機械設計起吊裝置

A. 關於吊裝作業中常用的起重工具有哪些

常用的起重工具和起重機械包括千斤頂、倒鏈、卡環、繩卡、吊鉤、手搬葫蘆、絞磨、滑車和滑車組等。

1．滑車和滑車組
滑車和滑車組是起重吊裝、搬運作業中較常用的起重工具。
滑車是由吊鉤鏈環、滑輪、軸、軸套和夾板等組成。按輪數的多少分為單門、雙門和多門滑車。按滑車與吊物的連接方式可分為吊鉤式、鏈環式、吊環式和吊梁式4 種。一般中小型的滑車多屬於吊鉤式、鏈環式和吊環式，而大型滑車採用吊環式和吊梁式。按輪和軸的接觸不同可分為輪軸間裝滑動軸承及滾動軸承兩種。按夾板是否可以打開來分，有開口滑車和閉口滑車。開口滑車的夾板是可以打開的，便於裝繩索，一般的都是單門滑車，它常用於扒桿底腳處作導向滑車用。滑車按使用的方式不同又分為定滑車和動滑車。
滑車組是由一定數量的定滑車和動滑車及繩索組成，因在吊重物時，不僅要改變力的方向，而且還要省力，這樣單用定滑車或動滑車都不能解決問題。如果把定、動滑車聯在一起組成滑車組，既能省力又能改變力的方向。
如果用多門定滑車和動滑車聯結在一起，組成多門滑車組，能達到用較小的力來起吊重的物體，只要採用 0．5一15t的卷揚機牽引滑車組的出端頭，就能吊起幾噸或幾百噸的物件。因此，滑車組是起重工作中使用較廣的起重工具。

2．千斤頂
千斤頂又叫舉重器，在起重工作中應用很廣。它用很小的力就能頂高很重的機械設備，還能校正設備安裝的偏差和構件的變形等。千斤頂的頂升高度一般為100—400mm，最大起重量可達500t。
千斤頂按其構造工作原理分為齒條式、螺旋式和液壓式3種。使用千斤頂時應放平，並在頂端和底腳部分加墊木板；千斤頂不要超負荷使用，頂升的高度不得超過活塞上的標志線；
頂升時要隨著物體的升高，在其下面用枕木墊好，以防千斤頂傾斜或回油而引起活塞突然下降；幾個千斤頂聯合使用時，應設置同步升降裝置。

3．卡環
卡環又名卸甲，用於繩扣(千斤繩、鋼絲繩)和繩扣，或繩扣與構件吊環之間的連接。它是在起重作業中用的較廣的連接工具。卡環由彎環與銷子兩部分組成，按彎環的形式分為直形和馬蹄形兩種；按銷子與彎環的連接形式分，有螺栓式和抽銷式卡環及半自動卡環。
卡環必須是鍛造的；在使用時不得超過規定的荷載；抽銷卡環經常用於柱子的吊裝，它可以在柱子就位固定後，可在地面上用事先系在銷子尾部的棕繩，將銷子拉出，解開吊索，避免了摘扣時的高空作業，減少了不安全因素，提高了吊裝效率。但在柱子的重量較大時，為提高安全度，須用螺栓式卡環。

4．繩卡
鋼絲繩的繩卡主要用於鋼絲繩的臨時連接和鋼絲繩穿繞滑車組時後手繩的固定，以及扒桿上纜風繩繩頭的固定等。
它是起重吊裝作業中用的較廣的鋼絲繩夾具。通常用的鋼絲繩卡子，有騎馬式、拳握式和壓板式3種。其中騎馬式卡是連接力最強的標准鋼絲繩卡子，應用最廣。

5．吊鉤
吊鉤根據外形的不同，分單鉤和雙鉤兩種。單鉤一般在中小型的起重機上用，也是常用的起重工具之一。在使用上單鉤較雙鉤簡便，且受力條件沒有雙鉤好，所以起重量大的起重機用雙鉤較多。雙鉤多用在橋式機門座式的起重機上。
吊鉤按鍛造的方法分鍛造鉤和板鉤。鍛造鉤採用20號優質碳素鋼，經過鍛造和沖壓，進行退火熱處理，以消除殘余的內應力，增加其韌性。要求硬度達到HB＝75～135，再進行機加工。板鉤是由30mm厚的鋼板片鉚合製成的，有單鉤和雙鉤，在重型起重機上多用雙鉤。

6．構件的吊裝
構件吊裝要編制專項施工方案，它也是施工組織設計的組成部分。施工方案中應根據吊裝構件的重量、用途、形狀和施工條件、環境選擇吊裝方法和吊裝的設備；吊裝人員的組成；吊裝的順序；構件校正、臨時固定的方式；懸空作業的防護等。

7．手搬葫蘆
手搬葫蘆是一種輕巧簡便的手動牽引機械。它具有結構緊湊、體積小、自重輕、攜帶方便、性能穩定等特點。
其工作原理是由兩對平滑自鎖的夾鉗，像兩只鋼爪一樣交替夾緊鋼絲繩，作直線往復運動，從而達到牽引作用。它能在各種工程中擔任牽引、卷揚、起重等作業。
使用手搬葫蘆時，起重量不準超過允許荷載，要按照標記的起重量使用；不能任意的加長手柄，應用鋼芯的鋼絲繩作業。

8．絞磨
絞磨是一種使用較普遍的人力牽引工具，主要用於起重速度不快、沒有電動卷揚機、亦沒有電源的偏僻地區及牽引力不大的施工作業。
絞磨是由卷繞鋼絲繩的磨芯、連接桿、磨桿及支承磨芯和連接桿的磨架等主要部分組成。絞磨的使用場地要平整寬敞，絞杠有足夠的回轉餘地。絞磨前面第一個導向滑輪應與絞磨的磨芯中心基本在同一水平線上；鋼絲繩在磨芯纏繞的圈數不得少於3圈；絞磨要與地錨拉接牢固，磨架不得傾斜或懸空。

9．倒鏈
倒鏈又叫手拉葫蘆或神仙葫蘆，可用來起吊輕型構件、拉緊扒桿的纜風繩，及用在構件或設備運輸時拉緊捆綁的繩索。它適用於小型設備和重物的短距離吊裝，一般的起重量為0.5～1t，最大可達2t。
倒鏈使用前需檢查確認各部位靈敏無損；起重時，不能超出起重能力，在任何方向使用時，拉鏈方向應與鏈輪方向相同，要注意防止手拉鏈脫槽，拉鏈子的力量要均勻，不能過快過猛；要根據倒鏈的起重能力決定拉鏈的人數。如拉不動時，應查明原因再拉；當起吊重物中途停止時，要將手拉小鏈栓在起重鏈輪的大鏈上，以防時間過長而自鎖失靈。

B. 吊車的起吊噸位與被吊物的重量和起吊高度怎麼計算

吊車的起吊噸位與被吊物的重量和起吊高度怎麼計算：

1.通過最大水平距離來計算。

所謂最大水平距離，是指吊車臂桿在正常吊裝的作業前提下，吊鉤伸入吊物方向的水平距離。總的來說，就是吊車臂桿下軸至吊鉤的水平距離，最大水平距離Smax可以通過施工現場實際情況確定的吊車站位和設備的基礎位置、容器擺放的位置等方法來確定。 Cosa=Smax/L (1) a=arccos (Smax/L) (2) 公式中：

a：最大水平距離吊裝條件下的吊裝角度， Smax：最大水平距離，
通過容器重量和最大水平距離初步選定吊車，測量出吊車的臂長L，通過計算公式式(2)計算出最大水平距離吊裝條件下的吊裝角度a，根據a、Smax對照初選出來吊車的機械性能表，核對吊車載荷重量口，當吊車起重性能表上的起重量g<載荷重量Q的時候必須重新對吊車進行選擇，直到得到Q≥g的時候為止，用這種方法可以計算出吊車的噸位。

2.通過最大起吊高度的計算。

在實際的應用中，要受到現場環境的影響，往往吊車的最大吊裝高度會受到限制，臂桿與水平面成一定角度時，才會得到吊車的最大吊裝高度，當滿足吊裝水平距離時，吊鉤能達到的最大高度，可得以下公式： Hmax=H1+H2 (3) Hl=Lsina (4)
a=arcsin(H1／L) ． (5) S=Lcosa (6) 公式中：
Hmax：為最大起吊高度；
H1：吊車臂桿滑輪組定滑輪至吊臂下軸的距離； H2：為吊臂下軸至地面的距離； L:吊臂長度； a:：為吊裝角度； S：水平吊裝距離。

當最大吊裝高度受到限制的時侯，Hmax是個已知量。初步選定吊車， L也為已知量，通過公式(3)一(6)，可得出出吊裝角度a和水平距離S， 根據a、S對照初選吊車的機械性能表，核對吊車載荷重量g，

當起重量q<載荷重量Q的時候，重選吊車，直到Q≥g的時候為止，用這種方法同樣可以計算出吊車的噸位。

3. 吊車載荷的確定。

因為吊車司機在吊裝過程中的配合存在著差異，因此不論吊裝施工如何的精心指揮，都會出現兩台吊車操作速度不同步的現象，進而引起偏吊，吊鉤偏角，最終使得兩台吊車對吊裝載荷的分配量不平均，在確定吊車載荷的時候，必須要考慮載荷不平均系數，這個所謂的不均衡系數，可以通過吊裝手冊查到。 當不均衡系數：K=1.1時，吊車載荷為： Q=KQ0 (7)
公式中： Q：吊車載荷， K：不均衡系數，

Q0:單台吊車所分擔的設備重量。

拓展資料：起吊吊車時的正確方式詳解

在吊車之家看到吊車吊吊車發生的摔車事故，讓人非常心痛，並且這種事故還不鮮見！從技術上分析，究其原因主要有兩點，現分享給廣大吊友，以避免類似事故在我們身上發生。

1、鋼絲繩沒有按規定做保護措施，棱刃物與鋼絲繩直接接觸無保護措施不準吊是基本常識。

2、吊車重心距前支腿較近，起吊時前後鋼絲繩受為不均大家都能看清，但還有個因素可能被大家忽視，看下圖：A、B、C、D四點表示四個支腿，在支腿上做吊點時，四個吊點位置分布並不是長方形而是棱形，顯然棱形對角線AC比BD要短得多，200噸吊車兩邊線甚至相差700mm以上！看清楚這個要點後就明白了四個吊點的鋼絲繩不能單獨掛鉤了，否則只有D、B兩根繩受力。解決方法是A、D以及B、C兩兩之間的鋼絲繩連續起來。

C. 機械設計課程設計 帶式運輸機

武漢工程大學

機械設計課程
說明書

課題名稱：帶式運輸機傳動裝置的設計
專業班級：2006級機制（中）1班
學生學號：0603070105
學生姓名：陳 明 偉
學生成績：
指導教師：徐建生 教授
課題工作時間：2008.12.15至2008.01.02

武漢工程大學教務處
機械設計課程設計
-單級圓柱齒輪減速箱
機械設計課程--帶式運輸機傳動裝置中的同軸式1級圓柱齒輪減速器 目 錄
第一節：設計任務書……………………………………………………2
第二節：傳動方案的擬定及說明………………………………………3
第三節：電動機的選擇…………………………………………………5
第四節：計算傳動裝置的運動和動力參數……………………………6
第五節：傳動件的設計計算……………………………………………8
第六節：軸的設計計算…………………………………………………20
第七節：滾動軸承的選擇及計算………………………………………23
第八節：鍵聯接的選擇及校核計算……………………………………23
第九節；連軸器的選擇…………………………………………………23
第十節：減速器附件的選擇……………………………………………23
第十一節：潤滑與密封…………………………………………………23
第十二節：設計小結…………………………………………………… 23
第十三節參考資料目錄………………………………………………. 24

第一節 機械設計課程設計任務書
題目：設計一用於帶式運輸機傳動裝置中V帶輪機展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器
一． 總體布置簡

圖1—1
1—電動機；2—聯軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機；5—鼓輪；6—聯軸器
二． 工作情況：
一般條件，通風良好，連續工作，近於平穩，單向旋轉。
三． 原始數據
1.鼓輪的扭矩T（N/m）：460
2.鼓輪的直徑D（mm）：380
3.運輸帶速度V（m/s）：0.8
4.帶速允許偏差（％）：±5
5.使用年限（年）：8年，大修期3年
6.工作制度（班/日）：2
7.捲筒效率：∩=0.96
四．設計內容
1. 電動機的選擇與運動參數計算；
2. 斜齒輪傳動設計計算
3. 軸的設計
4. 滾動軸承的選擇
5. 鍵和連軸器的選擇與校核；
6. 裝配圖、零件圖的繪制
7. 設計計算說明書的編寫
五． 設計任務
1． 減速器總裝配圖一張
2． 齒輪、軸零件圖各一張
3． 設計說明書一份
六． 設計進度
第一階段：機械繫統方案設計，(選擇傳動裝置的類型)
第二階段：機械繫統運動，動力參數計算，（電動機的 選擇，傳動裝置運動動力參數計算）。
第三階段：傳動零件的設計計算，（傳動系統中齒輪傳動等的設計計算）。、 第四階段：減速器裝配圖的設計。（軸系結構設計————初定軸頸，軸承型號，校核減速器中間軸及其鍵的強度，軸承壽命，減速器箱體及其附件結構設計）。
第五階段：減速器裝配圖，零件圖設計，（在繪圖紙上繪制減器正式裝配圖，減速器中間軸及其中間軸上大齒輪的零件圖）。
第六階段：編寫設計說明書。

第二節 傳動方案的擬定及說明
一、 初擬三種方案如右圖（圖1—2、圖1—3、圖1—4）

圖1—1

圖1—1

圖1—3

二、 分析各種傳動方案的優缺點
方案a傳動比小，齒輪及齒輪箱的尺寸小，製造成本低，工作可靠，傳動效率高，維護方便，帶的 壽命短，不宜在惡劣環境中工作。
方案b 傳動比大，齒輪及齒輪箱的尺寸大，製造成本大，工作可靠，傳動效率高，維護方便，環境適應性好。
方案c傳動比小，齒輪及齒輪箱的尺寸小，製造成本高，工作可靠，傳動效率高，維護方便，帶的壽命短，不宜在惡劣環境中工作。

第三節 電動機的選擇

一． 電動機類型和結構的選擇
因為本傳動的工作狀況是：連續、載荷近於平穩、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。
二． 電動機容量的選擇
1. 工作機所需功率Pw 。

由已知條件運輸帶速度（0.8m/s），鼓輪直徑（380㎜） 得：

2. 電動機的輸出功率

傳動裝置中的總效率 式中 ， ………為從電動機至捲筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由表2—4（參考文獻2）查得：閉式斜齒圓柱齒輪傳動效率 ；滾動軸承（一對）的傳動效率為 ；彈性聯軸器的傳動效率 ；捲筒效率 ；V帶傳動效率 ；捲筒滑動軸承的效率 。

3. 確定電動機的額定功率
根據計算出的電動機的功率 可選定電動機的額定功率
4. 電動機轉速的選擇及型號的確定

為了便於選擇電動機的轉速，先推算電動機的轉速的可選范圍。由表2—1（參考文獻2 P4）查得V帶傳動常用的傳動比范圍 ;單級圓柱齒輪常用的傳動比范圍 。則電動機的轉速可選范圍為

可見同步轉速為750r/min,1000r/min,和1500r/min的電動機均符合，這里初選同步轉速為1000r/min 和1500r/min的兩種電動機進行比較，如下 （表1）
方案 電動機型號 額定功率（KW） 電動機轉速 電動機質量（kg） 傳動裝置的傳動比 參考比價
同步 滿載 總傳動比 V帶 高速級 低速級
1 Y100L2—4 3 1500 1420 38 35.3 3 3.678 3.2 1.87
2 Y132 5—6 3 .1000 960 63 23.88 3 3 2.65 3.09

由表中的數據可知兩個方案均可行，但方案1參考比較較低，質量小，較方案2經濟，可採用方案1，選定電動機型號為Y100L2—4,轉速1500r/min..

三、電動機的技術數據和外形及安裝尺寸
由表20—1表20—2查出Y100L1—4型電動機的主要技術數據和外形安裝尺寸，並列表記錄如下：（參考文獻2 P197）
（表2）
電動機型號 H A B C D E F×GD G K AB AD AC HD AA BB HA L
4極 4極 4極 4極 4極
Y100L 100 160 140 63 28 60 8×7 24 12 205 180 105 245 40 176 14 380

第四節 計算傳動裝置的運動和動力參數
一、 傳動裝置的總傳動比及其分配各級傳動比
1．計算總傳動比
由電動機的滿載轉速( )和工作機主動軸轉速 可確定傳動裝置應有的總傳動比為：

2．合理分配各級傳動比
先試選皮帶輪傳動比 ,減速箱是展開式布置，為使兩級大齒輪有相近的浸油深度，告訴級傳動比 和低速級傳動比 可按下列方法分配。
有 ，可取 ， ， 。
二．計算傳動裝置的運動和動力參數
如圖各軸編號分別為軸Ⅰ、軸Ⅱ、軸Ⅲ。如圖1—5

圖1—5
1. 計算各軸轉速
圖1—5，所示傳動裝置中各軸的轉速為

2. 計算各軸輸入功率
各軸的輸入功率為

式中： ——電動機與Ⅰ軸之間V帶傳動效率。
——高速級傳動效率，包括高速級齒輪副和Ⅰ軸上一對軸承的效率。
——低速級傳動效率，包括低速級齒輪副和Ⅱ軸上的一對軸承的效率。
3. 計算各軸輸入轉矩
圖1—5所示傳動系統中各軸轉矩為

4. 將以上結果整理後列表如下
（| （表3）
項目 電動機軸 高速軸Ⅰ 中間軸Ⅱ 低速軸Ⅲ 滾筒滑動軸Ⅳ
轉速（r/min） 1420 473.330 128.693 40.220 40.220
功率（k0w） 3 2.880 2.7660 2.656 2.603
轉矩（n/m） 2.3 58.108 205.258 630.706 630.706
傳動比 i01=3 I12=3.678 I23=3.2 I34=1
效率 ∩01=0.96 ∩12=0.963 ∩23=0.9603 ∩34=0.9801

第五節 傳動件設計計算
一．V帶傳動的設計計算（參考文獻1）
由已知條件電動機功率P=3KW ，轉速n1=1420r/min ，傳動比 i=3 ，每天工作8小時，兩班制，要求壽命8年。
試設計該V帶傳動。
1. 計算功率 。
由表8----7工況系數 ,故：

2. 選擇V帶的帶型。
根據 ， .由圖8----11選用A型。
3. 確定帶輪的基準直徑 ，並驗算帶速v。
(1)初選小帶輪基準直徑，查表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑 .
(2)驗算帶速V, 因為3<v<5m/s,故合適。
(3)計算大帶輪大基準直徑。
根據式8-15a，
根據表8-8，圓整為280mm。
4. 確定V帶的中心距a和基準長度 。
(1) 根據式8-20，初定中心距
(2) 由式8-22，計算基準直徑。

由表8-2選基準長度
(3) 驗算小帶輪的包角 。

6.計算帶的根數Z.
（1） 計算單根v帶的額定功率pr
△P0=0.17kw k =0.942. Kl=0.99，
於是

（2）計算V帶的根數z
Z= 取4根V帶。
7計算單根V帶的拉力最小值
由表8-3得A型V帶的長度質量為0.1kg/m所以

應使帶的實際初拉力》
8計算壓軸力Fp

9.帶輪結構設計
材料HT200,A型，根數Z=4,長度Ld0=1600mm,中心距a=500mm

,
圖1-6
二．高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算：
有以上計算得，輸入功率Pi=2.88kw,小齒輪轉速n1=473.33r/min
齒數比u=i12=3.678.
1． 選精度等級、材料及齒數
1） 材料及熱處理；
選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
2） 精度等級選用7級精度；
3） 試選小齒輪齒數z1=24，大齒輪齒數z2=z1*u=24*3.678=88.272
取Z282齒輪；
2．按齒面接觸強度設計
因為低速級的載荷大於高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算
按式（10—21）試算，即
dt
確定公式內的各計算數值
（1） 試選Kt=1.5
(2)計算小齒輪的轉矩。T1=5.81076*104NM.
（3） 由表10－7選取尺寬系數φd=1
（4） 由表10－6查得材料的彈性影響系數ZE＝189.8Mpa
（5） 由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=650MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2=550MPa；
（6） 由式10－13計算應力循環次數 （8年，每天兩班制，1年按300天計算）
N1=60n1jLh=60×473.33×1×（2×8×300×8）=1.09055×108
N2=N1/u=1.09055×108/3.678=2.965×107
（7） 由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數KHN1＝0.948；KHN2＝0.99
（8） 計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1％，安全系數S＝1，由式（10－12）得
[σH]=1＝ ＝0.948×650MPa＝616.2MPa
[σH]2＝ ＝0.99×550MPa＝544.5MPa
= ([σH]+ [σH])/2=(616.2+544.5)/2=580.36Mpa

2） 計算
（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t
d1t≥ = 43.469mm
（2） 計算圓周速度
v= = =1.0733m/s
（3） 計算齒寬b及其模數mnt
b=φd*d1t=1×43.469mm=43.469mm
mnt 1.7574
h=2.25mnt=2.25*1.7574mm=3.9542mm
b/h=43.469/3.9542=10.993
(4)計算重合度。

（5） 計算載荷系數K
已知載荷平穩，所以取KA=1 根據v=1.0773m/s,7級精度，由
10—8查得動載系數KV=1.05； KHα=KHβ=1
查表10-2得 KA=1.0、
查表10-4，用插值法查的7級精度，小齒輪相對支撐為非對稱布置時KHβ=1.418
由b/h=10.993, KHβ=1.418插圖10-13得KFβ=1.38
固載荷系數為：
K=KAKVKHαKHβ=1×1.05×1×1.418=1.6378
（6） 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得 （取kt=1.2-1.4）
d1= =44.7613mm
（7） 計算模數mn
mn =
3．按齒根彎曲強度設計
由式m≥
1） 確定計算參數
（1） 由圖10-20c，查得小齒輪的彎曲疲勞輕度極限σFE1=550mpa,大齒輪σFE2=400mpa。
（2） 由圖10-18取疲勞壽命系數KFN1=0.92,KFN2=0.98
(3)查表10-28得螺旋角影響系數 .根據 。
（4）計算當量齒數

（5）計算彎曲疲勞許用應力 取S=1.4
[σF1]= = =361.429Mpa
[σF2]= = =280Mpa
(4) 計算載荷系數
K=KAKVKFαKFβ=1×1.05×1.1×1.38=1.5939
（5） 查取齒型系數
由表10－5查得YFa1=2.6；Yfa2=12.186
（6） 查取應力校正系數
由表10－5查得Ysa1=1.595；Ysa2=1.787
（7） 計算大小齒輪的 並加以比較
= =0.01147
= =0.01395
大齒輪的數值大。
2） 設計計算
mn≥ =1.3005mm
就近圓整為標准值（第一系列）為mn=1.5 分度圓直徑d1=44.7613mm
則
z1 =d1cos /mn=44.7613*cos140/1.5=28.954，
取z1=28 z2=u*z1=3.678*24=106.662取107齒
4．幾何尺寸計算
(1)計算中心距
a= = =105.123mm
將中心距圓整為105mm
(2)按圓整後的 中心距修正螺旋角。

因值改變不多，故參數 等不必修正。
（3）計算大小齒輪的分度圓直徑。
d1=z1 mn /cos =29*1.5/cos13043』45」=44.781mm
d 2=z2mn/ cos =107*1.5/ cos13043』45」=165.225mm
(4)計算齒寬
1*44.781=44.781mm
圓整後取B2=45mm,B1=50mm.
三．低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算：
有以上計算得，輸入功率Pi=2.766kw,小齒輪轉速n1=128.693r/min
齒數比u=i12=3.
2． 選精度等級、材料及齒數
1） 材料及熱處理；
選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
2） 精度等級選用7級精度；
3） 試選小齒輪齒數z1=24，大齒輪齒數z2=z1*u=24*3=72
取Z72齒輪；
2．按齒面接觸強度設計
因為低速級的載荷大於高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算
按式（10—21）試算，即
dt
確定公式內的各計算數值
（1） 試選Kt=1.5
(2)計算小齒輪的轉矩。T1=2.0526*105NM.
（3） 由表10－7選取尺寬系數φd=1
（4） 由表10－6查得材料的彈性影響系數ZE＝189.8Mpa
（5） 由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=650MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2=550MPa；
（6） 由式10－13計算應力循環次數 （8年，每天兩班制，1年按300天計算）
N1=60n1jLh=60×128.69×1×（2×8×300×8）=2.965×108
N2=N1/u=2.965×108/3=9.883×107
（7） 由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數KHN1＝0.972；KHN2＝0.99
（8） 計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1％，安全系數S＝1，由式（10－12）得
[σH]=1＝ ＝0.972×650MPa＝631.8MPa
[σH]2＝ ＝0.99×550MPa＝544.5MPa
= ([σH]1+ [σH]2)/2=(631.8+544.5)/2=587.75Mpa

2） 計算
（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t
d1t≥ = 55.974mm
（2） 計算圓周速度
v= = =0.3772m/s
（3） 計算齒寬b及其模數mnt
b=φd*d1t=1×55.974mm=43.469mm
mnt 2.263
h=2.25mnt=2.25*2.263mm=5.0917mm
b/h=55.974/5.0917=10.993
(4)計算重合度。

（5） 計算載荷系數K
已知載荷平穩，所以取KA=1
根據v=0.3772m/s,7級精度，由圖10—8查得動載系數KV=1.03； KHα=KHβ=1.1
查表10-4，用插值法查的7級精度，小齒輪相對支撐為非對稱布置時由b/h=10.993, KHβ=1.4206插圖10-13得KFβ=1.399
固載荷系數為：
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.1×1.42.6=1.6095
（6） 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得 （取kt=1.2-1.4）
d1= =57.303mm
（7） 計算模數mn
mn =
3．按齒根彎曲強度設計
由式m≥
1） 確定計算參數
1.由圖10-20c，查得小齒輪的彎曲疲勞輕度極限σFE1=550mpa,大齒輪σFE2=400mpa。
2.由圖10-18取疲勞壽命系數KFN1=0.969,KFN2=1
3.查表10-28得螺旋角影響系數 .根據 。
4 計算當量齒數

（5）計算彎曲疲勞許用應力 取S=1.4
[σF1]= = =380.679Mpa
[σF2]= = =285.714Mpa
5 計算載荷系數
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.1×1.399=1.585
（6） 查取齒型系數
由表10－5查得YFa1=2.6；Yfa2=2.236
（7） 查取應力校正系數
由表10－5查得Ysa1=1.595；Ysa2=1.734
（8） 計算大小齒輪的 並加以比較
= =0.01089
= =0.01357
大齒輪的數值大。
2） 設計計算
mn≥ =1.982mm
就近圓整為標准值（第一系列）為mn=2 分度圓直徑d1=57.303mm
則
z1 =d1cos /mn=57.303*cos140/2=27.8，
取z1=31 z2=u*z1=3*31=93取93齒
4．幾何尺寸計算
(1)計算中心距
a= = =127.8mm
將中心距圓整為128mm
(2)按圓整後的 中心距修正螺旋角。

因值改變不多，故參數 等不必修正。
（3）計算大小齒輪的分度圓直徑。
d1=z1 mn /cos =31*2/cos14021』41」=64mm
d 2=z2mn/ cos =93*2/ cos14021』41」=192.010mm
(4)計算齒寬
1*64=64mm
圓整後取B2=65mm,B1=70mm.
四齒輪設計計算結果列表：．表1--4
齒輪
參數 齒輪1 齒輪2 齒輪3 齒輪4
mn(mm) 1 1 2 2
d(mm) 44.781 165.225 192.01
b(mm) 45 50 65 70
z 29 107 31 93
a（mm）圓整 105 128
材料 45Gr 45 45Gr 45
精度等級 IT7

六 軸的設計計算
一．中間軸的設計：
1.初選軸的材料為45號鋼。查表15-3可知A0=112，最小直徑為：
mm
由於此軸上要安裝兩個齒輪，且直徑都較大，固按強度准則需加大軸的直徑為0.7%/鍵。則最小直徑d=31.140 由於最小直徑地方是安裝軸承的，而為了使安裝齒輪的地方強度足夠，應適當的加大開鍵槽段的軸徑。固取安裝軸承的地方為35mm，需根據軸承的標准系列選用。
2.軸的結構設計
（1）擬定軸上的裝配方案
圖四
(1) 如上圖，軸上的零件分別為軸承，封油盤，小齒輪，大齒輪，封油盤。
① 徑向尺寸的確定
左端1-2段選用的角接觸球軸承為7307c，軸徑為35mm，2-3段安裝齒輪，為達到強度取42mm（也是軸承的安裝定位尺寸），3-4段為一軸肩為達到齒輪定位齒輪的強度，取52mm，4-5段為了便於加工取同樣直徑段42mm，5-6段安裝軸承同右邊，按標准為35mm。
② 軸向尺寸的確定
由於齒輪2和齒輪一是要嚙合的，且齒輪一的寬度比齒輪二寬5mm，平均分配到兩邊，又由於所有安裝的軸承的內圈必須在同一直線上，所以二軸的1-2段的距離減去軸承的寬度應等於一小齒輪輪轂寬減去2-3段長度加封油盤的 寬度。3-4段為一軸肩，距離取12.5mm;4-5d段為齒輪3的寬度-2.5mm=41mm；5-6段的距離等於支撐的距離加封油盤的距離14+12=49mm。軸二的軸向尺寸確定後，軸一的部分尺寸也可以確定了。
③ 軸上零件的周向定位
齒輪2和3用兩個鍵槽固定，根據軸的直徑，查表14-1取標准，鍵槽為 ，鍵槽寬為12mm長為50mm，32mm。軸承不需考慮。
④ 軸上零件的軸向固定
左端軸承右端用封油盤固定，左端用端蓋固定；齒輪2右端由封油盤固定，左端由軸肩固定；齒輪3左端用軸肩固定，右端用封油盤固定；右端軸承左端用封油盤固定，右端用端蓋固定。
二． 高速級軸：
1．經過計算高速級的小齒輪，其x 2.5m；也就是說從鍵槽的頂端到齒根圓直徑的距離小於2.5倍的模數，根據 要求將其做成齒輪軸。具體計算如下：
初選軸的材料為40Cr,調質處理。查表15-3可知，A0=112.最小直徑為：
mm
由於安裝帶輪的地方需要開一鍵槽，固最小直徑必須加大0.7%得d=20.447 （1+0.7%）=21.795mm為了和帶輪相配合，取最小處直徑為22mmm。
2.軸的結構設計
（1）擬定軸上的裝配方案
圖三
如上圖，軸上共裝有三個零件，一個帶輪，兩個軸承。
①徑向尺寸的確定
為了滿足帶輪的安裝要求，7-8段右端必須制出一軸肩，所以6-7段的直徑d2-2=28mm，在軸的3-3段需安裝一個軸承，根據計算，該處的軸承圓錐滾子軸承為30306，其內徑為30mm，右端有一 當油盤並與一軸肩配合，更具軸承的安裝定位尺寸可知為37mm，所以當油盤右端的軸肩為37mm，3-4段為小齒輪，其寬度為50mm，2-3段五任何零件安裝，，便於加工取37mm，1-2段也需一軸承支撐，因為軸承一般配對使用，也用30306軸承，內徑為35mm。
②軸向尺寸的確定
7-8段為了安裝帶輪，帶輪的寬度是60mm固取60mm，6-7段五嚴格要求初取50mm，5-6段要安裝一軸承寬度為20.75mm，在加上一當油盤，寬度為14mm，總長為34.75mm，2-3段單獨不可確定，必須與另外亮根軸相配合後才能定其長度，5-5段是加工齒輪的寬度為50mm， 1-2段和5-6段情況一樣，尺寸也一樣為30mm。
③軸上零件的周向定位
帶輪出用一鍵槽，根據軸的直徑和長度查表14-1，取標准，鍵槽為c6*6，鍵槽寬為6mm長為100mm。軸承不需考慮。
④軸上零件的軸向固定
7-8-段為一帶輪，左端需用一軸肩固定，6-7段安裝軸承，其右端軸肩固定，但是由於軸承的是用潤滑脂潤滑的，為了防止軸承中的潤滑脂被箱內齒輪嚙合時擠出的油沖刷，稀釋而流失，需在軸承內側設置封油盤。於是軸承便由封油盤固定內圈，由端蓋固定外圈。1-1段和5-6段一樣處理。
三 低速級軸的設計
三軸的材料為45號鋼，A0=112，最小直徑為：

其上要開鍵槽，固需加大軸的直徑。d=45.270 （1+0.7%）=49.637mm。
具體尺寸設計計算省略。
四 軸的強度校核
通過對以上三根軸的強度進行計算和分析，均達到了強度要求。
具體計算省略。
第七節 滾動軸承的選擇
一 滾動軸承的選擇：
通過以上計算出了三根軸的最小直徑分別為d1min20.447mm=,d2min=31.140mm,d3min=45.270mm.前面計算出了每根軸所受到的力矩分別為T1=57.42N,T2=189.90N,T3=551.78.
由於減速箱使用的是兩級齒輪傳動，總傳動比為35.4，但是外面用了一V帶傳動，分取了3個傳動比，固減速其內部就只有35.4/3=11.8.再將11.8分給兩級齒輪，則每一級的傳動比就減小了許多，因此三根軸所受到了軸向力就不大，但齒輪較大，軸上零件安裝的較多，徑向力就較大，根據軸承的類型和各自的特性，本減速器選用了既可以承受較大徑向力又可承受較大軸向力的角接觸球軸承和圓錐滾子軸承。

一軸選用圓錐滾子軸承30306，二軸選用角接觸球軸承7607c，三軸選用圓錐滾子軸承30311.尺寸如下表：
軸承型號 外形尺寸（mm） 安裝尺寸（mm） 額定動載荷（KN） 額定靜載荷(KN)
d D B D1 D2 ra
GB297-84 30306 30 72 19 40 37 1 55.8 38.5
GB292-80 7307C 35 80 21 44 71 1.5 34.2 26.8
GB297-84 30311 55 120 31.5 70 65 2 145 112

第七節 鍵的選擇
本減速器共用鍵連接5個，分別是中間軸兩個，低速軸一個，高速機接帶輪處一個，輸出軸接聯軸器一個。
高速軸 C6×6×45 中間軸 A12×8×32頭）A12*8*50 低速軸 A18×11×45 C14*9*70由於鍵採用靜聯接，沖擊輕微，所以許用擠壓力為 ，所以上述鍵皆安全。
第九節 連軸器的選擇
由於彈性聯軸器的諸多優點，所以考慮選用它。
二、高速軸用聯軸器的設計計算
由於裝置用於運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為 ，
計算轉矩為
所以考慮選用彈性柱銷聯軸器TL4（GB4323-84）其主要參數如下：
材料HT200
公稱轉矩 1250nm
軸孔直徑48mm ，
軸孔長 112mm，
第八節 減速器附件的選擇
1.通氣器
由於在室內使用，選通氣器（一次過濾），採用M12×1.5
2.油麵指示器
選用游標尺M16
3.起吊裝置
採用箱蓋吊耳、箱座吊耳
4放油螺塞
選用外六角油塞及墊片M14×1.5
潤滑與密封

第九節 齒輪的潤滑

採用浸油潤滑，由於低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。

第十節 密封方法的選取

選用嵌入式緣式端蓋易於製造安裝，密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為
21*32*3.5 54*71*7 摘自（FZ/T92010-91）
軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。

第十一節 設計小結
由於時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以後的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩定精確的

第十二節 參考目錄

《機械設計》第八版 濮良貴 高等教育出版社
《機械設計 課程設計》 王昆 高等教育出版社
《機械原理》第七本 孫恆 高等教育出版社
《機械製造技術基礎》 趙雪松 華中科技大學出版社
《機械基礎》 倪森壽 高等教育出版社
《機械制圖》第四版 劉朝儒 高等教育出版社
《機械設計簡明手冊》 楊黎明 國防工業出版社
《AUTOCAD機械制圖習題集》 崔洪斌 清華大學出版社

D. 起重機械的使用要求有哪些

1、各種起重機應裝設，標明機械性能的指示牌，並根據需要安設卷揚限制器，載荷控制器，聯鎖開關等裝置，軌道式起重機應安置行走限位器及夾軌，使用前應檢查試吊。

2、鋼絲繩在捲筒上必須排列整齊，尾部卡牢，工作中最少保留三圈以上。

3、不得任意更改起重機的性能。

4、操作中要聽從指揮人員的信號，信號不明或可能引起事故時應暫停操作。

5、起吊時，起重物下不得有人停留和行走。

6、起吊物件應拉溜繩，速度要均勻，平穩，禁止突然制動和變換方向，起吊物件，應高出障礙物0。5米以上，下落應低速輕放，防止傾倒。

7、物體起吊時，禁止在物件上站人。

8、建立建全起重機的維修保養,定期檢查,安全操作制度,並教育有關人員認真執行。

9、橋式起重機應設專職司機駕駛,有專人負責掛鉤和指揮(需有操作證)。嚴禁無證駕駛及指揮。

10、起重機的工作地點要有足夠的照明設備和暢通的吊運通道。禁止吊物從人頭上方越過。

11、起重機的明顯部位標明最大起重量,禁止超負荷使用。

(4)機械設計起吊裝置擴展閱讀

工作特點

1、起重機械通常結構龐大，機構復雜，能完成起升運動、水平運動。例如，橋式起重機能完成起升、大車運行和小車運行3個運動；門座起重機能完成起升、變幅、回轉和大車運行4個運動。在作業過程中，常常是幾個不同方向的運動同時操作，技術難度較大。

2、起重機械所吊運的重物多種多樣，載荷是變化的。有的重物重達幾百噸乃至上千噸，有的物體長達幾十米，形狀也很不規則，有散粒、熱融狀態、易燃易爆危險物品等，吊運過程復雜而危險。

3、大多數起重機械，需要在較大的空間范圍內運行，有的要裝設軌道和車輪（如塔吊、橋吊等）；有的要裝上輪胎或履帶在地面上行走（如汽車吊、履帶吊等）；有的需要在鋼絲繩上行走（如客運、貨運架空索道），活動空間較大，一旦造成事故影響的范圍也較大。

4、有的起重機械需要直接載運人員在導軌、平台或鋼絲繩上做升降運動（如電梯、升降平台等），其可靠性直接影響人身安全。

5、起重機械暴露的、活動的零部件較多，且常與吊運作業人員直接接觸（如吊鉤、鋼絲繩等），潛在許多偶發的危險因素。

6、作業環境復雜。從大型鋼鐵聯合企業，到現代化港口、建築工地、鐵路樞紐、旅遊勝地，都有起重機械在運行；作業場所常常會遇有高溫、高壓、易燃易爆、輸電線路、強磁等危險因素，對設備和作業人員形成威脅。

7、起重機械作業中常常需要多人配合，共同進行。一個操作，要求指揮、捆紮、駕駛等作業人員配合熟練、動作協調、互相照應。作業人員應有處理現場緊急情況的能力。多個作業人員之間的密切配合，通常存在較大的難度。起重機械的上述工作特點，決定了它與安全生產的關系很大。

如果對起重機械的設計、製造、安裝使用和維修等環節上稍有疏忽，就可能造成傷亡或設備事故。一方面造成人員的傷亡，另一方面也會造成很大的經濟損失。

E. 機械設計基礎課程設計的圖書目錄

緒論1
第一節 機械設計基礎課程設計的目的和內容1
一、機械設計基礎課程設計的目的1
二、機械設計基礎課程設計的內容1
第二節 機械設計基礎課程設計的過程2
一、機械設計基礎課程設計的步驟2
二、機械設計基礎課程設計中要注意的問題3
第一篇 機械設計基礎課程設計
第一章 普通減速器5
第一節 減速器的型式和選擇5
一、減速器的型式和應用5
二、普通減速器的選擇7
第二節 減速器的結構8
一、減速器的箱體9
二、減速器的軸系零件10
三、減速器的附件10
四、箱體結構設計應滿足的基本要求11
第三節 減速器的附件12
一、油尺和油標12
二、放油螺塞12
三、通氣器13
四、起吊裝置13
五、窺視孔和視孔蓋14
六、起蓋螺釘14
七、定位銷14
八、調整墊片15
九、密封裝置15
第四節 減速器的潤滑15
一、減速器內齒輪傳動和蝸桿傳動的潤滑15
二、減速器內滾動軸承的潤滑17
第五節 減速器的密封19
一、減速器軸伸出端處的密封19
二、軸承靠箱體內側的密封20
三、箱蓋與箱座接合面的密封21
第二章 傳動裝置的總體設計22
第一節 確定傳動裝置布置方案22
一、確定傳動裝置總體布置方案時要考慮的問題22
二、傳動裝置總體方案布置的原則22
第二節 電動機的選擇23
一、選擇電動機的類型23
二、確定電動機的額定功率24
三、選擇電動機的轉速25
第三節 傳動裝置的總傳動比及其分配25
一、傳動裝置總傳動比計算25
二、傳動比分配的一般原則25
第四節 計算傳動裝置的運動參數和動力參數27
一、減速器各軸的功率計算27
二、減速器各軸的轉速計算28
三、減速器各軸的轉矩計算28
第三章 傳動零件設計30
第一節 減速器外的傳動零件設計30
一、普通V帶傳動設計要點30
二、滾子鏈傳動設計要點31
三、開式齒輪傳動設計要點31
第二節 聯軸器的選擇31
一、聯軸器的類型選擇31
二、選擇聯軸器時應注意的問題32
三、聯軸器選用程序32
第三節 減速器箱體內傳動零件的設計33
一、圓柱齒輪傳動的設計計算33
二、圓錐齒輪傳動的設計計算34
三、蝸桿傳動的設計計算34
第四章 減速器裝配工作圖設計35
第一節 減速器裝配工作圖設計的技術准備35
一、技術資料的准備35
二、確定傳動方案35
三、選擇圖紙幅面和布圖36
第二節 減速器裝配草圖設計的第一階段36
一、裝配草圖設計第一階段的設計任務36
二、確定減速器箱體內壁及箱體內各主要零件之間的相對位置36
三、軸結構設計39
四、軸、滾動軸承及鍵聯接的校核計算42
第三節 減速器裝配草圖設計的第二階段43
一、傳動零件的結構設計44
二、軸承部件組合設計44
第四節 減速器裝配草圖設計的第三階段46
一、箱體結構設計46
二、完成箱體附屬零件的設計和確定其他相關結構尺寸47
三、完成減速器裝配草圖47第五節 減速器裝配工作草圖的檢查和修改48
一、結構和工藝方面的檢查48
二、制圖方面的檢查48
三、減速器裝配工作草圖中的常見錯誤48
第六節 完成減速器裝配工作圖設計51
一、完善和加深裝配工作圖底圖51
二、尺寸標注52三、編寫技術特性52
四、編寫技術要求52
五、零（部）件的編號、明細表、標題欄54
第五章 減速器零件工作圖設計55
第一節 概述55
第二節 軸類零件工作圖設計56
一、標注尺寸56
二、標注尺寸公差和形位公差56
三、標注表面粗糙度56
四、技術要求56
第三節 齒輪類零件工作圖設計57
一、標注尺寸58
二、標注尺寸公差58
三、標注表面粗糙度58
四、嚙合特性表58
五、技術要求58
第四節 箱體類零件工作圖設計58
一、尺寸標注59
二、標注尺寸公差及表面粗糙度59
三、技術要求59
第六章 設計說明書的編寫與答辯准備61
第一節 設計說明書的編寫61
一、設計說明書的基本要求61
二、設計說明書的內容62
第二節 准備設計答辯62
一、設計答辯的內容62
二、答辯前的准備62
三、課程設計答辯的方式及注意事項63
四、答辯思考題（供參考）63
第七章 課程設計任務書及設計題目68
第八章 減速器課程設計示例80
第二篇 機械設計常用標准和規范
第九章 常用數據和一般標准111
第十章 常用材料127
第十一章 螺紋和螺栓聯接142
第十二章 軸系零件設計167
第十三章 機械傳動208
第十四章 減速器設計資料284
第十五章 聯軸器297
第十六章 公差與配合307
第十七章 電動機332
參考文獻351
……

F. 起重機械的安全裝置有那些

起重機械屬於特種設備，鑒於其安全至關重要，因此在起重機械上需裝設安全裝置。不同類型的起重機，應安裝不同類型和性能的安全裝置。較常見的安全裝置有以下幾種： 過卷揚限制器 根據規定，起重機的卷揚機構必須裝有過卷揚限制器，當吊鉤滑車起升距起重機構架300mm時，可以自動切斷電機的電源，電動機停止運轉。這樣，可保證起重機的安全運行，避免由於過卷揚提升，而造成的鋼絲繩被拉斷、重物墜落等事故的發生。 行程限制器它是防止起重機駛近軌道末端而發生撞擊事故，或兩台起重機在同一條軌道上發生碰撞事故，所採取的安全裝置。行程限制器，能保證距離軌道末端200mm處以及起重機互相駛近距500mm處時，立即切斷電源，停止運行。 自動聯鎖裝置 橋式起重機上多有裸線通過，為了預防檢修人員觸電，要求在駕駛室通往車駕（或橋架）的倉門口處裝設自動連鎖裝置，實現檢修時停電，檢修完後通電，保證檢修作業的安全。 緩沖器緩沖器是一種吸收起重機與物體相碰時的能量的安全裝置，在起重機的制動器和終點開關失靈後起作用。當起重機與軌道端頭立柱相接時，保證起重機較平穩地停車。起重機上常用的緩沖器有橡膠緩沖器，彈簧緩沖器和液壓緩沖器。 當車速超過120m/min時，一般緩沖器則不能滿足要求，必須採用光線式防止沖撞裝置、超聲波式防止沖撞裝置以及紅外線反射器等。 制動器起重設備上的制動器，能使起重設備在升降、平移和旋轉過程中隨時停止工作和使重物停留在任何高度上的一種裝置，它即能防止意外事故，又能滿足工作要求。 制動器的種類繁多，有彈簧式制動器、安全搖柄等。由於制動器的作用對於起重機來說十分重要，許多事故的發生往往是由於制動器的失靈或發生鼓掌而造成的。因此，為保障起重作業安全，必須加強對制動器的檢查與保養，一般要求每班檢查一次。 重量限制器重量限制器是起重機的超載防護裝置。按其結構方式和工作原理的不同，可分為機械式和電子式兩種類型。在起重作業過程中，當起重量超過起重機額定起重量的10%時，重量限制器將起作用，使機構斷電，停止工作，從而起到超載限制的作用。 力矩限制器對於動臂變幅的起重機（如塔式起重機、流動式起重機等），除考慮載荷的大小，還應考慮隨著動臂變幅引起的載荷重心至起重機的距離的變化，即起重力矩問題。力矩限制器就是一種綜合起重量和起重機運行幅度兩方面因素，以保證起重力矩始終在允許范圍內的安全裝置。可分為機械式和電子式兩種類型。 機械式力矩限制器有杠桿式和水平吊臂上使用的兩種限制器。在起吊操作中，當起重量增大到限定值時，該限制器能夠帶動控制塊以觸動控制開關而斷開電源，停止工作。 電子式力矩限制器在操作過程中能夠通過儀表自動將實際起重力矩與額定起重力矩進行比較，若超載，繼電器就會自動切斷工作機構電源，保證安全。電子式力矩限制器克服了機械式力矩限制器的缺點，廣泛應用於各種起重機上。

G. 起重機械有哪些種類

在建橋工程中所用的起重機械，根據其構造和性能的不同，一般可分為輕小型起重設備、橋式類型起重機械和臂架類型起重機，纜索式起重機四大類。

輕小型起重設備如：千斤頂、氣動葫蘆、電動葫蘆、平衡葫蘆（又名平衡吊）、卷揚機等。橋架類型起重機械如梁式起重機等。臂架類型起重機如固定式回轉起重機、塔式起重機、汽車起重機、輪胎起重機、履帶起重機等。纜索式起重機如升降機等。

1、按起重性質分：流動式起重機、塔式起重機、桅桿式起重機。

2、按驅動方式分：一類為集中驅動，即用一台電動機帶動長傳動軸驅動兩邊的主動車輪；另一類為分別驅動、即兩邊的主動車輪各用一台電動機驅動。

中、小型橋式起重機較多採用制動器、減速器和電動機組合成一體的「三合一」驅動方式，大起重量的普通橋式起重機為便於安裝和調整，驅動裝置常採用萬向聯軸器。

3、按結構形式：起重機主要分為輕小型起重設備、橋架式（橋式、門式起重機）、臂架式（自行式、塔式、門座式、鐵路式、浮船式、桅桿式起重機）、纜索式。

(7)機械設計起吊裝置擴展閱讀：

工作原理：

起重機械通過起重吊鉤或其它取物裝置起升或起升加移動重物。起重機械的工作過程一般包括起升、運行、下降及返回原位等步驟。起升機構通過取物裝置從取物地點把重物提起，經運行、回轉或變幅機構把重物移位，在指定地點下放重物後返回到原位。

驅動裝置：

驅動裝置是用來驅動工作機構的動力設備的。常見的驅動裝置有電力驅動、內燃機驅動和人力驅動等。電能是清潔、經濟的能源，電力驅動是現代起重機的主要驅動型式，幾乎所有的在有限范圍內運行的有軌起重機、升降機、電梯等都採用電力驅動。

對於可以遠距離移動的流動式起重機（如輪胎起重機和履帶起重機）多採用內燃機驅動。人力驅動適用於一些輕小起重設備，也用作某些設備的輔助、備用驅動和意外（或事故狀態）的臨時動力。

H. 吊索具與起重機械是如何搭配的呢

近幾年，我國吊索具行業發展迅速，但技術標准很不完善，因內企業隨意生產，吊環甚至擅自降低安全系數，因此我國的吊裝安全有很大的隱患，盡管相關的標准逐漸步向完善，但是不能否認現在索具在安全方面所存在的問題。在起重行業工作的人員都應該知道吊索具，吊索具主要有金屬吊索具和合成纖維吊索具兩大類。金屬吊索具主要有鋼絲繩吊索具、鏈條吊索具、吊裝帶吊索具等;合成纖維吊索具主要有繩類和帶類吊索具，而繩類又分錦綸、丙綸、滌綸、高強高模聚乙烯纖維。

那麼大家是如何理解吊索具中吊、索、具呢?故名思義吊則代表吊裝，索則代表連接、具則代表是工具，即;吊裝作用是連接在一起的一個工具。下面為大家介紹一下如何選擇正確合適的吊索具。從概念來選擇吊索具。鋼絲繩索具是以鋼絲繩為原料經過加工，主要用於吊裝、牽引、拉緊和承載的繩索，具體強度高、自重輕、工作平穩、不易驟然整根折斷等特點，廣泛應用於鋼鐵、化工、運輸、港口等行業。鏈條索具是以金屬鏈環連執而成的索具，按照其形成主要有焊接和組裝兩種，按其構造單只和多隻等，採用優質合金鋼、其突出特點是耐磨、耐高溫、延展性低、受力後不會伸長等。其使用壽命長，易彎曲，適用於大規模、頻繁使用的場合。靈活地多肢，多種組合形式可提高工作效率、降低成本等。

吊裝帶成套索具由主吊環，鏈接卸扣，吊裝帶，金屬末端組件，主吊環包括長吊環，圓吊環，組合吊環等。連接卸扣包括弓形卸扣，鏈條卸扣等，吊裝帶包括扁平帶和圓形帶，金屬末端包括各式吊鉤及其他金屬件，本吊帶成套索具可根據客戶需求自由優化組合。

I. 【200高分懸賞】機械設計基礎課程設計任務！！滿意可再追加！

下面給你個範例，具體數據還是請自己算吧！

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

J. 機械設計課程設計任務書

目 錄
設計計劃任務書 ﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎1
傳動方案說明﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎2
電動機的選擇﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎3
傳動裝置的運動和動力參數﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎5
傳動件的設計計算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎6
軸的設計計算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎8
聯軸器的選擇﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎10
滾動軸承的選擇及計算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎13
鍵聯接的選擇及校核計算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎14
減速器附件的選擇﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎15
潤滑與密封﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16
設計小結﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16
參考資料﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎17

1.擬定傳動方案
為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構和傳動方案，可先由已知條件計算其驅動捲筒的轉速nw,即
v=1.1m/s;D=350mm;
nw=60*1000*v/(∏*D)=60*1000*1.1/(3.14*350)
一般常選用同步轉速為1000r/min或1500r/min的電動機作為原動機，因此傳動裝置總傳動比約為17或25。
2.選擇電動機
1）電動機類型和結構形式
按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y（IP44）系列三相非同步電動機。它為卧式封閉結構。
2）電動機容量
（1）捲筒軸的輸出功率Pw
F=2800r/min;
Pw=F*v/1000=2800*1.1/1000
(2)電動機輸出功率Pd
Pd=Pw/t
傳動裝置的總效率 t=t1*t2^2*t3*t4*t5
式中，t1,t2,…為從電動機到捲筒之間的各傳動機構和軸承的效率。由表2－4查得：
彈性聯軸器 1個
t4=0.99;
滾動軸承 2對
t2=0.99;
圓柱齒輪閉式 1對
t3=0.97;
V帶開式傳動 1幅
t1=0.95;
捲筒軸滑動軸承潤滑良好 1對
t5=0.98;
則
t=t1*t2^2*t3*t4*t5=0.95*0.99^2*0.97*0.99*0.98＝0.8762
故
Pd=Pw/t=3.08/0.8762
（3）電動機額定功率Ped
由第二十章表20－1選取電動機額定功率ped=4KW。
3）電動機的轉速
為了便於選擇電動事，先推算電動機轉速的可選范圍。由表2－1查得V帶傳動常用傳動比范圍2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍3~6，
可選電動機的最小轉速
Nmin=nw*6=60.0241*6=360.1449r/min
可選電動機的最大轉速
Nmin=nw*24=60.0241*24=1440.6 r/min
同步轉速為960r/min
選定電動機型號為Y132M1－6。
4）電動機的技術數據和外形、安裝尺寸
由表20－1、表20－2查出Y132M1－6型電動機的方根技術數據和
外形、安裝尺寸，並列表刻錄備用。

電機型號 額定功率 同步轉速 滿載轉速 電機質量 軸徑mm
Y132M1-6 4Kw 1000 960 73 28

大齒輪數比小齒輪數=101/19=5.3158
3．計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比
1）傳動裝置總傳動比
nm=960r/min;
i=nm/nw=960/60.0241=15.9936
2）分配各級傳動比
取V帶傳動比為
i1=3;
則單級圓柱齒輪減速器比為
i2=i/i1=15.9936/3=5.3312
所得i2值符合一般圓柱齒輪和單級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。
4．計算傳動裝置的運動和動力參數
1）各軸轉速
電動機軸為0軸，減速器高速軸為Ⅰ軸，低速軸為Ⅱ軸，各軸轉速為
n0=nm;
n1=n0/i1=60.0241/3=320r/min
n2=n1/i2=320/5.3312=60.0241r/min

2）各軸輸入功率
按機器的輸出功率Pd計算各軸輸入功率，即
P0=Ped=4kw
軸I 的功率
P1=P0*t1=4*0.95=3.8kw
軸II功率
P2=P1*t2*t3=3.8*0.99*0.97=3.6491kw
3）各軸轉矩
T0=9550*P0/n0=9550*4/960=39.7917 Nm
T1=9550*P1/n1=9550*3.8/320=113.4063 Nm
T2=9550*P2/n2=9550*3.6491/60.0241=580.5878 Nm
二、設計帶輪
1、計算功率
P=Ped=4Kw
一班制，工作8小時，載荷平穩，原動機為籠型交流電動機
查課本表8－10，得KA=1.1;
計算功率
Pc=KA*P=1.1*4＝4.4kw
2選擇普通V帶型號
n0 =960r/min
根據Pc=4.4Kw，n0=960r/min,由圖13-15（205頁）查得坐標點位於A型
d1=80~100
3、確定帶輪基準直徑
表8－11及推薦標准值
小輪直徑
d1=100mm;
大輪直徑
d2=d1*3.5=100*3.5=350mm
取標准件
d2=355mm;
4、驗算帶速
驗算帶速
v=∏*d1*n0/60000=3.14*100*960/60000=5.0265m/s
在5~25m/s范圍內
從動輪轉速
n22=n0*d1/d2=960*100/355=270.4225m/s
n21=n0/3.5=960/3.5=274.2857m/s
從動輪轉速誤差=(n22-n21)/n21=270.4225-274.2857/274.2857
=-0.0141
5、V帶基準長度和中心距
初定中心距
中心距的范圍
amin=0.75*(d1+d2)=0.75*(100+355)=341.2500mm
amax=0.8*(d1+d2)=0.8*(100+355)=364mm
a0=350mm;
初算帶長
Lc=2*a0+pi*(d1+d2)/2+(d2-d1)^2/4/a0
Lc = 1461.2mm
選定基準長度
表8-7,表8-8查得
Ld=1600mm;
定中心距
a0+(Ld-Lc)/2=(1600-1461.3)/2=419.4206mm
a=420mm;
amin=a-0.015*Ld=420-0.015*1600=396mm
amax=a+0.03*Ld=420+0.03*1600=468mm
6、驗算小帶輪包角
驗算包角
＝180-(d2-d1)*57.3/a=180-(355-100)*57.3/a
145.2107 >120度 故合格
7、求V帶根數Z
由式（13-15）得
查得 n1=960r/min , d1=120mm
查表13-3 P0=0.95
由式13-9得傳動比
i=d2/(d1(1+0.0141)=350/(100*(1+0.0141)=3.5
查表（13-4）得

由包角145.21度
查表13-5得Ka=0.92
KL=0.99
z=4.4/((0.95+0.05)*0.92*0.99)=3
8、作用在帶上的壓力F
查表13-1得q=0.10
故由13-17得單根V帶初拉力

三、軸
初做軸直徑：
軸I和軸II選用45#鋼 c=110
d1=110*（3.8/320）^(1/3)=25.096mm
取d1=28mm
d2=110*(3.65/60)^（1/3）=43.262mm
由於d2與聯軸器聯接，且聯軸器為標准件，由軸II扭矩，查162頁表
取YL10YLd10聯軸器
Tn=630>580.5878Nm 軸II直徑與聯軸器內孔一致
取d2=45mm
四、齒輪
1、齒輪強度
由n2=320r/min,P=3.8Kw,i=3
採用軟齒面，小齒輪40MnB調質，齒面硬度為260HBS，大齒輪用ZG35SiMn調質齒面硬度為225HBS。
因 ，
SH1=1.1， SH2=1.1
，
，
因： ， ，SF=1.3
所以

2、按齒面接觸強度設計
設齒輪按9級精度製造。取載荷系數K=1.5，齒寬系數
小齒輪上的轉矩
按 計算中心距
u=i=5.333
mm
齒數z1=19,則z2=z1*5.333=101
模數m=2a/(z1+z2)=2.0667 取模數m＝2.5
確定中心矩a=m(z1+z1)/2=150mm
齒寬b=
b1=70mm,b2=60mm
3、驗算彎曲強度
齒形系數YF1=2.57，YF2=2.18
按式（11-8）輪齒彎曲強度

4、齒輪圓周速度

按162頁表11-2應選9做精度。與初選一致。

五、軸校核：

圓周力Ft=2T/d1
徑向力Fr=Ft*tan =20度 標准壓力角
d=mz=2.5*101=252.5mm
Ft=2T/d1=2*104.79/252.5=5852.5N
Fr=5852.5*tan20=2031.9N
1、求垂直面的支承壓力Fr1,Fr2
由Fr2*L-Fr*L/2=0
得Fr2=Fr/2=1015.9N

2、求水平平面的支承力
FH1=FH2=Ft/2=2791.2N

3、畫垂直面彎矩圖
L=40/2+40/2+90＋10=140mm
Mav＝Fr2*L/2＝1015.9*140/2=71.113Nm

4、畫水平面彎矩圖
MaH=FH*L/2=2791.2*140/2=195.384Nm

5、求合成彎矩圖

6、求軸傳遞轉矩
T=Ft*d2/2=2791.2*2.5*101/2=352.389Nm

7、求危險截面的當量彎矩
從圖可見a-a截面是最危險截面，其當量彎矩為
軸的扭切應力是脈動循環應力
取摺合系數a=0.6代入上式可得

8、計算危險截面處軸的直徑
軸的材料，用45#鋼，調質處理，由表14-1查得
由表13-3查得許用彎曲應力 ，
所以
考慮到鍵槽對軸的削弱，將軸的最小危險直徑d加4%。
故d=1.04*25.4=26.42mm
由實際最小直徑d=40mm,大於危險直徑
所以此軸選d=40mm,安全
六、軸承的選擇
由於無軸向載荷，所以應選深溝球軸承6000系列
徑向載荷Fr=2031.9N，兩個軸承支撐，Fr1=2031.9/2＝1015.9N
工作時間Lh＝3*365*8=8760（小時）
因為大修期三年，可更換一次軸承
所以取三年
由公式
式中 fp=1.1,P=Fr1=1015.9N,ft=1 (工作環境溫度不高)
（深溝球軸承系列）

由附表選6207型軸承
七、鍵的選擇
選普通平鍵A型
由表10-9按最小直徑計算，最薄的齒輪計算
b=14mm,h=9mm,L=80mm,d=40mm
由公式
所以
選變通平鍵，鑄鐵鍵

所以齒輪與軸的聯接中可採用此平鍵。
八、減速器附件的選擇
1、通氣器：
由於在外界使用，有粉塵，選用通氣室採用M18 1.5
2、油麵指示器：
選用油標尺，規格M16
3、起吊裝置：採用箱蓋吊耳，箱座吊耳
4、放油螺塞：選用外六角細牙螺塞及墊片M16 1.5
5、窺視孔及視孔蓋
選用板結構的視孔蓋
九、潤滑與密封：
1、齒輪的潤滑：採用浸油潤滑，由於低速級大齒輪的速度為：

查《課程設計》P19表3-3大齒輪浸油深度為六分之一大齒輪半徑，所以取浸油深度為30mm。
2、滾動軸承的潤滑
採用飛濺潤滑在箱座凸緣面上開設導油溝，並設擋油盤，以防止軸承旁齒輪嚙合時，所擠出的熱油濺入軸承內部，增加軸承的阻力。
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
L-AN15潤滑油
4、密封方式選取：
選用凸緣式端蓋，易於調整軸承間隙，採用端蓋安裝氈圈油封實現密封。
軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承外徑決定。
設計小結：
二、課程設計總結
設計中運用了Matlab科學工程計算軟體，用notebook命令調用MS—Word來完成設計說明書及設計總結，在設計過程中用了機械設計手冊2.0 軟體版輔助進行設計，翻閱了學過的各種關於力學，制圖，公差方面的書籍，綜合運用了這些知識，感覺提高許多，當然尤其是在計算機軟體CAD 方面的運用，深切感到計算機輔助設計給設計人員帶來的方便，各種設計，計算，制圖全套完成。
由於沒有經驗，第一次做整個設計工作，在設計過程中出現了一些錯誤比如線形，制圖規格，零件設計中的微小計算錯誤等都沒有更正，設計說明書的排版也比較混亂等等。對圖層，線形不熟悉甚至就不確定自己畫出的線，在出圖到圖紙上時實際上是什麼樣子都不知道 ，對於各種線寬度，沒有實際的概念。再比如標注較混亂，還是因為第一次做整個設計工作，沒有經驗，不熟悉。

這次設計的目的是掌握機械設計規律，綜合運用學過的知識，通過設計計算，繪圖以及運用技術標准，規范設計手冊等有關設計資料進行全面的機械設計技能訓練。目的已經達到，有許多要求、標准心中雖然明確理解掌握但是要全力，全面的應用在實際中，還有待於提高水平。

特別感謝—程莉老師。

參考資料目錄
[1]《機械設計基礎》，機械工業出版社，任成高主編，2006年2月第一版；
[2]《簡明機械零件設計實用手冊》，機械工業出版社，胡家秀主編，2006年1月第一版；
[3]《機械設計-課程設計圖冊》，高等教育出版社，龔桂義主編，1989年5月第三版；
[3]《設計手冊軟體》，網路上下載；
[4] 湖南工院學生論壇----機械制圖專欄---bbs.yeux.cn

Nw=60.0241r/min

Pw=3.08Kw

效率t=0.8762

Pd = 3.5150

Ped=4Kw

i=15.9936

i1=3

i2=5.3312

n0=960r/min
n1=320r/min
n2=60.0241r/min

P0=4Kw

P1=3.8Kw

P2=3.6491Kw

T0=39.7917Nm
T1=113.4063Nm
T2=589.5878Nm

KA=1.1

Pc=4.4Kw

d1=100mm

d2=355mm

初定中心距
a0=350mm

Lc=1461.3mm

Ld=1600mm

中心距
a=420mm

z=3根

預緊力
FQ＝274.3N

d1=28mm

d2=45mm

YL10YLd10

T1=113.4063Nm

m=2.5
a=150mm

=20度

Ft=5582.5N
Fr=2031.9N

FH1=FH2=2791.2N

Mav=71.113Nm

MaH=195.38Nm

Ma＝216.16Nm

Me=457.15Nm

Fr1=1015.9N

Lh=8760小時

6207型

b h L=14 9 80

輸送帶拉力 F=2800 N
輸送帶速度 V=1.1 m/s
滾筒直徑 D=350 mm