A. 百度壓力容器設計的具體步驟
壓力容器設計的基本步驟:
以穩壓罐的設計為例，對容器設計的全過程進行講解。
首先，我們根據用戶提出的、在壓力容器規范范圍內雙方簽署的具有法律約束力的設計技術協議書，該協議書也可以經雙方同意共同修改、完善，以期達到產品使用最優化。
根據穩壓罐的設計技術協議，我們知道了容器的最高工作壓力為1.4MPa，工作溫度為200℃，工作介質為壓縮空氣，容積為2m3，要求使用壽命為10年。這些參數就是用戶提供給我們的設計依據。
有了這些參數，我們就可以開始設計。
一. 設計的第一步
就是要完成容器的技術特性表。除換熱器和塔類的容器外，一般容器的技術特性表包括
a 容器類別
b 設計壓力
c 設計溫度
d 介質
e 幾何容積
f 腐蝕裕度
j 焊縫系數
h 主要受壓元件材質等項。一般我所圖紙上沒有做強行要求寫上主要受壓元件材質
一. 確定容器類別
容器類別的劃分在國家質量技術監督局所頒發的《壓力容器安全技術監察規程》（以下簡稱容規）第一章第6條（p7）有詳細的規定，主要是根據工作壓力的大小(p75)、介質的危害性和容器破壞時的危害性來劃分(p75)。本例穩壓罐為低壓（<1.6MPa）且介質無毒不易燃，則應劃為第Ⅰ類容器。
另：具體壓力容器劃分類別見培訓教材 p4 1-11
何謂易燃介質見 p2 1-6
介質的毒性程度分級見 p3 1-7
劃分壓力容器等級見 p3 1-9
二. 確定設計壓力
我們知道容器的最高工作壓力為1.4MPa，設計壓力一般取值為最高工作壓力的1.05～1.10倍。
至於是取1.05還是取1.10，就取決於介質的危害性和容器所附帶的安全裝置。
介質無害或裝有安全閥等就可以取下限1.05，否則就取上限1.10。
本例介質為無害的壓縮空氣，且系統管路中有泄壓裝置，符合取下限的條件，則得到設計壓力為
Pc=1.05x1.4
=1.47MPa。
另：什麼叫設計壓力？計算壓力？如何確定？見p11 3-1
液化石油氣儲罐設計中，是如何確定設計壓力的？
三. 確定設計溫度
一般是在用戶提供的工作溫度的基礎上，再考慮容器環境溫度而得。
比如為華北油田設計的容器，且在工作狀態無保溫的情況下，其工作溫度為30℃，其冬季環境溫度最低可到－20℃，則設計溫度就應該按容器可能達到的最惡劣的溫度確定為－20℃。《容規》附件二（p77）提供了一些設計所需的氣象資料供參考。本例取設計溫度為200℃即可。
四. 確定幾何容積
按結構設計完成後的實際容積填寫即可。
五. 確定腐蝕裕量
由所選定受壓元件的材質、工作介質對受壓元件的腐蝕率、容器使用環境和用戶期待的使用壽命來確定，實際上應先選定受壓元件的材質，再確定腐蝕裕量。
《容規》第三章表3-3（p23）和GB150第3.5.5.2節（p5）對一些常見介質的腐蝕裕量進行了一些規定。工作介質對受壓元件的腐蝕率主要按實測數據和經驗來確定，受使用環境影響很大，變數很多，目前無現成的數據。
一般介質無腐蝕的容器，其腐蝕裕量取1～2mm即可滿足使用壽命的要求。本例取腐蝕裕量為2mm。
另：什麼叫計算厚度、設計厚度、名義厚度、有效厚度？何謂最小厚度？如何確定？見p12 3-5 3-6
六. 確定焊縫系數
焊縫系數的標准叫法叫焊接接頭系數，GB150的3.7節（p6）對其取值與焊縫檢測百分比進行了規定。
具體取值，可以按《容規》第85條（p43）所規定的10種情況選擇：
其焊縫系數取1，即焊接接頭應進行100%的無損檢測，其他情況一般選焊縫系數為0.85。
本例選焊縫系數為0.85。
七. 主要受壓元件材質的確定
材質的確定在滿足安全和使用條件的前提下，還要考慮工藝性和經濟性。
GB150第8頁材料的使用有嚴格的規定，對這些規定的掌握是非常必要的。比較常用的材料有Q235-B（Q235-C）16MnR和0Cr18Ni9這幾種材料
1. 0Cr18Ni9一般用於低於－20℃的低溫容器和
對介質有潔凈要求的容器，如低溫分離器、氟利昂蒸發器等；
2. 16MnR一般用於對安全性要求較高、使用Q235-B時壁厚較大的容器，如油、天然氣等。
3. Q235-B使用最廣也最經濟，GB150第9頁對其使用條件作了詳細規定：
● 規定設計壓力≤1.6MPa；
● 鋼板使用溫度0℃~350℃；
● 用於殼體時厚度不得大於20mm，且不得用於高度危害的介質。
就本例來說，其使用壓力、溫度和介質都符合Q235-B的條件，唯有厚度還未知，若超過了20mm則只能使用16MnR，本例就暫定使用Q235-B。
當然啦，如果我們按以下：
●規定設計壓力≤2.5MPa；
●鋼板使用溫度不得超過0℃~400℃；
●用於殼體時厚度不得大於30 mm，且不得用於高度危害的介質。
Q235-B與Q235-C的主要區別也就是沖擊試驗溫度不同，前者為在溫度20℃下做 V型沖擊試驗；後者為在0℃ 時做V型沖擊試驗
完成了技術特性表，下一步就是容器計算了。
◆ 確定容器直徑
計算時首先要確定容器直徑。除非用戶有要求，一般取長徑比為2～5，很多情況下取2～3就可以了。
本例要求容器的幾何容積為2m3 。
我們只得先設定直徑，再根據此直徑和容積求出筒體高度，驗算其長徑比。設定的直徑應符合封頭的規格。
我們設定為800mm，查標准JB/T4746《鋼制壓力容器用封頭》附錄B，得知此規格的封頭容積為0.0796 m3，
則：
筒體高度為 3664mm，
長徑比為 3664/800=4.58
若加上封頭的高度，可知其長徑比太大，我們先前設定的直徑太小。
再設定直徑為1000mm，查得封頭容積為0.1505立方。
得到：
筒體高度為 2164mm
長徑比為 2164/1000=2.16
比較理想，則我們確定本例穩壓罐的內直徑為1000mm，筒體高度圓整為2200mm。
有了容器直徑，即可按照GB150公式5-1（p26）計算出厚度為8.30mm。此厚度即為計算厚度，其名義厚度為計算厚度與腐蝕裕量之和，再向上圓整到鋼板的商品厚度。本例腐蝕裕量為2mm，與計算厚度之和為10.30mm，與之最接近的鋼板商品厚度為12mm，故確定容器厚度為12mm，並且此值符合Q235-B對厚度不超過20mm的要求。
另外本例若選擇腐蝕裕量為1mm經濟性會好得多，可以思考一下為什麼
至此，我們已得到容器外形。
◆ 下一步該是按用戶要求和《容規》的規定配置各管口的法蘭和接管。
容器上開孔要符合GB150第8.2節（p75）的規定，一般都要進行補強計算，除非滿足GB150第8.3節（p75）的條件，則可不必再計算補強。
選擇接管時應盡量滿足GB150第8.3節的條件，其安全性和經濟性都最好，避免增加補強圈。
本例要求的管口直徑都在GB150第8.3節的范圍內，因此進氣口和出氣口接管選擇φ57x5的無縫鋼管，排污口選擇φ25x3.5的無縫鋼管。法蘭按HG20592選擇1.6MPa的突面(RF)板式平焊法蘭(PL)。
◆ 法蘭及其密封面型式
法蘭及其密封面型式是設計協議書中要求的，
1. 壓力等級必須高於設計壓力；
2. 其材質一般與筒體相同；
3. 確定管口在殼體上的位置時，在空間較為緊張的情況下，一般也應保持焊縫與焊縫間的距離不小於50mm，以避免焊接熱影響區的相互疊加。
本例選定進氣口、出氣口距上下封頭環焊縫各300mm。因本例穩壓罐工作溫度為200℃，故其工作狀態下必定有保溫層，考慮到保溫層厚度以及螺栓安裝的需要，選定法蘭密封面到筒體表面的距離為150。
◆ 檢查孔
除了用戶要求的管口外，《容規》第45條（p26）還對檢查孔的設置進行了規定。
本例直徑為1000mm，按規定必須開設一個人孔。查《回轉蓋平焊法蘭人孔》標准JB580-79 壓力容器與化工設備實用手冊p614，選擇壓力1.6MPa級、公稱直徑450的人孔，密封型式為A型，其接管為φ480x10。因人孔開孔較大，所以人孔一定要使用補強圈補強，查《補強圈》標准JB/T4736，補強圈外徑為760，厚度一般等同於筒體。人孔的位置以方便出入人孔為原則，應盡量靠近下封頭。本例選定人孔中心距下封頭環焊縫500。
立式容器的支座一般選用支承式支座JB/T4724(壓力容器與化工設備實用手冊第599頁)，
另：鍛件的級別如何確定？對於公稱厚度大於300mm的碳素鋼和低合金鋼鍛件應選用何級別？
◆ 管口表的填寫
◆ 技術要求的書寫
1 本設備按 GB150-1998《鋼制制壓力容器》進行製造、試驗和驗收，並接受國家質量技術監督局頒發的《壓力容器安全技術監察規程》的監督。
2 焊接採用電弧焊，焊條牌號：焊接採用J422。
3 焊接接頭型式和尺寸除圖中註明外，按HG20583的規定進行施焊：A 類和 B 類焊接接頭型式為DU3； 接管與筒體、封頭的焊接接頭型式見接管表；未注角焊縫的焊角尺寸為較薄件的厚度；法蘭的焊接按相應法蘭標準的規定。
4 容器上的 A 類和 B 類焊接接頭應進行射線探傷檢查，探傷長度不小於每條焊縫長度的20%，其結果應以符合JB4730 規定中的 Ⅲ 級為合格。
5 設備製造完畢應進行水壓試驗，試驗壓力為 MPa。
6 管口、支座及銘牌架方位按本圖。
7 設備檢驗合格後，外表面塗 C06-1 鐵紅醇酸底漆兩道，再塗 C04-42 灰色醇酸磁漆一道。
8 設備檢驗合格後，內部清理干凈，各管口用盲板封嚴。
10 設備筒體的計算厚度為 mm，封頭計算厚度為 mm。
建議使用年限為10年。
B. 混凝土攪拌車結構及傳動裝置設計具體是個怎麼樣的過程呢謝謝
混凝土攪拌運輸車的組成及工作原理
混凝土攪拌車由汽車底盤和混凝土攪拌運輸專用裝置組成。我國生產的混凝土攪拌車的底盤多採用整車生產廠家提供的二類通用底盤。其專用機構主要包括取力器、攪拌筒前後支架、減速機、液壓系統、攪拌筒、操縱機構、清洗系統等。其工作原理：通過取力裝置將汽車底盤的動力取出，並驅動液壓系統的變數泵，把機械能轉化為液壓能傳給定量馬達，馬達再驅動減速機，由減速機驅動攪拌裝置，對混凝土進行攪拌。
1、取力裝置
國產混凝土攪拌車採用主車發動機取力方式。取力裝置的作用是通過操縱取力開關將發動機動力取出，經液壓系統驅動攪拌筒，攪抖筒在進料和運輸過程中正向旋轉，以利於進料和對混凝土進行攪拌，在出料時反向旋轉，在工作終結後切斷與發動機的動力聯接。
2、液壓系統
將經取力器取出的發動機動力，轉化為液壓能(排量和壓力)，再經馬達輸出為機械能(轉速和扭矩)，為攪拌筒轉動提供動力。
3、減速機
將液壓系統中馬達輸出的轉速減速後，傳給攪拌筒。
4、操縱機構
a．控制攪拌筒旋轉方向，使之在進料和運輸過程中正向旋轉，出料時反向旋轉。
b．控制攪拌筒的轉速
5、攪拌裝置
它主要由攪拌筒及其輔助支撐部件組成。攪拌筒是混凝土的裝載容器，它是由優質耐磨薄鋼板製成，為了能夠自動裝、卸混凝土，其內壁焊有特殊形狀的螺旋葉片。轉動時混凝土沿葉片的螺旋方向運動，在不斷的提升和翻動過程中受到混合和攪拌。在進料及運輸過程中，攪拌筒正轉，混凝土沿葉片向里運動，出料時，攪拌筒反轉，混凝土沿著葉片向外卸出。攪拌筒的轉動則是靠液壓驅動裝置來保證。裝載量為3～6立方。的混凝土攪拌運輸車一般採用由汽車發動機通過動力輸出軸帶動液壓泵，再由高壓油推動液壓馬達驅動攪拌筒，裝載量為9～12立方的則由車載輔助柴油機帶動液壓泵驅動液壓馬達。葉片是攪拌裝置中的主要部件，損壞或嚴重磨損會導致混凝土攪拌不均勻。另外，葉片的角度如果設計不合理，還會使混凝土出現離析。
6、清洗系統
清洗系統的主要作用是清洗攪拌筒，有時也用於運輸途中進行乾料攪拌。清洗系統還對液壓系統起冷卻作用。
不知道這個給你有沒有幫助
C. 簡述設計過程一般分為哪些步驟
1.發現與明確問題
從本質上說，設計是一個問題求解的過程。它從問題出發，並圍繞問題展開各項活動。 因此，設計必須從調查需求、分析信息、發現與明確需要解決和值得解決的問題開始，並在此基礎上提出設計項目，明確設計要求。要了解為什麼要設計，設計的目的是什麼，服務的目標對象是誰。
2.制定設計方案
在發現問題和明確要求的基礎上，緊接著要做的就是通過各種渠道，盡可能廣泛地收集設計所需的信息，通過對各種信息的歸納與分析，挖掘影響設計的主要因素，大膽提出各種設計想法，並依據一定條件對各種想法進行篩選，確定最終的設計方案。這就是制定設計方案的過程。
在這個過程中，要大膽突破傳統觀念的束縛，始終明確：運用不同的材料、結構可以產生不同的設計方案；任何設計方案都有改進的可能性，好方案決不會僅有一個。
收集資料：
可以通過用戶調查、專家咨詢、查閱圖書資料、收聽收看廣播電視、瀏覽互聯網等渠道收集有關的信息。了解清楚要設計的產品的特性：材料，結構，工藝，功能，尺寸，消費人群，市場定位等。然後，總結調研結果。設計分析：
面對收集到的各種信息，要根據設計要求，找出設計需要解決的主要問題，並分析其可能的解決辦法 。
方案構思：
方案構思是設計過程中最富有挑戰性的環節，它要求我們根據設計要求，大膽構思，努力挖掘自己的創造潛力，提出解決問題的多個設想。
方案呈現：
構思過程中產生的設計想法常常是模糊的，為了使其具體化，我們通常會用草圖把它們轉化為視覺形象。同時，這些想法又是零散的，從中我們並不能看到一個完整的設計方案，所以我們還要對這些想法進行綜合。
3.製作模型或原型
完成方案篩選以後 ，就要開始製作模型或原型。一般地，模型製作包括兩個階段，即繪制圖樣和製作模型或原型。對於圖樣，我們既可以手工繪制，也可以用計算機輔助繪制。
4.測試、評估及優化
要明確設計方案是否可行，我們還必須進行各種測試、評估，以優化設計方案、完善產品原型。
測試：在模型或原型製作完成後，一般需要對其進行測試。測試的目的是檢驗產品在操作、使用過程中，在結構和技術性能等方面能否達到預定的設計要求。
評估：在測試的基礎上，我們還要對設計方案和產品進行較為全面的評估。這種評估，在設計過程中需要反復進行。
優化：
為了優化設計方案，我們既要分析測試和評估的具體記錄，也要重視對公眾意見的調查，以明確改進的方向。一般說來，我們可以對三種典型人群，即專家 (銷售者、製造者)、潛在客戶(可能會用的人) 和用戶 (正在使用的人)進行調查，徵集優化的具體意見。
5.產品的使用和維護
在產品使用過程中，正確的使用和維護既可以使產品更好地滿足人們的需求，又能延長其使用壽命。因此，掌握正確的使用和維護方法對於產品使用者來說尤為重要。為此，我們通常要設計一份產品使用說明書。
D. 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
E. 小型太陽能海水淡化裝置應該怎麼設計步驟應該是怎麼樣的 求解。望前輩們指點一二。
簡單思路：
首先是太陽能-電能轉換模塊，這一塊應該有現成的設計；回
其次就是海水輸入模塊，答海水用小型泵收集，並採取合理流量注入下一模塊；
第三就是淡化模塊，主要是採取電能發熱蒸餾海水，要控制好蒸餾量與注入量之間的量的時間控制；
最後就是冷凝收集與殘留物的處理模塊，蒸餾後的粗質海鹽之類要妥善處理。
思路上大概是這樣，至於具體的設計，我是外行，沒法給你建議。
F. 化工車間(裝置)工藝設計的程序及設計內容有哪些
工藝設計內容主要有：生產方法的選擇，生產工藝流程設計，工藝計算回，設備選型，車間布置設計以答及管道布置設計，向非工藝專業提供設計條件，設計文件以及概算的編制等。
常用程序有：Aspen、ChemCAD、Pro II等。
G. 電器控制裝置設計的基本步驟和方法有哪些
設計方法及步驟
在接到設計任務書後，按原理設計和工藝設計兩方面進行。
1．原理圖設計的步驟
(1)根據要求擬定設計任務。
(2)根據拖動要求設計主電路。在繪制主電路時，可考慮以下幾個方面：
①每台電動機的控制方式，應根據其容量及拖動負載性質考慮其啟動要求，選擇適當的啟動線路。對於容量小(7.5kw以下)、啟動負載不大的電動機，可採用直接啟動}對於大容量電動機應採用降壓啟動。
②根據運動要求決定轉向控制。
③根據每台電動機的工作制，決定是否需要設置過載保護或過電流控制措施。
④根據拖動負載及工藝要求決定停車時是否需要制動控制，並決定採用何種控制方式。
⑤設置短路保護及其他必要的電氣保護。
⑥考慮其他特殊要求：調速要求、主電路參數測量、信號檢測等。
(3)根據主電路的控制要求設計控制迴路，其設計方法是：
①正確選擇控制電路電壓種類及大小。
②根據每台電動機的啟動、運行、調速、制動及保護要求，依次繪制各控制環節(基本單元控制線路)。
③設置必要的聯鎖(包括同一台電動機各動作之間以及各台電動機之間的動作聯鎖)。
④設置短路保護以及設計任務書中要求的位置保護(如極限位、越位、相對位置保護)、電壓保護、電流保護和各種物理量保護(溫度、壓力、流量等)。
⑤根據拖動要求，設計特殊要求控制環節，如自動抬刀、變速與自動循環、工藝參數測量等控制。
⑥按需要設置應急操作。
(4)根據照明、指示、報警等要求設計輔助電路。
(5)總體檢查、修改、補充及完善。主要內容包括：
①校核各種動作控制是否滿足要求，是否有矛盾或遺漏。
②檢查接觸器、繼電器、主令電器的觸點使用是否合理，是否超過電器元件允許的數量。
③檢查聯鎖要求能否實現。
④檢查各種保護能否實現。
⑤檢查發生誤操作所引起的後果與防範措施。
(6)進行必要的參數計算。
(7)正確、合理地選擇各電器元件，按規定格式編制元件目錄表。
(8)根據完善後的設計草圖，按GB/T 6988電氣制圖標准繪制電氣原理線路圖，並按GB/T 5094-1985《電氣技術中的項目代號》要求標注器件的項目代號，按GB 4884-1985《絕緣導線的標記》的要求對線路進行統一編號。
2．工藝設計步驟
(1)根據電氣設備的總體配置及電器元件的分布狀況和操作要求劃分電器組件，繪制電氣控制系統的總裝配圖和接線圖。
(2)根據電器元件的型號、外形尺寸、安裝尺寸繪制每一組件的元件布置圖(如電器安裝板、控制面板、電源、放大器等)。
(3)根據元件布置圖及電氣原理編號繪制組件接線圖，統計組件進出線的數量、編號以及各組件之間的連接方式。
(4)繪制並修改工藝設計草圖後，便可按機械、電氣制圖要求繪制工程圖。最後按設計過程和設計結果編寫設計說明書及使用說明書。
H. 請教10kv變電所設計步驟
10kv變電所設計步驟
1一次接線部分
1.1電氣主接線方案
電氣設備主要通過電氣主接線進行連接，按照其功能的要求組成電能接受與分配的電路，從而成為傳輸電流及高電壓的網路，因此又被稱作一次接線或者電氣主系統。另一種是表示用來控制、指示、測量和保護主接線及其設備運行的接線圖，稱為二次接線圖或稱二次迴路圖。主接線電路圖是指採用電氣設備相關規定的圖形符號及文字元號，按照工作順序進行排列，把電氣設備或者其它成套裝置的基本構成及連接關系表現出來的單線接線圖。主接線所代表的是發電廠或者變電站的電氣部分主體結構，屬於電力網路結構的一個重要組成部分，其對電力系統運行可靠性、靈活性有著直接的影響，並且決定著電器的選擇、配電裝置的布置以及繼電保護和自動裝置、控制方式等等，所以要正確、合理的設計主接線，把各方面因素進行綜合處理，經過相關的技術及經濟論證比較才可以最終確定。
主接線採用分段單母線或者雙母線的配電裝置，如果斷路點無法停電檢修，則需另設旁路母線。變電站的電氣接線如果可以滿足運行要求，其高壓側盡可能的不用或者少用斷路器接線，比如橋形接線或者線路一變壓器組等，如果可以滿足繼電保護的要求，也可以通過線路分支接線。在選擇主接線方案時要按照實際負荷和變壓器的參數，來確定變電所的主接線方式，即：高壓採用單母線，低壓則採用單母線。
1.2繼電保護的選擇
對於高壓側為10kV的變電所主變壓器來說，通常裝設有帶時限的過電流保護；如過電流保護動作時間大於0.5～0.7s時，還應裝設電流速斷保護。容量在800kVA及以上的油浸式變壓器和400kV·A及以上的車間內油浸式變壓器，按規定應裝設瓦斯保護（又稱氣體繼電保護）。容量在400kV·A及以上的變壓器，當數台並列運行或單台運行並作為其它負荷的備用電源時，應根據可能過負荷的情況裝設過負荷保護。過負荷保護及瓦斯保護在輕微故障時（通稱「輕瓦斯」），動作於信號，而其它保護包括瓦斯保護在嚴重故障時（通稱「重瓦斯」），一般均動作於跳閘。
在設計中，應根據要求裝設過電流保護、電流速斷保護和瓦斯保護。對於由外部相間短路引起的過電流，保護應裝於下列各側：（1）對於雙線圈變壓器，裝於主電源側；（2）除主電源側外，其他各側保護只要求作為相鄰元件的後備保護，而不要求作為變壓器內部故障的後備保護；（3）保護裝置對各側母線的各類短路應具有足夠的靈敏性。相鄰線路由變壓器作遠後備時，一般要求對線路不對稱短路具有足夠的靈敏性。相鄰線路大量瓦斯時，一般動作於斷開的各側斷路器。
1.3低壓配電櫃內元件的選擇
低壓斷路器的選擇：（1）按工作環境選擇。根據使用地點的條件選擇，如戶內式、戶外式，若工作條件特殊，尚需選擇特殊型式（如隔爆型）；（2）按額定電壓選擇。低壓斷路器的額定電壓，應等開或大於所在電網的額定電壓；（3）按額定電流選擇。低壓斷路器的額定電流，應等於或大於負載的長時最大工作電流。
電壓互感器的選擇：電壓互感器一次額定電壓應與接入電網的電壓相適應。低壓隔離開關的選擇：它的主要用途是隔離電源，保證電氣設備與線路在檢修時與電源有明顯的斷口。隔離開關無滅弧裝置，和熔斷器配合使用。隔離開關按電網電壓、長時最大工作電流及環境條件選擇，按短路電流校驗其動、熱穩定性。
2二次接線部分
二次接線及其配套設備對於二次迴路來說，起到控制二次設備投或退的作用，如果有必要可以對二次迴路進行可靠的隔離。一些諸如保護閉鎖量輸入、開關的失靈保護、啟動母差或者開關失靈保護啟動遠跳等比較重要的迴路，要在輸出端裝設相應的隔離點。假如二次迴路的設置合理、科學，那麼對於提高二次設備的運行、檢修的安全性非常有利。二次迴路是利用二次電纜連接來實現的，二次迴路的安全性能也受二次電纜布置的影響。
二次迴路中配套的設備對其安全性也有直接的影響，因此在選擇時也要科學、合理，在選擇時要注意以下兩點：首先要確定所選設備質最的可靠性；第二要看選擇的設備參數是否合理、適用。出口中間繼電器要選擇不容易被誤碰的繼電器，最好不要採用帶試驗按鈕的型號。而且要注意和同屏的其它繼電器做明顯的區分，在選擇跳閘和合閘繼電器、自動重合閘出口中間繼電器及與其相串聯的信號繼電器，還有電流啟動電壓保持的防跳繼電器時，要注意滿足以下兩個條件：其一，電壓線圈額定電壓可以和供電母線額定電壓相等，如果採用電壓較低的繼電器進行串聯電阻來降壓時，繼電器線圈中的壓降要和繼電器的電壓線圈額定電壓相等，並且串聯電阻一端要與負電源連接。其二，處於額定電壓工況條件下。選擇電流線圈的額定電流時，要注意和跳合閘線圈或者合閘接觸器線圈的額定電流互相配合，繼電器電流保持線圈額定電流不能超出跳合閘線圈額定電流的一半。
3其他注意事項
3.1防雷設計
避雷器的接地端應與變壓器低壓側中性點及金屬外殼等連接在一起。在每路進線終端和每段母線上，均裝有閥式避雷器。如果進線是具有一段引入電纜的架空線路，則在架空線路終端的電纜頭處裝設閥式避雷器或排氣式避雷器，其接地端與電纜頭外殼相聯後接地。
3.2接地設計
凡是與架空線路相連的進出線，在入戶處的電線桿進行接地，可以達到重復接地的目的，每個電纜頭均要接地。
按規定10kV配電裝置的構架，變壓器的380V側中性線及外殼，以及380V電氣設備的金屬外殼等都要接地，其接地電阻要求不大於4Ω。
使用6根直徑50mm的鋼管作接地體，用40mm×4mm的扁鋼連接在距變電所牆腳2m，打入一排Φ=50mm，長2.5m的鋼管接地體，每隔5m打入一根，管間用40mm×4mm的扁鋼鏈接。接地裝置所用材料見表1：
4結語
本文結合實際設計經驗，論述了變電所設計中的主接線方案選擇、繼電保護、低壓配電櫃內元件的選擇以及二次迴路幾個方面，最後對防雷和接地等容易忽視的問題做了分析。
I. 機械課程設計要怎麼做的
機械課程設計是機械專業大學生必須完成的任務，因為他關繫到你後來從事該行業的一個理論鋪墊，做課程設計可參照《機械課程設計指導書》一步步展開設計，到圖書館查一些相關資料，綜合利用大學里學習的理論知識，例如理論力學、材料力學、機械制圖等，使你從理論到實踐實現過渡，主要設計步驟有：
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. 設計V帶和帶輪
6. 齒輪的設計
7. 滾動軸承和傳動軸的設計
8. 鍵聯接設計
9. 箱體結構的設計
10.潤滑密封設計
11.聯軸器設計
J. 帶式輸送機傳動裝置畢業設計的每一步驟做簡要說明（怎麼完成）。
參考如下： 機械設計基礎課程設計任務書………………………………. 題目名稱帶式運輸機傳動裝置 學生學院 專業班級 姓 名 學 號 一、課程設計的內容設計一帶式運輸機傳動裝置（見圖1）。設計內容應包括：傳動裝置的總體設計；傳動零件、軸、軸承、聯軸器等的設計計算和選擇；減速器裝配圖和零件工作圖設計；設計計算說明書的編寫。圖2為參考傳動方案。 二、課程設計的要求與數據已知條件： 1．運輸帶工作拉力： F = 2.6 kN； 2．運輸帶工作速度： v = 2.0 m/s； 3．捲筒直徑： D = 320 mm； 4．使用壽命： 8年； 5．工作情況：兩班制，連續單向運轉，載荷較平穩； 6．製造條件及生產批量：一般機械廠製造，小批量。三、課程設計應完成的工作1．減速器裝配圖1張；2．零件工作圖 2張（軸、齒輪各1張）；3．設計說明書 1份。四、課程設計進程安排序號設計各階段內容地點起止日期一設計准備: 明確設計任務；准備設計資料和繪圖用具教1-201第18周一二傳動裝置的總體設計: 擬定傳動方案；選擇電動機；計算傳動裝置運動和動力參數傳動零件設計計算:帶傳動、齒輪傳動主要參數的設計計算教1-201第18周一至第18周二 三減速器裝配草圖設計: 初繪減速器裝配草圖；軸系部件的結構設計；軸、軸承、鍵聯接等的強度計算;減速器箱體及附件的設計教1-201第18周二至第19周一四完成減速器裝配圖: 教1-201第19周二至第20周一五零件工作圖設計教1-201第20周周二六整理和編寫設計計算說明書教1-201第20周周三至周四七課程設計答辯工字2-617第20周五五、應收集的資料及主要參考文獻1 孫桓, 陳作模. 機械原理[M]. 北京：高等教育出版社，2001.2 濮良貴, 紀名剛. 機械設計[M]. 北京：高等教育出版社，2001.3 王昆, 何小柏, 汪信遠. 機械設計/機械設計基礎課程設計[M]. 北京：高等教育出版社，1995.4 機械制圖、機械設計手冊等書籍。發出任務書日期： 年 月 日 指導教師簽名： 計劃完成日期： 年 月 日 基層教學單位責任人簽章：主管院長簽章：目錄一、傳動方案的擬定及說明………………………………….3二、電動機的選擇…………………………………………….3三、計算傳動裝置的運動和動力參數……………………….4四、傳動件的設計計算………………………………………..6五、軸的設計計算…………………………………………….15六、滾動軸承的選擇及計算………………………………….23七、鍵聯接的選擇及校核計算……………………………….26八、高速軸的疲勞強度校核……………………………….….27九、鑄件減速器機體結構尺寸計算表及附件的選擇…..........30十、潤滑與密封方式的選擇、潤滑劑的選擇……………….31參考資料目錄