A. 已知一個模型螺旋槳的推力T＝180N,轉矩Q＝10N·m,螺旋槳的進速Va＝6kn,轉速n＝720
故沿軸向載荷分布不均勻： r/min
r/，封閉型結果。因此選定電動機型號為Y132M1-6，其主要參數如下；
四.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比：
總傳動比：
分配傳動比，所以總傳動比合理范圍為 ，故電動機轉速的可選范圍是，電壓380V，Y型.96
—聯軸器的傳動效率：0.99
—捲筒的傳動效率：0.96
則：
所以 KW
3.確定電動機轉速
捲筒的工作轉速為
r/,由表13-2選取 =2000
④確定實際中心距a
mm
⑤驗算小帶輪包角
⑥計算V帶的根數Z：物理與機電工程學院
系 別.選擇電動機的容量
電動機所需的功率為.33
3軸 3.30 3.80 960
1軸 3.65 3：取 ，則 ：
r/min
符合這一范圍的同步轉速有750.45
六。
2）確定許用應力：
a.許用接觸應力；二級圓柱齒輪減速器傳動比 ： KW
KW
所以 KW
由電動機到運輸帶的傳動總功率為
—帶傳動效率。捲筒直徑D=500mm;min
查指導書第7頁表1：取V帶傳動的傳動比 .96
—每對軸承的傳動效率：
將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1軸：0.99
—圓柱齒輪的傳動效率：
查精密機械設計課本表11-7得
=570 ，
。
故應按接觸極限應力較低的計算，由表13-5查得 =0;min
2.各軸輸入功率、輸入轉矩乘軸承傳動效率0.99.m 轉速r/. 確定傳動方案。
3。
2：馮永健
2006年6月29日
一.設計題目
設計一用於卷揚機傳動裝置中的兩級圓柱齒輪減速器。輕微震動.86
2軸 3.47 3：
1-3軸的輸出功率、輸出轉矩分別為各軸的輸入功率：
由表13-3查得 KW， 為低速級傳動比。
五.計算傳動裝置的運動和動力參數.77
3 Y160M1-8 4 750 720 1180 62.87 49.83
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸， ：機電工程系
專 業.14 2668，大齒輪正火處理， .40 671.30 657，因此有四種傳動比方案如下：
方案 電動機型號
額定功率
KW 同步轉速
r/min 額定轉速
r/min 重量
N 總傳動比
1 Y112M-2 4 1500 1440 470 125.47
註：
1： 為帶傳動比， 為高速級傳動比.41 2615，硬度230.04 11，標准化得 =375
②驗算帶速： m/：楊藝斌
學 院，則V帶的根數
因此取Z=3
⑦計算作用在帶輪軸上的載荷
由表13-1查得A型V帶單位長度質量q=0.1Kg/m,所以單根V帶張緊力
故作用在軸上載荷
七、4軸；
， ， ， —依次為電機與軸1.37 2695，軸1與軸2.傳動裝置總體設計：
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.36 11，小齒輪調質處理，軸3與軸4之間的傳動效率。
1.各軸轉速.8 37：
1;min
r/min
= = r/.45
4軸 3.20 3課程設計報告
二級展開式圓柱齒輪減速器
姓 名.2（125+375）=600
mm，即只需求出 。
對於調質處理的齒輪， =1.1
b.許用彎曲應力.
二.96,運輸帶速度 ，要求軸有較大的剛度：
三．選擇電動機
1.選擇電動機類型：
按工作要求和條件,電源380V,三相交流;min
輸入 輸出 輸入 輸出
電動機軸 3：0，取 ，經計算 =4，軸2與軸3。
運動和動力參數結果如下表：
軸名 功率P KW 轉鉅T N：
由表11-10知
=190
取 =1.4，
所以
3）根據接觸強度設計：9級精度製造，單向運轉，在室內常溫下長期連續工作： KW
KW
KW
KW
3.各軸輸入轉矩.95，由表13-2查得 =1.03
由表13-4查得 =0.11KW.65
2 Y132M1-6 4 1000 960 730 83，選用三相籠型非同步電動機，取齒寬系數 ，測中心距
選定 =30,
b= =119：機械設計製造及其自動化
年 級.設V計帶和帶輪，載荷系數K=1，取 =0.02.齒輪的設計，硬度210.5mm
4）驗算彎曲應力
由圖8-44查得,x=0
=30， =2.60
=209， =2.14
,故應計算大齒輪的彎曲應力，
，彎曲強度足夠。
2.低速級大小齒輪的設計：
①齒輪材料的選擇：小齒輪選用35MnB調質，硬度260HBS，
大齒輪選用SiMn調質，硬度225HBS。
②確定許用應力：
a.許用接觸應力：
查表8-10得
=700
故應按接觸極限應力較低的計算，即只需求出 。
對於調質處理的齒輪， =1.1
b.許用彎曲應力：
由表8-11知
=240
取 =1.3
所以
③根據接觸強度設計：
取K=1.2，齒寬
取 = , ，故實際傳動比i=
模數
=298mm
B= mm 取
④驗算彎曲應力：
由圖8-44查得,x=0
=2.63
=2.16
〈
〈
彎曲強度足夠。
八．減速器機體結構尺寸如下：
名稱 符號 計算公式 結果
機座厚度 δ
9
機蓋厚度
8
機蓋凸緣厚度
12
機座凸緣厚度
14
機座底凸緣厚度
23
地腳螺釘直徑
M24
地腳螺釘數目
6
軸承旁聯結螺栓直徑
M12
蓋與座聯結螺栓直徑
=（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
， ， 至外箱壁的距離
查手冊表11—2 34
22
18
， 至凸緣邊緣距離
查手冊表11—2 28
16
外箱壁至軸承端面距離
= + +（5 10）
50
大齒輪頂圓與內箱壁距離
>1.2
15
齒輪端面與內箱壁距離
>
10
箱蓋，箱座肋厚
8
9
軸承端蓋外徑
軸承孔直徑+（5—5.5）
120（I 軸）
125（II 軸）
150（III軸）
軸承旁聯結螺栓距離
120（I 軸）
125（II 軸）
150（III軸）
九．軸的設計：
1．高速軸的設計：
①材料：選用45號鋼調質處理，查表10-2取 =35 ，C=100
②各軸段直徑的確定：
由 ，p=3.65,則
，因為裝小帶輪的電動機軸徑 ，又因為高速軸第一段軸徑裝配大帶輪，且 ，查手冊 表7-7，取 =36, =60mm,
因為大帶輪靠軸肩定位，所以取 =40, =58，
段裝配軸承，取 =45，選用6309軸承， =28，
段是定位軸承，取 =50， 根據箱體內壁線確定後再確定。
段裝配齒輪直徑：判斷是否做成齒輪軸
查手冊得 =3.3，得e=2.2< ,因此做成齒輪軸. 此時齒寬為30。
裝配軸承所以 = =45， = =28
2.校核該軸和軸承： =75， =215， =100
作用在齒輪上的圓周力為：
徑向力為
作用在軸1帶輪上的外力：
①求垂直面的支承反力：
②求水平面的支承反力：
由 得
N
N
③求F在支點產生的反力：
④繪制垂直面彎矩圖
⑤繪制水平面彎矩圖
⑥繪制F力產生的彎矩圖
⑦求合成彎矩圖：
考慮最不利的情況，把 與 直接相加
⑧求危險截面當量彎矩：
從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：（取摺合系數 ）
⑨計算危險截面處軸的直徑
因為材料選擇 調質，查課本226頁表14-1得 ，查課本231頁表14-3得許用彎曲應力 ，則：
因為 ，所以該軸是安全的。
3彎矩及軸的受力分析圖如下：
4鍵的設計與校核:
根據 ，確定V帶輪選鑄鐵HT200，參考教材表10-9,由於 在 范圍內，故 軸段上採用鍵 ： ,
採用A型普通鍵:
鍵校核.為 =60mm綜合考慮取 =50mm。查課本155頁表10-10， ， 所選鍵為： 強度合格。
中間軸的設計：
①材料：選用45號鋼調質處理，查表14-2取 =35 ，C=100
②各軸段直徑的確定：
由 , p=3.47,則
,
段要裝配軸承，查課本11-15取 =40，選用6309軸承， =40，
裝配低速級小齒輪，且 取 =45， =128，
段主要是定位高速級大齒輪，取 =60， =10，
裝配高速級大齒輪，取 =45， =82
段要裝配軸承，取 =40， =43
③ .校核該軸和軸承： =75， =115， =95
作用在2、3齒輪上的圓周力：
N
徑向力：
求垂直面的支反力
計算垂直彎矩：
求水平面的支承力：
計算、繪制水平面彎矩圖：
求危險截面當量彎矩：
從圖可見，m-m,n-n處截面最危險，其當量彎矩為：（取摺合系數 ）
計算危險截面處軸的直徑：
n-n截面:
m-m截面:
由於 ，所以該軸是安全的。
④彎矩及軸的受力分析圖如下
⑤鍵的設計與校核
已知 參考教材表10-11，由於 所以取
查課本155頁表10-10得
取鍵長為120.取鍵長為80，
根據擠壓強度條件，鍵的校核為：
所以所選鍵為:
從動軸的設計：
①材料：選用45號鋼調質處理，查表10-2取 =34 ，C=112
②確定各軸段直徑
考慮到該軸段上開有鍵槽，因此取 ， =150。
裝配軸承，選用6212軸承,取 =80,查手冊第85表7-2，此尺寸符合軸承蓋和密封圈標准。
靠軸定位,取 =85, =45
取 =90, =90
取 =110, =13
裝配軸承, 選用60114軸承,取 =90, =125
向心滾子軸承,去 =85, =46
③校核該軸和軸承: =98, =210, =115
作用在齒輪上的圓周力：
徑向力：
求垂直面的支反力：
計算垂直彎矩：
.m
求水平面的支承力。
計算、繪制水平面彎矩圖。
求F在支點產生的反力
求F力產生的彎矩圖。
F在a處產生的彎矩：
求合成彎矩圖。
考慮最不利的情況，把 與 直接相加。
求危險截面當量彎矩。
從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：（取摺合系數 ）
計算危險截面處軸的直徑。
因為材料選擇 調質，查課本226頁表14-1得 ，查課本231頁表14-3得許用彎曲應力 ，則：
=75>d,所以該軸是安全的。
④彎矩及軸的受力分析圖如下：
⑥鍵的設計與校核：
因為d1=75,查課本153頁表10-9選鍵為 查課本155頁表10-10得
初選鍵長為130,校核 所以所選鍵為:
裝聯軸器的軸直徑為70, 查課本153頁表10-9選鍵為 查課本155頁表10-10得
初選鍵長為100,校核 所以所選鍵為:
十.輸出軸聯軸器的選擇：
計算聯軸器所需的轉矩： 查課本269表17-1取
,查手冊1011頁,選用安全銷彈性塊聯軸器
KLA4.
十一. 減速器的各部位附屬零件的設計.
(1)窺視孔蓋與窺視孔：
在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔, 大小隻要夠手伸進操作可。
以便檢查齒面接觸斑點和齒側間隙,了解嚙合情況.潤滑油也由此注入機體內.
(2)放油螺塞
放油孔的位置設在油池最低處，並安排在不與其它部件靠近的一側，以便於放
油，放油孔用螺塞堵住並加封油圈以加強密封。
(3)油標
油標用來檢查油麵高度，以保證有正常的油量.因此要安裝於便於觀察油麵及油麵穩定之處即低速級傳動件附近；用帶有螺紋部分的油尺，油尺上的油麵刻度線應按傳動件浸入深度確定。
(4)通氣器
減速器運轉時，由於摩擦發熱,機體內溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏,所以在機蓋頂部或窺視孔上裝通氣器，使機體內熱空氣自由逸處，保證機體內外壓力均衡，提高機體有縫隙處的密封性，通氣器用帶空螺釘製成.
(5)啟蓋螺釘
為了便於啟蓋，在機蓋側邊的邊緣上裝一至二個啟蓋螺釘。在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋；螺釘上的長度要大於凸緣厚度，釘桿端部要做成圓柱形伙半圓形，以免頂壞螺紋；螺釘直徑與凸緣連接螺栓相同。
在軸承端蓋上也可以安裝取蓋螺釘,便於拆卸端蓋.對於需作軸向調整的套環,裝上二個螺釘,便於調整.
6）定位銷
為了保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯接凸緣的長度方向兩端各安置一個圓錐定位銷。兩銷相距盡量遠些，以提高定位精度。如機體是對稱的,銷孔位置不應對稱布置.
(7)環首螺釘、吊環和吊鉤
為了拆卸及搬運，應在機蓋上裝有環首螺釘或鑄出吊鉤、吊環，並在機座上鑄出吊鉤。
(8)調整墊片
用於調整軸承間隙,有的起到調整傳動零件軸向位置的作用.
(9)密封裝置
在伸出軸與端蓋之間有間隙,必須安裝密封件,以防止漏油和污物進入機體內.
十二. 潤滑方式的確定
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。、2軸、3軸：0、1000和1500r/min。
根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號;s
③確定帶的基準長度：
取 =1.2（ + ）=1.設計V帶
①確定V帶型號
查機械設計基礎課本表 13-6得： =1.3，則 KW，又 =960r/min,由圖13-15確定選取A型普通V帶，取 =125、重量和帶傳動、減速器的傳動比，可見第二方案比較適合.2.58 101.61 99.58 342：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.高速級大小齒輪的設計
1）選擇齒輪材料：大小齒輪都選用45鋼：2003
學 號：03150117
指導教師,運輸帶的有效拉力F=10000N, 捲筒效率 =0.23 2750
B. 求一張卷揚機的設計圖紙，卷揚機F=12t， 吊繩牽引v=0.3m/s， 捲筒直徑D=500mm，做過課題的跪求分享下感謝
一級直齒輪減速器說明書和裝配技術數據滾筒圓周力:F=1200N帶速:V=2.1M/S滾筒直徑：D=400mm全題目:一級圓柱直齒輪減速器參考書目:《機械設計基礎》任成高《簡明機械零件設計實用手冊》胡家秀其他也可發給我參考啊萬分感謝!!!也把它發到我的郵箱裡面看看吧。。[email protected]不過你也可以到我的博客裡面看看哦。/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設計任務書……………………………………………………1傳動方案的擬定及說明………………………………………4電動機的選擇…………………………………………………4計算傳動裝置的運動和動力參數……………………………5傳動件的設計計算……………………………………………5軸的設計計算…………………………………………………8滾動軸承的選擇及計算………………………………………14鍵聯接的選擇及校核計算……………………………………16連軸器的選擇…………………………………………………16減速器附件的選擇……………………………………………17潤滑與密封……………………………………………………18設計小結………………………………………………………18參考資料目錄…………………………………………………18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的同軸式二級圓柱齒輪減速器一．總體布置簡圖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：載荷平穩、單向旋轉三．原始數據鼓輪的扭矩T（N•m）：850鼓輪的直徑D（mm）：350運輸帶速度V（m/s）：0.7帶速允許偏差（％）：5使用年限（年）：5工作制度（班/日）：2四．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1、第一階段：總體計算和傳動件參數計算2、第二階段：軸與軸系零件的設計3、第三階段：軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪制4、第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫傳動方案的擬定及說明由題目所知傳動機構類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。電動機的選擇1．電動機類型和結構的選擇因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。2．電動機容量的選擇1）工作機所需功率PwPw＝3.4kW2）電動機的輸出功率Pd＝Pw/ηη＝＝0.904Pd＝3.76kW3．電動機轉速的選擇nd＝（i1』•i2』…in』）nw初選為同步轉速為1000r/min的電動機4．電動機型號的確定由表20－1查出電動機型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW，滿載轉速960r/min。基本符合題目所需的要求計算傳動裝置的運動和動力參數傳動裝置的總傳動比及其分配1．計算總傳動比由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：i＝nm/nwnw＝38.4i＝25.142．合理分配各級傳動比由於減速箱是同軸式布置，所以i1＝i2。因為i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5速度偏差為0.5%<5%，所以可行。各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩項目電動機軸高速軸I中間軸II低速軸III鼓輪轉速（r/min）96096019238.438.4功率（kW）43.963.843.723.57轉矩（N•m）39.839.4191925.2888.4傳動比11551效率10.990.970.970.97傳動件設計計算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＝20，大齒輪齒數z2＝100的；4）選取螺旋角。初選螺旋角β＝14°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≥1）確定公式內的各計算數值（1）試選Kt＝1.6（2）由圖10－30選取區域系數ZH＝2.433（3）由表10－7選取尺寬系數φd＝1（4）由圖10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，則εα＝εα1＋εα2＝1.62（5）由表10－6查得材料的彈性影響系數ZE＝189.8Mpa（6）由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；（7）由式10－13計算應力循環次數N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8N2＝N1/5＝6.64×107（8）由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數KHN1＝0.95；KHN2＝0.98（9）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＝＝0.95×600MPa＝570MPa[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa2）計算（1）試算小齒輪分度圓直徑d1td1t≥==67.85（2）計算圓周速度v===0.68m/s（3）計算齒寬b及模數mntb=φdd1t=1×67.85mm=67.85mmmnt===3.39h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mmb/h=67.85/7.63=8.89（4）計算縱向重合度εβεβ==0.318×1×tan14=1.59（5）計算載荷系數K已知載荷平穩，所以取KA=1根據v=0.68m/s,7級精度，由圖10—8查得動載系數KV=1.11；由表10—4查的KHβ的計算公式和直齒輪的相同，故KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1)1×1+0.23×1067.85=1.42由表10—13查得KFβ=1.36由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故載荷系數K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05（6）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得d1==mm=73.6mm（7）計算模數mnmn=mm=3.743．按齒根彎曲強度設計由式(10—17mn≥1）確定計算參數（1）計算載荷系數K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96（2）根據縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，從圖10－28查得螺旋角影響系數Yβ＝0。88（3）計算當量齒數z1=z1/cosβ=20/cos14=21.89z2=z2/cosβ=100/cos14=109.47（4）查取齒型系數由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172（5）查取應力校正系數由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798（6）計算[σF]σF1=500MpaσF2=380MPaKFN1=0.95KFN2=0.98[σF1]=339.29Mpa[σF2]=266MPa（7）計算大、小齒輪的並加以比較==0.0126==0.01468大齒輪的數值大。2）設計計算mn≥=2.4mn=2.54．幾何尺寸計算1）計算中心距z1=32.9，取z1=33z2=165a=255.07mma圓整後取255mm2）按圓整後的中心距修正螺旋角β=arcos=1355』50」3）計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=85.00mmd2=425mm4）計算齒輪寬度b=φdd1b=85mmB1=90mm，B2=85mm5）結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大於160mm，而又小於500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。軸的設計計算擬定輸入軸齒輪為右旋II軸：1．初步確定軸的最小直徑d≥＝=34.2mm2．求作用在齒輪上的受力Ft1==899NFr1=Ft=337NFa1=Fttanβ=223N；Ft2=4494NFr2=1685NFa2=1115N3．軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案i.I-II段軸用於安裝軸承30307，故取直徑為35mm。ii.II-III段軸肩用於固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。iii.III-IV段為小齒輪，外徑90mm。iv.IV-V段分隔兩齒輪，直徑為55mm。v.V-VI段安裝大齒輪，直徑為40mm。vi.VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1.I-II段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。2.II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，所以長度為16mm。3.III-IV段為小齒輪，長度就等於小齒輪寬度90mm。4.IV-V段用於隔開兩個齒輪，長度為120mm。5.V-VI段用於安裝大齒輪，長度略小於齒輪的寬度，為83mm。6.VI-VIII長度為44mm。4．求軸上的載荷66207.563.5Fr1=1418.5NFr2=603.5N查得軸承30307的Y值為1.6Fd1=443NFd2=189N因為兩個齒輪旋向都是左旋。故：Fa1=638NFa2=189N5．精確校核軸的疲勞強度1）判斷危險截面由於截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面2）截面IV右側的截面上的轉切應力為由於軸選用40cr，調質處理，所以（[2]P355表15-1）a)綜合系數的計算由，經直線插入，知道因軸肩而形成的理論應力集中為，，（[2]P38附表3-2經直線插入）軸的材料敏感系數為，，（[2]P37附圖3-1）故有效應力集中系數為查得尺寸系數為，扭轉尺寸系數為，（[2]P37附圖3-2）（[2]P39附圖3-3）軸採用磨削加工，表面質量系數為，（[2]P40附圖3-4）軸表面未經強化處理，即，則綜合系數值為b)碳鋼系數的確定碳鋼的特性系數取為，c)安全系數的計算軸的疲勞安全系數為故軸的選用安全。I軸：1．作用在齒輪上的力FH1=FH2=337/2=168.5Fv1=Fv2=889/2=444.52．初步確定軸的最小直徑3．軸的結構設計1）確定軸上零件的裝配方案2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度d)由於聯軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。e)考慮到聯軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑選為30。f)該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207型，即該段直徑定為35mm。g)該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經標准化，定為40mm。h)為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達5mm，所以該段直徑選為46mm。i)軸肩固定軸承，直徑為42mm。j)該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。2）各段長度的確定各段長度的確定從左到右分述如下：a)該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18.25mm，該段長度定為18.25mm。b)該段為軸環，寬度不小於7mm，定為11mm。c)該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為90mm，定為88mm。d)該段綜合考慮齒輪與箱體內壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內壁距離取4mm（採用油潤滑），軸承寬18.25mm，定為41.25mm。e)該段綜合考慮箱體突緣厚度、調整墊片厚度、端蓋厚度及聯軸器安裝尺寸，定為57mm。f)該段由聯軸器孔長決定為42mm4．按彎扭合成應力校核軸的強度W=62748N.mmT=39400N.mm45鋼的強度極限為，又由於軸受的載荷為脈動的，所以。III軸1．作用在齒輪上的力FH1=FH2=4494/2=2247NFv1=Fv2=1685/2=842.5N2．初步確定軸的最小直徑3．軸的結構設計1）軸上零件的裝配方案2）據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度I-IIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVII-VIII直徑607075877970長度105113.758399.533.255．求軸上的載荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm6.彎扭校合滾動軸承的選擇及計算I軸：1．求兩軸承受到的徑向載荷5、軸承30206的校核1）徑向力2）派生力3）軸向力由於，所以軸向力為，4）當量載荷由於，，所以，，，。由於為一般載荷，所以載荷系數為，故當量載荷為5）軸承壽命的校核II軸：6、軸承30307的校核1）徑向力2）派生力，3）軸向力由於，所以軸向力為，4）當量載荷由於，，所以，，，。由於為一般載荷，所以載荷系數為，故當量載荷為5）軸承壽命的校核III軸：7、軸承32214的校核1）徑向力2）派生力3）軸向力由於，所以軸向力為，4）當量載荷由於，，所以，，，。由於為一般載荷，所以載荷系數為，故當量載荷為5）軸承壽命的校核鍵連接的選擇及校核計算代號直徑（mm）工作長度（mm）工作高度（mm）轉矩（N•m）極限應力（MPa）高速軸8×7×60（單頭）25353.539.826.012×8×80（單頭）4068439.87.32中間軸12×8×70（單頭）4058419141.2低速軸20×12×80（單頭）75606925.268.518×11×110（單頭）601075.5925.252.4由於鍵採用靜聯接，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為，所以上述鍵皆安全。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），但由於聯軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84）其主要參數如下：材料HT200公稱轉矩軸孔直徑，軸孔長，裝配尺寸半聯軸器厚（[1]P163表17-3）（GB4323-84三、第二個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，計算轉矩為所以選用彈性柱銷聯軸器TL10（GB4323-84）其主要參數如下：材料HT200公稱轉矩軸孔直徑軸孔長，裝配尺寸半聯軸器厚（[1]P163表17-3）（GB4323-84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M16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M16×1.5潤滑與密封一、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。二、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。三、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。四、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（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。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，傳動更穩定精確的設備。
C. 卷揚機行星輪系設計
1.行星輪系類型的選擇
最基本的行星輪系包括三個基本構件，即兩個中心輪和一個系桿。若中心輪用K代表，系桿用H代表，則這種最基本的行星輪系可以用代號表示為2K-H。
根據兩個中心輪的不同類型及固定情況，常用的2K-H行星輪系可以有以下幾種不同型式：
（1）兩個中心輪中，一個為外齒輪，一個為內齒輪。如圖4-14中的a、b、c、e所示。其中a及b都是單排行星輪，但a為中心輪3固定，b為中心輪1固定；c為雙排行星輪；而e的行星輪是帶內外齒的。
圖4-14 2K-H行星輪系的類型
（2）兩個中心輪都為圓錐齒輪，如圖4-14d所示。
（3）兩個中心輪都為外齒輪，如圖4-14f所示。
（4）兩個中心輪都為內齒輪，如圖4-14g所示。
選擇輪系的類型時，主要從傳動比、效率、結構復雜程度和外廓尺寸等幾方面綜合考慮而定。首先是考慮能否滿足傳動比的要求。圖4-14中a、b、c、d四種型式的轉化機構傳動比 都是負的，故將它們稱為負號機構。負號機構的特點是傳動從左到右（即從主動中心輪到從動系桿H）都是減速的，而且輸入與輸出的轉向相同。這一點從圖中的傳動比公式也可以清楚地看出，但是它們的減速范圍不同。例如類型a的傳動比i1H一定大於2，實用范圍i1H＝2.8～9；如果要求的減速比小於2，則可採用類型b，其傳動比i3H一定小於2，實用范圍i3H＝1.14～1.56；類型c由於採用雙排行星輪，它的減速范圍較大，可以從1到17；類型d的i1H用在2左右。類型c和d都可以填補a、b二種可用傳動比中間的空白區。
圖4-14中e、f、g三種型式的轉化機構傳動比 都是正的，故將它們稱為正號機構。當齒數比 時，則 ，傳動自左到右為減速，但輸入與輸出的轉向相反；當齒數比 時，傳動自左到右為增速（當比 時，n1與nH轉向相反；比 時，n1與nH轉向相同）；當比 時，i1H→0，增速比iH1理論上達無窮大。
從機構傳動效率的角度來看，不管用於增速還是減速，負號機構的效率總比正號機構為高。因此，如果所設計的輪系是用作動力傳動，這時要求傳動有較高的效率，則應該採用負號機構，即圖4-14a、b、c、d所示的型式；如果設計的輪系還要求有較大的傳動比，而單級負號機構又不能滿足要求時，可以將幾個負號機構串聯起來，或採用負號機構與定軸輪系聯合的混合輪系，以取得較大的傳動比。如圖4-15所示，這些輪系適用的傳動比i1H＝10～60。
圖4-15 動力傳動常用的大傳動比輪系
正號機構一般用在傳動比大而對效率要求不高的輔助機構中。用於增速時，增速比i1H理論上可達到無窮大，但實際上受到效率的限制，i1H越大，效率越低，達到一定值後，機構將發生自鎖。
2.行星輪系中各輪齒數的確定
選定行星輪系的類型後，需要確定其各輪的齒數。在行星輪系中，各輪齒數的選配需要滿足以下4個條件：
（1）保證實現給定的傳動比；
（2）保證兩個中心輪及系桿的軸線重合，亦即滿足同心條件；
（3）保證各行星輪能夠均勻地裝入兩中心輪之間，亦即滿足安裝條件；
（4）保證各行星輪不致互相碰撞，亦即滿足鄰接條件。
現以圖4-14a所示的行星輪系為例說明於後：
1）保證實現給定的傳動比
因
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
故
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
2）保證滿足同心條件
根據兩中心輪的軸線重合的條件，當採用標准傳動和等移距變位傳動時，可得
r3＝r1＋2r2
式中：r1、r2、r3分別表示齒輪1、2、3的節圓半徑。
亦即
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
3）保證滿足安裝條件為使幾個行星輪都能夠均勻地裝入兩中心輪之間，則行星輪的數目與各輪齒數之間必須有一定的關系。如圖4-16所示，設需要在中心輪1與3之間裝入K個行星輪，並要求均勻分布，即相互之間相隔 ，現分析行星輪數K與各輪齒數之間的關系。
圖4-16 行星輪系安裝條件分析
如圖4-16所示，設先裝入第一個行星輪於O2，則裝好後，中心輪1與3的齒之間的相對角向位置已通過該行星輪而產生了聯系。為了在相隔φ°處裝入第二個行星輪，可以轉動中心輪1，使第一個行星輪的位置由O2轉到O2′，並使∠O2O O2′＝φ°。這時，中心輪1上的a點轉到a′位置，轉過的角度為θ，根據傳動比公式，角度φ與θ的關系為：
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
如果這時中心輪1轉過的角度θ恰好等於轉過整數個齒，則輪1與3的齒的相對角向位置又回復到與開始裝第一個行星輪時一模一樣，故在原來裝第一個行星輪的位置O2處，一定能再裝入第二個行星輪。同樣的過程，可以裝入第三個，第四個……直至第K個行星輪。
故相隔φ°能裝入第二個行星輪的條件為
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
式中： 為中心輪1每個齒對應的中心角；N為正整數。
將式b代入式a，得
或
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
由上式可知，欲保證滿足安裝條件，則兩個中心輪的齒數和z1＋z3應能被行星輪數K整除。
4）保證滿足鄰接條件
在圖4-16中，O2、O2′為相鄰兩行星輪的位置，為了保證相鄰兩行星輪不致相互碰撞，需使中心距O2O2′大於兩齒輪頂圓半徑之和，即
O2O2′＞da
式中：da為行星輪齒頂圓直徑。
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
式中：m為模數；h*a為齒頂高系數。
式（4-1）～（4-4）所代表的關系，在選擇齒數與行星輪個數時必須滿足。
對於圖4-14c所示的雙排行星輪系，經過類似步驟，不難確定其應滿足的相應的關系式為：
（1）傳動比條件
（2）同心條件
（3）安裝條件
（4）鄰接條件
除了上述4個條件外，由於負號機構中的輪2與輪3為內嚙合，故在進行幾何尺寸計算時，還應檢查有無發生干涉的可能。
3.行星輪系的受力分析
了解行星輪系各構件的受力情況是進行結構設計的基礎，現以圖4-17a所示的傳動型式為例，分析各構件的受力情況，分析時略去傳動中的摩擦力。
圖4-17 行星輪系的受力分析
如圖4-17a所示，在此輪系中，假定齒輪1為主動件，受有順時針的驅動力矩M1，角速度為ω1，系桿H為從動件，它受有逆時針的阻力矩Mr，角速度為ωH。在進行力分析時，把輪系視為在外力作用下處於平衡狀態（即輪系處於穩定運轉狀態），於是如圖4-17b所示，可以畫出機構各構件的力矩平衡圖。
主動輪1上作用有驅動力矩M1和行星輪2對它的反作用力Fn21（下標21代表構件2對構件1的作用）。Fn21又可分解為圓周力F21與徑向力R21。R21不產生力矩，它由輪1的支承和機架承受，故在以下的討論中，將不再提這個分量。圓周力F21對軸O的力矩應與驅動力矩M1大小相等，方向相反。即
F21·r1·K＝M1
式中：r1為輪1的節圓半徑；K為行星輪個數。
故得
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
行星輪2在主動輪1作用的圓周力F12（F21的反作用力）推動下運動，並如圖所示，同時受到系桿H固定輪3的反作用力FH2及F32，根據力的平衡條件，顯然得
F32＝F12
FH2＝F32＋F12＝2F12
系桿H受到行星輪2的作用力F2H，它對軸O的力矩應與外加阻力矩Mr相平衡，故得
K·F2H（r1＋r2）＝Mr
而行星輪2給固定輪3的作用力F23所產生的力矩為K·F23·r3，這個力矩是由機架所承受。
由主動輪1輸入的功率為
P1＝M1·ω1＝K·F21·r1·ω1
由系桿H輸出的功率為
PH＝Mr·ωH＝KF2H（r1＋r2）ωH＝2kF21（r1＋r2）ωH
又因
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
故得
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
上式表示，由於輪3固定，如果不計摩擦損失，全部輸入功率將由系桿H輸出。這個等式也可以用來檢查力的分析是否正確。
D. 誰能幫我想幾個機電一體化畢業論文的題目
注塑模具鬧鍾後蓋設計轎車的制動系統設計拉式膜片彈簧離合器設計液壓伺服系統設計雙梁起重機畢業設計論文轎車機械式變速器設計墊片級進模設計外罩塑料模設計推動架的鑽床夾具設計透明塑料盒熱流道注射模設計數控機械設計論文汽車起重機主臂的畢業論文汽車覆蓋件及塑料模具設計拉式膜片彈簧離合器礦石鏟運機液壓系統設計機械手夾持器畢業設計論文及裝配圖機械加工工藝規程畢業論文立體車庫設計滑座裝配設計自動導引小車（AGV）系統的設計重慶長安CM8後地板工位焊裝夾具設計變速撥叉零件的機械加工工藝及工藝裝備設計撥叉（CA6140車床）夾具設計油壺蓋塑料成型模具設計400型水溶膜流研成型機設計推動架夾具設計基於逆向工程和快速成型的手機外型快速設計某高層行政中心建築電氣設計螺旋輸送機設計卷揚機傳動裝置設計帶式輸送機畢業設計沖壓模具設計catia逆向車模處理與Proe實體重建超精密數控車床關鍵部件的設計注塑模-圓珠筆筆蓋的模具設計電機炭刷架冷沖壓模具設計 數控多工位鑽床設計柴油機噴油泵的專用夾具設計齒輥破碎機詳細設計齒輥破碎機詳細設計帶式二級圓錐圓柱齒輪減速器設計帶式輸送機的PLC控制典型零件的加工藝分析及工裝夾具設計電子鍾後蓋注射模具設計風力發電機設計論文攻絲組合機床設計鼓式制動器畢業設計花生去殼機畢業設計活塞結構設計與工藝設計靜扭試驗台的設計礦井水倉清理工作的機械化冷沖模設計普通卧式車床數控改造傳動剪板機設計汽車差速器及半軸設計切管機畢業設計清車機畢業設計清新劑盒蓋注射模設計雙螺桿壓縮機的設計提升機制動系統填料箱蓋夾具設計洗衣機機蓋的注塑模具設計銑床的數控x-y工作台設計液壓控制閥的理論研究與設計鑰匙模具設計軸向柱塞泵設計組合件數控車工藝與編程五金-沖大小墊圈復合模圓錐－圓柱齒輪減速器的設計斗式提升機設計提升機制動系統設計雙螺桿壓縮機的設計液壓起重機液壓系統設計全自動洗衣機的PLC控制FX2N在立式車床控制系統中的應用 需要可以找我們，我們能幫你
E. 設計絞車傳動裝置（含展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器）
理工大的吧?和我一道題,還是同一個點
F. 如何確定軸的支點位置和傳動零 件上力的作用點
目 錄
第一部分 設計任務書----------------------------------------------------------------3第二部分 電傳動方案的分析與擬定---------------------------------------------------5第三部分 電動機的選擇計算----------------------------------------------------------6第四部分 各軸的轉速、轉矩計算------------------------------------------------------7第五部分 聯軸器的選擇-------------------------------------------------------------9第六部分 錐齒輪傳動設計---------------------------------------------------------10第七部分 鏈傳動設計--------------------------------------------------------------12第八部分 斜齒圓柱齒輪設計-------------------------------------------------------14第九部分 軸的設計----------------------------------------------------------------17第十部分 軸承的設計及校核-------------------------------------------------------20第十一部分 高速軸的校核---------------------------------------------------------22第十二部分 箱體設計---------------------------------------------------------------23第十三部分 設計小結---------------------------------------------------------------24
第一部分 設計任務書
1.1 機械設計課程的目的
機械設計課程設計是機械類專業和部分非機械類專業學生第一次較全面的機械設計訓練，是機械設計和機械設計基礎課程重要的綜合性與實踐性教學環節。其基本目的是：
(1) 通過機械設計課程的設計，綜合運用機械設計課程和其他有關先修課程的理論，結合生產實際知識，培養分析和解決一般工程實際問題的能力，並使所學知識得到進一步鞏固、深化和擴展。
(2) 學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計原理和過程。
(3) 進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、標准和規范等）以及使用經驗數據，進行經驗估算和數據處理等。
1.2 機械設計課程的內容
選擇作為機械設計課程的題目，通常是一般機械的傳動裝置或簡單機械。
課程設計的內容通常包括：確定傳動裝置的總體設計方案；選擇電動機；計算傳動裝置的運動和動力參數；傳動零件、軸的設計計算；軸承、聯軸器、潤滑、密封和聯接件的選擇及校核計算；箱體結構及其附件的設計；繪制裝配工作圖及零件工作圖；編寫設計計算說明書。
在設計中完成了以下工作：
① 減速器裝配圖1張（A0或A1圖紙）；
② 零件工作圖2～3張（傳動零件、軸、箱體等）；
③ 設計計算說明書1份，6000～8000字。
1.3 機械設計課程設計的步驟
機械設計課程設計的步驟通常是根據設計任務書，擬定若干方案並進行分析比較，然後確定一個正確、合理的設計方案，進行必要的計算和結構設計，最後用圖紙表達設計結果，用設計計算說明書表示設計依據。
機械設計課程設計一般可按照以下所述的幾個階段進行：
1．設計准備
① 分析設計計劃任務書，明確工作條件、設計要求、內容和步驟。
② 了解設計對象，閱讀有關資料、圖紙、觀察事物或模型以進行減速器裝拆試驗等。
③ 浮系課程有關內容，熟悉機械零件的設計方法和步驟。
④ 准備好設計需要的圖書、資料和用具，並擬定設計計劃等。
2．傳動裝置總體設計
① 確定傳動方案——圓柱齒輪傳動，畫出傳動裝置簡圖。
② 計算電動機的功率、轉速、選擇電動機的型號。
③ 確定總傳動比和分配各級傳動比。
④ 計算各軸的功率、轉速和轉矩。
3．各級傳動零件設計
① 減速器內的傳動零件設計（齒輪傳動）。
4．減速器裝配草圖設計
① 選擇比例尺，合理布置試圖，確定減速器各零件的相對位置。
② 選擇聯軸器，初步計算軸徑，初選軸承型號，進行軸的結構設計。
③ 確定軸上力作用點及支點距離，進行軸、軸承及鍵的校核計算。
④ 分別進行軸系部件、傳動零件、減速器箱體及其附件的結構設計。
5．減速器裝配圖設計
① 標注尺寸、配合及零件序號。
② 編寫明細表、標題欄、減速器技術特性及技術要求。
③ 完成裝配圖。
6．零件工作圖設計
① 軸類零件工作圖。
② 齒輪類零件工作圖。
③ 箱體類零件工作圖。
第一部分 題目及要求
卷揚機傳動裝置的設計
1． 設計題目
設計一卷揚機的傳動裝置。傳動裝置簡圖如下圖所示。
（1）卷揚機數據
卷揚機繩牽引力F(N)、繩牽引速度v(m/s)及捲筒直徑D(mm)見附表。
（2）工作條件
用於建築工地提升物料，空載啟動，連續運轉，三班制工作，工作平穩。
（3） 使用期限
工作期限為十年，每年工作300天，三班制工作，每班工作4小時，檢修期間隔為三年。
（4） 產批量及加工條件
小批量生產，無鑄鋼設備。
2． 設計任務
1）確定傳動方案；
2）選擇電動機型號；
3）設計傳動裝置；
4）選擇聯軸器。
3． 具體作業
1）減速器裝配圖一張；
2）零件工作圖二張（大齒輪，輸出軸）；
3）設計說明書一份。
4． 數據表
牽引力F/N 12 10 8 7
牽引速度v/(m/s) 0.3，0.4 0.3，0.4，0.5，0.6
捲筒直徑D/mm 470，500 420，430，450，470，500 430，450，500 440，460，480
卷揚機傳動裝置的設計
5． 設計題目
設計一卷揚機的傳動裝置。傳動裝置簡圖如下圖所示。
（1）卷揚機數據
卷揚機繩牽引力F(N)、繩牽引速度v(m/s)及捲筒直徑D(mm)見附表。
（2）工作條件
用於建築工地提升物料，空載啟動，連續運轉，三班制工作，工作平穩。
（5） 使用期限
工作期限為十年，每年工作300天，三班制工作，每班工作4小時，檢修期間隔為三年。
（6） 產批量及加工條件
小批量生產，無鑄鋼設備。
6． 設計任務
1）確定傳動方案；
2）選擇電動機型號；
3）設計傳動裝置；
4）選擇聯軸器。
7． 具體作業
1）減速器裝配圖一張；
2）零件工作圖二張（大齒輪，輸出軸）；
3）設計說明書一份。
8． 數據表
牽引力F/N 12 10 8 7
牽引速度v/(m/s) 0.3，0.4 0.3，0.4，0.5，0.6
捲筒直徑D/mm 470，500 420，430，450，470，500 430，450，500 440，460，480
第二部分 傳動方案的分析與擬定
確定總傳動比:
由於Y系列三相非同步電動機的同步轉速有750,1000,1500和3000r/min四種可供選擇.根據原始數據,得到卷揚機捲筒的工作轉速為
按四種不同電動機計算所得的總傳動比分別是:
電動機同步轉速
750 1000 1500 3000
系統總傳動比
32.71 43.61 65.42 130.83
確定電動機轉速:
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格以及總傳動比，750轉的低速電動機傳動比雖小，但電動機極數大價格高，故不可取。3000轉的電動機重量輕，價格便宜，但總傳動比大，傳動裝置外廓尺寸大，製造成本高，結構不緊湊，也不可取。剩下兩種相比，如為使傳動裝置結構緊湊，選用1000轉的電動機較好；如考慮電動機重量和價格，則應選用1500轉的電動機。現選用1500轉的電動機，以節省成本。
確定傳動方案：
驗算：通常V帶傳動的傳動比常用范圍為 ，二級圓柱齒輪減速器為 ，則總傳動比的范圍為 ，因此能夠滿足以上總傳動比為65.42的要求。
第三部分 電動機的選擇計算
1、確定電動機類型
按工作要求和條件,選用Y系列籠型三相非同步電動機,封閉式結構。
2、確定電動機的功率
工作機的功率
KW
效率的選擇：
1． V帶傳動效率： η1 = 0.96
2． 7級精度圓柱齒輪傳動：η2 = 0.98
3． 滾動軸承： η3 = 0.99
4． 彈性套柱銷聯軸器： η4 = 0.99
5． 傳動滾筒效率： η5 = 0.96
傳動裝置總效率為
工作機所需電動機功率
kw
因載荷平穩，電動機額定功率 略大於 即可。由Y系列電動機技術數據，選電動機的額定功率 為7.5 kw，結合其同步轉速，選定電動機的各項參數如下：
取同步轉速： 1500r/min ——4級電動機
型號： Y132M-4
額定功率： 7.5kW
滿載功率： 1440r/min
堵轉轉矩/額定轉矩： 2.2
最大轉矩/額定轉矩： 2.2
第四部分 確定傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比
1、確定總傳動比
2、分配各級傳動比
取V帶傳動的傳動比 ，則減速器的傳動比 為
取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比
則低速級的傳動比
第五部分 運動參數及動力參數計算
0軸（電動機軸）：
P0 = Pd =7.2 kW
n0 = nm = 1440 r/min
T0 = 9550×( )= N?m
1軸（高速軸）：
P1 = P0η1 = kW
n1 = = r/min
T1 = 9550×( )= N?m
2軸（中間軸）：
P2 = P1η2η3 = kW
n2 = r/min
T2 = 9550×( )= N?m
3軸（低速軸）：
P3 = P2η2η3 = kW
n3 = r/min
T3 = 9550×( )= N?m
4軸（輸出軸）：
P4 = P3η3η4 = kW
n4 = r/min
T4 = 9550×( )= N?m
輸出軸功率或輸出軸轉矩為各軸的輸入功率或輸入轉矩乘以軸承效率(0.99），即
P』= 0.99P
軸名 功率P(kW) 轉矩T(N?m) 轉速
n(r/min) 傳動比
i 效率
η
輸入 輸出 輸入 輸出
電動機軸 7.20 47.75 1440
3.8 0.96
1軸 6.91 3.047 155.91 154.35 378.95
4.809 0.97
2軸 6.70 2.896 811.99 803.83 78.80
3.435 0.97
3軸 6.50 2.753 2705.97 2678.91 22.94
1 0.98
輸出軸 6.37 2.590 2651.85 2625.33 22.94
第六部分 傳動零件的設計計算
高速級斜齒圓柱齒輪設計
材料選擇：小齒輪40Cr （調質）硬度280HBs；
大齒輪45#鋼（調質）硬度240HBs；（硬度差40HBs）
七級精度，取Z1=21，Z2= ＝4.809×21=100.989，取Z2＝101，
初選螺旋角β=14°，
按齒輪面接觸強度設計：
1) 試選載荷系數 Kt=1.6
2) 由動力參數圖，小齒輪傳遞的轉矩
3） 由表10－7（機械設計）選取齒寬系數
4） 由表10－6查得材料的彈性影響系數
5） 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 ；
6） 由式10-13計算應力循環次數
7） 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數 ；
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
9）由圖10-26（機械設計）得
εα1 = 0.76
εα2 = 0.86
則端面重合度
10）由圖10-30選取區域系數ZH = 2.433
11） 計算許用接觸應力
=
12）計算：
試算小齒輪分度圓直徑 ，由計算公式得
計算圓周速度
計算齒寬b及模數
= 1×60.59 = 60.59 mm
mnt = = mm
h = 2.25 mnt = mm
計算縱向重合度
縱向重合度 =0.318×φdZ1tanβ =
計算載荷系數K
已知，KA=1，取Kv=1.05（由圖10-8查得），由表10-4查得的計算公式
∴KHβ = 1.15+0.18(1+0.6φd2)+0.23×10-3×60.59 = 1.45
由圖10-13，得KFβ = 1.4
由表10-3，得
∴K = KA?Kv?KHα?KHβ = 1×1.05×1.3×1.45 = 1.98
按實際得載荷系數校正所算得德分度圓直徑，由試（10-10a）得
計算模數
mn= =
13） 按齒根彎曲強度設計
由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；大齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；
由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數 ；
計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數S＝1.4，由式10-12得
計算載荷系數
K = KA?Kv?KFα?KFβ = 1×1.05×1.3×1.4= 1.91
根據縱向重合度εβ=1.6650，由圖10-28，查得螺旋角影響系數Yβ=0.88
計算當量齒數
= 22.9883
查取齒形系數
由表10-5查得 YFα1=2.69，YFα2=2.20，
查取應力校正系數
由表10-5查得 YSα1=1.56，YSα2=1.79
計算大、小齒輪的 並加以比較
大齒輪的數值較大。
設計計算
經園整，mn=2 mm
∵ ，∴mn=2.5 mm
Z1 = = ，取Z1=25，Z2=120
幾何尺寸計算：
中心距 a =
經園整，a = 187 mm
修正螺旋角， =
∵β變動不大，
∴εα、εβ、ZH無需修正。
計算大、小齒輪的分度直徑
mm
mm
計算齒輪寬度
b = φdd1 = mm
園整後，B2=65mm，B1=70mm
da1 = d1+2ha1 =69.48
da2 = d2+2ha2 = 315.08
df1 = d1-2hf1 = 49.48
df2 = d2-2hf2 =305.08
第九部分 軸的設計
1) 高速軸：
初定最小直徑，選用材料45#鋼，調質處理。取A0=112（下同）
則dmin = A0 = mm
∵最小軸徑處有鍵槽
∴dmin』 = 1.07 dmin = 17.72mm
∵最小直徑為安裝聯軸器外半徑，取KA=1.7，同上所述已選用TL4彈性套柱聯軸器，軸孔半徑d=20mm
∴取高速軸的最小軸徑為20mm。
由於軸承同時受徑向和軸向載荷，故選用單列圓錐滾子軸承按國標T297-94選取30206。
D×d×T=17.25mm
∴軸承處軸徑d=30mm
高速軸簡圖如下：
2)
取l1=38+46=84mm，l3=72mm，取擋圈直徑D=28mm，取d2=d4=25mm，d3=30mm，l2=l4=26.5mm，d1=d5=20mm。
齒輪輪轂寬度為46mm，取l5=28mm。
聯軸器用鍵：園頭普通平鍵。
b×h=6×6，長l=26mm
齒輪用鍵：同上。b×h=6×6，長l=10mm，倒角為2×45°
3) 中間軸：
中間軸簡圖如下：
初定最小直徑dmin= =22.1mm
選用30305軸承，
d×D×T = 25×62×18.25mm
∴d1=d6=25mm，取l1=27mm，l6=52mm
l2=l4=10mm，d2=d4=35mm，l3=53mm
d3=50mm，d5=30mm，l5=1.2×d5=36mm
齒輪用鍵：園頭普通鍵：b×h=12×8，長l=20mm
4) 低速軸：
低速軸簡圖如下： 初定最小直徑：
dmin = = 34.5mm
∵最小軸徑處有鍵槽
∴dmin』=1.07dmin=36.915mm
取d1=45mm，d2=55mm，d3=60mm，d4=d2=55mm
d5=50mm，d6=45mm，d7=40mm；
l1=45mm，l2=44mm，l3=6mm，l4=60mm，l5=38mm，l6=40mm，l7=60mm
齒輪用鍵：園頭普通鍵：b×h=16×6，長l=36mm
選用30309軸承：d×D×T = 40×90×25.25mm；B=23mm；C=20mm
G. 液壓卷揚機結構分析
由液壓卷揚機的工作原理可知，卷揚機由下列主要部件組成：①液壓馬達：液壓馬達型式常為軸向柱塞式和徑向柱塞式馬達，輕載卷揚機可採用端面配油的擺線齒輪馬達；②制動器：其結構為液壓常閉多片盤式制動器，彈簧制動液壓松開；③減速器：一般為一級或二級行星輪系；④捲筒和機架：⑤閥塊：閥塊由梭閥、平衡閥及油路塊集成。圖4-1就是此種類型結構卷揚機。
1.自帶減速器的卷揚機
圖4-4所示AF15000型液壓卷揚機是將液壓馬達、制動器和減速器等部件組成一體，稱為卷揚機減速機。減速機外殼與捲筒固定，而液壓馬達外殼與支架固定。不同規格型號的減速機，配以相應捲筒和機架，即組成液壓卷揚機的系列產品。
圖4-4 AF15000型液壓卷揚機
2.具有自由下放功能的卷揚機
具有自由下放功能的液壓卷揚機有兩種型式結構。一種是傳動輸出軸與捲筒之間設一離合器，離合器結構類似制動器，詳見圖4-5ILYJ5系列自由下放卷揚機。離合器也是常閉式，彈簧閉合，液壓分離，由單獨換向閥控制。
圖4-5 ILYJ5系列自由下放卷揚機
圖4-6是具有自由下放速度可調的液壓卷揚機，在捲筒上設有閘帶制動器，通過控制液壓缸中壓力，即可實現重載自由下放過程中的速度調節。
圖4-6 ILYJ5系列自由下放速度可調的卷揚機
另一種具有自由下放功能液壓卷揚機的液壓原理見圖4-7，液壓卷揚機上加一外控油路，來控制制動器和液控單向閥。卷揚機實行自由下放作業時，卷揚機的換向閥處於中位，接通外控油路，使制動器松開、液控單向閥打開，液壓馬達進油口與出油口連通，卷揚機在負載作用下實現自由下放動作。這種卷揚機比採用離合器自由下放的卷揚機結構簡單，液壓岩心鑽機上應用較多。
3.RW300型液壓卷揚機
（1）結構：圖4-8為美國BRADENRW300型卷揚機的結構圖，此卷揚機設計最大提升能力13950kg。
圖4-8中，液壓馬達16固定在液壓馬達座13上，並固定在右側底座12上。液壓馬達主軸通過內輪18的花鍵傳給卷揚機主軸，主軸左端為一軸齒輪，因此液壓馬達輸出軸直接驅動一級中心輪6轉動，一級行星輪25通過滾針軸承24支承在一級行星輪軸26上。一級中心輪通過一級行星輪驅動內齒圈7轉動。
圖4-7 外控自由下放卷揚機的液壓系統圖
第一行星輪系的中心輪通過一級行星輪驅動一級行星架（系桿）1轉動，而該行星輪架通過花鍵與二級中心輪3連接在一起，而二級中心輪通過滑動軸承支承在卷揚機主軸（中心輪6）上。二級中心輪通過二級行星輪驅動內齒圈轉動，通過二級行星輪驅動二級行星架2轉動，而該行星架通過花鍵與三級中心輪4連接在一起，三級行星架5固定不動，三級中心輪通過三級行星輪22驅動內齒圈7轉動。
圖4-8 RW300型卷揚機結構圖
內輪18與外套筒15之間裝有凸輪楔塊17，三者構成一單向離合器。外套筒左端外圓加工成齒槽與摩擦片21內齒相嚙合。摩擦片外齒與液壓馬達座13內齒相嚙合。卷揚機不工作時通過彈簧14，活塞9壓緊摩擦片，使外套筒不能轉動。形成具有雙制動系統的液壓卷揚機。
（2）工作原理：RW300型液壓卷揚機的液壓系統見圖4-9。圖4-10為卷揚機的雙重製動系統結構圖。
圖4-9 制動液壓系統圖
圖4-10 雙重製動系統結構圖
這種卷揚機的特點是在輸入軸與多片摩擦離合器之間又裝一個帶有凸輪楔塊摩擦滾動元件的離合器，使卷揚機不必松開摩擦離合器就可提升。
圖4-10所示為雙重製動系統結構圖，其中凸輪楔塊式定向離合器由內輪5，外套筒2和凸輪楔塊3等組成。內輪內孔為花鍵軸孔與液壓馬達軸配合，外套筒外表面加工成凹槽，與一組帶有凸齒的摩擦片相配合。
工作原理：當主軸逆時針回轉提升外負載時如圖4-11所示，凸輪楔塊被摩擦力矩帶動而滾向間隙寬敞的部分，這時定向離合器處於分離狀態，多片摩擦離合器處於彈簧推力作用壓緊處於嚙合狀態不工作。主軸通過行星輪系帶動捲筒作提升工作。不受凸輪楔塊離合器的影響。
圖4-11 自由轉動狀態
圖4-12 鎖定狀態
提升動作停止時，由於負載的自重會使捲筒反向（順時針）轉動，順時針轉動導致凸輪楔塊收縮，並楔緊與內輪和外套筒之間，使定向離合器進入接合狀態（圖4-12），從而緊緊地將主軸鎖住不動，阻止由負載自重引起的反向轉動。
卷揚機下降負載時，接通油路，當油壓未達到平衡閥開啟壓力時，液壓馬達保持不動，另外當油壓未達到多片摩擦離合器打開壓力時，液壓馬達也保持不動（圖4-12）。只有當油壓升至平衡閥的開啟壓力，同時達到松開多片摩擦離合器壓力時，液壓馬達才能轉動，負載下降。平衡閥的開度決定流量和負載下降速度，增加進入液壓馬達的油量就能夠增強壓力並加大平衡閥的開度，從而提高負載下降速度。降低流量會使壓力降低，平衡閥開度減小，從而降低負載的下降速度。
當操縱閥處於中間位置時，壓力下降，平衡閥關閉，負載運動停止。
（3）輪系傳動比計算：圖4-13為RW300型卷揚機傳動簡圖。設各齒輪齒數z1＝15；z2＝19；z3＝54；z4＝26；z5＝20；z6＝66；z7＝20；z8＝23。試求主軸轉速n1與捲筒轉速n6的傳動比。
解：首先劃分輪系，此輪系有兩個周轉輪系，一個定軸輪系。中心輪1、行星輪2、內齒圈3與系桿H1組成一級行星輪系；中心輪4、行星輪5、內齒圈6與系桿H2組成二級行星輪系；中心輪7、行星輪8、內齒圈6與系桿H3（系桿為固定件）組成定軸輪系。
圖4-13 RW300型卷揚機傳動簡圖
從傳動簡圖4-13中可知：n3＝n6；n4＝nH1；n7＝nH2
寫出各輪系傳動比，並代入數值
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
由式a得 n1＝-3.6n6＋4.6nH1
由式b得 nH1＝-2.54n6＋3.54nH2
由式c得 nH2＝-3.3n6
上述三式整理後
液壓動力頭岩心鑽機設計與使用
即捲筒與主軸旋轉方向相反，傳動比i16＝69