電動電纜盤傳動裝置設計分享

1. 電纜敷設的常用設備有哪些

答：(1)空氣壓縮機，主要用來破壞路面，為以後敷設電纜作準備；
(2)電動卷揚機或電纜牽引機，主要用來拖電纜；
(3)電纜輸送機，配合牽引機使用來克服巨大的摩擦力，減輕對電纜的損壞；
(4)電纜盤放線支架；
(5)滾輪裝置；
(6)防捻
，減鋼絲繩出現的扭曲；(7)電纜盤制動裝置；

2. 電纜卷盤的原理、性能、應用

a. 工作原理：
彈力式電纜捲筒的工作原理與鋼捲尺相似，利用蝸卷彈簧為動力來收卷電纜。當電纜被拉出時，收緊蝸卷彈簧而儲能，當外力撤消時，彈簧釋能，捲筒將自動收卷電纜。
b. 性能及特點：
安裝簡單，同步性能好，電纜張力小，但彈簧易疲勞，使用壽命短。
c. 適用范圍：
適用電纜：截面積35mm以下的動力電纜和24芯以下的信號電纜；
卷繞長度：不超過30m；
適用設備：如電磁吸盤、抓鬥、電動台車等等。 a. 工作原理：
重錘式電纜卷盤是利用重錘被提升而儲能的原理，自動卷取電纜的機械裝置。當拉出電纜時，帶動電纜卷盤旋轉，從而帶動與電纜捲筒同軸相聯的鋼絲繩捲筒轉動，提升重錘而儲存勢能。當捲筒需卷取電纜時，重錘下降釋放勢能，在鋼絲繩張力作用下，帶動與鋼絲繩卷盤同軸相聯的電纜卷盤轉動，同步卷取電纜。
b. 性能及特點：
結構簡單，性能穩定可靠，安裝維護方便。
c. 適用范圍：
適用電纜：截面積25~50 mm電纜。
卷繞長度：小於50m。
適用設備：特別適用於惡劣工況，如各種鋼包車、鐵水車、渣盤車等冶金車輛和礦山車輛。 a. 工作原理：
永磁耦合器為差速調整機構，向電纜卷盤輸出恆定轉矩。超出額定轉矩時，耦合器打滑。當設備駛向地面電纜錨位時，動力經永磁耦合器驅動卷盤收卷電纜，耦合器向卷盤輸出的轉矩大小可調，從而保證收纜的線速度與大車運行速度同步。
當設備駛離地面電纜錨位時，由於卷盤上的單向離合鏈輪，動力不能傳給電纜卷盤，大車運行時拖拽電纜，使卷盤產生大於系統阻力（放纜磁滯器）的轉矩，同步釋放出電纜。
根據實際工況，可選擇選擇移動設備傳動系統中的行走輪軸（JQC系列）或電動機（JQD系列）為動力輸出。
b. 性能及特點：
永磁技術用於捲筒傳動系統的末級，轉速低，無發熱現象；電纜張力大小可調，保護電纜，但不宜採用軸向單排，以免出現燥音過大的現象。
c．適用范圍
JQC-I：
適用電纜：截面積25 mm2及以下動力電纜及多芯信號電纜；
卷繞長度：當行程超過100m時，為了保證電纜排列效果，應加裝同步排纜器。
適用設備：各種電動平車，台車、過跨車等各種電動車輛，
JQC-II：
適用電纜：截面積10~35 mm動力電纜；
卷繞長度：小於300米；
適用設備：小噸位的各種門式起重機、水電站壩頂門機等。
JQD：
適用電纜：多芯控制信號電纜（需配有鋼芯）；
卷繞長度：垂直方向小於100米；
適用設備：特別適用於水電站壩頂門機的主副起升、液壓抓梁和清污機抓鬥等。
電氣要求：收纜時電機工作，放纜時電機停電。 a. 工作原理
從力矩電機的機械特性曲線可以看出，力矩電機為變轉矩輸出。在低轉速時輸出大轉矩；高轉速時輸出小轉矩，此特性非常合電纜捲筒的機械性能要求。
設備駛向地面電纜錨位時，力矩電機通電工作，經減速機放大轉矩後帶動卷盤旋轉收卷電纜。隨著卷繞直徑的增大,
力矩電機自動降低轉速，並增大輸出轉矩，從而保證收纜的線速度與大車運行速度同步，並保持收纜張力恆定。
設備駛離地面電纜錨位時，力矩電機的電動勢方向不變，大車運行時拖拽電纜，使產生大於電機正向轉矩的反向轉矩，同步釋放出電纜。
b.控制方式及特點
力轉電機具有長期堵轉的特性，與大車控制系統相對獨立，只需從設備總電源開關（或總接觸器）引出電源即可。電氣控制簡單、可靠。
大車上電後，捲筒電機通電，卷盤工作，無論大車正轉、反轉還是停車，力矩電機始終通電且相序不變；大車斷電後，電機斷電，卷盤制動。
c、適用范圍
適用電纜：截面積從10~185mm電纜；
卷繞長度：800米以下；
適用設備：門式、橋式、門座式起重機、堵取料機、壩頂門機、集裝箱岸橋、場橋、裝卸船機、冶金機械、水工機械和礦山機械等大型軌行設備。 a.工作原理
由三相非同步電動機和磁滯聯軸器組成電纜卷盤的動力調速系統。設備駛向電纜錨位時，電動機通電工作，通過減速機放大力矩後驅動卷盤旋轉收卷電纜。此過程中由磁滯驅動器進行差速調整，保證收纜過程與大車運行同步；設備駛離電纜錨位時，電動機通電且相序不變，大車運行時拖拽電纜，使卷盤產生大於磁滯驅動器的磁扭矩，同步釋放出電纜。
b.控制方式及特點
磁滯式電纜卷盤為恆轉矩輸出，電機必須與主機行走機構同步起動，而主機停止時可根據大車滑行情況，選擇對卷盤電機延時斷電。如果使用多台磁滯驅動器時必須保證電動機轉向一致，並符合訂貨要求。即：大車行走，卷盤電機通電，無論正車還是反車，卷盤電機相序不變；大車停，卷盤電機延時斷電。
c、適用范圍
適用電纜：截面積從10~240mm電纜；
卷繞長度：1000米以下；
適用設備：門式、橋式、門座式起重機、堵取料機、壩頂門機、集裝箱岸橋、場橋、裝卸船機、冶金機械、水工機械和礦山機械等大型軌行設備。 a.工作原理
BP系列變頻控制電機式電纜卷盤是目前國際上最先進的移動傳輸的解決方案，可滿足任何復雜工況的需求。根據公式F=T/R可看出（其中F為電纜張力，T為捲筒收卷轉矩，R為捲筒的收卷
半徑），如果能根據卷徑變化調整卷盤收卷轉矩，即可實現電纜張力恆定。
BP系列電纜卷盤的變頻器在閉環矢量（有速度感測器矢量控制）下，選擇開環轉矩控制模式，並通過厚度積分計算電纜卷盤的實際卷徑，准確控制電機的輸出轉矩，從而保證電纜在卷盤上卷繞時，根據卷繞半徑變化而自動進行轉矩調整（線性變化），保證電纜張力恆定，最大程度上保護電纜。
b. 性能特點
1、高集成、高智能化，響應速度快，與設備同步性能精確、靈敏。
2、無論在收纜、放纜，無論設備運行在軌道的任何位置，作用在電纜上的張力始終恆定，並且可通過變頻器參數輸入及控制櫃面版旋鈕操作，任意進行調整，最大限度地保護電纜，有效降低用戶的使用維護成本。
3、突破了磁滯式、力矩電機式等傳統電纜卷盤設計上的瓶頸，不受電纜規格、卷繞長度、設備速度及安裝高度等超常規格的限制，任何復雜工況的電纜卷盤均由一台功率不同的變頻電動機驅動。
4、適應性強，可在高負載下全日制下連續工作，性能穩定；
5、卷盤與設備為運行連動保護，有效防止電纜被拉斷等意外發生。
c.控制方式
BP系列電纜卷盤與設備的控制系統相對獨立，控制櫃可根據現場實際安裝在任何位置（室內或室外），只需從設備總電源開關或總交流接觸器輸出端引出電源接於控制箱空開即可。
d.適用范圍
可滿足任何復雜的移動供電要求，適用於門式、橋式、門座式起重機、堆取料機、壩頂門機、集裝箱岸橋、場橋、裝卸船機、冶金機械、水工機械和礦山機械等大型軌行設備的移動供電和數據傳輸。
7、 手動卷盤（SD系列）
常用於移動設備檢修時，臨時供電。
8、 軟管卷盤 （RG系列）
卷取金屬軟管、高壓膠管等，可實現水、汽、油等介質的傳輸，只是由旋轉接頭替代集電滑環，常用於煉鋼車間的的鋼包底吹氬氣、堆取料機的噴水降塵等。

3. 電氣二次控制原理圖設計怎樣選型

電氣原理圖設計為滿足生產機械及工藝要求進行的電氣控制電路的設計電氣工藝設計為電氣控制裝置的製造,使用,運行,維修的需要進行的生產施工設計第一節電氣控制設計的原則和內容一,電氣控制設計的原則1)最大限度滿足生產機械和生產工藝對電氣控制的要求2)在滿足要求的前提下,使控制系統簡單,經濟,合理,便於操作,維修方便,安全可靠3)電器元件選用合理,正確,使系統能正常工作4)為適應工藝的改進,設備能力應留有裕量二,電氣控制設計的基本內容1.電氣原理圖設計內容1)擬定電氣設計任務書2)選擇電力拖動方案和控制方式3)確定電動機的類型,型號,容量,轉速4)設計電氣控制原理圖5)選擇電器元件及清單6)編寫設計計算說明書2.電氣工藝設計內容1)設計電氣設備的總體配置,繪制總裝配圖和總接線圖2)繪制各組件電器元件布置圖與安裝接線圖,標明安裝方式,接線方式3)編寫使用維護說明書第二節電力拖動方案的確定和電動機的選擇一,電力拖動方案的確定1,拖動方式的選擇2,調速方案的選擇3,電動機調速性質應與負載特性相適應二,拖動電動機的選擇(一)電動機選擇的基本原則1)電動機的機械特性應滿足生產機械的要求,與負載的特性相適應2)電動機的容量要得到充分的利用3)電動機的結構形式要滿足機械設計的安裝要求,適合工作環境4)在滿足設計要求前提下,優先採用三相非同步電動機(二)根據生產機械調速要求選擇電動機一般---三相籠型非同步電動機,雙速電機調速,起動轉矩大---三相籠型非同步電動機調速高---直流電動機,變頻調速交流電動機(三)電動機結構形式的選擇根據工作性質,安裝方式,工作環境選擇(四)電動機額定電壓的選擇(五)電動機額定轉速的選擇(六)電動機容量的選擇1,分析計演算法:此外,還可通過對長期運行的同類生產機械的電動機容量進行調查,並對機械主要參數,工作條件進行類比,然後再確定電動機的容量.第三節電氣控制電路設計的一股要求一,電氣控制應最大限度地滿足生產機械加工工藝的要求設計前,應對生產機械工作性能,結構特點,運動情況,加工工藝過程及加工情況有充分的了解,並在此基礎上設計控制方案,考慮控制方式,起動,制動,反向和調速的要求,安置必要的聯鎖與保護,確保滿足生產機械加工工藝的要求.二,對控制電路電流,電壓的要求應盡量減少控制電路中的電流,電壓種類,控制電壓應選擇標准電壓等級.電氣控制電各常用的電壓等級如表10-2所示.三,控制電路力求簡單,經濟1.盡量縮短連接導線的長度和導線數量設計控制電路時,應考慮各電器元件的安裝立置,盡可能地減少連接導線的數量,縮短連接導線的長度.如圖10-l.2.盡量減少電器元件的品種,數量和規格同一用途的器件盡可能選用同品牌,型號的產品,並且電器數量減少到最低限度.3.盡量減少電器元件觸頭的數目.在控制電路中,盡量減少觸頭是為了提高電路運行的可靠性.例如圖10-2a所示.4.盡量減少通電電器的數目,以利節能與延長電器元件壽命,減少故障.如圖10-3a所示.四,確保控制電路工作的安全性和可靠性1.正確連接電器的線圈在交流控制電路中,同時動作的兩個電器線圈不能串聯,兩個電磁線圈需要同時吸合時其線圈應並聯連接,如圖10-4b所示.在直流控制電路中,兩電感值相差懸殊的直流電壓線圈不能並聯連接.2正確連接電器元件的觸頭設計時,應使分布在電路中不同位置的同一電器觸頭接到電源的同一相上,以避免在電器觸頭上引起短路故障.3防止寄生電路在控制電路的動作過程中.意外接通的電路叫寄生電路.4.在控制電路中控制觸頭應合理布置.5.在設計控制電路中應考慮繼電器觸頭的接通與分斷能力.6,避免發生觸頭"競爭","冒險"現象競爭:當控制電路狀態發生變換時,常伴隨電路中的電器元件的觸頭狀態發生變換.由於電器元件總有一定的固有動作時間,對於一個時序電路來說,往往發生不按時序動作的情況,觸頭爭先吸合,就會得到幾個不同的輸出狀態,這種現象稱為電路的"競爭".冒險:對於開關電路,由於電器元件的釋放延時作用,也會出現開關元件不按要求的邏輯功能輸出,這種現象稱為"冒險".7.採用電氣聯鎖與機械聯鎖的雙重聯鎖.五,具有完善的保護環節電氣控制電路應具有完善的保護環節,常用的有漏電保護,短路,過載,過電流,過電壓,欠電壓與零電壓,弱磁,聯鎖與限位保護等.六,要考慮操作,維修與調試的方便第四節電氣控制電路設計的方法與步驟一,電氣控制電路設計方法簡介設計電氣控制電路的方法有兩種,一種是分析設計法,另一種是邏輯設計法.分析設計法(經驗設計法):根據生產工藝的要求選擇一些成熟的典型基本環節來實現這些基本要求,而後再逐步完善其功能,並適當配置聯鎖和保護等環節,使其組合成一個整體,成為滿足控制要求的完整電路.邏輯設計法:利用邏輯代數這一數學工具設計電氣控制電路.在繼電接觸器控制電路中,把表示觸頭狀態的邏輯變數稱為輸人邏輯變數,把表示繼電器接觸器線圈等受控元件的邏輯變數稱為輸出邏輯變數.輸人,輸出邏輯變數之間的相互關系稱為邏輯函數關系,這種相互關系表明了電氣控制電路的結構.所以,根據控制要求,將這些邏輯變數關系寫出其邏輯函數關系式,再運用邏輯函數基本公式和運算規律對邏輯函數式進行化簡,然後根據化簡了的邏輯關系式畫出相應的電路結構圖,最後再作進一步的檢查和優化,以期獲得較為完善的設計方案.二,分析設計法的基本步驟分析設計法設計電氣控制電路的基本步驟是:l)按工藝要求提出的起動,制動,反向和調速等要求設計主電路.2)根據所設計出的主電路,設計控制電路的基本環節,即滿足設計要求的起動,制動,反向和調速等的基本控制環節.3)根據各部分運動要求的配合關系及聯鎖關系,確定控制參量並設計控制電路的特殊環節.4)分析電路工作中可能出現的故障,加入必要的保護環節.5)綜合審查,仔細檢查電氣控制電路動作是否正確關鍵環節可做必要實驗,進一步完善和簡化電路a三,分析設計法設計舉例下面以橫梁升降機構的電氣控制設計為例來說明分析設計法設計電氣控制電路的方法與步驟.在龍門刨床上裝有橫梁升降機構,加工工件時,橫梁應夾緊在立柱上,當加工工件高低不同時,則橫梁應先松開立柱然後沿立柱上下移動,移動到位後,橫梁應夾緊在立柱上.所以,橫梁的升降由橫梁升降電動機拖動,橫梁的放鬆,夾緊動作由夾緊電動機,傳動裝置與夾緊裝置配合來完成.(一)橫梁升降機構的工藝要求:(1)橫樑上升時,自動按照先放鬆橫梁一橫樑上升一夾緊橫梁的順序進行.(2)橫梁下降時,自動按照放鬆橫梁一橫梁下降一橫梁回升一夾緊橫梁的順序進行.(3)橫梁夾緊後,夾緊電動機自動停止轉動.(4)橫梁升降應設有上下行程的限位保護,夾緊電動機應設有夾緊力保護.(二)電氣控制電路設計過程1.主電路設計:橫梁升降機構分別由橫梁升降電動機MI與橫梁夾緊放鬆電動機W拖動.巴兩台電動機均為三相籠型非同步電動機,均要求實現正反轉.因此採用KM1I,KM2.KM3,KM4四個接觸器分別控制M1和M2的正反轉,如圖10-9所示.2.控制電路基本環節的設計:由於橫梁升降為調整運動,故對M1採用點動控制,一個點動按鈕只能控制一種運動,故用上升點動按鈕犯與下降點動按鈕明來控制橫梁的升降,但在移動前要求先松開橫梁,移動到位松開點動按鈕時又要求橫梁夾緊,也就是說點動按鈕要控制KMI-KM4四個接觸器,所以引入上升中間繼電器KA1與下降中間繼電器KA2,再由中間繼電器去控制四個接觸器.於是設計出橫梁升降電氣控制電路草圖之一,如圖10-9所示.3.設計控制電路的特殊環節1)橫樑上升時,必須使夾緊電動機MZ先工作,將橫梁放鬆後,發出信號,使MZ停止工作,同時使升降電動機MI工作,帶動橫樑上升.按下上升點動按鈕,中間繼電器KAI線圈通電吸合,其常開觸頭閉合,使接觸器KM4通電吸合,MZ反轉起動旋轉,橫梁開始放鬆;橫梁放鬆的程度採用行程開關地控制,當橫梁放鬆到一定程度,撞塊壓下你用地的常閉觸頭斷開來控制接觸器KM4線圈的斷電,常開觸頭閉合控制接觸器KMI線圈的通電,KMI的主觸頭閉合使MI正轉,橫梁開始作上升運動.2)升降電動機拖動橫樑上升至所需位置時,松開上升點動按鈕犯,中間繼電器KAI接觸器KMI線圈相繼斷電釋放,接觸器KM3線圈通電吸合,使升降電動機停止工作,同時使夾緊電動機開始正轉,使橫梁夾緊.在夾緊過程中.行程開關SQI復位,因此KM3應加自鎖觸頭,當夾緊到一定程度時,發出信號切斷夾緊電動機電源.這里採用過電流繼電器控制夾緊的程度,即將過電流繼電器KA3線圈串接在夾緊電動機主電路任一相中.當橫梁夾緊時,相當於電動機工作在堵轉狀態,電動機定子電流增大,將過電流繼電器的動作電流整定在兩倍額定電流左右;當橫梁夾緊後電流繼電器動作,其常閉觸頭將接觸器KM3線圈電路切斷.3)橫梁的下降仍按先放鬆再下降的方式控制,但下降結束後需有短時間的回升運動,該回升運動可採用斷電延時型時間繼電器進行控制.時間繼電器KT的線圈由下降接觸器KMZ常開觸頭控制,其斷電延時斷開的常開觸頭與夾緊接觸器KM3常開觸頭串聯後並接於上升電路中間繼電器KAI常開觸頭兩端.這樣,當橫梁下降時,時間繼電器KT線圈通電吸合,其斷電延時斷開的常開觸頭立即閉合,為回升電路工作作好准備.當橫梁下降至所需位置時,松開下降點動按鈕田.KMZ線圈斷電釋放,時間繼電器KT線圈斷電,夾緊接觸器.3.設計控制電路的特殊環節1)橫樑上升時,必須使夾緊電動機MZ先工作,將橫梁放鬆後,發出信號,使MZ停止IW,同時使升降電動機MI工作,帶動橫樑上升.按下上升點動按鈕犯,中間繼電器KAI線圈通電吸合,其常開觸頭閉合,使接觸器KM4通電吸合,MZ反轉起動旋轉,橫梁開始放鬆;橫梁放鬆的程度採用行程開關地控制,當橫梁放鬆到一定程度,撞塊壓下SQI,用明的常閉觸頭斷開來控制接觸器KM4線圈的斷電,常開觸頭閉合控制接觸器KMI線圈的通電,KMI的主觸頭閉合使MI正轉,橫梁開始作上升運動.2)升降電動機拖動橫樑上升至所需位置時,松開上升點動按鈕肥,中間繼電器KAI接觸器KMI線圈相繼斷電釋放,接觸器KM3線圈通電吸合,使升降電動機停止工作,同時使夾緊電動機開始正轉,使橫梁夾緊.在夾緊過程中,行程開關地復位,因此KM應加自鎖觸頭,當夾緊到一定程度時,發出信號切斷夾緊電動機電源.這里採用過電流繼電器控制夾緊的程度,即將過電流繼電器KA3線圈串接在夾緊電動機主電路任一相中.當橫梁夾緊時,相當於電動機工作在堵轉狀態,電動機定子電流增大,將過電流繼電器的動作電流整定在兩倍額定電流左右;當橫梁夾緊後電流繼電器動作,其常閉觸頭將接觸器KM3線圈電路切斷.KM3線圈通電吸合,橫梁開始夾緊.此時,上升接觸器KMI線圈通過閉合的時間斷電器KT常開觸頭及KM3常開觸頭而通電吸合,橫梁開始回升,經一段時間延時,延時斷開的常開觸頭KT斷開,KMI線圈斷電釋放,回升運動結束,而橫梁還在繼續夾緊,夾緊到一定程度,過電流繼電器動作,夾緊運動停止.此時的橫梁升降電氣控制電路設計草圖如圖10-10所示.4.設計聯鎖保護環節橫樑上升限位保護由行程開關SQZ來實現;下降限位保護由行程開關SQ3來實現;上升與下降的互鎖,夾緊與放鬆的互鎖均由中間繼電器KAI和KAZ的常閉觸頭來實現;升降電動機短路保護由熔斷器FUI來實現;夾緊電動機短路保護由熔斷器FUZ實現;控制電路的短路保護由熔斷器F[J3來實現.綜合以上保護,就使橫梁升降電氣控制電路比較完善了,從而得到圖10-11所示完整的橫梁升降機構控制電路.第五節常用控制電器的選擇一,接觸器的選擇一般按下列步驟進行:1.接觸器種類的選擇:根據接觸器控制的負載性質來相應選擇直流接觸器還是交流接觸器;一般場合選用電磁式接觸器,對頻繁操作的帶交流負載的場合,可選用帶直流電磁線圈的交流按觸器.2.接觸器使用類別的選擇:根據接觸器所控制負載的工作任務來選擇相應使用類別的接觸器.如負載是一般任務則選用AC—3使用類別;負載為重任務則應選用AC-4類別,如果負載為一般任務與重任務混合時,則可根據實際情況選用AC—3或AC-4類接觸器,如選用AC—3類時,應降級使用.3.接觸器額定電壓的確定:接觸器主觸頭的額定電壓應根據主觸頭所控制負載電路的額定電壓來確定.4.接觸器額定電流的選擇一般情況下,接觸器主觸頭的額定電流應大於等於負載或電動機的額定電流,計算公式為式中I.——接觸器主觸頭額定電流(A);H——經驗系數,一般取l～1.4;P.——被控電動機額定功率(kw);U.——被控電動機額定線電壓(V).當接觸器用於電動機頻繁起動,制動或正反轉的場合,一般可將其額定電流降一個等級來選用.5.接觸器線圈額定電壓的確定:接觸器線圈的額定電壓應等於控制電路的電源電壓.為保證安全,一般接觸器線圈選用110V,127V,並由控制變壓器供電.但如果控制電路比較簡單,所用接觸器的數量較少時,為省去控制變壓器,可選用380V,220V電壓.6.接觸器觸頭數目:在三相交流系統中一般選用三極接觸器,即三對常開主觸頭,當需要同時控制中勝線時,則選用四極交流接觸器.在單相交流和直流系統中則常用兩極或三極並聯接觸器.交流接觸器通常有三對常開主觸頭和四至六對輔助觸頭,直流接觸器通常有兩對常開主觸頭和四對輔助觸頭.7.接觸器額定操作頻率交,直流接觸器額定操作頻率一般有600次/h,1200次/h等幾種,一般說來,額定電流越大,則操作頻率越低,可根據實際需要選擇.二,電磁式繼電器的選擇應根據繼電器的功能特點,適用性,使用環境,工作制,額定工作電壓及額定工作電流來選擇.1.電磁式電壓繼電器的選擇根據在控制電路中的作用,電壓繼電器有過電壓繼電器和欠電壓繼電器兩種類型.表10-3列出了電磁式繼電器的類型與用途.交流過電壓繼電器選擇的主要參數是額定電壓和動作電壓,其動作電壓按系統額定電壓的1.l-1.2倍整定.交流欠電壓繼電器常用一般交流電磁式電壓繼電器,其選用只要滿足一般要求即可,對釋放電壓值無特殊要求.而直流欠電壓繼電器吸合電壓按其額定電壓的0.3-0.5倍整定,釋放電壓按其額定電壓的0.07-0.2倍整定.2.電磁式電流繼電器的選擇根據負載所要求的保護作用,分為過電流繼電器和欠電流繼電器兩種類型.過電流繼電器:交流過電流繼電器,直流過電流繼電器.欠電流繼電器:只有直流欠電流繼電器,用於直流電動機及電磁吸盤的弱磁保護.過電流繼電器的主要參數是額定電流和動作電流,其額定電流應大於或等於被保護電動機的額定電流;動作電流應根據電動機工作情況按其起動電流的1.回一1.3倍整定.一般繞線型轉子非同步電動機的起動電流按2.5倍額定電流考慮,籠型非同步電動機的起動電流按4-7倍額定電流考慮.直流過電流繼電器動作電流接直流電動機額定電流的1.1-3.0倍整定.欠電流繼電器選擇的主要參數是額定電流和釋放電流,其額定電流應大於或等於直流電動機及電磁吸盤的額定勵磁電流;釋放電流整定值應低於勵磁電路正常工作范圍內可能出現的最小勵磁電流,一般釋放電流按最小勵磁電流的0.85倍整定.3.電磁式中間繼電器的選擇應使線圈的電流種類和電壓等級與控制電路一致,同時,觸頭數量,種類及容量應滿足控制電路要求.三,熱繼電器的選擇熱繼電器主要用於電動機的過載保護,因此應根據電動機的形式,工作環境,起動情況,負載情況,工作制及電動機允許過載能力等綜合考慮.1.熱繼電器結構形式的選擇對於星形聯結的電動機,使用一般不帶斷相保護的三相熱繼電器能反映一相斷線後的過載,對電動機斷相運行能起保護作用.對於三角形聯結的電動機,則應選用帶斷相保護的三相結構熱繼電器.2.熱繼電器額定電流的選擇原則上按被保護電動機的額定電流選取熱繼電器.對於長期正常工作的電動機,熱繼電器中熱元件的整定電流值為電動機額定電流的0.95-1.05倍;對於過載能力較差的電動機,熱繼電器熱元件整定電流值為電動機額定電流的0.6一0.8倍.對於不頻繁起動的電動機,應保證熱繼電器在電動機起動過程中不產生誤動作,若電動機起動電流不超過其額定電流的6倍,並且起動時間不超過6S,可按電動機的額定電流來選擇熱繼電器.對於重復短時工作制的電動機,首先要確定熱繼電器的允許操作頻率,然後再根據電動機的起動時間,起動電流和通電持續率來選擇.四,時間繼電器的選擇1)電流種類和電壓等級:電磁阻尼式和空氣阻尼式時間繼電器,其線圈的電流種類和電壓等級應與控制電路的相同;電動機或與晶體管式時間繼電器,其電源的電流種類和電壓等級應與控制電路的相同.2)延時方式:根據控制電路的要求來選擇延時方式,即通電延時型和斷電延時型.3)觸頭形式和數量:根據控制電路要求來選擇觸頭形式(延時閉合型或延時斷開型)及觸頭數量.4)延時精度:電磁阻尼式時間繼電器適用於延時精度要求不高的場合,電動機式或晶體管式時間繼電器適用於延時精度要求高的場合.5)延時時間:應滿足電氣控制電路的要求.6)操作頻率:時間繼電器的操作頻率不宜過高,否則會影響其使用壽命,甚至會導致延時動作失調.五,熔斷器的選擇1.一般熔斷器的選擇:根據熔斷器類型,額定電壓,額定電流及熔體的額定電流來選擇.(1)熔斷器類型:熔斷器類型應根據電路要求,使用場合及安裝條件來選擇,其保護特性應與被保護對象的過載能力相匹配.對於容量較小的照明和電動機,一般是考慮它們的過載保護,可選用熔體熔化系數小的熔斷器,對於容量較大的照明和電動機,除過載保護外,還應考慮短路時的分斷短路電流能力,若短路電流較小時,可選用低分斷能力的熔斷器,若短路電流較大時,可選用高分斷能力的RLI系列熔斷器,若短路電流相當大時,可選用有限流作用的Rh及RT12系列熔斷器.(2)熔斷器額定電壓和額定電流:熔斷器的額定電壓應大於或等於線路的工作電壓,額定電流應大於或等於所裝熔體的額定電流.(3)熔斷器熔體額定電流1)對於照明線路或電熱設備等沒有沖擊電流的負載,應選擇熔體的額定電流等於或稍大於負載的額定電流,即IRN≥IN式中IRN——熔體額定電流(A);IN——負載額定電流(A).2)對於長期工作的單台電動機,要考慮電動機起動時不應熔斷,即IRN≥(1.5~2.5)IN輕載時系數取1.5,重載時系數取2.5.3)對於頻繁起動的單台電動機,在頻繁起動時,熔體不應熔斷,即IRN≥(3~3.5)IN4)對於多台電動機長期共用一個熔斷器,熔體額定電流為IRN≥(1.5~2.5)INMmax+∑INM式中INMmax——容量最大電動機的額定電流(A);∑INM——除容量最大電動機外,其餘電動機額定電流之和(A).(4)適用於配電系統的熔斷器:在配電系統多級熔斷器保護中,為防止越級熔斷,使上,下級熔斷器間有良好的配合,選用熔斷器時應使上一級(干線)熔斷器的熔體額定電流比下一級(支線)的熔體額定電流大1-2個級差.2.快速熔斷器的選擇(l)快速熔斷器的額定電壓:快速熔斷器額定電壓應大於電源電壓,且小於晶閘管的反向峰值電壓U.,因為快速熔斷器分斷電流的瞬間,最高電弧電壓可達電源電壓的1.5-2倍.因此,整流二極體或晶閘管的反向峰值電壓必須大於此電壓值才能安全工作.即UF≥KIURE式中UF-一硅整流元件或晶閘管的反向峰值電壓(V);URE——快速熔斷器額定電壓(V);KI——安全系數,一般取1,5-2.(2)快速熔斷器的額定電流:快速熔斷器的額定電流是以有效值表示的,而整流M極管和晶閘管的額定電流是用平均值表示的.當快速熔斷器接人交流側,熔體的額定電流為IRN≥KIIZmax式中IZmax——可能使用的最大整流電流(A);KI——與整流電路形式及導電情況有關的系數,若保護整流M極管時,KI按表10-4取值,若保護晶閘管時,KI按表10-5取值.當快速熔斷器接入整流橋臂時,熔體額定電流為IRN≥1.5IGN式中IGN——硅整流元件或晶閘管的額定電流(A).六,開關電器的選擇(一)刀開關的選擇刀開關主要根據使用的場合,電源種類,電壓等級,負載容量及所需極數來選擇.(1)根據刀開關在線路中的作用和安裝位置選擇其結構形式.若用於隔斷電源時,選用無滅弧罩的產品;若用於分斷負載時,則應選用有滅弧罩,且用杠桿來操作的產品.(2)根據線路電壓和電流來選擇.刀開關的額定電壓應大於或等於所在線路的額定電壓;刀開關額定電流應大於負載的額定電流,當負載為非同步電動機時,其額定電流應取為電動機額定電流的1.5倍以上.(3)刀開關的極數應與所在電路的極數相同.(二)組合開關的選擇組合開關主要根據電源種類,電壓等級,所需觸頭數及電動機容量來選擇.選擇時應掌握以下原則:(1)組合開關的通斷能力並不是很高,因此不能用它來分斷故障電流.對用於控制電動機可逆運行的組合開關,必須在電動機完全停止轉動後才允許反方向接通.(2)組合開關接線方式多種,使用時應根據需要正確選擇相應產品.(3)組合開關的操作頻率不宜太高,一般不宜超過300次/h,所控制負載的功率因數也不能低於規定值,否則組合開關要降低容量使用.(4)組合開關本身不具備過載,短路和欠電壓保護,如需這些保護,必須另設其他保護電器.(三)低壓斷路器的選擇低壓斷路器主要根據保護特性要求,分斷能力,電網電壓類型及等級,負載電流,操作頻率等方面進行選擇.(1)額定電壓和額定電流:低壓斷路器的額定電壓和額定電流應大於或等於線路的額定電壓和額定電流.(2)熱脫扣器:熱脫扣器整定電流應與被控制電動機或負載的額定電流一致.(3)過電流脫扣器:過電流脫扣器瞬時動作整定電流由下式確定IZ≥KIS式中IZ——瞬時動作整定電流(A);Is——線路中的尖峰電流.若負載是電動機,則Is為起動電流(A);K考慮整定誤差和起動電流允許變化的安全系數.當動作時間大於20ms時,取K=1.35;當動作時間小於20ms時,取K=1.7.(4)欠電壓脫扣器:欠電壓脫扣器的額定電壓應等於線路的額定電壓.(四)電源開關聯鎖機構電源開關聯鎖機構與相應的斷路器和組合開關配套使用,用於接通電源,斷開電源和櫃門開關聯鎖,以達到在切斷電源後才能打開門,將門關閉好後才能接通電源的效果,實現安全保護.七,控制變壓器的選擇控制變壓器用於降低控制電路或輔助電路的電壓,以保證控制電路的安全可靠.控制變壓器主要根據一次和二次電壓等級及所需要的變壓器容量來選擇.(1)控制變壓器一,二次電壓應與交流電源電壓,控制電路電壓與輔助電路電壓相符合.(2)控制變壓器容量按下列兩種情況計算,依計算容量大者決定控制變壓器的容量.l)變壓器長期運行時,最大工作負載時變壓器的容量應大於或等於最大工作負載所需要的功率,計算公式為ST≥KT∑PXC式中ST——控制變壓器所需容量(VA);∑PXC——控制電路最大負載時工作的電器所需的總功率,其中PXC為電磁器件的吸持功率(W);KT一一一控制變壓器容量儲備系數,一般取1.1-1.25.2)控制變壓器容量應使已吸合的電器在起動其他電器時仍能保持吸會狀態,而起動電器也能可靠地吸合,其計算公式為ST≥0.6∑PXC+1.5∑Pst式中∑Pst_同時起動的電器總吸持功率(W).第六節電氣控制的施工設計與施工一,電氣設備總體配置設計組件的劃分原則是:l)將功能類似的元件組成在一起,構成控制面板組件,電氣控制盤組件,電源組件等.2)將接線關系密切的電器元件置於在同一組件中,以減少組件之間的連線數量.3)強電與弱電控制相分離,以減少干擾.4)為求整齊美觀,將外形尺寸相同,重量相近的電器元件組合在一起.5)為便於檢查與調試,將需經常調節,維護和易損元件組合在一起.電氣設備的各部分及組件之間的接線方式通常有:l)電器控制盤,機床電器的進出線一般採用接線端子.2)被控制設備與電氣箱之間為便於拆裝,搬運,盡可能採用多孔接插件.3)印刷電路板與弱電控制組件之間宜採用各種類型接插件.總體配置設計是以電氣控制的總裝配圖與總接線圖的形式表達出來的,圖中是用示意方式反映各部分主要組件的位置和各部分的接線關系,走線方式及使用管線要求.總體設計要使整個系統集中,緊湊;要考慮發熱量高和雜訊振動大的電氣部件,使其離開操作者一定距離;電源緊急控制開關應安放在方便且明顯的位置.

4. 帶式輸送機傳動裝置（機械設計課程設計）

一）選擇電抄動機襲1。選擇電動機容量 P=FV/η P=4000*2/η η是帶式輸送機的效率，你沒寫出來。2。選取電動機額定功率 查表3。確定電動機轉速 n=60V/πD n=60*2*1000/π*450 毫米轉化米/1000 然後查表。二）計算傳動裝置的總傳動比並分配各級傳動比。總傳動比等於電動機轉速除以n。 分配有：動機道減速箱，動力軸道中間軸，間軸道輸出軸 。 開始的就這么多了。我打字好慢的，累的不行了 呵呵

5. 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

6. 帶式輸送機傳動裝置的設計

一）選擇電動機1。選擇電動機容量 P=FV/η P=4000*2/η η是帶式輸送機的效率，你沒寫出來。回2。選答取電動機額定功率 查表3。確定電動機轉速 n=60V/πD n=60*2*1000/π*450 毫米轉化米/1000 然後查表。二）計算傳動裝置的總傳動比並分配各級傳動比。總傳動比等於電動機轉速除以n。 分配有：動機道減速箱，動力軸道中間軸，間軸道輸出軸 。 開始的就這么多了。我打字好慢的，累的不行了 呵呵

7. 帶式傳輸機傳動裝置的設計

設計—用於帶式運輸機上的單級直齒圓柱減速器，已知條件：運輸帶的工作拉力F=1350 N，運輸帶的速度V=1.6 m/s捲筒直徑D=260 mm,兩班制工作（12小時），連續單向運轉，載荷平移，工作年限10年，每年300工作日，運輸帶速度允許誤差為±5％，捲筒效率0.96

一.傳動方案分析：
如圖所示減速傳動由帶傳動和單級圓柱齒輪傳動組成，帶傳動置於高速級具有緩沖吸振能力和過載保護作用，帶傳動依靠摩擦力工作，有利於減少傳動的結構尺寸，而圓柱齒輪傳動布置在低速級，有利於發揮其過載能力大的優勢

二.選擇電動機：
（1）電動機的類型和結構形式，按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y系列三相非同步交流電動機。
（2）電動機容量：
①捲筒軸的輸出功率Pw＝FV/1000=1350×1.6/1000=2.16 kw
②電動機輸出功率Pd＝Pw/η
傳動系統的總效率：η＝
式中……為從電動機至捲筒之間的各傳動機構和軸承的效率。
由表查得V帶傳動＝0.96，滾動軸承＝0.99，圓柱齒輪傳動
＝0.97，彈性連軸器＝0.99，捲筒軸滑動軸承＝0.96
於是η=0.96××0.97×0.99×0.96≈0.88
故:
Pd= Pw/η=2.16/0.88≈2.45 kw
③ 電動機額定功率由表取得=3 kw
（3）電動機的轉速：由已知條件計算捲筒的轉速
即:
=60×1000V/πD=60×1000×1.6/3.14×260=118 r/min
V帶傳動常用傳動比范圍=2-4，單級圓柱齒輪的傳動比范圍=2-4
於是轉速可選范圍為 ==118×（2～4）×（2～4）
=472～1888 r/min
可見同步轉速為 500 r/min和2000 r/min的電動機均合適，為使傳動裝置的傳動比較小，結構尺寸緊湊，這里選用同步轉速為960 ×r/min的電動機
傳動系統總傳動比i= =≈2.04
根據V帶傳動的常用范圍=2-4取=4
於是單級圓柱齒輪減速器傳動比 ==≈2.04

8. 飛機的電動傳動是什麼

電傳操縱系統：是將飛行員的操縱信號，經過變換器變成電信號，通過電纜直接傳輸到自主式舵機的一種系統。

它去掉了傳統的飛機操縱系統中布滿飛機內部的從操縱桿到舵機之間的機械傳動裝置和液壓管路。

電傳操縱系統的主要組成部分包括運動感測器、中央計算機、作動器和電源等。為保證飛行的可靠性，電傳操縱系統都採用冗餘度設計：
即四套獨立的電傳操縱系統，實行「少數服從多數」原則。
一旦出現故障，有一套不工作，另外三套還可操縱飛機正常飛行。
如果一套「亂來」，出現錯誤，另外三套可以把它糾正過來。
四餘度操縱系統的優點是它可以允許有「第二次故障」。

但是該系統技術復雜，研製成本高，機務維修量大，目前只有少數國家掌握。
●較為規范的名稱是：三軸四餘度數字式電傳/主動控制系統。四餘度電傳控制技術在西方國家已發展成熟並應用到他們的第三代和第四代戰機上。
●三軸四餘度數字式電傳/主動控制系統：所謂三軸是指縱軸、橫滾軸和偏航軸，四餘度是指三條數字信道與一條備用模擬式信道。
●講通俗一點，『三軸四餘度』就是採用計算機控制的飛機，即不再用機械操縱桿，而採用純數字式電傳操縱系統。
●
電傳操縱系統：是將飛行員的操縱信號，經過變換器變成電信號，通過電纜直接傳輸到自主式舵機的一種系統。它去掉了傳統的飛機操縱系統中布滿飛機內部的從操
縱桿到舵機之間的機械傳動裝置和液壓管路。電傳操縱系統的主要組成部分包括運動感測器、中央計算機、作動器和電源等。為保證飛行的可靠性，電傳操縱系統都
採用冗餘度設計。：即四套獨立的電傳操縱系統，實行「少數服從多數」原則。一旦出現故障，有一套不工作，另外三套還可操縱飛機正常飛行。如果一套「亂
來」，出現錯誤，另外三套可以把它糾正過來。四餘度操縱系統的優點是它可以允許有「第二次故障」。但是該系統技術復雜，研製成本高，機務維修量大，目前只
有少數國家掌握。

●我國從1991年開始進行三軸四餘度數字式電傳/主動控制系統的開發，採用該技術的J-8IIACT驗證機在1996年12月29日實現首飛。
●現在殲10、殲－7MF、FC－1均採用電傳操縱系統。

9. 設計一∨帶傳動裝置。載荷平穩，選用Y100L-4三相非同步電動機，其額定功率P=2.2kW,轉速n1

∨帶傳動裝置。載荷平穩，選用Y100L-4三相非同步電動機，其額定功率P=2.2kW,轉速n1=1420r/min,從動軸轉速n2=340r/mi
這個是全部要求嗎

10. 帶式輸送機傳動裝置的設計

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