連續升降翻立箱裝置設計

㈠ 翻轉機械裝置的設計

不知道哦

㈡ 升降物體怎樣設計電路

一定時間後要斷電，可以用(時間繼電器)實現，可以精確到0.1秒，反復上下就是讓電機反復的正反轉，用(行程開關)可以實現，方再加個(接觸器)才行，這三樣東西都很普通還便宜，一共幾十塊錢就夠了，正泰電器，德力西電器，都有賣，有點電工常識就能搞定，相信你會成功的

㈢ 有什麼裝置能夠實現上下移動（來回升降）求指教

做兩個導軌或者用滑輪鋼絲繩，用電機帶動，上下兩端按上限位開關，上移到一定位置觸碰到開關自動接通電機反轉。

㈣ 液壓伺服升降裝置機械結構設計的開題報告

三自由度復運動平台由於其自身無製法穩定，需要輔助結構進行站立，因此結構相對復雜，具體設計方案和結構圖紙需要您進一步提出更為詳細的設計要求，例如：俯仰角度、側傾角度等。液壓系統建議採用數字液壓缸作為主要的控制器件，不僅可以避免復雜伺服系統調試和維護，同時控制完全數字化，控制系統採用工控電腦、PLC或者能夠發出電脈沖的任何方式均可，大大降低系統設計和調試以及使用維護的難度。

㈤ 施工升降機的安全裝置有哪些

一、緩沖裝置

作用：緩沖彈簧裝在與基礎架連接的彈簧座上，以便當吊籠發生墜落事故時，減輕吊籠的沖擊，同時保證吊籠和配重下降著地時成柔性接觸，減緩吊籠和配重著地時的沖擊。

標准做法：每個吊籠對應的底架上有兩個或三個圓錐卷彈簧或四個圓柱螺旋彈簧。

二、電氣安全開關

1.電氣聯鎖限位開關

作用：行程開關又稱限位開關，用於控制機械設備的行程及限位保護，是根據運動部件的行程位置而切換電路的電器。

原理：一組常開，一組常閉。

檢查方法：開門斷電。

2.極限開關

作用：切斷主電源。

原理：連桿上下撥動均可切斷電源，上下限位失效後，一端作用在標准節上的限位碰鐵，切斷電源。是一種急停開關，不能自動復位。

檢查標准：上下撥動斷電停止運轉。

三、機械聯鎖裝置

作用：機械聯鎖裝置要配合電氣安全開關使用，其作用是在各個門未關閉或關閉不嚴時，電氣安全開關將不能閉合，吊籠不能啟動工作；吊籠運行中，一旦門被打開，吊籠的控制電路也將被切斷，吊籠停止運行。

1.外圍欄安全門機械連鎖裝置

外圍欄安全門電氣聯鎖開關

標准做法：正常情況下，施工升降機圍欄門要設置有機械鎖鉤、電氣聯鎖限位開關。

檢查方法：

A.觀察圍欄門是否有機械鎖鉤，若無機械鎖鉤則該安全裝置缺失。

B.施工升降機運行中打開圍欄門，若圍欄門能開啟則機械鎖鉤失效，若開啟時吊籠無法停止運轉則機械鎖鉤、電氣聯鎖限位開關均失效。

2.吊籠門機械聯鎖開關

吊籠門電氣聯鎖限位開關

標准做法：正常情況下，施工升降機吊籠門要設置有機械鎖鉤、電氣聯鎖限位開關。

檢查方法：

A.觀察吊籠門是否有機械鎖鉤，若無機械鎖鉤則該安全裝置缺失。

B.施工升降機運行中吊籠門（靠圍欄門一側）能開啟則機械鎖鉤失效，若吊籠門、吊籠雙開門開啟時吊籠無法停止運轉則機械鎖鉤、電氣聯鎖限位開關均失效

四、防墜安全器

定義：也叫作限速器，指非電氣、氣動和手動控制的防止吊籠墜落的機械式安全保護裝置。

作用：防墜安全器是施工升降機最重要的安全裝置，安裝在吊籠內部。其作用是限制吊籠超速運行，當吊籠因故障引起超速下滑時，防墜器開始工作，並使力矩增加，在一定的距離內將吊籠平穩制動，防止吊籠墜落，保證人員設備安全。

標准做法：防墜安全器使用壽命：5年強制報廢；必須每年檢測標定一次。

檢查方法：每季度必須做一次防墜落實驗,查看防墜器檢測日期是否過期。

五、施工電梯超載保護器

定義：軸銷感測器安裝在吊籠與驅動板的連接處（連接銷軸），通過吊籠重量使軸銷感測器產生微弱變形來測量重量，並將重量信號經過轉換後傳給重量限制器。

作用：在升降機超載時能夠報警給升降機司機，達到限制重量時切斷電路，不能啟動。

標准做法：通常顯示屏能根據載重量不同而顯示相應讀數。

檢查標准：超載啟動。

六、安全鉤

定義：安全鉤一般由整體澆鑄和鋼板加工兩種。其結構分底板和鉤體兩部分，底板由螺栓固定在施工升降機吊籠的立柱上。

作用：它能使吊籠上行到軌架安全防護設施頂部時，安全地勾在導軌架上，防止吊籠脫離導軌架或防墜安全器輸出端齒輪脫離齒條，保證吊籠不發生傾覆墜落事故。

檢查標准：查看施工升降機是否設置安全鉤，要求設置不少於一對，並檢查安全鉤是否穩固可靠。

七、其他安全措施

1.急停開關

定義：吊籠在運行過程中發生各種原因的緊急情況時，司機能在任何時候按下急停開關，使吊籠停止運行。

作用：緊急制動。

檢查方法：按下急停按鈕，觀察升降機是否停止運轉。

2.樓層呼叫器

定義：為使施工升降機吊籠內司機能接受到各樓層呼叫信息而安裝閉路的雙向電器通訊裝置。

作用：樓層呼叫信息傳遞。

檢查方法：在樓層處按壓呼叫器按鈕，觀察吊籠內司機能否收信息。

3.樓層防護門

定義：在樓層運料和人進出的通道與施工升降機結合部設置的樓層通道門。

作用：施工升降機運行中，樓層內的人員無法打開此門。

標准做法：層門高度不宜小於1.8m，寬度與吊籠門寬度差不應大於120mm，層門與關閉的吊籠門水平距離不超過200mm,層門下沿離通道應小於50mm。

檢查方法：查看樓層防護門尺寸、位置是否符合要求。

㈥ 液壓升降機電氣控制原理圖設計，幫忙，謝謝

1、卷揚機構（RCS）
(1)卷揚機構（RCS）簡介 RCS卷揚機構是有起重量大，運行平穩，運行速度快和調速范圍寬等特點，在 國內外廣泛應用在大中型塔機上。如圖6—1

1.限位器 2.捲筒 3.減速器 4.底架

5.電機（兩台） 6.L配電箱 7.電阻箱 8.維修裝置底座
該機構由2台完全相同的帶盤式制動器的繞線電動機與減速器（為一級圓柱齒輪+圓弧齒錐齒輪，速比為35.6）相聯接，浮動安裝套在捲筒軸上，帶動鋼絲繩捲筒，通過交流繼電器、交流接觸器等元件組成電氣控制系統，來控制兩台電機，從而實現重物平穩、高速的上升或下落。(2)起升鋼絲繩的維護及保養？

鋼絲繩的安裝維護、保養、潤滑及報廢應按說明書及有關標准執行。
多層卷繞的鋼絲繩一旦無序卷繞，就形成鋼絲繩之間的橫向擠壓，外層鋼絲繩非常容易地將內層鋼絲繩擠壓破股，繼而形成層與層之間的絞結，嚴重時沿捲筒長度方向在某一區域形成多層混擠，完全打亂了排繩順序，甚至有時會造成斷繩事故。所以，塔機上的排繩裝置必須靈活、可靠，排繩輪軸必須保持清潔，每天進行清洗潤滑，使排繩輪移動自如，保證鋼絲繩繞進或繞出滑輪時偏斜角度不能過大，使鋼絲繩在捲筒上排列整齊。
2、變幅機構（DTC）
1). DTC變幅機構簡述（如圖6—2） 變幅機構由單速力矩電動機，軸伸端帶渦流制動器，其尾部裝有直流盤式制動器，通過傳動軸與捲筒內行星減速器相聯接減速器與捲筒通過螺栓緊固相連，帶動捲筒前繩及後繩，通過電氣控制實現變幅小車水平變幅。

1. 捲筒兼減速機殼體 2. 電機的渦流制動器

3. 電機的制動器 4. 手動釋放制動器的手輪
5. 工作狀態使手輪鎖定的螺母M8
6. 調整制動器彈簧壓力的彈簧筒
7. 制動盤的鎖定螺釘銷,穿在制動盤的第三,四孔內
8. 花鍵套 9. 傳動軸
該機構捲筒直徑Φ360mm，捲筒長度分為L=510mm和L=590mm供臂長60m及70m塔機使用，該機構最大牽引力為600kg，捲筒最大輸出轉矩11500N.M。
該機構根據不同的臂長，前後繩長度分別為：

臂長

50m

60m

70m

前繩長

95m

115m

135m

後繩長

65m

70m

80m

(如圖6—3)檢查制動器的間隙量，正常狀態應在0.5~0.8mm，由於長時間工作，使得此間隙值變化，會造成運行過程出現噪音，磨擦片冒煙，磨損太快或造 成制動器線圈燒壞等現象。調整間隙的方法，將制動盤上的鎖定螺釘把出， 轉動制動盤過4個孔後穿上鎖定螺釘，以保證此間隙不變。 制動器的制動力矩的整定是通過調整彈簧的壓縮量來實現的，適當的轉矩能 同時保證重載時不溜車、吸合時不困難。

3、回轉機構（1）回轉機構簡述回轉機構由力矩電機，行星減速器組成（如圖6—4）。采

用電子調壓調速控制系統。通過調節力矩電機定子的電源電壓及渦流電流的大小
實現速度調節。電動機帶風標制動器用以在工作狀態下以防風停放和在非工作狀
態下吊臂按風向自由旋轉，以減小風的阻力，保證塔機安全。

1：力矩電機 2：行星減速器 3：風標制動器 4：回轉齒圈

回轉支承的使用保養。

1). 回轉支承在塔機出廠前，滾道內塗有少量2號鋰基潤滑油。啟用時，用戶
應根據不同的工作條件，重新充滿新的潤滑脂。
2). 一般工作條件下，球式回轉支承每運轉100小時潤滑一次，滾柱式回轉支
承每運轉50小時潤滑一次。在熱帶、溫度高、灰塵多、溫度變化大的地區及
連續運轉的情況下，應每周潤滑一次。機器長期停止運轉的前後也必須加足
新的潤滑脂。每次潤滑必須將滾道內注滿潤滑脂，直至從密封處滲出為止。
注潤滑脂時要慢慢轉動回轉，使潤滑脂填充均勻。
3). 齒面應每工作10天清除雜物一次，並塗以潤滑脂。潤滑脂可按下表選擇：

支承結構

工作條件

潤滑部位

潤滑脂種類

名稱

稠度等級

塑料隔離塊
膠圈密封

低溫、常溫
潮濕-40℃~+60℃

滾道

極壓鋰基脂

1~2#

齒輪

石墨鈣基脂

ZG-S

金屬隔離塊
迷宮式密封

高溫、潮濕
40℃~140℃

滾道

極壓鋰基脂

1~2#

M0S2復合基脂

2#

齒輪

4號高溫脂

4#

高溫、潮濕
80℃~180℃

滾道

M0S2復合基脂

2#

齒輪

高溫潤滑脂

4#

常溫、耐海水腐蝕
-50℃

滾道

復合鋁基脂

2#

齒輪

鋁基潤滑脂

4#

4). 回轉支承運轉100小時後，應檢查螺栓的預緊力，以後每運轉500小時檢查一次，必須保持足夠的預緊力。一般每7年或工作14000小時之後，要更換螺栓。

5). 使用中注意回轉支承的運轉情況，如果發現噪音、沖擊、功率突然增大，應立即停機檢查，排除故障，必要時需拆檢。
6). 使用中防止支承受到強光直接日光暴曬。禁止用水直接沖涮回轉支承，以防止水進入滾道，嚴防較硬的異物接近或進入齒嚙合區。
經常查看密封的完好情況，如果發現密封帶破損應及時更換，如發現脫落應及時復位。
4、RT443行走機構 行走機構主要由4個主動台車組成，每一隻主動台車包括雙速鼠籠電動機，尾部安裝雙作用盤式制動器，軸伸端通過花鍵軸與速比140.2減速器相連，直接與主動車輪嚙合，實現塔機行走運動。 在每一台車上裝有夾軌鉗，供在非工作狀態時錨定塔機之用。四個台車中，只有一個台車內側裝有行程限位開關，用來限制塔機運行范圍。該機構使用電動機型號為YTZE112M-2/4；車輪直徑為Φ365mm；行星減速器速比I=140.2電機尾部安裝雙作用盤式制動器,起動或制動時都有延時作用,以減小塔機在起動或制動過程中的沖擊。電動機和減速器浮動安裝,主動輪軸與減速器輸出軸花鍵聯接,減速器懸掛在台車上,並有緩沖彈簧桿,以降低起動時的沖擊.

主動輪與主動軸是緊配合,聯接簡單,減速器採用漸開線行星齒輪傳動.
該機構可以在直軌上使用,也可在彎軌上行走,但在彎軌運行前將行走速度控制在1檔速度.
行走電動機的制動器為斷電制動,有獨立的電源.當總電源一旦被切斷,制動塊受彈簧推動產生最大制動力矩.大車行走時,將兩磁軛同時通電,制動器受到吸引並緊貼於磁軛上,彈簧壓縮,制動器打開.
大車制動時，一個磁軛斷電，此時塔機行走開始減速，另一個軛鐵繼續通電，待減速5~7秒後速度減到較低時才斷電，制動塊制動，使塔機在慢速下停車。

磁軛間隙調整，請按說明書要求進行。
在塔機行走時要注意：

①電纜捲筒是否穩定地收放電纜，保證電纜不被扭曲、磨損、堆積和拉斷，如果出現堆積或打得太緊要按說明書中的規定調整電纜捲筒的磨擦力矩。
②軌道、軌枕、墊塊等有關變形是否符合標准，以防啃軌或出現其它意外。
5、液壓頂升系統的使用與維修、
ST系列塔式起重機的液壓系統主要由：液壓泵站、頂升油缸、聯接膠管等部分組成。
液壓泵站組成：它主要由油箱、油濾、電動機、油泵、組合換向閥、限壓閥、壓力表組成

基本技術參數：
液壓油 N46抗磨液壓油或40稠化油
油箱容積 130L
電機功率 15KW
安全閥調定壓力 44MPa
頂升最大工作壓力 40MPa
下降最大工作壓力 6.5MPa
平衡閥壓力 2.5MPa
油泵流量 22L/mm
油缸內徑 Φ180mm
活塞桿直徑 Φ125mm
最大頂升力 100t
頂升速度 0.8-0.85mm/min
回程速度 安全范圍內可調
油缸行程 1600mm
高壓膠管 西德標准:40-13-60
H型高壓膠管總成 4m

工作原理

電動機起動後,通過聯軸器驅動油泵,油泵使油液從油箱經過粗油濾，組合換向閥，高壓膠管總成到頂升油缸。油泵與組合換向閥之間調定壓力為44MP，組合換向閥內的頂升溢流閥出廠前調定40Mpa（用戶可根據需要隨便調定），下降溢流閥調定為6.5Mpa，平衡閥調定為2.5Mpa。
組合換向閥處在中間H位置時，P口與T口相連通，油泵輸出的液壓油經組合換向閥直接回油箱，此時液壓系統處於卸荷狀態。
組合換向閥處在圖示左位（提起組合換向閥的手柄時），油泵輸出的液壓油經組合換向閥P→H→高壓膠管總成→雙向液壓鎖，然後進入油缸的無桿腔，同時打開雙向液壓，使油缸的活塞向下運動；油缸有桿腔的液壓油經雙向液壓鎖→高壓膠管總成→組合換閥B→T，流回油箱，頂升油缸頂升工作。頂升速度由油泵的流量確定。
組合換向閥處在圖示右位（壓下組合換向閥的手柄時），油泵輸出的液壓油經組合閥P→B→高壓膠管總成→雙向液壓鎖，然後進入油缸的有桿腔，同時打開雙向液壓鎖，使油缸的活塞向上運動；油缸的無桿腔的液壓油經雙向液壓鎖→高壓膠管總成→→組合換向閥H→T，流回油箱，頂升油缸進行下降工作。下降速度靠調油缸節流閥確定。使用與維護

1). 正確壓接電動機的電源線，使電動機從軸伸方向觀察，使其逆時針方向旋轉（用點動方法檢查電動機的轉向）；打開液壓空氣濾清器的蓋子，從液壓空氣濾清器給油箱加滿清潔的、按規定牌號加液壓油；按液壓系統原理圖連接液壓頂升系統管路，並擰緊連接處接頭；試運轉，注意液壓泵站工作是否正常。在開始時油缸可能會出現抖動現象，此時須在油缸的放氣孔將放氣螺絲往左擰，噴出一點油，運行幾次，如果沒有抖動現象了，即可將放氣螺絲向右擰緊；檢查液壓泵站頂升溢流閥的壓力，（出廠前頂升溢流閥調整為40Mpa，工作時一般不需調整。但根據需要也可調至需要的壓，下降溢流閥調定為6.5Mpa）,即油缸完全伸出後與油缸完全收回後觀察其壓力。以上工作完成後，可投入正常工作。
2). 第一次加油雖然已經加滿油箱，但開機之後一部分進入油缸，箱內油量減少，所以液壓頂升系統投入運行時，應給油箱內補充液壓油至液位計上限為止；定期檢查液壓油的清潔度，一般情況下，六個月或工作2000小時後檢查一次。也可根據具體情況提前時間。如果仍然是明凈的，就留用，如果是乳狀、凝固和混濁，就要更換新油；為保護油缸的密封圈，應經常擦凈活塞桿上的臟物；工作完了以後，液壓泵站最好用塑料布之類的東西蓋住，以防漏水污染油質及延長其使用壽命。
常見的故障原因及排除

1). 當油缸下降時抖動，震動較大，嚴重時塔身晃動？
原因：由於回油路節流閥調節不當。
排除方法：按說明書規定氣節流閥調整到最佳狀態。如果油缸座的節流口位置與螺紋不同心，則無法調整。
2). 接頭卡套損壞？
原因：由於卡套製造工藝沒有保證。
排除方法：更換新的接頭或焊接。即螺母和直通焊死。（這時接頭不能調整油管方向）。
3). 油缸下降不停、下滑？
原因：由於油缸兩腔排氣不凈；密封不好；液壓油不凈。
排除方法：排凈油缸內的空氣；保證控制活塞與單向閥的密封；經常檢查油的清潔度，保證油箱的密封；液壓泵站中控制閥調整要准確。
注意事項
※液壓頂升系統的高低壓介面不能顛倒；油缸帶載時不允許調整節流閥；調整高壓節流閥要慎重。
※注意：乳化的液壓油決不能使用，易造成泵站的內部配件損壞。
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㈦ 想設計一個小型升降裝置,要求能精確控制升降高度,用線性步進電機還是用電動推桿更容易實現

升降高度是多少？一般用步進電機帶動絲桿就可以了。步進電機控制器、驅動器都有買。

㈧ 有沒有會做升降裝置的

一種快速簡易升降裝置的製作方法
本實用新型涉及停車技術領域，具體為一種快速簡易升降裝。
背景技術：
簡易升降類機械式停車設備按其具體構造或配置關系劃分，有垂直升降地上兩層、垂直升降半地下兩層、垂直升降半地下三層、俯仰升降地上兩層等。對於垂直升降半地下兩層很多是螺紋桿帶動，螺紋傳動速度比較慢，特別是對應兩層的，特別是取車時，速度決定了效率。
技術實現要素：
本實用新型解決的技術問題在於克服現有技術升降速度慢的缺陷，提供一種快速簡易升降裝。所述快速簡易升降裝具有升降速度快等特點。
為實現上述目的，本實用新型提供如下技術方案：一種快速簡易升降裝置，包括支撐板，所述支撐板設有左右豎直平行的兩個，且兩個支撐板位於井道內，兩個支撐板相對的端面上均設有豎直的導向槽，且導向槽內插接有滑塊，相對的滑塊之間通過下托板連接，所述下托板的上側通過豎直的支桿連接有上托板，所述井道的底部設有底板，且支撐板固定在底板上，所述下托板的下端和底板的上端均開設有水平向右的滑槽，所述滑槽內設有滑板，且滑板分別與下托板和底板之間設有萬向輪，所述萬向輪固定在滑板上，且萬向輪可沿滑槽左右滾動，所述滑板上安裝有左右兩個萬向輪，上下對角的兩個滑板之間通過支撐桿連接，且兩個支撐桿的中部鉸接連接，所述支撐桿與滑板之間鉸接連接，兩個支撐桿的下端通過液壓缸連接，且液壓缸的底部與對應的支撐桿鉸接連接，所述液壓缸的伸縮桿的端部與另一個支撐桿鉸接連接，所述液壓缸連接有液壓泵。
優選的，所述滑槽的外側設有U型的擋蓋，且擋蓋上設有與支撐桿對應的滑孔，所述支撐桿穿過滑孔。
優選的，所述導向槽前後設有平行的多個。
優選的，所述滑塊與下托板之間為一體成型結構。
與現有技術相比，本實用新型的有益效果是：上升時，液壓缸收縮，兩個支撐桿的下端靠攏，滑板向中間靠攏，萬向輪則在滑槽內移動，下托板上升，相對於螺紋傳動，液壓傳動速度更快，效率更高，滑板和萬向輪的設置，則使摩擦更小，傳動更順暢。
1支撐板、2導向槽、3滑塊、4下托板、5支桿、6上托板、7底板、8滑槽、9滑板、10萬向輪、11支撐桿、12液壓缸、13 擋蓋、14滑孔。

㈨ 機械設計 帶式輸送機傳動裝置

機械設計課程設計 設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器_網路知道
僅供參考

一、傳動方案擬定
第二組第三個數據：設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器
（1） 工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩。
（2） 原始數據：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；
滾筒直徑D=220mm。
運動簡圖
二、電動機的選擇
1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相非同步電動機。
2、確定電動機的功率：
（1）傳動裝置的總效率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)電機所需的工作功率：
Pd=FV/1000η總
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、確定電動機轉速：
滾筒軸的工作轉速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min

根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合這一范圍的同步轉速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機型號、如下表
方案 電動機型號 額定功率 電動機轉速（r/min） 傳動裝置的傳動比
KW 同轉 滿轉 總傳動比 帶 齒輪
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

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，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。
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
Y100l2-4。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.2。
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各級傳動比
（1） 取i帶=3
（2） ∵i總=i齒×i 帶π
∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)
滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、 計算各軸轉矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

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[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
據PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由課本[1]P189圖10-12得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
由[1]課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由課本[1]P190表10-9，取dd2=280
帶速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范圍內，帶速合適。
（3） 確定帶長和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根據課本[1]表（10-6）選取相近的Ld=1600mm
確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 驗算小帶輪包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（適用）
（5） 確定帶的根數
單根V帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本圖10-9得 P1=1.4KW
i≠1時單根V帶的額定功率增量.據帶型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 計算軸上壓力
由課本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
則作用在軸承的壓力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N

2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬於閉式傳動，通常
齒輪採用軟齒面。查閱表[1] 表6-8，選用價格便宜便於製造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；
精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
確定有關參數如下：傳動比i齒=3.89
取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由課本表6-12取φd=1.1
(3)轉矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm
(4)載荷系數k : 取k=1.2
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由課本[1]圖6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接觸疲勞壽命系數Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn 計算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]課本圖6-38中曲線1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求選取安全系數SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=49.04mm
模數：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取課本[1]P79標准模數第一數列上的值，m=2.5
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
確定有關參數和系數
分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)復合齒形因數YFs 由課本[1]圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)許用彎曲應力[σbb]
根據課本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由課本[1]圖6-41得彎曲疲勞極限σbblim應為： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由課本[1]圖6-42得彎曲疲勞壽命系數YN：YN1=1 YN2=1
彎曲疲勞的最小安全系數SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
計算得彎曲疲勞許用應力為
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核計算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
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=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
計算圓周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因為V＜6m/s，故取8級精度合適．

六、軸的設計計算
從動軸設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考慮鍵槽的影響以及聯軸器孔徑系列標准，取d=35mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、軸的結構設計
軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。
（1）、聯軸器的選擇
可採用彈性柱銷聯軸器，查[2]表9.4可得聯軸器的型號為HL3聯軸器：35×82 GB5014-85
（2）、確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠油環和套筒實現
軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合
分別實現軸向定位和周向定位
（3）、確定各段軸的直徑
將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配（如圖），
考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm
齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大於d2，取d3=4 5mm，為便於齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大於d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環定位,軸環直徑d5
滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm.
(4)選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環直徑d5=52mm.
(5）確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d1=35mm 長度取L1=50mm

II段:d2=40mm
初選用6209深溝球軸承，其內徑為45mm,
寬度為19mm.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+19+55）=96mm
III段直徑d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直徑d4=50mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直徑d5=52mm. 長度L5=19mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm
(6)按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d1=195mm
②求轉矩：已知T2=198.58N?m
③求圓周力：Ft
根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求徑向力Fr
根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm

(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=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
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=0.37×96÷2=17.76N?m
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?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=0.2，截面C處的當量彎矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m
(7)校核危險截面C的強度
由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴該軸強度足夠。

主動軸的設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考慮鍵槽的影響以系列標准，取d=22mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
徑向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。齒輪靠油環和套筒實現 軸向定位和固定
，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，
4 確定軸的各段直徑和長度
初選用6206深溝球軸承，其內徑為30mm,
寬度為16mm.。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
(2)按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=50mm
②求轉矩：已知T=53.26N?m
③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N?m
(5)計算當量彎矩：根據課本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N?m
(6)校核危險截面C的強度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠

（7） 滾動軸承的選擇及校核計算
一從動軸上的軸承
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初選的軸承的型號為: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外徑D=85mm,寬度B=19mm,基本額定動載荷C=31.5KN, 基本靜載荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1083N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(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=682N FA2=FS2=682N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根據課本P265表（14-14）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P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6209型的Cr=31500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴預期壽命足夠

二.主動軸上的軸承:
(1)由初選的軸承的型號為:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外徑D=62mm,寬度B=16mm,
基本額定動載荷C=19.5KN,基本靜載荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速13000r/min
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min)
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1129N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(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=711.8N FA2=FS2=711.8N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
根據課本P265表（14-14）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P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6206型的Cr=19500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴預期壽命足夠

七、鍵聯接的選擇及校核計算
1．根據軸徑的尺寸，由[1]中表12-6
高速軸(主動軸)與V帶輪聯接的鍵為：鍵8×36 GB1096-79
大齒輪與軸連接的鍵為：鍵 14×45 GB1096-79
軸與聯軸器的鍵為：鍵10×40 GB1096-79
2．鍵的強度校核
大齒輪與軸上的鍵 ：鍵14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,則Ls=L-b=31mm
圓周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
擠壓強度： =56.93<125~150MPa=[σp]
因此擠壓強度足夠
剪切強度： =36.60<120MPa=[ ]
因此剪切強度足夠
鍵8×36 GB1096-79和鍵10×40 GB1096-79根據上面的步驟校核，並且符合要求。

八、減速器箱體、箱蓋及附件的設計計算~
1、減速器附件的選擇
通氣器
由於在室內使用，選通氣器（一次過濾），採用M18×1.5
油麵指示器
選用游標尺M12
起吊裝置
採用箱蓋吊耳、箱座吊耳.

放油螺塞
選用外六角油塞及墊片M18×1.5
根據《機械設計基礎課程設計》表5.3選擇適當型號：
起蓋螺釘型號：GB/T5780 M18×30,材料Q235
高速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8X12,材料Q235
低速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8×20,材料Q235
螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235
箱體的主要尺寸：
：
(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8
(2)箱蓋壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
取z1=8
(3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
(4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12
(5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.5×8=20

(6)地腳螺釘直徑df =0.036a+12=
0.036×122.5+12=16.41(取18)
(7)地腳螺釘數目n=4 (因為a<250)
(8)軸承旁連接螺栓直徑d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)
(9)蓋與座連接螺栓直徑 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)
(10)連接螺栓d2的間距L=150-200
(11)軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
(12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
(13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距離C1
(15) Df.d2

(16)凸台高度：根據低速級軸承座外徑確定，以便於扳手操作為准。
(17)外箱壁至軸承座端面的距離C1＋C2＋（5～10）
(18)齒輪頂圓與內箱壁間的距離：＞9.6 mm
(19)齒輪端面與內箱壁間的距離：=12 mm
(20)箱蓋，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm
(21)軸承端蓋外徑∶D＋（5～5．5）d3

D～軸承外徑
(22)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以Md1和Md3 互不幹涉為准，一般取S＝D2.

九、潤滑與密封
1.齒輪的潤滑
採用浸油潤滑，由於為單級圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當m<20 時，浸油深度h約為1個齒高，但不小於10mm，所以浸油高度約為36mm。
2.滾動軸承的潤滑
由於軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
3.潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用於小型設備，選用GB443-89全損耗系統用油L-AN15潤滑油。
4.密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易於調整，採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。

十、設計小結
課程設計體會
課程設計都需要刻苦耐勞，努力鑽研的精神。對於每一個事物都會有第一次的吧，而沒一個第一次似乎都必須經歷由感覺困難重重，挫折不斷到一步一步克服，可能需要連續幾個小時、十幾個小時不停的工作進行攻關；最後出成果的瞬間是喜悅、是輕松、是舒了口氣！
課程設計過程中出現的問題幾乎都是過去所學的知識不牢固，許多計算方法、公式都忘光了，要不斷的翻資料、看書，和同學們相互探討。雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設計，而且學到了，應該是補回了許多以前沒學好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學知識的能力。

十一、參考資料目錄
[1]《機械設計基礎課程設計》，高等教育出版社，陳立德主編，2004年7月第2版；
[2] 《機械設計基礎》，機械工業出版社 胡家秀主編 2007年7月第1版