① 高爐拆除工程施工方案，包括熱風爐、布袋除塵、斜橋、TRT等附屬設備全部拆除，可以提供全部完整方案的最好
環冷機拆除施工方案
一：工程概況
本次馬鋼第一煉鐵總廠燒結機環冷拆除是由修建工程公司第二分公司承接的，本次拆除工程的重點在於風機，密封罩，台車及軌道，摩擦板和鋼結構框架等的拆除。選用保護性拆除，拆除前必須做好各設備的編號以用來方便安裝。此工程特點工期較短且工程量大，另外施工現場又存在交叉作業。所以本公司對於本次拆除工程非常的重視。
二：編制依據
根據甲方單位提供的圖紙以及拆除要求編制此施工方案，另外依據物體的實際重量並結合主要起重工具的性能表來選用吊機等輔助工具。
三：工藝流程
本次拆除是保護性拆除，拆除前必須做好標記。採用的是由上至下拆除的方式，由此環冷機的結構和特點考慮首先拆除的是風機，然後是密封罩的拆除，從台車本體以上的拆除完畢以後是台車，軌道，摩擦板的拆除。再其次是傳動部分的拆除，因為在台車拆除的工程之中需要轉動台車來配合，故而傳動部分的拆除放在後面。其後是散料系統和下料系統的拆除，最後是鋼結構框架的拆除。在拆除的工程中可以有交叉拆除和分點拆除，在下面的施工網路計劃圖中有具體體現。
四：工機具准備
手拉葫蘆1噸、2噸若干，5噸卷揚2台，吊機50噸7個台班、25噸10個台班、12噸10個台班，大車20個台班。
五：人員組織
由拆除的性質來決定拆除的過程之中不能有損壞，要求施工過程中必須要精細。然後根據現場的施工環境以及工期要求來安排施工人員，又由於是拆除工程，故焊工和起重工要求非常大，焊工12人、起重工10人、鉗工4人、鉚工4人。
六：具體施工方法
本次拆除工程選用由上至下保護性拆除，由於應甲方要求拆除過程中應妥善保管好各種裝置。拆除下來以後應及時的進行修復和檢修，並擺放到指定位置統一擺放，然後運送到合鋼現場。具體的施工方法可以設為以下幾點，按照施工要求為了方便安裝拆除前做好標記，然後逐一的拆除。
6．1風機
風機設備的數量為三個，可以從進料口到出料口制訂一個大的方向即分別
圖一：風機標記及吊裝示意圖
選擇風機1、風機2、風機3如圖一所示。三台風機可以選用同時拆除的方式，從密封煙罩開始拆除，中間經葉輪、減速器、電機，選用50噸吊機，吊機的立足點和吊裝示意圖如圖一所示，手拉葫蘆配合進行拆除，拆除前須電控制系統和油路的拆除。
6．2密封罩
同風機一樣，從進料口到出料口標記出密封罩的順序，一個入口端密封罩和一個出口端密封罩，中間共5個 密封罩、11個 密封罩、2個 膨脹密封罩、2個 膨脹密封罩。另外三個風機上分別在左、右各一個密封罩，風機中間有兩個密封罩。共計44個密封罩，可以用油漆從1到44數字編號（也可排除風機周圍的密封罩而其他以各個形式來編號）。從現場圖紙中看出，密封罩最重的為1320kg，故根據主要起重機械性能表可以選用25噸吊機，施工現場復雜吊裝點較遠的可以選用50噸吊機配合。所拆除下的密封罩為了方便運輸，現場解體分為三塊，及時的分割倒運，內部小系統做好標記，避免現場復雜。此拆除過程中必須注意在切割螺絲的過程中必須用吊機或手拉葫蘆進行保護以防發生意外。
6．3台車
此編號和以上方法一樣，共計45量台車。拆除過程之中請甲方配合轉動，台車的重量為1437kg，可以選用25噸吊機配合吊裝，吊裝示意圖如圖二放台車的過程中用叉車配合及時的倒運到指定地點來進行台車的修復。另外此處注意一點，在拆除台車過程中一邊的台車拿掉後另一邊而沒有拆除，可能能會出現整體一邊偏重，從而使摩擦輪和摩擦板嚙合過深，故而要求甲方配合轉動，隔幾輛拿一輛的方法，使拆除過程中台車能順利的轉動，放台車的過程中用叉車配合及時的倒運到指定地點來進行台車的修復。
圖二：傳動裝置的標記及台車吊裝示意圖
6．4軌道和摩擦板
由於是拆除安裝此環冷機，由於此前軌道和摩擦板運轉過程中有過磨損，故必須按原裝配來安裝，不能順序顛倒，否則可能會引起台車跑邊以及托輪不轉和擋輪嚙合過大等不必要的情況，故而和上述方法一樣從進料口開始編號直到出料口結束。軌道共有三條環繞環冷機一周，可以同時拆除，選用12噸吊機以及手拉葫蘆等工具進行拆除，空間狹小部分用卷揚倒運出來，此部分的數量很小，不作詳細說明，現場施工過程中根據實際情況來確定。
摩擦板是此環冷機的重要設備之一，拆除過程中必須要精細操作，不能有扭曲變形，二次倒運時也應注意保護，此摩擦板是有絞孔螺栓聯結的，拆除時可以先割除螺栓（注意安裝時備絞孔螺栓），環冷機一周共15
圖三：摩擦板分布及吊裝示意圖 塊摩擦板，單件重量560kg，可選用12噸吊機來吊裝，吊機的位置站位選擇合理如圖三所示。
6．5傳動部件
此環冷機傳動裝置是由兩台傳動系統組成的，對稱分布在整個環冷系統的兩側，每台傳動裝置上各有上下兩個摩擦輪，帶動台車上連接的摩擦板，從而達到速度要求。同上述一樣即可從進料口到出料口設訂一個固定方向，從而標記出傳動裝置1和2,如圖二。拆除過程中注意減速器和摩擦輪的保護，可以選用25噸吊機配合拆除，拆除下以後對減速器打開進行檢修。
6．6平台以及鋼結構框架
從以上的設備拆除完畢以後，剩餘的是支架等一些地基平面的基礎和平台的拆除，其中包括台車支架，風機支架，傳動部分支架和一些爬梯、防護欄桿，風機支架和傳動部分支架的標記可以分別按照風機的標記和傳動裝置的標記來確定，既風機支架1、2、3，傳動部分支架1、2，台車支架也是按照從進料口到出料口的方向來確定。此部分拆除時應從風機支架和傳動部分支架拆除開始，為了運輸時方便應以面拆除的形式，即為一個四腳立柱的鋼結構可以選擇兩根連在一起中間輔助架不必拆除。風機支架、傳動部分支架拆除完畢以後在來拆除台車支架，可以多點拆除同時開工。拆除過程中應在內部小系統的做好標記，選用12噸吊機。
以上即為所有裝置的標記和拆除工作，另外單一的裝置如進料斗和散料系統等可以不用做標記，這里只是對大的方向進行的確定，如傳動部分和風機部分等內部小的結構現場拆除時是分塊進行拆除，所以必須內部小系統的標記必須做的也要精細防止混淆，給安裝帶來不必要的麻煩。各設備結構的拆除過程，從大的方面進行了闡述，具體根據現場的施工情況來確定小細節的劃分。
七：質量管理點及安全控制措施
1.建立健全安全體系，進入現場前對施工人員進行安全教育，強化安全質量意識，認真做好各項准備工作，全面了解拆除工程的圖紙和資料，進行施工現場堪察，對拆除施工人員進行安全技術交底。編制施工組織設計或安全專項施工方案以及制定安全事故應急救援預案。保證工程質量按期按質完成。
2. 拆除工程施工區域應設置硬質封閉圍擋及醒目警示標志，非施工人員不得進入施工區，拆除下的物品及時整理修復，擺放到指定地點，集中保管。
4.電氣焊設備設置明顯標志，並有防火、防爆措施。
5.起重、吊拉設備機具由專人管理，確認安全方可使用。大件拆除吊裝時使用的鋼絲繩長度、直徑要合理的選擇，吊點在使用前要求確認，吊裝過程中要有專人指揮信號明確。
6.施工人員明確作業中的各項安全事項，嚴格遵守安全技術規程和操作規定，當拆除工程對周圍相鄰建築安全可能產生危險時，必須採取相應保護措施，對建築內的人員進行撤離安置。
7.進入現場人員，為拆除作業人員准備齊全安全防護用品，嚴禁酒後作業，高溫天氣注意防溫降暑。
8.施工停止，應切斷電源，檢查現場確認無不安全因素後，方可離開。
9.施工中發現不安全因素應及時排除，否則作業人員有權拒絕作業。當施工地點有架空線路或電纜線路時，應與甲方取得聯系，採取防護措施，確認安全後方可施工。
10.在拆除作業前，施工單位應檢查建築內各類管線情況，確認全部切斷後方可施工（傳動裝置預留）。在拆除工程作業中，發現不明物體，應停止施工，採取相應的應急措施，保護現場，及時向有關部門報告。
11.夜間施工時加強照明，上下交叉作業時打設防護平台，並派專人監護，互相協調，不得隨意向下亂扔東西。
12.根據拆除工程施工現場作業環境，應制定相應的消防安全措施。施工現場應設置消防車通道，保證充足的消防水源。現場油污嚴重時，配備足夠的滅火器材，做好防火防滑工作。
八：環保措施與文明施工
1.在施工段落范圍內設置鮮明醒目標志、標牌及通告。
2.機具、材料應堆放整齊，余料及時清理。
3.進行拆除作業時，平台上嚴禁人員聚集或堆放材料，作業人員應站在穩定的結構或腳手架上操作，被拆除的構件應有安全的放置場所。
4.現場的廢油廢物不得隨地亂排放，應集中到一起處理。
5.拆除完畢以後打掃現場做到工完、料盡、場地清。
供參考
② 機械設計課程設計---設計盤磨機傳動裝置！！！
我也在做這個題也 老兄
我只能提供樣本給你哈 具體的還是得靠你自己啦
目 錄
一 課程設計書 2
二 設計要求 2
三 設計步驟 2
1. 傳動裝置總體設計方案 3
2. 電動機的選擇 4
3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 5
4. 計算傳動裝置的運動和動力參數 5
6. 齒輪的設計 8
7. 滾動軸承和傳動軸的設計 19
8. 鍵聯接設計 26
9. 箱體結構的設計 27
10.潤滑密封設計 30
11.聯軸器設計 30
四 設計小結 31
五 參考資料 32
一. 課程設計書
設計課題:
設計一用於帶式運輸機上的兩級齒輪減速器.運輸機連續單向運轉,載荷有輕微沖擊，工作環境多塵，通風良好,空載起動,捲筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產,使用期限10年(300天/年),三班制工作,滾筒轉速容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V。
參數:
皮帶有效拉力F（KN） 3.2
皮帶運行速度V（m/s） 1.4
滾筒直徑D（mm） 400
二. 設計要求
1.減速器裝配圖1張(0號)。
2.零件工作圖2-3張(A2)。
3.設計計算說明書1份。
三. 設計步驟
1. 傳動裝置總體設計方案
2. 電動機的選擇
3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
4. 計算傳動裝置的運動和動力參數
5. 齒輪的設計
6. 滾動軸承和傳動軸的設計
7. 鍵聯接設計
8. 箱體結構設計
9. 潤滑密封設計
10. 聯軸器設計
1.傳動裝置總體設計方案:
1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。
2. 特點：齒輪相對於軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，
要求軸有較大的剛度。
3. 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。
其傳動方案如下：
圖一:(傳動裝置總體設計圖)
初步確定傳動系統總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。
選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器。
傳動裝置的總效率
為V帶的傳動效率, 為軸承的效率，
為對齒輪傳動的效率，（齒輪為7級精度，油脂潤滑）
為聯軸器的效率， 為滾筒的效率
因是薄壁防護罩,採用開式效率計算。
取 =0.96 =0.98 =0.95 =0.99 =0.96
＝0.96× × ×0.99×0.96＝0.760；
2.電動機的選擇
電動機所需工作功率為： P ＝P/η ＝3200×1.4/1000×0.760＝3.40kW
滾筒軸工作轉速為n＝ = =66.88r/min，
經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i ＝2～4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i ＝8～40，
則總傳動比合理范圍為i ＝16～160，電動機轉速的可選范圍為n ＝i ×n＝（16～160）×66.88＝1070.08～10700.8r/min。
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，
選定型號為Y112M—4的三相非同步電動機，額定功率為4.0
額定電流8.8A，滿載轉速 1440 r/min，同步轉速1500r/min。
方案 電動機型號 額定功 率
P
kw 電動機轉速
電動機重量
N 參考價格
元 傳動裝置的傳動比
同步轉速 滿載轉速 總傳動 比 V帶傳 動 減速器
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 125.65 3.5 35.90
3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
（1）總傳動比
由選定的電動機滿載轉速n 和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為 ＝n /n＝1440/66.88＝17.05
（2）分配傳動裝置傳動比
＝ ×
式中 分別為帶傳動和減速器的傳動比。
為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取 ＝2.3（實際的傳動比要在設計V帶傳動時，由所選大、小帶輪的標準直徑之比計算），則減速器傳動比為
＝ ＝17.05/2.3＝7.41
根據展開式布置，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，查圖得高速級傳動比為 ＝3.24，則 ＝ ＝2.29
4.計算傳動裝置的運動和動力參數
（1） 各軸轉速
＝ ＝1440/2.3＝626.09r/min
＝ ＝626.09/3.24＝193.24r/min
＝ / ＝193.24/2.29=84.38 r/min
= =84.38 r/min
（2） 各軸輸入功率
＝ × ＝3.40×0.96＝3.26kW
＝ ×η2× ＝3.26×0.98×0.95＝3.04kW
＝ ×η2× ＝3.04×0.98×0.95＝2.83kW
＝ ×η2×η4=2.83×0.98×0.99＝2.75kW
則各軸的輸出功率：
＝ ×0.98=3.26×0.98=3.19 kW
＝ ×0.98=3.04×0.98=2.98 kW
＝ ×0.98=2.83×0.98=2.77kW
＝ ×0.98=2.75×0.98=2.70 kW
（3） 各軸輸入轉矩
= × × N•m
電動機軸的輸出轉矩 =9550 =9550×3.40/1440=22.55 N•m
所以: ＝ × × =22.55×2.3×0.96=49.79 N•m
＝ × × × =49.79×3.24×0.96×0.98=151.77 N•m
＝ × × × =151.77×2.29×0.98×0.95=326.98N•m
= × × =326.98×0.95×0.99=307.52 N•m
輸出轉矩： ＝ ×0.98=49.79×0.98=48.79 N•m
＝ ×0.98=151.77×0.98=148.73 N•m
＝ ×0.98=326.98×0.98=320.44N•m
＝ ×0.98=307.52×0.98=301.37 N•m
運動和動力參數結果如下表
軸名 功率P KW 轉矩T Nm 轉速r/min
輸入 輸出 輸入 輸出
電動機軸 3.40 22.55 1440
1軸 3.26 3.19 49.79 48.79 626.09
2軸 3.04 2.98 151.77 148.73 193.24
3軸 2.83 2.77 326.98 320.44 84.38
4軸 2.75 2.70 307.52 301.37 84.38
5.齒輪的設計
（一）高速級齒輪傳動的設計計算
1． 齒輪材料，熱處理及精度
考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪
（1）齒輪材料及熱處理
① 材料：高速級小齒輪選用45#鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數 =24
高速級大齒輪選用45#鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z = ×Z =3.24×24=77.76 取Z =78.
② 齒輪精度
按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。
2．初步設計齒輪傳動的主要尺寸
按齒面接觸強度設計
確定各參數的值:
①試選 =1.6
查課本 圖10-30 選取區域系數 Z =2.433
由課本 圖10-26
則
②由課本 公式10-13計算應力值環數
N =60n j =60×626.09×1×（2×8×300×8）
=1.4425×10 h
N = =4.45×10 h #(3.25為齒數比,即3.25= )
③查課本 10-19圖得：K =0.93 K =0.96
④齒輪的疲勞強度極限
取失效概率為1%,安全系數S=1,應用 公式10-12得:
[ ] = =0.93×550=511.5
[ ] = =0.96×450=432
許用接觸應力
⑤查課本由 表10-6得： =189.8MP
由 表10-7得: =1
T=95.5×10 × =95.5×10 ×3.19/626.09
=4.86×10 N.m
3.設計計算
①小齒輪的分度圓直徑d
=
②計算圓周速度
③計算齒寬b和模數
計算齒寬b
b= =49.53mm
計算摸數m
初選螺旋角 =14
=
④計算齒寬與高之比
齒高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
= =11.01
⑤計算縱向重合度
=0.318 =1.903
⑥計算載荷系數K
使用系數 =1
根據 ,7級精度, 查課本由 表10-8得
動載系數K =1.07,
查課本由 表10-4得K 的計算公式:
K = +0.23×10 ×b
=1.12+0.18(1+0.6 1) ×1+0.23×10 ×49.53=1.42
查課本由 表10-13得: K =1.35
查課本由 表10-3 得: K = =1.2
故載荷系數:
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82
⑦按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑
d =d =49.53× =51.73
⑧計算模數
=
4. 齒根彎曲疲勞強度設計
由彎曲強度的設計公式
≥
⑴ 確定公式內各計算數值
① 小齒輪傳遞的轉矩 ＝48.6kN•m
確定齒數z
因為是硬齒面，故取z ＝24，z ＝i z ＝3.24×24＝77.76
傳動比誤差 i＝u＝z / z ＝78/24＝3.25
Δi＝0.032％ 5％，允許
② 計算當量齒數
z ＝z /cos ＝24/ cos 14 ＝26.27
z ＝z /cos ＝78/ cos 14 ＝85.43
③ 初選齒寬系數
按對稱布置，由表查得 ＝1
④ 初選螺旋角
初定螺旋角 ＝14
⑤ 載荷系數K
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.35＝1.73
⑥ 查取齒形系數Y 和應力校正系數Y
查課本由 表10-5得:
齒形系數Y ＝2.592 Y ＝2.211
應力校正系數Y ＝1.596 Y ＝1.774
⑦ 重合度系數Y
端面重合度近似為 ＝[1.88-3.2×（ ）] ＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14 ＝1.655
＝arctg（tg /cos ）＝arctg（tg20 /cos14 ）＝20.64690
＝14.07609
因為 ＝ /cos ，則重合度系數為Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.673
⑧ 螺旋角系數Y
軸向重合度 ＝ ＝1.825,
Y ＝1－ ＝0.78
⑨ 計算大小齒輪的
安全系數由表查得S ＝1.25
工作壽命兩班制，8年，每年工作300天
小齒輪應力循環次數N1＝60nkt ＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
大齒輪應力循環次數N2＝N1/u＝6.255×10 /3.24＝1.9305×10
查課本由 表10-20c得到彎曲疲勞強度極限
小齒輪 大齒輪
查課本由 表10-18得彎曲疲勞壽命系數:
K =0.86 K =0.93
取彎曲疲勞安全系數 S=1.4
[ ] =
[ ] =
大齒輪的數值大.選用.
⑵ 設計計算
① 計算模數
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m 大於由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標准模數,取m =2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d =51.73 來計算應有的齒數.於是由:
z = =25.097 取z =25
那麼z =3.24×25=81
② 幾何尺寸計算
計算中心距 a= = =109.25
將中心距圓整為110
按圓整後的中心距修正螺旋角
=arccos
因 值改變不多,故參數 , , 等不必修正.
計算大.小齒輪的分度圓直徑
d = =51.53
d = =166.97
計算齒輪寬度
B=
圓整的
（二） 低速級齒輪傳動的設計計算
⑴ 材料：低速級小齒輪選用45鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數 =30
速級大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS z =2.33×30=69.9 圓整取z =70.
⑵ 齒輪精度
按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。
⑶ 按齒面接觸強度設計
1. 確定公式內的各計算數值
①試選K =1.6
②查課本由 圖10-30選取區域系數Z =2.45
③試選 ,查課本由 圖10-26查得
=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71
應力循環次數
N =60×n ×j×L =60×193.24×1×(2×8×300×8)
=4.45×10
N = 1.91×10
由課本 圖10-19查得接觸疲勞壽命系數
K =0.94 K = 0.97
查課本由 圖10-21d
按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ,
大齒輪的接觸疲勞強度極限
取失效概率為1%,安全系數S=1,則接觸疲勞許用應力
[ ] = =
[ ] = =0.98×550/1=517
[ 540.5
查課本由 表10-6查材料的彈性影響系數Z =189.8MP
選取齒寬系數
T=95.5×10 × =95.5×10 ×2.90/193.24
=14.33×10 N.m
=65.71
2. 計算圓周速度
0.665
3. 計算齒寬
b= d =1×65.71=65.71
4. 計算齒寬與齒高之比
模數 m =
齒高 h=2.25×m =2.25×2.142=5.4621
=65.71/5.4621=12.03
5. 計算縱向重合度
6. 計算載荷系數K
K =1.12+0.18(1+0.6 +0.23×10 ×b
=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10 ×65.71=1.4231
使用系數K =1
同高速齒輪的設計,查表選取各數值
=1.04 K =1.35 K =K =1.2
故載荷系數
K＝ =1×1.04×1.2×1.4231=1.776
7. 按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑
d =d =65.71×
計算模數
3. 按齒根彎曲強度設計
m≥
一確定公式內各計算數值
（1） 計算小齒輪傳遞的轉矩 ＝143.3kN•m
（2） 確定齒數z
因為是硬齒面，故取z ＝30，z ＝i ×z ＝2.33×30＝69.9
傳動比誤差 i＝u＝z / z ＝69.9/30＝2.33
Δi＝0.032％ 5％，允許
（3） 初選齒寬系數
按對稱布置，由表查得 ＝1
（4） 初選螺旋角
初定螺旋角 ＝12
（5） 載荷系數K
K＝K K K K =1×1.04×1.2×1.35＝1.6848
（6） 當量齒數
z ＝z /cos ＝30/ cos 12 ＝32.056
z ＝z /cos ＝70/ cos 12 ＝74.797
由課本 表10-5查得齒形系數Y 和應力修正系數Y
（7） 螺旋角系數Y
軸向重合度 ＝ ＝2.03
Y ＝1－ ＝0.797
（8） 計算大小齒輪的
查課本由 圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限
查課本由 圖10-18得彎曲疲勞壽命系數
K =0.90 K =0.93 S=1.4
[ ] =
[ ] =
計算大小齒輪的 ,並加以比較
大齒輪的數值大,選用大齒輪的尺寸設計計算.
① 計算模數
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m 大於由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標准模數,取m =3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d =72.91 來計算應有的齒數.
z = =27.77 取z =30
z =2.33×30=69.9 取z =70
② 初算主要尺寸
計算中心距 a= = =102.234
將中心距圓整為103
修正螺旋角
=arccos
因 值改變不多,故參數 , , 等不必修正
分度圓直徑
d = =61.34
d = =143.12
計算齒輪寬度
圓整後取
低速級大齒輪如上圖：
齒輪各設計參數附表
1. 各軸轉速n
(r/min)
(r/min)
(r/min)
(r/min)
626.09 193.24 84.38 84.38
2. 各軸輸入功率 P
（kw）
（kw）
（kw）
(kw)
3.26 3.04 2.83 2.75
3. 各軸輸入轉矩 T
(kN•m)
(kN•m)
(kN•m)
(kN•m)
49.79 151.77 326.98 307.52
6.傳動軸承和傳動軸的設計
1. 傳動軸承的設計
⑴. 求輸出軸上的功率P ，轉速 ，轉矩
P =2.83KW =84.38r/min
=326.98N．m
⑵. 求作用在齒輪上的力
已知低速級大齒輪的分度圓直徑為
=143.21
而 F =
F = F
F = F tan =4348.16×0.246734=1072.84N
圓周力F ，徑向力F 及軸向力F 的方向如圖示:
⑶. 初步確定軸的最小直徑
先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據課本 取
輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑 ,為了使所選的軸與聯軸器吻合,故需同時選取聯軸器的型號
查課本 ,選取
因為計算轉矩小於聯軸器公稱轉矩,所以
查《機械設計手冊》
選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm,半聯軸器的孔徑
⑷. 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
① 為了滿足半聯軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑 ;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑 半聯軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端上, 故Ⅰ-Ⅱ的長度應比 略短一些,現取
② 初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求並根據 ,由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組 標准精度級的單列角接觸球軸承7010C型.
D B
軸承代號
45 85 19 58.8 73.2 7209AC
45 85 19 60.5 70.2 7209B
45 100 25 66.0 80.0 7309B
50 80 16 59.2 70.9 7010C
50 80 16 59.2 70.9 7010AC
50 90 20 62.4 77.7 7210C
2. 從動軸的設計
對於選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的 ,故 ;而 .
右端滾動軸承採用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度 mm,
③ 取安裝齒輪處的軸段 ;齒輪的右端與左軸承之間採用套筒定位.已知齒輪 的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短於輪轂寬度,故取 . 齒輪的左端採用軸肩定位,軸肩高3.5,取 .軸環寬度 ,取b=8mm.
④ 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定) .根據軸承端蓋的裝拆及便於對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離 ,故取 .
⑤ 取齒輪距箱體內壁之距離a=16 ,兩圓柱齒輪間的距離c=20 .考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離 s,取s=8 ,已知滾動軸承寬度T=16 ,
高速齒輪輪轂長L=50 ,則
至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.
5. 求軸上的載荷
首先根據結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,
查《機械設計手冊》20-149表20.6-7.
對於7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.
傳動軸總體設計結構圖:
(從動軸)
(中間軸)
(主動軸)
從動軸的載荷分析圖:
6. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度
根據
= =
前已選軸材料為45鋼，調質處理。
查表15-1得[ ]=60MP
〈 [ ] 此軸合理安全
7. 精確校核軸的疲勞強度.
⑴. 判斷危險截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大.截面Ⅵ的應力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側需驗證即可.
⑵. 截面Ⅶ左側。
抗彎系數 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系數 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅶ的右側的彎矩M為
截面Ⅳ上的扭矩 為 =311.35
截面上的彎曲應力
截面上的扭轉應力
= =
軸的材料為45鋼。調質處理。
由課本 表15-1查得：
因
經插入後得
2.0 =1.31
軸性系數為
=0.85
K =1+ =1.82
K =1+ （ -1）=1.26
所以
綜合系數為： K =2.8
K =1.62
碳鋼的特性系數 取0.1
取0.05
安全系數
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
截面Ⅳ右側
抗彎系數 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系數 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅳ左側的彎矩M為 M=133560
截面Ⅳ上的扭矩 為 =295
截面上的彎曲應力
截面上的扭轉應力
= = K =
K =
所以
綜合系數為：
K =2.8 K =1.62
碳鋼的特性系數
取0.1 取0.05
安全系數
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
8.鍵的設計和計算
①選擇鍵聯接的類型和尺寸
一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.
根據 d =55 d =65
查表6-1取： 鍵寬 b =16 h =10 =36
b =20 h =12 =50
②校和鍵聯接的強度
查表6-2得 [ ]=110MP
工作長度 36-16=20
50-20=30
③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度
K =0.5 h =5
K =0.5 h =6
由式（6-1）得：
＜[ ]
＜[ ]
兩者都合適
取鍵標記為：
鍵2：16×36 A GB/T1096-1979
鍵3：20×50 A GB/T1096-1979
9.箱體結構的設計
減速器的箱體採用鑄造（HT200）製成，採用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，
大端蓋分機體採用 配合.
1. 機體有足夠的剛度
在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度
2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。
因其傳動件速度小於12m/s，故採用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H為40mm
為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗糙度為
3. 機體結構有良好的工藝性.
鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.
4. 對附件設計
A 視孔蓋和窺視孔
在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區的位置，並有足夠的空間，以便於能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便於機械加工出支承蓋板的表面並用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵製成，用M6緊固
B 油螺塞：
放油孔位於油池最底處，並安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，並加封油圈加以密封。
C 油標：
油標位在便於觀察減速器油麵及油麵穩定之處。
油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.
D 通氣孔：
由於減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便於排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.
E 蓋螺釘：
啟蓋螺釘上的螺紋長度要大於機蓋聯結凸緣的厚度。
釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.
F 位銷：
為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.
G 吊鉤：
在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環，用以起吊或搬運較重的物體.
減速器機體結構尺寸如下：
名稱 符號 計算公式 結果
箱座壁厚
10
箱蓋壁厚
9
箱蓋凸緣厚度
12
箱座凸緣厚度
15
箱座底凸緣厚度
25
地腳螺釘直徑
M24
地腳螺釘數目
查手冊 6
軸承旁聯接螺栓直徑
M12
機蓋與機座聯接螺栓直徑
=（0.5~0.6）
M10
軸承端蓋螺釘直徑
=（0.4~0.5）
10
視孔蓋螺釘直徑
=（0.3~0.4）
8
定位銷直徑
=（0.7~0.8）
8
， ， 至外機壁距離
查機械課程設計指導書表4 34
22
18
， 至凸緣邊緣距離
查機械課程設計指導書表4 28
16
外機壁至軸承座端面距離
= + +（8~12）
50
大齒輪頂圓與內機壁距離
>1.2
15
齒輪端面與內機壁距離
>
10
機蓋，機座肋厚
9 8.5
軸承端蓋外徑
+（5~5.5）
120（1軸）125（2軸）
150（3軸）
軸承旁聯結螺栓距離
120（1軸）125（2軸）
150（3軸）
10. 潤滑密封設計
對於二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬於輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小於 ，所以採用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規定高度.
油的深度為H+
H=30 =34
所以H+ =30+34=64
其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。
密封性來講為了保證機蓋與機座聯接處密封，聯接
凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗度應為
密封的表面要經過刮研。而且，凸緣聯接螺柱之間的距離不宜太
大，國150mm。並勻均布置，保證部分面處的密封性。
11.聯軸器設計
1.類型選擇.
為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯軸器.
2.載荷計算.
公稱轉矩：T=9550 9550 333.5
查課本 ,選取
所以轉矩
因為計算轉矩小於聯軸器公稱轉矩,所以
查《機械設計手冊》
選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm
③ 臨電專項施工方案
臨時用電施工方案
為貫徹國家安全生產的方針政策和法規，保障本施工現場用電安全，防止觸電事故的發生，促進生產，提高效益，特製定施工臨時用電方案。
—、用電管理
（一）臨時用電的施工組織設計
1、根據施工用電平面圖確定電源進線，總配電箱，分配電箱的位置及線路走向。
2.根據施工組織計劃的負荷計算，確定導線截面和電 器的類型、規格。
根據施工需要，施工現場有兩台電焊機進行作業，每台電焊機的功率為15kw，
（二）專業人員
在安裝維修或拆除臨時用電工程時，必須由電工完成,並且電工應持證上崗，電工必須掌握安全用電基本知識和所用設備性能。在使用設備前工作人員必須按規定戴好和配備相應的勞動防護用品，並檢查電氣裝置利保護設施是否安好。嚴禁設備帶「病」運轉，停電的設備必須拉閘斷電，鎖好開關箱，發現問題，及時報告解決。搬遷或移動用電設備必須經電工切斷電源並作妥善處理後進行。
（三）安全技術案
1.施工現場臨時用電：必須建立安全技術檔案，其內容有：
a、 技術交底資料；
b、 臨時用電工程檢查驗收表；
c、 電氣設備的試、檢驗憑單和調試記錄；
d、 接地電阻測定記錄表；
e、 定期檢(復)查表；
f、 電工維修工作記錄，並指定電工代管。
2、臨時用電工程的定期檢查時間，施工現場每月一次，並復查接地電阻值。檢查工作應分部，分項進行，發現不安全因素，必須及時處理，並應有復查驗收手續。
二、施工現場與周圍環境
(一)、外電線路的安全距離
1、根據施工組織設計在高低壓線路下方，不得搭設作業棚，建造生活設施，堆放構件、架具、材料其它雜物。
2、任何部位或被吊物邊緣與架空線路邊線最小平距離不得小於2米。
(二)、外電防護
對於建築物外側的電纜必須採取防護措施，增設屏障，遮欄和保護網。在架設防護設施時應有電氣工程技術員或專職安全人員負責監護。
三、接地與防雷
（一）接地與防雷措施
1.在施工現場專用的中性點直接接地的電力線路中必須採用TN—S接零保護系統。電氣設備的金屬外殼必須與：專用保護零線連接。專用保護零線應由工作接地線，配電室的零線或第一級漏電保護器電源側
的零線引出。(如圖)
1、工作接地 L1、L2、L3－相線
2、重復接地 N－工作接地
3、電氣設備外露導電部份 PE－保護零線
2.電氣設備應根據當地的要求作保護接零或作保護接
地。不得一部分設備作保護接零另一部分設備作保
護接地。
3、作防雷接地的電氣設備，必須同時作重復接地。同
一台電氣設備的重復接地與防雷接地可使用同—個接地體，接地電阻應符合重復接地電阻值的要求。
4、施工現場的電力系統嚴禁利用大地作相線或零線。
5、保護零線不得裝設開關或熔斷器。
6、保護零線應單獨敷設，不作它用。重復接地線應與
保護零線相連接。
(二)保護接零
正常情況時，下列電氣設備不帶電的外露導電部分，應做保護接零。
1、電機、電器、照明器具，手持電動工具的金屬外殼。
2、電氣設備傳動裝置的金屬部件。
(三)接地與接地電阻
1、保護零線每一重復接地裝置的接地電阻值應不大於
10々，不得用鋁導體做接地體或地下接地線。垂直接地體宜採用角鋼，鋼管或圓鋼，不宜採用螺紋鋼材。
2、施工現場所有用電設備，除作保護接零外，設備負荷線的首端處必須設置漏電保護裝置。
(四)防雷
1、在施工現場內的龍門架等機械設備，應安裝防雷裝置。
2、施工現場內所有防雷裝置的接地電阻不得大於30Q。
3.機械設備上的避雷針長度應為1至2米。
四、配電線路—架空線路
1、架空線路必須採用絕緣銅線或絕緣鋁線，設在專用電桿上，嚴禁架設在樹木、腳手架上。
2、在同一橫擔架沿時，導線相序排列是，面向負荷從左側起為L1，N，L2，L3，PE；
五、配電箱及開關箱
一、配電箱，開關箱
1、配電系統應實行：分級配電，動力與照明配電箱宜分別設置，如合置在同一配電箱內，動力和照明線路應分路設置.開關箱應由末級分配電箱配電。
2、總配電箱應設在靠近電源附近，分配電箱應裝設在用電設備或負荷相對集中的地區。分配電箱與開關箱的距離不得超過30米，開關箱與其控制的固定式用電設備的水平距離不宜超過3米。
3、配電箱，開關箱周圍應有足夠二人同時工作的空間和通道。不得堆放任何妨礙操作，維修的物品。配電箱、開關箱採用鐵板或優質絕緣材料製作，鐵板的厚度應大於1.5 mm。配電箱，開關箱應裝設端正、牢固，移動式配電箱，開關箱應裝設在堅固的支架上，固定式配電箱，開關箱的下底與地面的垂直距離應大於1.3米，小於1.5米，移動式配電箱，開關箱的下底與地面的垂直距離宜大於0.6米，小於1.5米。配電箱內的電器應首先安裝在金屬或非木質的絕緣電器安裝板上，然後整體緊固在配電箱體內，金屬板與配電箱箱體應作電氣連接，配電箱，開關箱內的開關、插座應按規定的位置緊固在電器安裝板上，不得歪斜和松動。配電箱，開關箱的連接線，接頭不得松動，不得有外露帶電部分。配電箱，開關箱的金屬箱體，金屬電器安裝板以及箱內電器的不應帶電金屬底座，外殼等必須作保護接零。保護零線應通過接線端子板連接，配電箱，開關箱必須防雨、防塵。
(二).電器裝置的選擇
1、配電箱，開關箱內的電器必須可靠完好，不準使用破損，不合格的電器。每台用電設備必須實行「一機一閘一漏一箱」，嚴禁用同一個開關電器直接控制二台及二台以上用電設備(含插座)。開關箱內的開關電器必須能在任何情況下都可以使用電器設備，實行電源隔離，漏電保護器應裝設在配電箱電源隔離開關的負荷側和開關箱電源隔離開關的負荷側，各種開關電器的額定值應與其控制用電設備的額定值相適應。
2.配電箱、開關箱中導線的進線口和出線口應設在箱體下底面，嚴禁設在箱體的上頂面、側面、後面或箱門處。進出線應加護套分路成束，並做防水彎，導線束不得於箱體進、出口直接接觸。移動式配電箱和開關箱的進、出線必須採用橡皮絕緣電纜。進入開關箱的電源線，嚴禁用插銷方式連接。
(三)使用與維護
1、所有配電箱均應標明其名稱，用途並作出分路標記。所有配電箱門應配鎖，並由專人負責。
2、所有配電箱、開關箱每月進行檢查和維修。檢查、檢修人員必須是專業電工。檢查、檢修時必須按規定穿戴好絕緣鞋、手套，必須使用電工絕緣工具。維修時，必須
將其前一級相應的電源開關分閘斷電,並懸掛停電標志牌，嚴禁帶電作業。
3、送電操作順序為：總配電箱～分配電箱～開關箱。停電操作順序為：開關箱～分配電箱～總配電箱，出現電氣故障的緊急情況除外。
注:L1、L2、L3－相線 1、工作接地
N－工作接地 2、重復接地
PE－保護零線 M－電動機
FQ－漏電保護器 H－燈
4、施工現場停電作業一小時以上，應將動力開關箱斷電上鎖。箱內不得放置任何雜物，並應經常保持整潔，箱內不得掛接其它臨時用電設備，配電箱，開關箱進線和出線不得承受外力。嚴禁與金屬尖鎖斷口和強腐蝕介質接觸。
六、 電動建築機械和手持電動工具
(一).規定措施
1、施工現場中一切電動建築機械和手持電動工具的選
購，使用、檢查和維修必須符合相應的國家標准，專業標唯和安全技術規程，並且有產品合格證和使用說明書。
2、建立專人專機負責制，並定期檢查和維修保養。
3、電動建築機械或手持電動工具的負荷線，必須按其
容量選用無接頭的多股銅芯橡皮擴套軟電纜。其性能應符合國標GB1169—74《通用橡套軟電纜》的要求，其中綠、黃雙色線在任何情況下只能用作保護零線或重復接地線。
（二）、夯土機械
夯土機機械必須裝設漏電保護器，負荷線應採用氣候型的橡皮套銅芯軟電纜。電纜長度應不大於50米。嚴禁電纜纏繞，扭結和被夯土機械跨越，操作扶手必須採取絕緣措施。
（三）、焊接機械
焊接機械放置在防雨通風良好的地方，焊接現場不準堆放易燃易爆物品，應經常檢查和維護。
七、 照明
(一).規定措施
現場照明採用高光效，長壽命的照明光源。對需要大面積照明的場所應采鹵鎢燈，鋼筋加工房必須採用防爆燈，照明器具和器材的質量均應符合標准規定，不得使用絕緣老化或破損的器具和器材。
(二)照明裝置
室外燈具距地面不得低於3米，室內燈具不得低於2．4米，燈頭的絕緣外殼不得有損傷和漏電，燈具內的接線必須牢固，燈具外的接線必須做可靠的絕緣包紮。電器，燈具的相線必須經開關控制，不得將相線引入燈具。
（三）照明線路
照明線路引入生活，辦公區進入室內必須穿管敷。
④ 1）試總結歸納機械傳動系統設計的一般方法和步驟。 （2）說明傳動系統方案是如何確定的，有何特點
第一部分為電動機選擇及傳動系統總的傳動比分配;主要確定電動機類型和結構形式、工作機主動軸功率、電動輸出功率及傳動系統總的傳動比分配。第二部分為傳動裝置的運動和動力參數計算,主要確定各軸轉速、各軸的輸入功率、及各軸轉矩。第三部分為有關錐齒輪的計算,選擇齒輪、材料、精度、等級、確定齒輪齒數、轉矩、載荷系數、輪寬系數及齒根彎曲疲勞強度校核。第四部分為帶輪的設計包括帶輪類型的選擇、帶輪尺寸參數的確定。第五部分為聯軸器類型的選擇及聯軸器尺寸（型號）的確定 。
該變速器主要由齒輪、軸、軸承、箱體等組成。為方便減速器的製造、裝配及使用 ，還在減速器上設置一系列附件，如檢查孔、透氣孔、油標尺或油麵指示器、吊鉤及起蓋螺釘等。在原動機於變速器間採用是機械設備中應用較多的傳動裝置帶傳動，主要有主動輪、從動輪和傳動帶組成。工作時靠帶與帶輪間的摩擦或嚙合實現主、從動輪間運動和動力的傳遞,具有結構簡單、傳動平穩、價格低廉、緩沖吸振及過載打滑以保護其他零件的優點。
設計者以嚴謹務實的認真態度進行了此次設計，但由於知識水平與實際經驗有限。在設計中難免會出現一些錯誤、缺點和疏漏，誠請位評審老師能給於批評和指正。
摘 要
這次畢業設計是由封閉在剛性殼內所有內容的齒輪傳動是一獨立完整的機構。通過這一次設計可以初步掌握一般簡單機械的一套完整的設計及方法，構成減速器的通用零部件。
這次畢業設計主要介紹了減速器的類型作用及構成等，全方位的運用所學過的知識。如：機械制圖，金屬材料工藝學公差等已學過的理論知識。在實際生產中得以分析和解決。減速器的一般類型有：圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器、齒輪-蝸桿減速器，軸裝式減速器、組裝式減速器、聯體式減速器。
在這次設計中進一步培養了工程設計的獨立能力，樹立正確的設計思想，掌握常用的機械零件，機械傳動裝置和簡單機械設計的方法
和步驟，要求綜合的考慮使用經濟工藝性等方面的要求。確定合理的設計方案
⑤ 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
⑥ 安裝施工的臨時用電施工方案
臨時用電施工方案
一、線路布置
施工用電接自建設單位設在場地內東南側的總配電櫃，分五個迴路輸入二級配電箱對現場及用電設施進行供電，採用三相五線制即TN－S接零保護系統。
序號 配電箱
號 碼 對應供電部位 備注
1 1號 1#塔吊用 專用
2 2號 2#塔吊用 專用
3 3號 對焊機等鋼筋機械使用
4 4號 1#、2#、3#樓層使用
5 5號 4#、5#、6#樓層使用
二、負荷計算
1、 施工用電設備清單
序號 用電設備名稱 規格型號 功率 單位 數量 備注
1 塔吊 F0/23C 60KW 台 1
2 塔吊 QTZ160 60KW 台 1
3 施工電梯 SCD200/200 33KW 台 3
4 施工電梯 S(1)200-200J 33KW 台 3
5 對焊機 UN1—100 100KVA 台 2 cosФ=0.8
J=65% 64.5KW
6 電焊機 BX2-500 38.6KVA 台 4 cosФ=0.8
J=65% 24.9KW
7 電渣壓力焊設備 41.5KVA 台 4 cosФ=0.8
J=35% 19.6KW
8 卷揚機 JJK-1 3.5KW 台 2
9 彎鋼機 GW-40 3KW 台 4
10 切斷機 GQ-40 3KW 台 3
11 砼攪拌機 WS5-400 7.5KW 台 2
12 砼攪拌機 JZ350型 7.5KW 台 1
13 砂漿攪拌機 JZ250型 4KW 台 6
14 圓盤鋸 3 KW 台 6
15 平板振動器 ZB-11 1.1KW 台 10
16 插入式振動器 ZX-50 1.1KW 台 10
2、負荷計算（根據所列設備清單計算如下：）
1)塔吊、電梯需用容量
(取需用系數K=0.3 功率因素cosФ=0.7)
S1=（60×2+33×6）×K/cosФ
=136.3 KVA
2)電焊機、對焊機需用容量
(取需用系數K=0.35 功率因素cosФ=0.8 )
S2=（64.5×2+24.9×4+19.6×4）×K/cosФ
=134.3 KVA
3)攪拌機、砂漿機需用容量
(取需用系數K=0.7 功率因素cosФ=0.8)
S3=（7.5×3+4×6）K/cosФ
=40.7 KVA
4)鋼筋機械需用容量
(取需用系數K=0.6 功率因素cosФ=0.8)
S4=（3.5×2+3×4+3×3）×K/cosФ
=21 KVA
5)其他機械需用容量
(取需用系數K=0.4 功率因素cosФ=0.8)
S5=（3×6+1.1×10+1.1×10）×K/cosФ
=20 KVA
6)照明用電估計為動力設備總容量的10%
S6=(S1+S2+S3+S4+S5)×10%
=352.3×10%
=35.2 KVA
7)現場臨時用電總容量為：取同時系數KX=0.9
S總=KX（S1+S2+S3+S4+S5+S6）
=348.8 KVA
選取安全系數0.8， 則 S= S總/0.8=436.0 KVA
現場已有一台315KVA的配電櫃，不足電量由建設單位在地下室底板施工之前提供。
三、配電櫃及配電導線選擇
根據現場情況，選擇導線截面和電器的類型、規格
電源由甲方提供，總進線選用YC3×150mm+1×95mm+1×35 mm重型軟電纜，各個分路選用YC3×50mm+2×25mm重型軟電纜。
用電設備導線選用如下：
F0/23C塔機 YC3×35mm+1×16mm
QTZ160塔機 YC3×35mm+1×16mm
SCD200/200施工電梯 YC3×25mm+2×16mm
S(1)200-200J施工電梯 YC3×25mm+2×16mm
UN1--100對焊機 YC3×50mm+1×25mm
電渣壓力焊設備 YC3×10mm
BX2—500交流弧焊機 YC3×10mm
JJK—1卷揚機 YC3×4mm+1×2.5mm
GW-40彎鋼機 YC3×4mm+1×2.5mm
GQ-40切斷機 YC3×4mm+1×2.5mm
JZ350攪拌機 YC3×6mm+1×4mm
WS5-400攪拌機 YC3×6mm+1×4mm
JZ350砂漿攪拌機 YC3×4mm+1×1.25mm
室內照明 BLVV2×2.5 mm+1×1.5mm
食堂進線 YC3×16mm+2×6mm
鏑燈 YC3×6mm
碘鎢燈 YC3×1mm
總進電開關選用DW10—1000/3（500A）單刀雙擲刀開關；各分路總電氣開關選用DZ15L—600（500A）漏電斷路器。
四、安全技術措施
1、 制定安全用電責任制，做好施工用電安全技術交底；
2、 按TN—S系統設計要求設置保護接零系統，實施三相五線制，杜絕疏漏。所有接零地處必須保證可靠的電氣連接。保護線PE必須採用綠/黃雙色線。嚴格與相線、工作零線相區別，嚴禁混用。
3、 在高低壓線路下方，不得搭設作業棚，或堆放構件、架具、材料及其它雜物。
4、 設置總配電室，門向外開，配鎖，並應符合下列要求：
1） 各級配電箱、開關箱應有防雨措施，加門鎖，並有專人負責。安裝位置周圍不得有雜物，便於操作。
2） 配電裝置的上端距天棚不小於0.5M
3） 配電（屏）（盤）正面的操作通道寬度，單列布置不小於1.5M，雙列布置不小於2M。
5、 配電屏（盤）後的維修通道寬度不小於0.8M（個別地點有建築物結構凸出的部分，則此點通道寬度可不小於0.6M）
6、 配電箱、天並箱在使用過程中的操作順序。送操作：總配電屏——分配電箱——開關箱——用電設備。停電操作：用電設備——開關箱——分配電箱——總配電屏。
7、 各種電器應安裝在絕緣電器安裝板上。電器及熔斷器的熔絲規格必須與電流量相一致。
8、 各級配電箱必須固定設置，配電箱、開關箱應統一編號，噴上電氣標志和施工單位名稱。箱底距地面不小於1.2M。
9、 配電箱或配電線路維修時，應懸掛停電標志牌，停送電必須由專業電工負責。
10、 設備與開關電箱間距不大於3M，與配電箱間距不大於30M。各級開關箱安裝漏電保護器，單機所使用的漏電保護開關的額定漏電動作電流為30mA，額定漏動作時間應小於0.1S，特別潮濕場所，以及振動器、潛水泵、水磨石機及各種手持式電動工具應選用15MA漏電動作電流的防濺型產品。
11、 作防雷接地的電氣設備，必須同時作重復接地，同一台電氣設備的重復接地與防雷接地可並聯於基礎防雷接地網，所有接地電險值≤4Ω。
12、 保護零線的截面應不小於工作零線的截面，同時必須滿足機械強度要求，保護零線不得裝設開關或熔斷器。
13、 與電氣設備相連接的保護零線應為截面不小於2.5MM2的絕緣多股銅線，保護零線的統一標志為綠/黃雙色，在任何情況下不準使用綠/黃雙色線作負荷線。
14、 正常情況時，下列電氣設備不帶電的外露導電部分應作保護接零。
1） 電機、變壓器、電器、照明器具、手持電動工具的金屬外殼；
2） 電氣設備的傳動裝置的金屬部件；
3） 配電屏（箱）與控制屏的金屬框架；
4） 電力線路的金屬保護管，起重機的軌道兩端各設一組接地裝置；
15、 保護零線除必須在配電室或總配電箱處作重復接地外，還必須在配電線路的中間處和末端處做重復接地。
16、 總配電箱，應裝設隔離開關和分路隔離開關，總熔斷和分路熔斷器（或總自動開關與分路自動天並），以及漏電保護器。若漏電保護器同時具備過負荷和短路保護功能，則可不設分路熔斷器自動開關，總開關電器的額定值，動作整定值應與分路開關電器的額定值，動作整定值相適應。
17、 每台用電設備應有各自專用的開關箱，必須實行「一機、一閘、一漏、一箱」制。嚴禁用同一個開關電器直接控制二台及二台以上用設備（含插座）。
18、 配電箱、開關箱、中導線的進線和出線口應設在箱體的下底面，嚴禁設在箱體的上頂面、側面、後面或門處。移動式配電箱的進、出線必須採用橡皮絕緣電纜。
19、 所有配電箱、開關箱應每月檢修一次，維修人員必須是專業電工。檢查維修時必須規定穿絕緣鞋、戴手套，使用電工絕緣工具。
20、 一般場所應選用II類手持電動工具，並應裝額定動作電流不大於15MA，額定漏電動作時間小於0.1S的漏電保護器。若採用I類手持電動工具，還必須作保護接零。
21、 手持式電動工具的外殼、手柄、負荷線、插頭、開關等，必須完好無損，使用前必須作空載檢查，運轉正常方可使用。
22、 水泵的負荷線必須採用YHS型防水橡皮護套電纜，不得承受任何外力。
23、 在潮濕和易觸及帶電體場所的照明電源電壓不得大於36V。
24、 人工挖孔樁用電安全措施：
1） 潛水泵放入水中或提出水面時應先切斷電源，嚴禁拉拽電纜或出水管。
2） 漏電保護器的額定動作電流為15mA，額定動作時間小於0.1S。
3） 孔樁上的電纜架空2.0米以上。
4） 每周應測定電機絕緣電阻，其值應無下降。
5） 使用行燈的電源電壓不得超過36V，燈體與手柄應堅固，絕緣應良好。燈頭與燈體結合牢固，燈頭無開關，燈炮外部有保護網。
五、制定電氣防火措施
1、 合理配置、整定、更換各種保護電器，對電路和設備的過載、短路故障進行可靠保護。
2、 在電氣裝置和線路周圍不堆放易燃、易爆和強腐蝕介質，不使用火源。
3、 配電室應做到「四防一通」：防火、防雨季、防潮、防小動物、通風，室內應配配置砂箱和絕緣滅火器（乾粉滅火器，）並嚴禁煙火。
4、 加強電氣設備相間——地間絕緣，防止閃爍。
5、 合理設置防雷裝置。
6、 建立電氣防火責任制，加強電氣防火重點場所煙火管制，並設置禁止煙火標志。
7、 建立電氣防火檢查制度，發現問題及時處理。
8、 設備不得超負荷工作，並避免出現高峰超負荷用電。
9、 生活用電不得使用電熱設備、照明線路不得亂拉亂搭。
⑦ 哪位有皮帶機安裝施工方案，領導要的。急求！！！！多謝~~
如何安裝皮帶機？
皮帶輸送機是將物品從甲位連續輸送到乙位，中間可以放置熱收縮機和打包機等包裝機械，完成一系列包裝操作。它的安裝主要是機架和傳動兩個部件的安裝。
1、 安裝機架
一般選用8mm螺絲把托板安裝在皮帶機機架上，在保證機架90度的情況下緊固螺絲，然後每段機架和支腿選用10mm螺絲連接，接下來將已裝好的機架翻身，使機架平面向上，然後再安裝皮帶（在安裝皮帶的過程應拆下機架與支腿單邊的連接螺絲，使皮帶到位後重新安裝支腿與機架的連接螺絲）。最好校直好機架的直線，一般選用8mm×20螺絲連接機與機架。在確保機架直線的狀態下緊固已經所有安裝的螺栓。
2、 安裝傳動部件
首先安裝皮帶機機架前後4套調偏裝置和安裝前後的改向輥筒；接下來安裝驅動部分；
1） 一般選用10mm螺絲6隻先安裝單面的驅動板和裝驅動輥筒
2） 把另一面驅動板裝上
3） 安裝驅動輥筒兩端面軸承，軸承座及驅動輥筒鏈輪
4） 安裝電機座（一般選用8mm×15螺絲8隻）
5） 緊固所有螺絲，確保驅動輥筒運轉自如
6） 安裝電機和皮帶機電機鏈條（電機鏈條型號08B）
7） 緊固電機底座螺栓，同時裝緊鏈條
3、 安裝支腿與支腿之間的下拉桿（選用6㎜×U形螺絲4隻緊固）；調節支腿的高度，保證輸送機的平面高度，符合客戶的要求，然後再將1.5mm板圍封
4、 接通電源試機並調整皮帶走偏
5、 在裝配軸承時應加好潤滑脂
⑧ 設計帶式輸送機中的傳動裝置
給你做個參考
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•mm）
TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N•m
=9550×4.138/96 =411.645N•m
=9550×4.056/96 =403.486N•m
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