下表：

轴名 功率
转矩
转速

传动比

效率

输入 输出 输入 输出
电机轴 2.3 7.63 2880 2
0.96
I轴 2.21 14.65 1440
7.13
0.95
II轴 2.1 99.29 201. 96
4.35 0.95
III轴
2.0 410.58 46.43
1.00 0.98
卷筒轴 1.94 398.34

第三章 主要零部件的设计计算
§3.1 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计

§3.1.1 高速级齿轮传动设计
1． 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。
2）运输机为一般工作，速度不高，故选用8级精度（GB 10095-88）。
3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用45钢，大齿轮为正火处理,小齿轮热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为260HBS,215HBS。
4）选小齿轮的齿数 ，大齿轮的齿数为 。
2． 按齿面接触强度设计
由设计公式进行试算，即

(1) 确定公式内的各计算数值
1) 试选载荷系数
2) 由以上计算得小齿轮的转矩：
3) 查6－12（机械设计基础）表选取齿宽系数 ，查图6－37（机械设计基础）按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。
计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1％，安全系数S=1

4)计算应力循环次数

5) 按接触疲劳寿命系数

（2） 计算：

1) 带入 中较小的值，求得小齿轮分度圆直径 的最小值为

3) 计算齿宽： 取 ，
4) 计算分度圆直径与模数、中心距：
模数: 取第一系列标准值m=1.5
分度圆直径:

中心距：
5) 校核弯曲疲劳强度:
符合齿形因数 由图6－40得 ＝4.35， ＝3.98
弯曲疲劳需用应力：
1) 查图6-41得弯曲疲劳强度极限 ： ;
2) 查图6-42取弯曲疲劳寿命系数
3) 计算弯曲疲劳许用应力.
取弯曲疲劳安全系数S=1,得

4) 校核计算：
<
<
故弯曲疲劳强度足够
确定齿轮传动精度：
圆周速度：
对照表6－9（机械设计基础）根据一般通用机械精度等级范围为6～8级可知，齿轮精度等级应选8级

§3.1.2 低速级齿轮传动设计
1． 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。
2）运输机为一般工作，速度不高，故选用8级精度（GB 10095-88）。
3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用45钢，热处理均为正火调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为200HBS,250HBS，二者材料硬度差为40HBS。
4）选小齿轮的齿数 ，大齿轮的齿数为 ，取 。
2． 按齿面接触强度设计
由设计公式进行试算，即

2) 确定公式内的各计算数值
1） 试选载荷系数
2） 由以上计算得小齿轮的转矩
3） 查表及其图选取齿宽系数 ，由图6－37按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。
4） 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1％，安全系数S=1

5） 查图6-42取弯曲疲劳寿命系数

按接触疲劳寿命系数

模数： 由表6－2取第一系列标准模数
分度圆直径：
中心距：
齿宽：
校核弯曲疲劳强度:
复合齿形因数 由图6－40得
6)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1％，安全系数S=1
得
校核计算： <
<
故弯曲疲劳强度足够
确定齿轮传动精度：
圆周速度：
对照表6－9（机械设计基础）根据一般通用机械精度等级范围为6～8级可知，齿轮精度等级应选8级
对各个轴齿轮相关计算尺寸
表6－3高速轴齿轮各个参数计算列表
名称 代号 计算公式
齿数 Z

模数

压力角

齿高系数

顶隙系数

齿距 P

齿槽宽 e

齿厚 s

齿顶高

齿根高

齿高 h

分度圆直径 d

基圆直径

齿顶圆直径

齿根圆直径

中心距

表6－3低速轴齿轮各个参数计算列表
名称 代号 计算公式
齿数 Z

模数

压力角

齿高系数

顶隙系数

齿距 P

齿槽宽 e

齿厚 s

齿顶高

齿根高

齿高 h

分度圆直径 d

基圆直径

齿顶圆直径

齿根圆直径

中心距

V带的设计
1)计算功率

2)选择带型
据 和 =2880由图10-12<械设计基础>选取z型带
3)确定带轮基准直径
由表10-9确定 <械设计基础>

1) 验算带速
因为 故符合要求
2) 验算带长
初定中心距

由表10-6选取相近
3) 确定中心距

4) 验算小带轮包角
故符合要求
5) 单根V带传递额定功率
据 和 查图10-9得
8) 时单根V带的额定功率增量:据带型及 查表10-2<械设计基础>得
10)确定带根数
查表10-3 查表10-4 <械设计基础>

11) 单根V带的初拉力
查表10-5

12)用的轴上的力

13带轮的结构和尺寸
以小带轮为例确定其结构和尺寸,由图10-11<械设计基础>带轮宽
§3.3 轴系结构设计
§3.3.1 高速轴的轴系结构设计
一、轴的结构尺寸设计
根据结构及使用要求,把该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分七段,其中第5段为齿轮,如图2所示:

图2
由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为合金钢,热处理为调制处理, 材料系数C为118。
所以,有该轴的最小轴径为:
考虑到该段开键槽的影响,轴径增大6%,于是有:
标准化取
其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:
表6 高速轴结构尺寸设计
阶梯轴段 设计计算依据和过程 计算结果
第1段
(考虑键槽影响)

13.6

16

60
第2段
(由唇形密封圈尺寸确定)

20(18.88)

50
第3段 由轴承尺寸确定
(轴承预选6004 B1=12)

20

23
第4段

24(23.6)

145
第5段 齿顶圆直径
齿宽
33

38
第6段

24

10
第7段

20

23
二、轴的受力分析及计算
轴的受力模型简化(见图3)及受力计算
L1=92.5 L2=192.5 L3=40

三、轴承的寿命校核
鉴于调整间隙的方便,轴承均采用正装.预设轴承寿命为3年即12480h.
校核步骤及计算结果见下表:
表7 轴承寿命校核步骤及计算结果
计算步骤及内容 计算结果
6007轴承

A端 B端
由手册查出Cr、C0r及e、Y值 Cr=12.5kN
C0r=8.60kN
e=0.68
计算Fs=eFr(7类)、Fr/2Y(3类) FsA=1809.55 FsB=1584.66
计算比值Fa/Fr FaA /FrA>e FaB /FrB< e
确定X、Y值 XA= 1,YA = 0, XB =1 YB=0
查载荷系数fP 1.2
计算当量载荷
P=Fp(XFr+YFa) PA=981.039 PB=981.039
计算轴承寿命

9425.45h
小于
12480h
由计算结果可见轴承6007合格.

表8 中间轴结构尺寸设计
阶梯轴段 设计计算依据和过程 计算结果
第1段
由轴承尺寸确定
(轴承预选6008 )

33.6

40

25

第2段
(考虑键槽影响)

45(44.68)

77.5
第3段

50

12.5
第4段

99

109

第5段

46

39
考虑到低速轴的载荷较大，材料选用45,热处理调质处理,取材料系数
所以,有该轴的最小轴径为:
考虑到该段开键槽的影响,轴径增大6%,于是有:
标准化取
其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:
表10 低速轴结构尺寸设计
阶梯轴段 设计计算依据和过程 计算结果
第1段
(考虑键槽影响)
(由联轴器宽度尺寸确定)

52.49
60(55.64)

142

第2段
(由唇形密封圈尺寸确定)

64(63.84)

50
第3段

66
16

第4段 由轴承尺寸确定
(轴承预选6014C )

70

24
第5段

78

75
第6段
20

88

20
第7段
齿宽+10
80(79.8)

119
§3.3.4 各轴键、键槽的选择及其校核
因减速器中的键联结均为静联结,因此只需进行挤压应力的校核.
一、 高速级键的选择及校核:
带轮处键:按照带轮处的轴径及轴长选 键B8X7,键长50,GB/T1096
联结处的材料分别为: 45钢(键) 、40Cr(轴)
二、中间级键的选择及校核:
(1) 高速级大齿轮处键: 按照轮毂处的轴径及轴长选 键B14X9GB/T1096
联结处的材料分别为: 20Cr (轮毂) 、45钢(键) 、20Cr(轴)
此时, 键联结合格.
三、低速级级键的选择及校核
(1)低速级大齿轮处键: 按照轮毂处的轴径及轴长选 键B22X14,键长 GB/T1096
联结处的材料分别为: 20Cr (轮毂) 、45钢(键) 、45(轴)
其中键的强度最低,因此按其许用应力进行校核,查手册其

该键联结合格
(2)联轴器处键: 按照联轴器处的轴径及轴长选 键16X10,键长100,GB/T1096
联结处的材料分别为: 45钢 (联轴器) 、45钢(键) 、45(轴)
其中键的强度最低,因此按其许用应力进行校核,查手册其

该键联结合格.

第四章 减速器箱体及其附件的设计
§4.1箱体结构设计
根据箱体的支撑强度和铸造、加工工艺要求及其内部传动零件、外部附件的空间位置确定二级齿轮减速器箱体的相关尺寸如下：（表中a=322.5）
表12 箱体结构尺寸
名称 符号 设计依据 设计结果
箱座壁厚 δ 0.025a+3=11 11
考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于8
箱盖壁厚 δ1 0.02a+3≥8 9.45
箱座凸缘厚度 b 1.5δ 16.5
箱盖凸缘厚度 b1 1.5δ1 14.18
箱座底凸缘厚度 b2 2.5δ 27.5
地脚螺栓直径 df 0.036a+12 24(23.61)
地脚螺栓数目 n 时，n=6
6
轴承旁联结螺栓直径 d1 0.75df 18
箱盖与箱座联接螺栓直径 d 2 (0.5～0.6)df 12
轴承端盖螺钉直径和数目 d3，n (0.4～0.5)df,n 10,6
窥视孔盖螺钉直径 d4 (0.3～0.4)df 8
定位销直径 d (0.7～0.8) d 2 9
轴承旁凸台半径 R1 c2 16
凸台高度 h 根据位置及轴承座外径确定，以便于扳手操作为准 34
外箱壁至轴承座端面距离 l1 c1+c2+ (5～10) 42
大齿轮顶圆距内壁距离 ∆1 ＞1.2δ 11
齿轮端面与内壁距离 ∆2 ＞δ 10
箱盖、箱座肋厚 m1 、 m m1≈0.85δ1 =8.03 m≈0.85δ=9.35 7
轴承端盖凸缘厚度 t (1～1.2) d3 10
轴承端盖外径 D2 D+(5～5.5) d3 120
轴承旁边连接
螺栓距离

S
120
第五章 运输、安装和使用维护要求
1、减速器的安装
（1）减速器输入轴直接与原动机连接时，推荐采用弹性联轴器；减速器输出轴与工作机联接时，推荐采用齿式联轴器或其他非刚性联轴器。联轴器不得用锤击装到轴上。
（2）减速器应牢固地安装在稳定的水平基础上，排油槽的油应能排除，且冷却空气循环流畅。
（3）减速器、原动机和工作机之间必须仔细对中，其误差不得大于所用联轴器的许用补偿量。
（4）减速器安装好后用手转动必须灵活，无卡死现象。
（5）安装好的减速器在正式使用前，应进行空载，部分额定载荷间歇运转1~3h后方可正式运转，运转应平稳、无冲击、无异常振动和噪声及渗漏油等现象，最高油温不得超过100℃；并按标准规定检查轮齿面接触区位置、面积，如发现故障，应及时排除。
2、使用维护
本类型系列减速器结构简单牢固，使用维护方便，承载能力范围大，公称输入功率0.85—6660kw，公称输出转矩100—410000N.m，不怕工况条件恶劣，是适用性很好，应用量大面广的产品。可通用于矿山、冶金、运输、建材、化工、纺织、轻工、能源等行业的机械传动。但有以下限制条件：
1.减速器高速轴转速不高于1000r/min;
2.减速器齿轮圆周速度不高于20m/s;
3.减速器工作环境温度为—40~45℃，低于0℃时，启动前润滑油应预热到8℃以上，高于45℃时应采取隔热措施。
3、减速器润滑油的更换：
（1）减速器第一次使用时，当运转150~300h后须更换润滑油，在以后的使用中应定期检查油的质量。对于混入杂质或变质的油须及时更换。一般情况下，对于长期工作的减速器，每500~1000h必须换油一次。对于每天工作时间不超过8h的减速器，每1200~3000h换油一次。
（2）减速器应加入与原来牌号相同的油，不得与不同牌号的油相混用。牌号相同而粘度不同的油允许混合用。
（3）换油过程中，蜗轮应使用与运转时相同牌号的油清洗。
（4）工作中，当发现油温温升超过80℃或油池温度超过100℃及产生不正常的噪声等现象时，应停止使用，检查原因。如因齿面胶合等原因所致，必须排除故障，更换润滑油后，方可继续运转。
减速器应定期检修。如发现擦伤、胶合及显著磨损，必须采用有效措施制止或予以排除。备件必须按标准制造，更新的备件必须经过跑合和负荷试验后才能正式使用。 用户应有合理的使用维护规章制度，对减速器的运转情况和检验中发现的问题应做认真的记录 。

小 结
转眼两周的时间过去了，感觉时间过得真快，忙忙碌碌终于把机械设计做出来了。我通过这次设计学到了很多东西。使我对机械设计的内容有了进一步的了解.
因为刚结束课程就搞设计,还没有来得及复习,所以刚开始遇到好多的问题,都感觉很棘手.因为机械设计是把我们这学期所学知识全部综合起来了,还用到了许多先前开的课程,例如金属工艺学,材料力学,机械原理等.
首先，我们要运用知识想好用什么结构，然后进行轴大小长短的设计，要校核，选轴承。最后还要校核低速轴，看能否用。键也是一件重要的零件，校核也不可避免。所有这些都用到了力学和机械设计得内容，可是我当时力学没有学好，机械设计又没完全掌握，做这次设计真是不容易啊!.
但通过这次机械设计学到了许多,不仅是在知识方面，重要是在观念方面。以往我们不管做什么都有现成的东西，而我们只要算别人现有的东西就可以了，其实那就是抄。但现在很多是自己设计，没有约束了反而不知所措了。其次，我在这次设计中出现了许多问题,经过常老师得指点,我学到了许多课本上没有的东西他并且给我们讲了一些实际用到的经验.收获真是破多啊!最后就是我们大学的课程开了这么多,我们一定要把基础打牢,为以后的综合运用打下基础啊.这次机械设计课程就体现了,我们现在很缺乏把自己学的东西联系起来的能力.
最后我总结一下通过这次机械设计我学到的。实践出真知，不假。通过设计我现在可以了解真正的设计是一个怎样的程序啊.而且其中出现了许多错误,为以后工作增加经验。虽然机设很累，但我很充实，我学到了许多知识，我增加了社会竞争力，我又多了解了机械，又进步了。总之，这次机械设计虽然很累,但是我学到了好多自己从前不知道和没有经历的经验。

参 考 文 献

1 <<机械设计>>第八版 濮良贵主编 高等教育出版社 ，2006
2 <<机械设计课程设计>>第1版 . 王昆,何小柏主编 .机械工业出版社 ,2004
3 <<机械原理>> 申永胜主编 清华大学出版社 ,1999
4 <<材料力学 >> 刘鸿文主编 高等教育出版社 ,2004
5 <<几何公差与测量>>第五版 甘永力主编 上海科学技术出版社 ，2003
6 <<机械制图>>

⑵ 急求两级圆柱齿轮减速器的设计说明书

一、前言
(一)
设计目的：
通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。
(二)
传动方案的分析
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。
带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。
齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。
减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。
二、传动系统的参数设计
原始数据：运输带的工作拉力F=0.2 KN；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=400mm（滚筒效率为0.96）。
工作条件：预定使用寿命8年，工作为二班工作制，载荷轻。
工作环境：室内灰尘较大，环境最高温度35°。
动力来源：电力，三相交流380/220伏。
1
、电动机选择
（1）、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机
（2）、电动机功率选择：
①传动装置的总效率：
=0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96
②工作机所需的输入功率：
因为 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N
=FV/1000η
=1908×2/1000×0.96
=3.975KW
③电动机的输出功率：
=3.975/0.87=4.488KW
使电动机的额定功率P ＝（1～1.3）P ，由查表得电动机的额定功率P ＝ 5.5KW 。
⑶、确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
=（60×v）/（2π×D/2）
=（60×2）/（2π×0.2）
=96r/min
由推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’ =3~6。取V带传动比I’ =2~4，则总传动比理时范围为I’ =6~24。故电动机转速的可选范围为n’ =（6~24）×96=576~2304r/min
⑷、确定电动机型号
根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有1000r/min和1500r/min，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1500r/min ，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y132S-4 ，满载转速 1440r/min 。
其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min，额定转矩2.2，质量68kg。
2 、计算总传动比及分配各级的传动比
（1）、总传动比：i =1440/96=15
（2）、分配各级传动比：
根据指导书，取齿轮i =5（单级减速器i=3~6合理）
=15/5=3
3 、运动参数及动力参数计算
⑴、计算各轴转速（r/min）
=960r/min
=1440/3=480(r/min)
=480/5=96(r/min)
⑵计算各轴的功率（KW）
电动机的额定功率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计算各轴扭矩（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、传动零件的设计计算
（一）齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45#钢，调质，齿面硬度220HBS；根据指导书选7级精度。齿面精糙度R ≤1.6~3.2μm
（2）确定有关参数和系数如下：
传动比i
取小齿轮齿数Z =20。则大齿轮齿数：
=5×20=100 ，所以取Z
实际传动比
i =101/20=5.05
传动比误差：（i -i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5% 可用
齿数比： u=i
取模数：m=3 ；齿顶高系数h =1；径向间隙系数c =0.25；压力角 =20°；
则 h *m=3，h ）m=3.75
h=（2 h ）m=6.75，c= c
分度圆直径：d =×20mm=60mm
d =3×101mm=303mm
由指导书取 φ
齿宽： b=φ =0.9×60mm=54mm
=60mm ，
b
齿顶圆直径：d ）=66，
d
齿根圆直径：d ）=52.5，
d ）=295.5
基圆直径：
d cos =56.38，
d cos =284.73
(3)计算齿轮传动的中心矩a：
a=m/2(Z )=3/2(20+101)=181.5mm 液压绞车≈182mm
（二）轴的设计计算
1 、输入轴的设计计算
⑴、按扭矩初算轴径
选用45#调质，硬度217~255HBS
根据指导书并查表，取c=110
所以 d≥110 (4.354/480) 1/3mm=22.941mm
d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm
∴选d=25mm
⑵、轴的结构设计
①轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定
②确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：d =25mm
， L =（1.5～3）d ，所以长度取L
∵h=2c
c=1.5mm
+2h=25+2×2×1.5=31mm
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：
L =（2+20+55）=77mm
III段直径：
初选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.
=d=35mm，L =T=18.25mm，取L
Ⅳ段直径：
由手册得：c=1.5
h=2c=2×1.5=3mm
此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：d =（35+3×2）=41mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为41mm
+2h=35+2×3=41mm
长度与右面的套筒相同，即L
Ⅴ段直径：d =50mm. ，长度L =60mm
取L
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=80mm
Ⅵ段直径：d =41mm， L
Ⅶ段直径：d =35mm， L ＜L3，取L
2 、输出轴的设计计算
⑴、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）
根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=110
=110× (2.168/76.4) =38.57mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm
∴取d=42mm
⑵、轴的结构设计
①轴的零件定位，固定和装配
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。
②确定轴的各段直径和长度
初选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长42.755mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
则 d =42mm L = 50mm
L = 55mm
L = 60mm
L = 68mm
L =55mm
L
四、滚动轴承的选择
1 、计算输入轴承
选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.
2 、计算输出轴承
选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm
五、键联接的选择
1 、输出轴与带轮联接采用平键联接
键的类型及其尺寸选择：
带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择C型平键联接。
根据轴径d =42mm ，L =65mm
查手册得，选用C型平键，得： 卷扬机
装配图中22号零件选用GB1096-79系列的键12×56
则查得：键宽b=12，键高h=8，因轴长L ＝65，故取键长L=56
2 、输出轴与齿轮联接用平键联接
=60mm,L
查手册得，选用C型平键，得：
装配图中 赫格隆36号零件选用GB1096-79系列的键18×45
则查得：键宽b=18，键高h=11，因轴长L ＝53，故取键长L=45
3 、输入轴与带轮联接采用平键联接 =25mm L
查手册
选A型平键，得：
装配图中29号零件选用GB1096-79系列的键8×50
则查得：键宽b=8，键高h=7，因轴长L ＝62，故取键长L=50
4 、输出轴与齿轮联接用平键联接
=50mm
L
查手册
选A型平键，得：
装配图中26号零件选用GB1096-79系列的键14×49
则查得：键宽b=14，键高h=9，因轴长L ＝60，故取键长L=49
六、箱体、箱盖主要尺寸计算
箱体采用水平剖分式结构，采用HT200灰铸铁铸造而成。箱体主要尺寸计算如下：
七、轴承端盖
主要尺寸计算
轴承端盖：HT150 d3=8
n=6 b=10
八、减速器的
减速器的附件的设计
1
、挡圈 ：GB886-86
查得：内径d=55，外径D=65，挡圈厚H=5，右肩轴直径D1≥58
2
、油标 ：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、
设计参考资料目录
1、吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，1999.6
2、解兰昌等编著.紧密仪器仪表机构设计.杭州：浙江大学出版社，1997.11

⑶ 机械安全技术知识

机械安全技术知识大全

机械的安全功能是指机械及其零部件的某些功能是专门为保证安全而设计的，它主要分为主要安全功能和辅助安全功能两大类。下面是我为大家整理的机械安全技术知识大全，欢迎大家阅读浏览。

第一节机械行业安全概要

知识点一、机械产品主要类别

1、机械行业的主要产品包括12类：

2、重点了解(2)重型矿山机械;(4)石油化工通用机械。

3、非机械行业包括铁道机械、建筑机械、纺织机械、轻工机械、船舶机械等。

知识点二、机械设备的危险部位及防护对策

(一)机械设备的危险部位

1、机械设备可造成碰撞、夹击、剪切、卷入等多种伤害。

2、旋转部件之间、连接件、运动部件;接近类型;通过类型;单向滑动。

(二)机械传动机构安全防护对策

1、机床上常见的传动机构有齿轮啮合机构、皮带传动机构、联轴器等，有必要把传动机构危险部位加以防护。

2、所采取的安全技术措施一般分为直接(设计时)、间接(防护装置)和指导性(安全规定、设置标志)三类。

3、重点：齿轮传动的安全防护：齿轮传动机构必须装置全封闭型的防护装置，没有防护罩不得使用;皮带传动装置的防护罩可采用金属骨架的防护网，与皮带的距离不要小于50mm，不要影响机器的运行。一般传动机构离地面2 m以下，要设防护罩。3种情况加以防护：皮带轮之间的距离在3 m以上;皮带宽度在15 cm以上;皮带回转的速度在9 m/min以上;联轴器等的防护最常见的是Ω型防护罩。

知识点三、机械伤害类型及预防对策

(一)机械伤害类型

1、机械状态：正常工作状态、非正常工作状态、非工作状态。

2、机械行业包括机械伤害、非机械危害。

3、主要危险和危害：物体打击、车辆伤害、机械伤害、起重伤害、触电、灼烫、火灾、高处坠落等14种。

(二)机械伤害预防对策措施：先后顺序

1、实现机械本质安全：①消除产生危险的原因。②减少或消除接触机器的危险部件的次数;③使人们难以接近机器的危险部位(或提供安全装置，使得接近这些部位不会导致伤害);④提供保护装置或者防护服。

2、保护操作者和有关人员安全：①通过培训来提高人们辨别危险的能力;②通过对机器的重新设计，使危险更加醒目(或者使用警示标志);③通过培训，提高避免伤害的能力;④采取必要的行动来避免伤害的自觉性。

(三)通用机械安全设施的技术要求

1、机械安全防护装置的一般要求。安全防护装置可靠，与设备运转连锁。

2、重点：紧急停车开关。紧急停车开关应保证瞬时动作时能终止设备的一切运动。对有惯性运动的设备，紧急停车开关应与制动器或离合器连锁，以保证迅速终止运行。紧急停车开关的形状应区别于一般开关，颜色为红色;紧急停车开关的布置应保证操作人员易于触及，且不发生危险;设备由紧急停车开关停止运行后，必须按启动顺序重新启动才能重新运转。

3、防护罩做平台或阶梯时，应能承受1500n的垂直力。

知识点四、机械安全设计与机器安全装置

(一)本质安全：是通过机械的设计者，在设计阶段采取措施来消除隐患的一种机械安全方法。

(二)失效安全：设计者应该保证当机器发生故障时不出危险。

(三)定位安全：把机器的部件安置到不可能触及的地点，通过定位达到安全。

(四)机器布置：空间、照明、管线布置、维护时的出入安全。

(五)机器安全防护装置

重点理解：连锁、控制、双手控制安全装置。

知识点五、机械制造场所安全技术

(一)采光:厂房跨度大于12 m时，单跨厂房的两边应有采光侧窗，窗户的宽度应不小于开间长度的1/2;多跨厂房相连，相连各跨应有天窗，跨与跨之间不得有墙封死。车间通道照明灯要覆盖所有通道，覆盖长度应大于90%车间安全通道长度。

(二)通道：包括厂区主干道和车间安全通道。

1、厂区干道的路面要求：车辆双向行驶的干道宽度不小于5m，有单向行驶标志的主干道宽度不小于3m;进入厂区门口，危险地段需设置限速牌、指示牌和警示牌。

2、车间安全通道要求。通行汽车，宽度>3m;通行电瓶车的宽度>1.8 m;通行手推车、三轮车的宽度>1.5 m;一般人行通道的宽度>l m。

(三)设备布局:长度>12 m者为大型设备，6～12m者为中型设备，<6m者为小型设备; 设备间距：大型≥2 m，中型≥lm，小型≥0.7 m; 设备与墙、柱距离：大型≥0.9 m，中型≥0.8 m，小型≥0. 7 m; 高于2 m的运输线应有牢固的防罩(网)，对低于2 m的运输线的起落段两侧应加设护栏，栏高1.05m。

(四)物料堆放

1、包括工位器具、工件、材料的摆放。

2、产品坯料的存放量：产品坯料等应限量存入，白班存放量为每班加工量的1.5倍，夜班存放量为加工量的2.5倍，但大件不超过当班定额。

3、工件、物料摆放不得超高，在垛底与垛高之比为1：2的前提下，垛高不超出2m(单位超高除外)，砂箱堆垛不超过3.5 m。

(五)地面状态：要求生产场地平坦、清洁。深大于0.2 m、宽大于0.1 m的坑、壕、池应有可靠的防护栏或盖板。

第二节金属切削机床及砂轮机安全技术

知识点一、金属切削机床的危险因素

静止部件、旋转部件、内旋转咬合、往复运动和滑动的危害、飞出物。

知识点二、金属切削机床的安全技术措施

1、机床运转异常状态：1)温升异常2)转速异常3)振动和噪声过大4)出现撞击声5)输入输出参数异常6)机床内部缺陷

振动故障率最大：机床由于振动而产生的故障占整个故障的`60%~70%。

2、运动机械中易损件的故障检测。

重点：易损件有传动轴、轴承、齿轮、叶轮，其中滚动轴承和齿轮的损坏更为普遍。

3、金属切削机床常见危险因素的控制措施：1)设备可靠接地，照明采用安全电压。2)楔子、销子不能突出表面。3)用专用工具，带护目镜。4)尾部安防弯装置及设料架。5)零部件装卡牢固。6)及时维修安全防护、保护装置。7)选用合格砂轮，装卡合理。

(8)加强检查，杜绝违章现象，穿戴好劳动保护用品。

知识点三、砂轮机的安全技术要求

砂轮机安装：地点选择。砂轮机正面装设不低于1.8m高度的防护挡板。

砂轮的平衡。直径大于或等于200mm的砂轮装上法兰盘后应先进行静平衡调试。

砂轮与卡盘的匹配。砂轮法兰盘直径不得小于被安装砂轮直径的1/3，且规定砂轮磨损到直径比法兰盘直径大10mm时应更换新砂轮。

砂轮机的防护罩。开口角度在主轴水平面以上不允许超过65゜，开口大于等于30゜时必须设挡屑屏板，砂轮圆周表面与挡板的间隙应小于6mm。

砂轮机的工件托架。直径在150m以上必须设置可调托架，砂轮与托架之间的距离应小于被磨工件最小外形尺寸的1/2，但最大不应超过3mm。

砂轮机使用安全要求：禁止侧面磨削;不准正面操作;不准共同操作。

第三节冲压(剪)机械安全技术

知识点一、冲压作业的危险因素

设备结构具有的危险;动作失控;开关失灵;模具的危险(伤害部位主要是手部)。

知识点二、冲压作业安全技术措施

包括改进冲压作业方式、改革冲模结构、实现机械化自动化、设置模具和设备的防护装置等。冲压作业机械化和自动化是减轻工人劳动强度、保证人身安全的根本措施。

重点：冲压设备的安全装置。按结构分为机械式、按钮式、光电式、感应式等。机械式防护装置。主要有：推手式、摆杆(拨手)、拉手安全装置。

知识点三、剪板机安全技术措施

操作剪板机时的注意事项(重点2、4、5)。不应独自1人操作剪板机;运动部位必须安装防护罩;操作者的手指保持安全距离，手指离剪刀口应保持最少200mm以外的距离，并且离开压紧装置。

第四节木工机械安全技术

知识点一、木工机械危险有害因素

刀轴转速高、多刀多刃、手工进料等。机械伤害：危险性大，发生概率高;火灾和爆炸：后果严重;木材的生物、化学危害;木粉尘危害;噪声和振动危害。

知识点二、木工机械安全技术措施

1、在设计上就应使木工机械具有完善的安全装置，包括安全防护装置、安全控制装置和安全报警信号装置。徒手操作者必须有安全防护措施，消声、吸尘或通风装置，刀轴与电气应有安全联控装置，采用安全送料装置或设置分离刀、防反弹安全屏护装置，设置遇事故需紧急停机的安全控制装置。

2、手压平刨伤手为多发性事故，手压平刨刀轴的设计与安装要求：1)必须使用圆柱形刀轴，绝对禁止使用方刀轴。2)压刀片的外缘应与刀轴外圆相合，当手触及刀轴时，只会碰伤手指皮，不会被切断。3)刨刀刃口伸出量不能超过刀轴外径1.1mm。4)刨口开口量应符合规定。

第五节铸造安全技术

知识点一、铸造作业危险有害因素

火灾及爆炸、灼烫、机械伤害、高处坠落、尘毒危害、噪声振动、高温和热辐射

知识点二、铸造作业安全技术措施

(一)工艺要求

在工艺可能的条件下，宜采用湿法作业，操作条件差的场合宜采用机械手遥控隔离操作。污染较小的造型、制芯工段在集中采暖地区应布置在非采暖季节最小频率风向的下风侧，在非集中采暖地区应位于全面最小频率风向的下风侧。

(二)建筑要求：铸造车间应安排在高温车间、动力车间的建筑群内，建在厂区其他不释放有害物质的生产建筑的下风侧;厂房主要朝向宜南北向;绿化带。

(三)除尘：电弧炉的烟气净化设备宜采用干式高效除尘器;冲天炉的排烟净化宜采用机械排烟净化设备。

第六节锻造安全技术

知识点一、锻造的特点

在金属灼热的状态下进行，所使用的设备如空气锤、蒸汽锤、摩擦压力机等，工作时发出的都是冲击力，作用力是很大的，

知识点二、锻造的危险有害因素

伤害事故：机械伤害、火灾爆炸、灼烫(800~1200)。

职业危害：噪声和振动、尘毒危害、热辐射。

知识点三、锻造的安全技术措施

12点(掌握重点启动装置3、4、5及11)。外露的传动装置(齿轮传动、摩擦传动、曲柄传动或皮带传动等)必须要有防护罩;启动装置必须能保证对设备进行迅速开关，并保证设备运行和停车状态的连续可靠;电动启动装置的按钮盒，其按钮上需标有“启动”、“停车”等字样。停车按钮为红色，其位置比启动按钮高10—12 mm;新安装和经过大修理的锻压设备，应该根据设备图纸和技术说明书进行验收和试验。

第七节安全人机工程基本知识

知识点一、定义与研究内容

(一)“人—机—环境”系统

解决安全问题的根本需求是实现生产过程的机械化和自动化。

(二)人机系统的类型：主要有两类，一类为机械化、半机械化控制的人机系统;另一类为全自动化控制的人机系统。

1)机械化、半机械化控制的人机系统：人主要充当生产过程的操作者与控制者。系统的安全性主要取决于人机功能分配的合理性、机器的本质安全性及人为失误状况。

2)全自动化控制的人机系统：人是监视着和管理者。系统的安全性主要取决于机器的本质安全性、机器的冗余系统失灵以及人处于低负荷时应急反应变差等。

第八节 人的特性

知识点一、人体测量

(一)静态测量。

测量方法：可采取不同的姿势，主要有立姿、坐姿、跪姿和卧姿等几种。

人体测量的数据是指人体不同部位的尺寸，在设计不同的设备或产品时会涉及到。

影响人体测量数据的因素：民族因素，性别、年龄因素，职业因素。

(二)动态测量

(三)人体测量数据的运用准则

最大最小准则，可调性准则，平均准则，使用最新人体数据准则，地域性准则，功能修正与最小心理空间相结合准则(着装修正量、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)。

知识点二、人的生理特性

1、视觉

暗适应与明适应能力：暗适应的过渡时间较长，约需要30min;明适应约需1min;

眩光有害影响：使暗适应破坏，产生视觉后像;降低视网膜上的照度;减弱观察物体与背景的对比度;观察物体时产生模糊感觉等，这些都将影响操作者的正常作业。

视错觉：形状错觉，色彩错觉，物体运动错觉。其中常见的形状错觉有长短错觉、方向错觉、对比错觉、大小错觉、远近错觉及透视错觉等。色彩错觉有对比错觉、大小错觉、温度错觉、距离错觉及疲劳错觉等。

视觉损伤与视觉疲劳：眼睛能承受的可见光的最大亮度值约为106cd/m2。300m以下的短波紫外线可引起紫外线眼炎。紫外线照射4～5h后眼睛便会充血，l0～12h后会使眼睛剧痛而不能睁眼。常受红外线照射可引起白内障。直视高亮度光源如激光、太阳光等，会引起黄斑烧伤，有可能造成无法恢复的视力减退。低照度或低质量的光环境，会引起各种眼的折光缺陷或提早形成老花。眩光或照度剧烈而频繁变化的光可引起视觉机能的降低。

视觉的运动规律：人眼看一个目标要得到视觉印象，最短的注视时间为0.07～0.3s，这里与照明的亮度有关。人眼视觉的暂停时间平均需要0.17s。

2、听觉。听觉的功能有分辨声音的高低和强弱，还可以判断环境中声源的方向和远近。

听觉绝对阈限：频率阈限、声压阈限和声强阈限。

听觉辨别阈限：人耳具有区分不同频率和不同强度声音的能力。

辨别声音的方向和距离的能力。

3、人的感觉与反应

反应时间：是从包括感觉反应时间到开始动作所用时间的总和。一般条件下，反应时间约为0.1-0.5S，对于复杂的选择性反应时间达1-3S，要进行复杂判断和认识的反应时间平均达3-5S。

减少反应时间的途径：1)合理地选择感知类型(听觉的反应时间最短0.1-0.2S);2)按人机工程学原则设计机器;3)通过训练提高人的反应速度。

(二)人体的特性参数

与产品设计和操作机器有关参数：静态参数，动态参数，生理学参数，生物力学参数。

人体劳动强度参数：耗氧量、心率、人的劳动强度。体力劳动强度按劳动强度指数i大小分为4级：轻劳动、中等强度劳动、重强度劳动、很重体力劳动。

(三)疲劳

疲劳的定义：疲劳分为肌肉疲劳(或称体力疲劳)和精神疲劳(或称脑力疲劳)两种。

消除疲劳的途径：设计时应充分考虑人的生理心理因素;改善工作环境;合理安排作息时间。

3、疲劳测定的方法：主观感觉调查表法、分析脑电图、测定频闪值、智能测验、精神测验、连续拍摄人体动作的变化。

4、单调作业与轮班作业

避免作业单调的措施：培养多面手，工作延伸，操作再设计，显示作业终极目标，动态信息报告，推行消遣工作法，改善作业环境。

轮班作业：单班制、两班制、三班制或四班制等。许多企业实行“四班三运转制” 。

知识点三、人的心理特性

能力：是指一个人完成一定任务的本领。主要有感觉、知觉、观察力、注意力、记忆力、思维想象力和操作能力等。

各种能力的总和就构成人的智力，它包括人的认识能力和活动能力。

情绪与情感。不安全情绪有急躁情绪和烦躁情绪。

第九节 机械的特性

知识点一、机械安全的定义及特性

机械安全的特性。现代机械安全具有：系统性、防护性、友善性、整体性。

知识点二、机械故障诊断技术

故障诊断的基本流程包括诊断文档建立和诊断实施两大部分。诊断实施过程的基本步骤：信号检测 、特征提取(或称信号处理) 、状态识别、诊断决策 。

(三)故障诊断技术

1、振动信号的检测与分析

振动信号一般用位移、速度或加速度传感器来测量。传感器应尽量安装在诊断对象敏感点或离核心部位最近的关键点。

2、油液分析技术：应用较多的有光谱油液分析和铁谱油液分析 。

3、温度检测及红外线监测技术。

4、超声探伤技术：可以对所有固体材料进行探伤和检测。

5、表面缺陷探伤技术：磁粉探伤、渗透探伤、涡流探伤。

知识点三、 机械的可靠性设计与维修性设计

可靠性定义：指系统或产品在规定的条件和规定的时间内，完成规定功能的能力。

可靠性度量指标：可靠度、故障率(或失效率)、平均寿命(或平均无故障工作时间)、维修度、有效度。

有效度：狭义可靠度r(t)与维修度m(τ)的综合称为有效度，也称广义可靠度。

(二)维修性设计

维修性是指对故障产品修复的难易程度。即在规定条件和规定时间内，完成某种产品维修任务的难易程度。

应考虑的主要问题：可达性、零组部件的标准化与互换性、维修人员的安全。

第十节 人机作业环境

知识点一、光环境

(一)光的度量

概念：光通量、发光强度(光强)、亮度、照度。照度不足是重要原因。

(二)照明对作业的影响

照明与疲劳、照明与事故。视觉疲劳是产生事故和影响工效的主要原因。

知识点二、色彩环境

颜色的特性颜色具有色调、明度、彩度三个基本特性。

色彩对生理的影响，视觉疲劳。

知识点三、微气候环境

构成微气候的要素：空气温度、空气湿度、气流速度、热辐射。

空气温度，分为舒适温度(21±3℃)和允许温度(舒适温度±3~5 ℃)。

空气湿度，有绝对湿度和相对湿度，相对湿度在80%以上为高气湿，低于30%为低气湿，舒适的湿度一般为40%~60%。

气流速度，室外一般为0.15m/s时空气新鲜。

(二)人体对微气候环境的感受与评价

1、微气候环境的综合评价。1)有效温度(感觉温度)：干球温度、湿球温度和气流速度;2)不适指数：干球温度、湿球温度;3)三球温度指数wbgt：干球、湿球、黑球;4)卡他度：气温、湿度和风速。

2、高温作业环境对人体的影响：高温环境使人心率和呼吸加快、湿热环境对中枢神经系统具有抑制作用、高温环境下，人的水分和盐分大量丧失。

3、低温环境对人体的影响：手的触觉敏感性临界皮温是10℃左右。

第十一节 人机系统

知识点一、人机信息及能量交换系统模型

人机系统的任何活动实质上是信息及能量的传递和交换。

知识点二、人机功能分配

1、人在人机系统中的主要功能：传感功能、信息处理功能、操纵功能。

2、人机功能分配原则：笨重的、快速的、持久的、可靠性高的、精度高的、规律性的、单调的、高价运算的、操作复杂的、环境条件差的工作，适合机器;而研究、创造、决策、指令和程序的编排、检查、维修、故障处理及应付不测等工作，适合人。

知识点三、人机系统可靠性计算

(一)人机系统的可靠度计算

1、人机串联系统。人机并联系统：并行工作冗余法、后备冗余法。

2、两人监控人机系统的可靠度：异常时相当于两人并联;正常相当于两人串联。

异常情况时，Rsr′=RHb·RM=[1-(1-R1)(1-R2)]RM

正常情况时，Rsr″=RHc·RM=Rl·R2·RM

(二)人机系统可靠性设计基本原则

1、系统的整体可靠性原则、高可靠性组成单元要素原则 、具有安全系数的设计原则、高可靠性方式原则、标准化原则、高维修度原则(零件标准化、部件通用化、设备系列化)、事先进行试验和进行评价的原则、预测和预防的原则、人机工程学、技术经济性、审查原则、整理准备资料和交流信息原则、信息反馈原则、设立相应的组织机构。

2、高可靠性方式原则：冗余设计、故障安全装置、自动保险装置。

3、故障安全结构有以下几种：

①消极被动式。组成单元发生故障时，机器变为停止状态。

②积极主动式。组成单元发生故障时，机器一面报警，一面还能短时运转。

③运行操作式。即使组成单元发生故障，机器也能运行到下次的定期检查。

通常在产业系统中，大多为消极被动式结构。

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⑷ 求一级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书及CAD图

所有图（包括弯矩扭矩图）在我邮箱，有需要再通知我[email protected]

目 录

1. 任务书
2. 电动机的选择
3. 传动装置总传动比计算并分配传动比
4. 传动装置的运动参数和动力参数计算
5. 齿轮传动设计及计算
6. 输入轴的设计结构计算
7. 输出轴的设计结构计算
8. 滚动轴承的选择计算
9. 键的选择
10. 联轴器的选择
11. 箱体的结构设计计算
12. 润滑方式的选择
13. 润滑油的选择
14. 密封选择
15. 参考资料
16. 学习小结
17. 零件图

1. 任务书
一、 程设计的性质和目的
机械设计课程设计是把学过的各学科的理论较全面地综合应用到实际工程中
去，力求从课程内容上、从分析问题和解决问题的方法上，从设计思想上培养工
程设计能力，课程设计有以下几个方面的要求：
1． 培养综合运动机械设计课程和其他先修课程的基础理论和基础知识，以及结
合生产实践分析和解决工程实际问题的能力使所学的知识得以融会贯通，调
协应用。
2． 通过课程设计，学习和掌握一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设
计的思想，培养独立的、全面的、科学的工程设计能力。
3． 在课程设计的实践中学会查找、翻阅、使用标准、规范，手册，图册和相关
的技术资料等。熟悉个掌握机械设计的基本技能。

二、 课程设计的内容
1．设计题目：
带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器
2．运动简图

3．工作条件
传动不逆转，载荷平稳，起动载荷的名义载荷的1.25倍,使用期限10年,两班制工作,输送带速度容许误差为±5%，输送带效率一般为0.94～0.96。
4．原始数据
已知条件 题号 1
输送带拉力F(N) 3.2
滚筒直径D(mm) 450
输送带速度v(m/s) 1.7

三、 完成工作量
（1） 设计说明书1份
（2） 减速器装配图1张
（3） 减速器零件图3张

四、 机械设计的一般过程
设计过程:

设计任务——总体设计——结构设计——零件设计——加工生产——安装调试

五、 课程设计的步骤
在课程设计时，不可能完全履行机械设计的全过程，只能进行其中一些的重要
设计环节，如下：
1． 设计准备
认真阅读研究设计任务书，了解设计要求和工作条件。
2． 传动装置的总体设计
首先根据设计要求，同时参考比较其他设计方案，最终选择确定传动装置的总
体布置。
3． 传动零件的设计计算
设计计算各级传动零件的参数和主要尺寸
4． 结构设计（装配图设计）
首先进行装配草图设计，设计轴，设计轴承，最后完成装配图的其他要求。在
完成装配草图的基础上，最终完成的图即正式的饿装配结构设计。
5． 完成两张典型零件工作图设计
6． 编写和整理设计说明书
7． 设计总结和答辩

六、 课程设计中应注意的问题
课程设计是较全面的设计活动，在设计时应注意以下的一些问题：
（一）全新设计与继承的问题
在设计时，应从具体的设计任务出发，充分运用已有的知识和资料进行科学、
先进的设计。
（二）正确使用有关标准和规范
为提高所设计机械的质量和降低成本，在设计中应尽量采用标准件，外购件，
尽量减少的自制件。
（三）正确处理强度，刚度，结构和工艺间的关系
在设计中任何零件的尺寸都不可能全部由理论计算来确定，而每个零件的尺寸
都应该由强度，刚度，结构。加工工艺，装配是否方便，成本高低等各方面的要
求来综合确定的。
（四）计算与图画的要求
进行装配图设计时，并不仅仅是单纯的图画，常常是图画与设计计算交叉进行
的。先由计算确定零件的基本尺寸，再草图的设计，决定其具体结构尺寸，再进
行必要的计算。

2. 电动机的选择
电动机已经系统化,系统化一般由专门工厂按标准系列成批大量生产,设计时只需根据工作载荷,工作机的特性和工作环境,选择电动机的类型,结构形式和转速,计算电动机功率,最后全顶电动机型号.
一 类型选择
电动机类型选择是根据电源种类(流或交流),工作条件(度,环境,空间,尺寸等)及载荷特点(性质,大小,起动性和过载现象)来选择的.目前广泛应用Y系列三相异步电动机(JB3074-82)是全封闭自扇冷鼠型三相异步电动机,适用于无特殊要求的各种机械设备.由于Y系列电动机具有交好的起动性能,因此,也适用于某些对起动转矩有较高要求的机械,如压缩机等.
二 电动机功率确定
电动机功率是根据工作机容量的需要来确定的.电动机的额定功率应等于或大于电动机所需功率Pw
1 工作机所需功率Pw
根据公式计算:已知工作机阻力Fw和速度Vw则工作机所需功率Pw为:

式中:Fw-工作机阻力,N
Vw-工作机线速度,m/s
将数据 Fw=3.2kN
带入公式 =5.44kW
2输出功率Pd
已知Pw=5.44kW
由任务要求知:
查表得:
代入得:
由公式
选择额定功率7.5kW的电动机
在计算传送装置的总功率时,应注意以下几点:
1)取传动副效率是否以包括其轴效率,如包括则不应计算轴承效率
2)轴承的效率通常指-对轴承而言
3)同类性的几对传动副,轴承,或联轴器,要分别考虑效率
4)当资料给出的效率为-范围时,一般可以取中间值,如工作条件差,加工条件差,加工精度低或维护不良时应取低值,反之应取高值.
3确定工作机转速
额定功率相同的类型电动机,可以有几种转速供选择,如三相异步电动机就有四种常见 同步转速,即:3000r/min,1500r/min,1000r/min,750r/min电动机的转速高,极对数少,尺寸和质量叫,价格便宜,但机械传动装置总转动比加大,结构尺寸偏大,成本也变高,所以选择电动机转速时必须作全面分析比较,首先满足主要要求,尽量兼顾其他要求.
公式:
代入数据:V=1.7m/s,d=450mm(注:式中为输送带速度为滚筒转矩)

为了便于选择电动机转速，需要先考虑电动机转速得可选范围。由《机械设计课程设计》P6表2－1查得V带传动常用得传动常用得传动范围i链＝2～5，i齿3～5，则电动机转速可选范围为：

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

4型号选择
综合考虑电动机和转动装置的尺寸,结构和带装动，及减速器的转动比,故查表知电动机型号可选择:Y132M-4.
(注:表格在课程设计书264页)
以下附电动机选择计算表:
电动机类型 Y系列一般用三相异步电动机
选择电动机功率
Pw=5.44(kW)

输出功率:

确定电动机转速
nd=433.2-1805r/min
型号选择 Y132M-4

（注：参考选择表均在《课程设计》书中：P10，P264）

3. 传动装置总传动比计算并分配传动比
电动机选定后，按照电动机的满载转速n及电动机的传速n，可确定传动装置的总传动比
i＝nm／nw
当各级传动机构串联时，传动装置的总传动比是各级传动比的连乘积，即i＝i1*i2*i3……in

式中i1、i2、i3……in分别为各级的传动比。

i总＝nm／nw＝满载转速／工作机转速
由传动方案可知，传动装置的总传动比等于各级合理地分配各级传动比，在传动装置总体设计中很重要地，它将直接影响到传动装置外廓尺寸.质量.润滑条件.成本地高低.传动零件地圆周速度大小及精度等级地高低。要同时满足各方面地要求是不现实的，也是非常困难的，应根据具体设计要求，进行分析比较，首先满足主要要求，尽量兼顾其他要求。在合理分配传动比时应该注意以下几点。
1 .各级传动比都应在常用的合理范围之内，以符合各种传动形式的工作特点，能在最佳状态下运转，并使结构紧凑，工艺合理。
2 .应使传动装置结构尺寸较小，质量较轻。
3 .应使各传动件尺寸协调，结构均匀称合理，避免相互干扰碰撞。

传动装置中的总传动比 i总＝nm／nw i总＝19.95
分配各级传动比 i齿＝4 I链=19.95/4=4.99
（注：各级传动比见《课程设计》P12表2—4）

4. 传动装置的运动参数和动力参数计算

机械传动装置的运动参数和动力参数，主要指的使各轴的功率.转速和转距，它为设计计算传动比和轴提供极为需要的依据。
计算各轴运动和动力参数时，应将传动装置中各轴从高速轴到低速轴依此编号，定位0轴（电机轴）.1轴.2轴…，相邻的输入功率P1.P2.P3…,相邻两轴的传动比效率为n01.n12.n23…，各轴的输入功率为P1.P2.P3…,各轴的输入转距为T1.T2.T3…,各轴的输入转速为n1.n2.n3….
电动机轴的输出功率、转速、和转距为
1.转动比分配
工作机的转速 n＝
i总＝ n／n＝1440／81.21＝17.73
i齿＝4，i链＝19.95／4＝4.99
将电动机至工作机的轴依次编号0，1，2……

（1） 转速n
nm=n1=n0=1440r/min
n2=n1/i齿=1440/4=360r/min
n3=n2/i链=360/4.99=72.14r/min
（2） 功率P
P0=Pd=6.63kW
P1=P0×η联×η轴承=6.63×0.99×0.99=6.50kW
P2=P1×η齿×η轴承=6.50×0.97×0.99=5.99kW
P3=P2×η链×η轴承=5.99×0.96×0.99=5.70kW
（3）转距
T0=9550×P0/n0=9550×6.63/1440= 43.97N•m
T1=T0 ×η轴承×η联= 43.97×0.99×0.99=43.09 N•m
T2=T1 ×η轴承×η齿×i齿=43.09×0.96×0.97×4=160.52 N•m
T3=T2×η链×i链=160.52×0.96×4.99=768.95 N•m
根据上述计算可得出各轴的功率、转速和扭距。
0轴 P0=Pd=6.63kW
n满=n1=n0=1440r/min
T0=9550×Pd/N满=9550×6.63/1440= 43.97N•m P0=6.63kW
n0=1440r/min
T0=43.97N•m
1轴 P1=P0×η联×η轴=6.63×0.99×0.99=6.50kW
n1=n0=1440r/min
T1=T0 ×η轴承×η联轴器=43.97×0.99×0.99=43.09 N•m P1=6.50kW
n1=1440r/min
T1=43.09 N•m

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

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

具体计算数据如下：
轴名 功率P/kW 转矩T/N•M 转速N（r/min） 传动比
i 效率
η
输入 输出 输入 输出
电机轴 6.63 43.97 1440 1 0.990
Ⅰ轴 6.05 43.09 1440 4 0.990
Ⅱ轴 5.99 160.52 360 4.99 0.970
Ⅲ轴 5.70 768.95 72.14 0.960
5.齿轮传动设计计算
设计单级标准直齿圆柱齿轮减速的齿轮传动。该减速器用电动机驱动，载荷平稳，单向运转。
齿轮材料与热处理的选择是要根据具体的工作要求来决定的，此外还要考虑齿轮毛呸制造方法。当齿轮直径d≤500mm时，根据制造条件，可采用锻造毛呸。
当齿轮直径d≥500mm时，多采用铸造毛呸。小齿轮根圆直径与轴径接近时，齿轮要和轴要制成一体，这时选材要兼顾轴的要求。同一减速器的各级小齿轮（或大齿轮）的材料尽可能一致，以减少材料牌号和工艺要求。
齿轮强度计算中不论是针对大齿轮还是针对小齿轮的（许用应力和齿轮系数，不论用哪个齿轮的数值），其公式中的转矩，齿轮的直径或齿数都应是小齿轮的转矩T1，小齿轮的分度圆d1和小齿轮的齿数z1
小齿轮的齿数选取首先要注意不能产生根切，另外齿数的选取还要考虑在满足强度要求的情况下，尽能多一些，这样可以加大重合度系数，提高转动的平稳性，且能减少加工量。大齿轮和小齿轮的齿数最好互为质数，防止磨损或失效集中在某几个齿上。
为了保证齿轮安装以后仍能够全齿啮合，那么小齿轮齿宽应比大齿轮齿宽要宽5~8mm。模数首先要标准化，是一个标准值，并且在工程上要求传递动力的齿轮的模数M≥1.5mm。
按下表步骤计算：
计算项目 计算内容 计算结果
1.选择材料与热处理方式 因该齿轮传动比无特殊要求，故可选一般材料，而且为软齿面。 小齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为(220-250)HBS.计算取平均数235HBS
大齿轮材料为45钢，正火处理，硬度为(170-210)HBS. 计算取平均数
2.选择齿轮精度 因为是一般减速器，故选择8级精度，要求齿面粗糙度
Ka≤(3.2-6.3)μm 初选8级精度

计算齿轮比
小齿轮的转矩 由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴之间对称布置，查零件书P117章节内容（直齿 均匀、轻微冲击）
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×

确定齿数Z1 Z2 对于周期性变化的载荷，为避免最大载荷总是总用在某一对或几对齿轮上而是磨损过于集中，Z1 Z2应互为质数。 Z1=27 Z2=103
应力循环次数 N1=60njLh=60×1440×1.05×(10×300×8×2）=4.35×109
N2=N1/i齿=1.09×109 N1=4.35×109
N2=1.09×109
许用接触应力
选择齿宽系数 由书P126图7-18得ZNT1=0.9，ZNT2=0.95
由书P120表7-9得SH=1.05
由书P122图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
齿轮分度圆直径 由于口齿合求出应力是一样的故用小齿轮应力计算(书P114 公式7-5)
d≥ = =50mm
d=50mm
确定齿轮模数 m=d/z1=50/27=1.85取标准模数m=2 取m=2
计算齿轮主要尺寸 d1=mz1=2×27=54mm
d2=mz2=2×103=206mm
中心距a=0.5（d1+d2）=0.5×（54+206）=130mm
齿轮宽b2=ψd×d1=59.4mm
经圆整后b2取60mm
为了保证齿轮安装以后仍能够全齿啮合，那么小齿轮齿宽应比大齿轮齿宽要宽5~8mm。
b1=b2+5mm=65mm d1=54mm
d2=206mm
a=130mm
b2=60mm
b1=65mm

校核齿轮强度 确定两齿轮的弯曲应力由书P190图10-25查得齿轮弯曲疲劳极限
σFlim1=210MPa
σFlim2=190MPa
由最小安全系数SF=1.35
由书P190图10.26查得弯曲疲劳系数
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
两齿轮齿根的弯曲应力 计算两齿轮齿根的弯曲应力由书P195表10.13 10.14
YF1=2.57
YS1=1.60
YF2=2.18
YS2=1.79
比较(YF1×YS1)/[ σF]1=2.57×1.60/132.22=0.032
(YF2×YS2)/[ σF]2=2.18×1.79/126.67=0.030
计算小齿轮齿根弯曲应力 σF1= =54.61 MPa ＜[σF]1=132.22MPa
弯曲强度足够
验算圆周速度V并选取齿轮精度 V=πd1n1/(60×1000)=π×55×1440/(60×1000)=4.52＜5m/s
8级精度合适
齿轮几何尺寸计算 齿顶圆直径da(ha*=1) da1=d1+2ha1=（Z1+2ha*）m=58mm
da2=d2+2ha1=（Z2+2ha*）m=210mm
齿全高h (C*=0.25)
h=（2ha*+C*）m=4.5mm
齿厚S=πm/2=3.14mm
齿根高hf=（ha*+C*）m=2.5mm
齿顶高ha=ha*m=2mm
齿根圆直径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
齿轮结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板结构
大齿轮的相关尺寸计算如下：
轴孔直径 ds=48 mm
轴毂直径 D1=1.6ds=76.8 mm
轴毂长度 L=b2=60mm
轴缘厚度 δ0=(3-4)m=6-8mm 取7mm
轮缘内径 D2=da-2h-2δ0=180mm
腹板厚度 C=0.3b2=0.3×58=18 mm
腹板中心孔直径 D=0.5(D2+D1)=128.4mm
腹板的孔径d0=0.25(D2-D1)=26 mm
齿轮倒角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.输入轴的设计结构计算
减速器传递功率属于小功率，对于材料无特殊要求，选用45号钢并经调质处理
根据表14.1得A=107-118
mm
若考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽，故将估算直径加大3%~5%
17.68×1.03=18.21
19.5×1.05=20.475

由设计手册查取直径 取d1=20mm
主动轴结构设计
根据设计一级减速器，可将齿轮布置在箱体中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装联轴器
根据轴上零件的定位，装拆方便的需要，同时，考虑到强度原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。
a)初步确定安装联轴器处直径d1=20mm因半联轴器轴孔长度Y型，轴孔长度L=52mm
b)为使轴段2与密封装置相适合并与轴段1轴肩，故d2=22mm轴承盖在端面与联轴器距离L’=20轴承盖厚=10mm 参考减速器箱体有关资料箱体内壁到轴段4距离为10故取轴段2的长度L2=30mm
c) 由轴段3与轴段2形成轴肩并与轴承相适应，故取d3=25mm L3=40mm
d)由轴承初选6305的安装尺寸得知：
da=d4=30mm L4=b=1.4h=5.4mm取整得L4=6mm
e) d5 =35 轴段5为齿轮宽b1=60mm由齿轮端到箱体内壁 10mm，为保证齿轮固定可靠，轴段5的长度应短于齿轮轮毂宽度2mm，得L5
f)d6=30mm L6=7.5mm
g)d7=25mm L7=13mm
由此初步确定轴的各段长度和直径

输入轴的强度校核
(1)计算作用力
圆周力Ft=2000T1/d1=(2000×43.09)/54=1595，53N
径向力Fr=Ft×tanα。=574.5N
由于直齿轮轴向力 Fa=0
(2)作主动轴受力简图
L=60+40=100
水平弯矩：FHA=FHB=Ft/2=797，97N
MHC=Ft(L/4)=39898.25 N•mm

铅垂面弯矩：FVA=FVB=Fr/2=469.522/2=287.251N
MVC=Fr(L/4)=287.25×100/4=14362.5N•mm
合成弯距：
扭矩T=4.309× （N•mm）

α=0.6 脉动循环
校核危害截面的强度
由书P176表9-5 [σ-1b]=60MPa [σ0b]=102.5 MPa
σb=Mec/W=31.8MPa<[σ0b]=102.5 MPa

故轴的强度足够

修改轴的结构
由于所设计轴的强度足够，此轴不必再做修改

7.输出轴的设计结构计算
(1)选择轴的材料确定许用应力，由已知减速器传递功率居中小功率，对材料无特殊要求，选45钢并经调质处理，由书查得强度极限σB=650MPa再由表得 许用弯曲应力[σ0b]=102.5MPa
(2)按扭转强度估算直径由书P173表9-3得
A=107-118
mm
由于轴的最小直径处要安装链轮，会有键槽，故将直径加大3%~5%得27.32×1.03=28.14 mm 30.12×1.05=31，63mm由设计手册取标准直径d1=38mm
a)绘制轴系结构草图
根据轴的轴向定位要求确定轴径和轴长
b)初步确定轴径d1=38mm轴段1的长度L1=82mm
c)轴段2要与轴段1形成轴肩并与密封装置相适应，故取d2=40手册P260表18-10由轴承盖右端面与轮毂左端面距离为10 mm，轴承端盖厚度为10 mm，参考减速箱体有关数据，箱体内壁至轴承端盖左侧距离为62 mm故L2=54.5mm
d)由轴段3与轴承相适合初选一对6009深沟球轴承,d×D×B=45×75×16
故d3=45mm 由(b2/2)+a1=(b2/2)+a2 得齿轮端面至箱体内壁的距离为12.5mm 故轴段3的长度L3=50mm
e)轴段4与齿轮轮毂相适合，使轮毂与套筒紧贴，要略短于轮毂长度L=52mm d4=48mm 所以 L4=52mm d4=48mm
f)轴环取 h=(0.07-0.1)h 取h=6mm d5=54mm L5=b=1.4h=8.4 mm取整10 mm
g)轴段6与轴承相适应 d6=45mm L6=18mm
所以 d6=45mm L6=18mm

由此初步确定轴的各段长度和直径

从动轴强度校核
(1)计算作用力
圆周力Ft=2000T3/d2=(2000×768.95)/220=7689.5N
径向力Fr=Ft×tanα=2833.2N
由于直齿轮轴向力 Fa=0
(2)输出轴受力
支撑点间距离L=50+43=95mm
水平弯矩：FHA=FHB=Ft/2=3934.75N
MHC=Ft(L/4)=192802.75N•mm

铅垂面弯矩：FVA=FVB=Fr/2=1416.51N
MVC=Fr(L/4)=69408.99 N•mm
合成弯距：

校核危害截面的强度
由书P176表9-5 [σ0b]=102,5MPa
σb=Mec/W =45.6MPa<[σ0b]=102.5MPa
故轴的强度足够.

修改轴的结构
由于所设计轴的强度足够，此轴不必再做修改

8.滚动轴承的选择计算
滚动轴承的选择：
1）主动轴的轴承
考虑轴受力小且主要是径向力，故选用深沟球轴承
寿命计划：寿命10年双班制 Lh=10×300×8×2=48000h
两轴承受纯径向载荷 由书P219表11-5 fp=1.5 X=1 Y=0 球轴承ε=3

基本容量定动载荷
由书P236表16-2选取6305深沟球轴承一对GB/T276-1994
L10h= =120113.96h由L10h> Lh 故轴承寿命合格
2）从动轴的轴承
X=1 Y=0 球轴承ε=3

基本额定动载荷
由书选择6009深沟球轴承一对GB/T276-1993
L10h= =109204.3h
由L10h> Lh 故轴承寿命合格

9.键的选择
（1）输入轴外伸端D1=20mm,考虑键在轴中部安装
a)选键的型号和确定尺寸
车毂长L=52mm故由(课程设计P183表14-21)选键的型号和确定尺寸
选A型普通键,材料45钢
键宽b=8mm，键高h=7mm，键长由（设计基础P279）长度采到取键长L=45mm
b)校核键联接强度
由键、轮毂、轴、材料为45钢,由表14.6得
[σJH]b3=100-120MPa（轻微冲击）
A键工作长度L=L-B=45-8=37mm
σjy=4T/dhl=12.18MPa
由σjy小于[σb],则强度足够键8×45 GB1096-79

(2)输入轴中部D5=30mm考虑键在轴中部安装轴段长L=48mm,故由手册P183表14-21得
a)选键的型号和确定尺寸
选A型普通键,材料45钢
L=36mm 键宽b=8mm 键高h=7mm
b)校核键联接强度
由键车毂,轴材料为45钢由表14.6
得[σJH]b3=100-120MPa
A键工作长度L=L-b=28mm
σjy=4T/dhl=14.4MPa
由σjy小于[σ] 则强度足够键10×45 GB1096-79

(3)输出轴外伸端D=38mm,考虑键在轴中部安装段长L=62mm 查(课程设计P183表14-21)
a)选键的型号和确定尺寸
键宽b=8mm,键高h=7mm
键长由长度系列取键长L=45mm
b)校核键联接强度
由键车毂,轴材料为45钢
[σJH]b3=100-120MPa
A键工作长度L=L-b=45-8=37mm
σjb=4T/dhl=10.66MPa
由σjy小于[σ]则强度足够键8×45 GB1096-79

(4)输出轴中部D5=45mm考虑键在轴中部安装轴段长L=48mm,故由手册P183表14-21得
a)选键的型号和确定尺寸
选A型普通键,材料45钢
L=36mm 键宽b=10mm 键高h=8mm
b)校核键联接强度
由键车毂,轴材料为45钢由表14.6
得[σJH]b3=100-120MPa
A键工作长度L=L-b=28mm
σjy=4T/dhl=6.73MPa
由σjy小于[σ] 则强度足够键10×45 GB1096-79

10.联轴器的选择
（1）由于减速器载荷平稳,速度不高,无特殊要求,考虑装拆方便及经济问题选凸缘联轴器
由书得K=1.35
TC=KT=1.35×43.09=52.8N•m
由手册P645选GYH2联轴器 GB5843-2003
凸缘联轴器,公称担矩Tn=63N•m
TC大于Tn采用Y型轴孔 轴孔直径D=20mm Y型
轴孔长度L=52mm
YL4型凸缘联轴器有关参数
（2）输出轴 转矩为T=768.95
查手册P645查手册选GYH5联轴器GB5843-2003
轴孔直径d=35mm 轴孔长度L=82mm Y型

型号 公称转矩 许用转速 轴孔直径 外径 键型
GYH2 63N.m 10000r/min 20mm 90mm A键
GYH6 900 N.m 6800 r/min 38mm 140mm A键

11. 箱体主要结构尺寸的计算
机座壁厚δ=0.025a+1≥8取11mm
机盖壁厚δ1=0.02a+1≥8取10mm
机座凸缘厚度b=1.5δ=16.5取17mm
机盖凸缘厚度b1=1.5δ1=15mm
机座底缘厚b2=25δ=27.5取28mm
地脚螺钉直径df=0.036a+12=15.6取M16
地脚螺钉数a≤250 n=4
轴承弯联接直径d=0.75df=M12
机盖与机座连接螺栓直径d2=（0.5-0.6）df=M10
联接螺栓D2间距L=(150~200)mm
轴承端盖螺钉直径d3=（0.4-0.5）df取M8
窥孔盖螺钉直径d4=（0.3-0.4）df取M4
螺钉扳手空间
至外机壁L1LIM=13mm
至凸缘边距离C2MIN=11mm
外机壁旁凸台半径R1×C1=11mm
大齿轮顶圆与机壁距离Δ大于1.2δ取13mm
齿轮端面与内壁距离Δ2=10mm
机盖`机座助厚M1≈0.85S1取10 mm M2≈0.85S2取10mm
从动轴承端盖外径D2=D+（5-5.5）d3=95mm
主动轴承端盖外径D'2=D’+（5-5.5）d3=105mm
轴承端盖厚t=（1-1.2）d3取10mm

12. 减速器润滑方式润滑油牌号及用量密封方式的选择
1)计算线速度
V=3.14×d×n/60×1000m/min
V1=3.14×55×1440/60×1000=4.1448 m/min
由V小于12应用浸油润滑

2)由书P209表10.18得运动粘度ν50℃=85mm2/S
再由书P13表2.1得齿轮润滑选L-CKC680机械油GB5903-95
最低~最高油面距(大齿轮)10mm,需用油量1.5L左右
书P15表2.2 轴承选用ZL-3型润滑脂 GB7324-87
用油量为轴承1/3~1/2为宜

3）a)箱座与箱盖凸缘合面的密封
选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法
b)观察孔和油孔等处接合面的密封
在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶低.垫片密封
c)轴承孔的密封
透盖用作密封与之对应的轴承外部轴的中端与透盖间隙
由手册P260表18~10
主动轴毡圈22 FZ/T92010-91
从动轴毡圈22 FZ/T92010-91

13.参考资料
参考文献:1：《机械设计基础》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第二版；
2：《机械设计课程设计》，北京航空航天大学出版社，任家卉主编；
3：《机械零件》-北京：主编：郑志祥，高等教育出版社，2000 （2010重印）；
4：《新编机械设计手册》/张黎骅，郑严编，-北京：人民邮电出版社，2008.5
5：《机械原理》，高等教育出版社，陈立德主编；

⑸ 机械设计说明书设计内容和结论怎么写

机械设本要求：
一、基本设计（设计方案）
（一） 设计依据
1、 产品用途及使用范围。
2、 工艺要求：工艺方法，工艺流程。
3、 基本参数：生产能力，工艺速度，原料、成品参数等。
4、 能源、公辅介质的基本参数（电压、压力、流量、温度等）。
5、项目设计范围、阶梯性进度、总体完成时间等。
（二） 方案论证
1、 由项目负责人组织提出方案及电气控制方案，并进行方案讲解及方案论证。
2、 由总工程师或设计部门主管或项目负责人确定最终方案并会签，报总经理批准。
3、 关于方案的任何变更都必须经过三人以上讨论，并签字确认。
4、如客户有特别要求，经过论证可行性之后，由用户派技术或工艺人员参与方案会签。
（三） 设计内容
1、对新产品开发项目建议书或技术协议书提出修正和改进意见。
2、提出关键技术解决办法及关键元器件、特殊材料、货源情况分析。
3、根据需要提出攻关项目和研究试验大纲。
4、 产品基本参数及主要技术性能指标与成本方面进行分析。
5、 总布局及主要设备结构概述。
6、产品主要工作原理及控制系统说明。
7、国内外同类产品水平分析比较（包含性能参数及机械结构、控制系统的合理性）。
叙述新产品既满足用户需求，又适应本企业发展要求的情况。
8、新产品设计、试验、试制计划、周期的估算。
9、安装工艺流程确定。
10、详细设计任务书。（明确设备的功能、参数及安装尺寸）
11、设备布置图，基础任务书，工艺、公辅管线布置图。
12、能源介质和三废的文件。
13、其它必要的技术文件。

二、 详细设计
（一） 设计依据
1、 产品用途及使用范围。
2、 工况条件、原始数据。
3、 运动简图或参考图。
4、 设计范围、阶梯性进度、完成时间。
5、 设计任务书的其它要求。
（二） 设计内容
1、 落实解决关键技术难题及关键元器件、特殊材料的订货渠道及参考价格。
2、 设备基本参数及主要技术性能指标的确认。
3、 对性能、寿命与成本方面进行分析比较。
4、 具体结构设计。
5、 零部件结构设计及强度、刚度计算。
6、 设计计算书。
7、 装配图、全部零部件图及明细表。
8、 工作原理及操控系统说明（为电控设计提供依据）。
9、 使用说明书。
三、 产品设计、计算的要求
1、 方案布局图
确定合理的生产工艺，充分考虑场地、能源、物流等要求，合理布局，尽量减少辅助设备，降低总体投资，以提高产品竞争力。
2、 运动学计算（基本设计）
依据方案布局图，充分考虑零配件、零部件、组件设计、工艺的要求及现有的技术，确定主要单体设备的原动机参数（功率、转速或压力等），运动构件的运动参数（转速、线速度、行程、摆角等）以及其它主要功能参数。
3、 方案图（基本设计）
依据方案布局图及运动学的计算结果，充分考虑本设备的工艺、主体件的结构特性，尽量减化结构，减少调整环节，选择常见、通用的材料及配套件，降低成本，以提高利润空间。
4、 动力学计算（详细设计）
依据设备方案图及运动学的计算结果，计算主要零件（轴、齿轮等）载荷的大小及特性。
5、 零件的工作能力设计（详细设计）
依据动力学的计算结果，以及强度、刚度、振动稳定性、寿命等准则，计算确定零件的基本结构尺寸。主体钢结构须计算强度、挠度。
6、 装配图及部件装配图的设计（详细设计）
依据方案及计算结果，对所有零件的外形及尺寸进行结构化设计。全面考虑结构工艺性，使全部零件构形合理。
7、 主要零件校核（详细设计）
对重要的轴、齿轮、轴承等进行强度、刚度、寿命、安全系数等校核计算，根据校核结果修正零件的结构尺寸、材料、加工及热处理要求及轴承等的型号，以满足工作需要。
8、 零件设计（详细设计）
依据部件装配图及总装配图，对零件的细部结构、材料、加工及热处理等进行施工设计。
9、 联接、紧固件的设计（详细设计）
依据被联接、紧固件的载荷大小、特性及结构空间，确定联接、紧固方式及联接、紧固件规格。（除箱体接合等要求重复定位处，使用弹性圆柱销代替锥销，以保证连接可靠，且方便安装）。
四、 修改设计的设计要求
1、 运动学计算（基本设计）
依据原有设备图，分析需修改的结构、功能，通过计算或类比，确定主要单体设备的原动机参数（功率、转速或压力等），运动构件的运动参数（转速、线速度、行程、摆角等）以及其它主要功能参数。
2、动力学计算（详细设计）
依据原有设备图及运动学的计算结果，计算主要零件（轴、齿轮等）载荷的大小及特性。
3、零件的工作能力设计（详细设计）
依据动力学的计算结果，以及强度、刚度、振动稳定性、寿命等准则，计算或类比确定零件的基本结构尺寸。主体钢结构须计算强度、挠度。
4、装配图及部装配图的设计（详细设计）
依据计算结果，对所有变更零件及相关零件进行结构化设计。全面考虑结构工艺性，使全部零件构形合理。
5、零件设计（详细设计）
依据调整后的装配图，对所有变更零件及相关零件进行设计。
五、 技术文件的编制要求
所有文档均用Word编制（内建Excel表格用于计算，公式、系数表述清楚并注明出处）设计计算书必须与图纸同时交审。
六、设计计算书
1、 运动学设计计算过程及结果。
2、 动力学计算过程及结果。
3、 主要零件强度计算过程及结果（必要时进行刚度核算）。
4、 配套件、联接件、紧固件的选型计算过程及结果。
5、 能源、介质计算过程及结果。
七、说明书（使用手册）
1、 工艺、流程说明。
2、 设备清单。
3、 设备结构、功能、参数及使用维护要求（机、电、液）。
4、 易损件、外购件清单。
5、 随机图纸、技术文件清单。
八、各种表、单
建议用EXCEL作，便于统计数量及成本核算。
1、 图样明细表：名称、图号、图幅、张数等。
2、 零部件明细表：名称、图号、图幅、加工数量、材质、重量、类别等。
3、 外购件汇总表：名称、规格型号、数量等。
4、 外购件明细表：名称、规格型号、数量、所属设备机构等。
5、 标准件汇总表：名称、规格型号、数量、性能等级等。
6、 标准件明细表：名称、规格型号、数量、性能等级、所属设备等。
7、 图样及技术文件更改通知单（格式另附）。
九、图纸的绘制要求
（一）图层、线型要求
1、 按照下面表格中的要求建立和使用图层、线型样式。除特殊许可外，不得自建、使用其它图层、线型：
2、 经公司允许的软件中自带的图层、线型样式可保留。
3、 借用图或复杂图纸只做简单修改的，原参考图中的图层、线型样式可保留。
4、 其它经允许使用的图层、线型样式另行规定。

十、图号编排及文件
1、文件夹名称
2、图号编排
3、文件名称
4、文件夹名称

十一、装配图
1、 视图要求：
1） 采用标准比例，按1:1绘制。局部放大图必须另行注明比例。
2） 视图选择正确，能充分表达整体结构及装配关系。
3） 布局合理，视图尽量按中国国家标准中的投影布置。
4） 用向视图、局部视图、剖视图表达细部结构（避免用虚线）。
2、 标注：
1） 性能尺寸：如中心距，行程、回转半径、转角等。
2） 安装尺寸：设备中心位置尺寸 ，产品输送线位置尺寸，地脚螺栓位置、规格及数量，与其它设备的接口尺寸等。
3） 外形尺寸：总长，总宽，总高等。
4） 本图装配件的配合尺寸及配合代号，如：Φ50 H7/m6。
3、 技术要求：
1） 技术参数：
① 任务书中的原始数据及工作条件（一般列表说明）。
② 动力、传动参数：电机、减速器、气缸、电磁阀等的型号、参数。
③ 性能参数：最大速度、最大承载能力、极限行程等。
2） 技术要求：
① 零件清洗、涂漆、防锈等。
② 装配精度、间隙等要求。
③ 装配顺序及调整环节。
④ 配作、装配焊的要求。
⑤ 润滑及密封要求：标明各部位润滑剂牌号、用量、补充或更换周期，箱体接合面的密封方式（如加垫，加胶等）。
⑥ 联接件装配要求：制动器的间隙、联轴器的同轴度及偏转角、轴承的游隙及间隙等要求。
⑦ 紧固件的装配要求：螺栓（钉）的预紧、防松，销、键联接的配合要求。
⑧ 出厂前试车要求：试运转的时间（或动作次数）、能源及公辅介质参数、温升、噪声、震动、运转的灵活性等。
⑨ 安装调试：现场焊接的工艺要求，调试的一般步骤及要求。
⑩ 包装运输：包装、起吊、运输等要求。
4、 标题栏、明细表
① 标题栏按要求填写，设计、校对、审核等责任人在纸图上手写签名。
② 明细表：零、部件及标准件标注格式见附页。
十二、零件图
1、 视图要求：
1） 采用标准比例，按1:1绘制。局部放大的视图必须另行注明比例。
2） 正确选择视图，用尽量少的视图表达结构、尺寸，图面清晰。
3） 用局部视图、剖视图表达细部结构（避免用虚线）
2、 尺寸、公差及粗糙度
1） 分析加工、装配工艺，选定的尺寸标注基准尽量与加工、装配基准统一。
2） 尺寸标注齐全，不漏，不重，不封闭。
3） 依据功能选择经济合理的尺寸、形位公差及配合等级，并标注齐全。
4） 尺寸公差同时标注代号及上下偏差值，如：Φ50 Js7（±0.0125）。
5） 依据功能及配合要求，选择经济合理的粗糙度等级，并标注齐全。
3、 技术要求
1） 铸件毛坯的要求。
2） 焊接工艺要求。
3） 零件表面机械性能要求：热处理方法，硬度，淬火深度等（特殊情况须注明中间热处理要求）。
4） 未注圆角，倒角的要求（结构圆角及倒角必须在图上标出）。
5） 表面处理：涂漆，氧化等。
6） 特种材料的推荐厂家。
7） 其他要求。
十三、其它要求
1、 总线图、上级装配图所需的投影视图必须画出，以减少总体工作量，且便于校审。
2、 与其它设备、基础相关的连接尺寸必须按实际尺寸绘制（允许整体缩放）。
3、 所有图形必须按1:1绘制（局部放大应注明相应比例），标注尺寸、角度等必须与实际图形相符，不得单独修改。
4、 线条不得重复，不得用多段线条连成一条线（特别是长线压短线），以免造成捕捉点错误。不同零件接合也尽量保留一个线条。
5、 多件装配共有的中心线、中心点、交点只能有一个。
6、 除结构需要的斜线外，所有线条必须平直。
7、 用图块操作时，必须有专有的名字，避免引用时相互干扰。（剖面线除外）
8、 在装配图中引用下级部件、零件视图时，可将其剖面线删除，以突出本图装配结构，且可避免图块干扰。
9、 修改图纸时，必须将相关的视图、图纸同时修改，并加更改标记重新命名，随更改通知单一同存档。
10、 绘制完成的最终存档文件，必须清理多余的样式、图块等项目。
11、 存档的文件必须在文件夹名称中注明版本号（存档时间、更改单号、图纸数量等），便于检索查找。

⑹ 一级减速器设计说明书

设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动 一 2007年12月15日 星期六 23:41 机械设计课程设计计算说明书 一、传动方案拟定…………….……………………………….2 二、电动机的选择……………………………………….…….2 三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….4 四、运动参数及动力参数计算………………………….…….5 五、传动零件的设计计算………………………………….….6 六、轴的设计计算………………………………………….....12 七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…19 八、键联接的选择及计算………..……………………………22 设计题目：V带——单级圆柱减速器 第四组 德州科技职业学院青岛校区 设计者：#### 指导教师：%%%% 二○○七年十二月 计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动 （1） 工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用年限10年，小批量生产，工作为二班工作制，运输带速允许误差正负5％。 （2） 原始数据：工作拉力F=1250N；带速V=1.70m/s； 滚筒直径D=280mm。 二、电动机选择 1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机 2、电动机功率选择： （1）传动装置的总功率： η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒 =0.95×0.982×0.97×0.99×0.98×0.96 =0.82 (2)电机所需的工作功率： P工作=FV/1000η总 =1250×1.70/1000×0.82 =2.6KW 3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n筒=60×960V/πD =60×960×1.70/π×280 =111r/min 按书P7表2－3推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。故电动机转速的可选范围为n筒=（6~24）×111=666~2664r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。 根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min 。 4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。 其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。质量63kg。 三、计算总传动比及分配各级的伟动比 1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/111=8.6 2、分配各级伟动比 （1） 据指导书，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=3~6合理） （2） ∵i总=i齿轮×I带 ∴i带=i总/i齿轮=8.6/6=1.4 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/min） nI=n电机=960r/min nII=nI/i带=960/1.4=686(r/min) nIII=nII/i齿轮=686/6=114(r/min) 2、 计算各轴的功率（KW） PI=P工作=2.6KW PII=PI×η带=2.6×0.96=2.496KW PIII=PII×η轴承×η齿轮=2.496×0.98×0.96 =2.77KW 3、 计算各轴扭矩（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、传动零件的设计计算 1、 皮带轮传动的设计计算 （1） 选择普通V带截型 由课本表得：kA=1.2 Pd=KAP=1.2×3=3.9KW 由课本得：选用A型V带 （2） 确定带轮基准直径，并验算带速 由课本得，推荐的小带轮基准直径为 75~100mm 则取dd1=100mm dd2=n1/n2•dd1=（960/686）×100=139mm 由课本P74表5-4，取dd2=140mm 实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/140 =685.7r/min 转速误差为：n2-n2’/n2=686－685.7/686 =0.0004<0.05(允许) 带速V：V=πdd1n1/60×1000 =π×100×960/60×1000 =5.03m/s 在5~25m/s范围内，带速合适。 （3） 确定带长和中心矩 根据课本得 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0. 7(100+140)≤a0≤2×(100+140) 所以有：168mm≤a0≤480mm 由课本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 根据课本表7-3取Ld=1120mm 根据课本P84式（5-16）得： a≈a0+Ld-L0/2=400+（1120-1024/2） =400+48 =448mm (4)验算小带轮包角 α1=1800-dd2-dd1/a×600 =1800-140-100/448×600 =1800-5.350 =174.650>1200（适用） （5）确定带的根数 根据课本(7-5) P0=0.74KW 根据课本(7-6) △P0=0.11KW 根据课本（7-7）Kα=0.99 根据课本（7-23）KL=0.91 由课本式（7-23）得 Z= Pd/(P0+△P0)KαKL =3.9/(0.74+0.11) ×0.99×0.91 =5 (6)计算轴上压力 由课本查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力： 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 则作用在轴承的压力FQ， FQ=2ZF0sinα1/2=2×5×158.01sin167.6/2 =1250N 2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本选7级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d1≥76.43(kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3 确定有关参数如下：传动比i齿=6 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数： Z2=iZ1=6×20=120 实际传动比I0=120/2=60 传动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用 齿数比：u=i0=6 由课本取φd=0.9 (3)转矩T1 T1=9550×P/n1=9550×2.6/960 =25.N•m (4)载荷系数k 由课本取k=1 (5)许用接触应力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH由课本查得： σHlim1=625Mpa σHlim2=470Mpa 由课本查得接触疲劳的寿命系数： ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数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 模数：m=d1/Z1=38.3/20=1.915mm 根据课本表9-1取标准模数：m=2mm (6)校核齿根弯曲疲劳强度 根据课本式 σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 确定有关参数和系数 分度圆直径：d1=mZ1=2×20mm=40mm d2=mZ2=2×120mm=240mm 齿宽：b=φdd1=0.9×38.3mm=34.47mm 取b=35mm b1=40mm (7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa 根据齿数Z1=20,Z2=120由表相得 YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.14 YSa2=1.83 (8)许用弯曲应力[σF] 根据课本P136（6-53）式： [σF]= σFlim YSTYNT/SF 由课本查得： σFlim1=288Mpa σFlim2 =191Mpa 由图6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9 试验齿轮的应力修正系数YST=2 按一般可靠度选取安全系数SF=1.25 计算两轮的许用弯曲应力 [σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=288×2×0.88/1.25Mpa =410Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =191×2×0.9/1.25Mpa =204Mpa 将求得的各参数代入式（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 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (9)计算齿轮传动的中心矩a a=m/2(Z1+Z2)=2/2(20+120)=140mm (10)计算齿轮的圆周速度V V=πd1n1/60×1000=3.14×40×960/60×1000 =2.0096m/s 六、轴的设计计算 输入轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45#调质，硬度217~255HBS 根据课本并查表，取c=115 d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=19.7×(1+5%)mm=20.69 ∴选d=22mm 2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定 （2）确定轴各段直径和长度 工段：d1=22mm 长度取L1=50mm ∵h=2c c=1.5mm II段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm ∴d2=28mm 初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm, 宽度为16mm. 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长： L2=（2+20+16+55）=93mm III段直径d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直径d4=45mm 由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm d4=d3+2h=35+2×3=41mm 长度与右面的套筒相同，即L4=20mm 但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm 因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm Ⅴ段直径d5=30mm. 长度L5=19mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm (3)按弯矩复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d1=40mm ②求转矩：已知T2=34747.5N•mm ③求圆周力：Ft 根据课本式得 Ft=2T2/d2=69495/40=1737.375N ④求径向力Fr 根据课本式得 Fr=Ft•tanα=1737.375×tan200=632N ⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm (1)绘制轴受力简图（如图a） （2）绘制垂直面弯矩图（如图b） 轴承支反力： FAY=FBY=Fr/2=316N FAZ=FBZ=Ft/2=868N 由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAyL/2=235.3×50=11.765N•m (3)绘制水平面弯矩图（如图c） 截面C在水平面上弯矩为： MC2=FAZL/2=631.61455×50=31.58N•m (4)绘制合弯矩图（如图d） MC=(MC12+MC22)1/2=(11.7652+31.582)1/2=43.345N•m (5)绘制扭矩图（如图e） 转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=35N•m (6)绘制当量弯矩图（如图f） 转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[43.3452+(1×35)2]1/2=55.5N•m (7)校核危险截面C的强度 由式（6-3） σe=Mec/0.1d33=55.5/0.1×353 =12.9MPa< [σ-1]b=60MPa ∴该轴强度足够。 输出轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45#调质钢，硬度（217~255HBS） 根据课本取c=115 d≥c(P3/n3)1/3=115(2.77/114)1/3=34.5mm 取d=35mm 2、轴的结构设计 （1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位， 右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡 配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。 （2）确定轴的各段直径和长度 初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端 面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。 (3)按弯扭复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d2=300mm ②求转矩：已知T3=271N•m ③求圆周力Ft：根据课本式得 Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N ④求径向力式得 Fr=Ft•tanα=1806.7×0.36379=657.2N ⑤∵两轴承对称 ∴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)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称 截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N•m (3)截面C在水平面弯矩为 MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N•m (4)计算合成弯矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（16.12+44.262）1/2 =47.1N•m (5)计算当量弯矩：根据课本得α=1 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2 =275.06N•m (6)校核危险截面C的强度 由式（10-3） σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453) =1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此轴强度足够 七、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件，轴承预计寿命 16×365×10=58400小时 1、计算输入轴承 （1）已知nⅡ=686r/min 两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N 初先两轴承为角接触球轴承7206AC型 根据课本得轴承内部轴向力 FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N (3)求系数x、y FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63 FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63 根据课本得e=0.68 FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1 y1=0 y2=0 (4)计算当量载荷P1、P2 根据课本取f P=1.5 根据课本式得 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)轴承寿命计算 ∵P1=P2 故取P=750.3N ∵角接触球轴承ε=3 根据手册得7206AC型的Cr=23000N 由课本式得 LH=16670/n(ftCr/P)ε =16670/458.2×(1×23000/750.3)3 =1047500h>58400h ∴预期寿命足够 2、计算输出轴承 (1)已知nⅢ=114r/min Fa=0 FR=FAZ=903.35N 试选7207AC型角接触球轴承 根据课本得FS=0.063FR,则 FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N (2)计算轴向载荷FA1、FA2 ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 ∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端 两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=569.1N (3)求系数x、y FA1/FR1=569.1/903.35=0.63 FA2/FR2=569.1/930.35=0.63 根据课本得：e=0.68 ∵FA1/FR1<e ∴x1=1 y1=0 ∵FA2/FR2<e ∴x2=1 y2=0 (4)计算当量动载荷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)计算轴承寿命LH ∵P1=P2 故P=1355 ε=3 根据手册7207AC型轴承Cr=30500N 根据课本得：ft=1 根据课本式得 Lh=16670/n(ftCr/P) ε =16670/76.4×(1×30500/1355)3 =2488378.6h>58400h ∴此轴承合格 八、键联接的选择及校核计算 轴径d1=22mm,L1=50mm 查手册得，选用C型平键，得： 键A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm T2=48N•m h=7mm 根据课本P243（10-5）式得 σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42 =29.68Mpa<[σR](110Mpa) 2、输入轴与齿轮联接采用平键联接 轴径d3=35mm L3=48mm T=271N•m 查手册P51 选A型平键 键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、输出轴与齿轮2联接用平键联接 轴径d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm 查手册选用A型平键 键16×10 GB1096-79 l=L2-b=50-16=34mm h=10mm 据课本得 σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]

⑺ 拖头车宽度是多少米宽

目前挂车的尺寸，最大标准是：长13000mm，即13米，宽2500mm，即2.5米。

国家规定的挂车外廓尺寸的最大限值如下：

一轴半挂车：车长8600mm，车宽2500mm，车高4000mm。

二轴半挂车：车长10000mm，车宽2500mm，车高4000mm。

三轴半挂车：车长13000mm，车宽2500mm，车高4000mm。

中置轴(旅居)挂车：车长8000mm，车宽2500mm，车高4000mm。

注意事项：

车辆的种类虽然多，构造却大同小异。这应该说是标准化的功劳，也是大型生产流水线的需要。随着社会的发展、科技的进步和需求的变化，铁路车辆的外形开始有了改变，尤其是客车车厢不再是清一色的老面孔。但是它们的基本构造并没有重大的改变，只是具体的零部件有了更科学先进的结构设计。

一般来说，车辆的基本构造由车体、车底架、走行部、车钩缓冲装置和制动装置五大部分组成。

车体是车辆上供装载货物或乘客的部分，又是安装与连接车辆其他组成部分的基础。早期车辆的车体多以木结构为主，辅以钢板、弓形杆等来加强。近代的车体以钢结构或轻金属结构为主。