機械安全裝置課程設計

㈠ 機械原理課程設計

這樣的問題 ，沒有一百積分是沒人回答的

㈡ 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

㈢ 急求 機械設計課程設計說明書

MNO整理的1000份機械課設畢設，有圖紙有說明書，給個採納哦P

㈣ 機械加工設備安全防護裝置的一般要求有哪些

機械加工設備安全防護裝置的一般要求有哪些

機械加工設備安全防護裝置的一般要求有哪些？
答：（1）安全防護裝置應結構簡單、布局合理，不得有銳利的邊緣和突緣；
（2）安全防護裝置應具有足夠的可靠性，在規定的壽命期限內有足夠的強度、剛度、穩定性、耐腐蝕性、抗疲勞性，以確保安全；
（3）安全防護裝置應與設備運轉聯鎖，保證安全防護裝置未起作用之前，設備不能運轉；
（4）安全防護罩、屏、欄的材料，及至運轉部件的距離，按GB8196、GB8197執行；
（5）光電式、感應式等安全防護裝置應設置自身出現故障的報警裝置。

木工機械安全防護裝置檢查規定有哪些

安全警示和安全距離、螺旋傳動等都應該加設防護裝置和防護隔離網，並有安全操作規程、齒輪傳動、皮帶輪，加以防護、鏈輪機械設備外露的旋轉和傳動部位如、聯軸節：旋轉傳動軸

機械加工設備一般安全要求 作廢了嗎

安全要求不會作廢，只會加強。

重型機械加工設備有哪些

重型機械加工設備分為熱加工和冷加工，你問的可能是冷加工方面的，大致有鏜銑床主軸直徑160mm以上；5m以上的龍門銑、刨床；3.4m以上的立車；1.6m以上的卧車、磨床；9m以上的深孔鑽鏜床；等等，簡單的說工件在30噸以上的機加工設備可列為重型機械加工設備。

《GB 12266-1990 機械加工設備一般安全要求》作廢了嗎

《安全生產法》
第三十三條
安全設備的設計、製造、安裝、使用、檢測、維修、改造和報廢，應當符合國家標准或者行業標准。
生產經營單位必須對安全設備進行經常性維護、保養，並定期檢測，保證正常運轉。維護、保養、檢測應當作好記錄，並由有關人員簽字。
第三十五條
國家對嚴重危及生產安全的工藝、設備實行淘汰制度，具體目錄由國務院安全生產監督管理部門會同國務院有關部門制定並公布。法律、行政法規對目錄的制定另有規定的，適用其規定。
省、自治區、直轄市人民 *** 可以根據本地區實際情況制定並公布具體目錄，對前款規定以外的危及生產安全的工藝、設備予以淘汰。
生產經營單位不得使用應當淘汰的危及生產安全的工藝、設備。

施工升降機安全防護裝置有哪些

1、防墜安全器
2、上下限位
3、極限限位
4、緩沖彈簧
5、上下行門限位開關
6、單行門限位開關
7、頂門限位開關
8、圍欄門鎖
9、單行門鎖
10、上下行門鎖

安全防護裝置設計的原則有哪些

通用設計要求
4.1 結構設計要求
4.1.1 機床的外形布局應確保具有足夠的穩定性。使用機床時，不應存在意外翻倒、跌落或移動的危險。由於機床的原因不能確保足夠穩定時，應採取固定措施。
4.1.2 應通過將維護、潤滑和調整點設置在危險區外面，最大程度地減少進入危險區的需要。
4.1.3 除某些必須位於危險區的，如急停裝置或示教盒等，手動控制裝置應配置於危險區區域之外。
4.1.4 可接觸的外露部分不應有可能導致人員傷害的銳邊、尖角和開口。不可消除的，低於1.8米的設備尖銳易磕碰部分要加軟防護。
4.1.5 易墜落的部件要有防墜落保護裝置。
4.1.6 作業環境導致容易滑倒的作業地點，地面或腳踏板應採取防滑倒措施。
4.1.7 腳踏操作件應採取防護措施，以防止誤操作。
4.1.8 機床的限位裝置應盡量安裝到無振動、不受影響的合適位置上，動作應可靠。
4.1.9 出現危害將造成不可承受影響的結構，應考慮設計雙重保護。
4.1.10 運動中有可能松脫的零件、部件應設置防松裝置。
4.2 控制設計要求
4.2.1 自動生產線、輸送線等安全隱患不容易監控的設備，應採用安全繼電器、安全PLC等專用安全器件進行安全防護設計。
4.2.2 除主電櫃上主電源以外的區域電源必須使用鑰匙電源開關鎖，且帶有掛牌後防止送電的連鎖機構。
4.2.3 被保護裝置觸發功能引起停機後，機器的工作循環應該只有通過主控制櫃啟動方能再啟動，而不應在危險消失後自動啟動或在危險源附近就地啟動。
4.2.4 所有具有相反動作不允許同時執行的，應具備互鎖控制，邏輯上不允許同時發生動作。
4.2.5 不同的結構動作一旦同時發生，將造成設備或人員傷害的，應具備互鎖控制，邏輯上不允許同時發生。
4.2.6 不同的結構動作必須遵循固定順序，一旦紊亂將造成設備或人員傷害的，應具備連鎖控制，邏輯上不允許紊亂發生。
4.2.7 所有涉及安全的連鎖、互鎖控制點，應保留硬體觸點連鎖、互鎖控制，而不應只使用軟體實現。
4.2.8 出現過載、欠電壓、欠電流、過壓力、欠壓力、過流量等情況，將導致設備或人身安全隱患的結構，應利用敏感元件進行檢測，並在接近危害時進行工作保護。
4.2.9 保護系統動作時，應具備可以同步啟動的聲光報警裝置，提示作業人員採取措施。
4.2.10 安全保護電路引發的停止和報警應通過復位操作才能恢復。
4.2.11 220VAC電源的零線必須取自電力系統火線和中性線，或隔離變壓器副邊，不應利用有接零保護的機床外殼做零線。
4.2.12 設備停電、停氣等能源供應中斷時，應不發生任何可以預測的危險動作。如設備下沉、滑行、動作紊亂等，必要時應採取保護性設計，防止危險發生。
4.2.13 恢復供電、供氣等動能供應時時，設備不能產生自行起動等非操作才發生的動作。
4.3 其它
4.3.1 設備必須考慮可預見的誤用、誤操作造成的危險，並設計防護措施。
4.3.2 安全裝置設計採用的零部件、材料必須充分考慮其可靠性和壽命不低於設備主結構的可靠性和壽命，以保證其在設備壽命周期內一直有效。
4.3.3 電氣控制系統元件必須考慮防火、防爆、防潮等特殊環境的要求，並按相關國家法規進行設計和製造。
4.3.4 有焊接、切削飛濺的場所 *** 電纜要求使用防飛濺、阻燃銅芯軟電纜。
4.3.5所有用做臨時電源的插座，必須設置漏電保護器。

施工中平刨的安全防護裝置有哪些﹖

應有護手安全裝置，傳動部位防護罩。

常見的起重機安全防護裝置有哪些

1.起升限位開關：重錘式限位、旋轉限位，防止起升行程過極限。 2.起重量限制器或者電子秤，防止起吊重物過載。 3.行程限位開關：單限位、雙限位（帶有預減速限位），防止大、小車運行超過行程。 4.防撞裝置：激光檢測防撞，通過激光反射檢測距離、緩沖器，吸收碰撞動能。 5.電氣連鎖開關：門開關、登機請求開關。 6.超速開關：檢測起升電機轉速，電機失速時起作用。 7.特殊起升機構有速度反饋、安全制動器（如行星減速器的鑄造起重機）。安全制動器直接抱死捲筒。 8.鋼結構防護設計：欄桿、防護罩等。必要處設置檢修平台。 9.鋼絲繩防脫槽裝置。 10.特殊用途起重機設置防熱輻射板、防火焰板、絕緣防酸等保護裝置。 11.司機室訊響警告設備。

㈤ 機械電氣安全技術課程設計任務書

這個簡單啊，電氣控制方面是幾個常開點和常閉點的串並聯組合。

㈥ 請問那位大俠有《機械電氣安全技術》課程設計任務書 ---壓力機兩人雙手按鈕式安全裝置設計

設計題目抄
壓力機兩人襲雙手按鈕式安全裝置設計。

2、工作原理
雙手按鈕式安全裝置的工作原理是將曲柄壓力機滑塊的下行程運動與對雙手的限制聯系起來，強制操作者必須雙手同時按按鈕，滑塊才向下運動。此間如果操作者哪怕僅有一隻手離開，或雙手都離開操縱器，在手伸入危險區之前，滑塊停止下行程或超過下死點，使雙手沒有機會進入危險區，從而避免受到傷害。這樣就可切實保證人員安全。

3、功能要求
該按鈕式安全裝置適合2 人使用。當兩人使用時，兩個操作者必須雙手都同時按按鈕，滑塊才向下運動。

4、設計任務
(1)畫出該裝置的工作原理簡圖。
(2)進行元器件選型，包括規格型號、數量、單價、總價、生產廠家等。
(3)畫出電氣元件實物連接示意圖。
(4)編寫該裝置的使用說明書。

5、設計說明書
課程設計說明書是技術說明書的一種，是對課程設計的總結。主要內容包括：課程設計題目簡介、元器件的選型及評價、工作原理簡圖的繪制、工作過程分析。
說明書用B5紙張書寫，並按以下順序裝訂成冊：封面（按指定的統一格式）、課程設計任務書、目錄、正文、參考文獻。

㈦ 機械安全的設計基準

機械設計的安全基準：
1、機械設備的零部件的強度、剛度應符合安全要求，安裝應牢固，不得經常發生故障。
2、機械設備的布局要合理，應便於操作人員裝卸工件、加工觀察和清除雜物；同時也應便於維修人員的檢查和維修。
3、機械設備根據有關安全要求，必須裝設合理、可靠、不影響操作的安全裝置。例如：
(1)對於作旋轉運動的零、部件應裝設防護罩或防護擋板、防護欄桿等安全防護裝置，以防發生絞傷。 (2)對於超壓、超載、超溫度、超時間、超行程等能發生危險事故的零、部件，應裝設保險裝置，如超負荷限制器、行程限制器、安全閥、溫度繼電器、時間斷電器等等，以便當危險情況發生時，由於保險裝置的作用而排除險情，防止事故的發生。
(3)對於某些動作順序不能搞顛倒的零、部件應裝設聯鎖裝置。即某一動作，必須在前一個動作完成之後，才能進行，否則就不可能動作。這樣就保證了不致因動作順序搞錯而發生事故。
(4)對於某些動作需要對人們進行警告或提醒注意時，應安設信號裝置或警告牌等。如電鈴、喇叭、蜂鳴器等聲音信號，還有各種燈光信號、各種警告標志牌等都屬於這類安全裝置。
4、機械設備的電氣裝置必須符合電氣安全的要求，主要有以下幾點： (1)電機絕緣應良好，其接線板應有蓋板防護，以防直接接觸。
(2)供電的導線必須正確安裝，不得有任何破損或露銅的地方。
(3)應有良好的接地或接零裝置，連接的導線要牢固，不得有斷開的地方。
(4)開關、按鈕等應完好無損，其帶電部分不得裸露在外。
(5)局部照明燈應使用36V的電壓，禁止使用1lOV或220V電壓。
5、機械設備的操縱手柄以及腳踏開關等應符合如下要求：
(1) 重要的手柄應有可靠的定位及鎖緊裝置。同軸手柄應有明顯的長短差別。
(2)腳踏開關應有防護罩或藏入床身的凹入部分內，以免掉下的零、部件落到開關上，啟動機械設備而傷人。
(3)手輪在機動時能與轉軸脫開，以防隨軸轉動打傷人員。
(4)每台機械設備應根據其性能、操作順序等制定出安全操作規程和檢查、潤滑、維護等制度，以便操作者遵守。
(5)機械設備的作業現場要有良好的環境，即照度要適宜，濕度與溫度要適中，雜訊和振動要小，零件、工夾具等要擺放整齊。

㈧ 機械安全技術知識

機械安全技術知識大全

機械的安全功能是指機械及其零部件的某些功能是專門為保證安全而設計的，它主要分為主要安全功能和輔助安全功能兩大類。下面是我為大家整理的機械安全技術知識大全，歡迎大家閱讀瀏覽。

第一節機械行業安全概要

知識點一、機械產品主要類別

1、機械行業的主要產品包括12類：

2、重點了解(2)重型礦山機械;(4)石油化工通用機械。

3、非機械行業包括鐵道機械、建築機械、紡織機械、輕工機械、船舶機械等。

知識點二、機械設備的危險部位及防護對策

(一)機械設備的危險部位

1、機械設備可造成碰撞、夾擊、剪切、捲入等多種傷害。

2、旋轉部件之間、連接件、運動部件;接近類型;通過類型;單向滑動。

(二)機械傳動機構安全防護對策

1、機床上常見的傳動機構有齒輪嚙合機構、皮帶傳動機構、聯軸器等，有必要把傳動機構危險部位加以防護。

2、所採取的安全技術措施一般分為直接(設計時)、間接(防護裝置)和指導性(安全規定、設置標志)三類。

3、重點：齒輪傳動的安全防護：齒輪傳動機構必須裝置全封閉型的防護裝置，沒有防護罩不得使用;皮帶傳動裝置的防護罩可採用金屬骨架的防護網，與皮帶的距離不要小於50mm，不要影響機器的運行。一般傳動機構離地面2 m以下，要設防護罩。3種情況加以防護：皮帶輪之間的距離在3 m以上;皮帶寬度在15 cm以上;皮帶回轉的速度在9 m/min以上;聯軸器等的防護最常見的是Ω型防護罩。

知識點三、機械傷害類型及預防對策

(一)機械傷害類型

1、機械狀態：正常工作狀態、非正常工作狀態、非工作狀態。

2、機械行業包括機械傷害、非機械危害。

3、主要危險和危害：物體打擊、車輛傷害、機械傷害、起重傷害、觸電、灼燙、火災、高處墜落等14種。

(二)機械傷害預防對策措施：先後順序

1、實現機械本質安全：①消除產生危險的原因。②減少或消除接觸機器的危險部件的次數;③使人們難以接近機器的危險部位(或提供安全裝置，使得接近這些部位不會導致傷害);④提供保護裝置或者防護服。

2、保護操作者和有關人員安全：①通過培訓來提高人們辨別危險的能力;②通過對機器的重新設計，使危險更加醒目(或者使用警示標志);③通過培訓，提高避免傷害的能力;④採取必要的行動來避免傷害的自覺性。

(三)通用機械安全設施的技術要求

1、機械安全防護裝置的一般要求。安全防護裝置可靠，與設備運轉連鎖。

2、重點：緊急停車開關。緊急停車開關應保證瞬時動作時能終止設備的一切運動。對有慣性運動的設備，緊急停車開關應與制動器或離合器連鎖，以保證迅速終止運行。緊急停車開關的形狀應區別於一般開關，顏色為紅色;緊急停車開關的布置應保證操作人員易於觸及，且不發生危險;設備由緊急停車開關停止運行後，必須按啟動順序重新啟動才能重新運轉。

3、防護罩做平台或階梯時，應能承受1500n的垂直力。

知識點四、機械安全設計與機器安全裝置

(一)本質安全：是通過機械的設計者，在設計階段採取措施來消除隱患的一種機械安全方法。

(二)失效安全：設計者應該保證當機器發生故障時不出危險。

(三)定位安全：把機器的部件安置到不可能觸及的地點，通過定位達到安全。

(四)機器布置：空間、照明、管線布置、維護時的出入安全。

(五)機器安全防護裝置

重點理解：連鎖、控制、雙手控制安全裝置。

知識點五、機械製造場所安全技術

(一)採光:廠房跨度大於12 m時，單跨廠房的兩邊應有採光側窗，窗戶的寬度應不小於開間長度的1/2;多跨廠房相連，相連各跨應有天窗，跨與跨之間不得有牆封死。車間通道照明燈要覆蓋所有通道，覆蓋長度應大於90%車間安全通道長度。

(二)通道：包括廠區主幹道和車間安全通道。

1、廠區幹道的路面要求：車輛雙向行駛的幹道寬度不小於5m，有單向行駛標志的主幹道寬度不小於3m;進入廠區門口，危險地段需設置限速牌、指示牌和警示牌。

2、車間安全通道要求。通行汽車，寬度>3m;通行電瓶車的寬度>1.8 m;通行手推車、三輪車的寬度>1.5 m;一般人行通道的寬度>l m。

(三)設備布局:長度>12 m者為大型設備，6～12m者為中型設備，<6m者為小型設備; 設備間距：大型≥2 m，中型≥lm，小型≥0.7 m; 設備與牆、柱距離：大型≥0.9 m，中型≥0.8 m，小型≥0. 7 m; 高於2 m的運輸線應有牢固的防罩(網)，對低於2 m的運輸線的起落段兩側應加設護欄，欄高1.05m。

(四)物料堆放

1、包括工位器具、工件、材料的擺放。

2、產品坯料的存放量：產品坯料等應限量存入，白班存放量為每班加工量的1.5倍，夜班存放量為加工量的2.5倍，但大件不超過當班定額。

3、工件、物料擺放不得超高，在垛底與垛高之比為1：2的前提下，垛高不超出2m(單位超高除外)，砂箱堆垛不超過3.5 m。

(五)地面狀態：要求生產場地平坦、清潔。深大於0.2 m、寬大於0.1 m的坑、壕、池應有可靠的防護欄或蓋板。

第二節金屬切削機床及砂輪機安全技術

知識點一、金屬切削機床的危險因素

靜止部件、旋轉部件、內旋轉咬合、往復運動和滑動的危害、飛出物。

知識點二、金屬切削機床的安全技術措施

1、機床運轉異常狀態：1)溫升異常2)轉速異常3)振動和雜訊過大4)出現撞擊聲5)輸入輸出參數異常6)機床內部缺陷

振動故障率最大：機床由於振動而產生的故障占整個故障的`60%~70%。

2、運動機械中易損件的故障檢測。

重點：易損件有傳動軸、軸承、齒輪、葉輪，其中滾動軸承和齒輪的損壞更為普遍。

3、金屬切削機床常見危險因素的控制措施：1)設備可靠接地，照明採用安全電壓。2)楔子、銷子不能突出表面。3)用專用工具，帶護目鏡。4)尾部安防彎裝置及設料架。5)零部件裝卡牢固。6)及時維修安全防護、保護裝置。7)選用合格砂輪，裝卡合理。

(8)加強檢查，杜絕違章現象，穿戴好勞動保護用品。

知識點三、砂輪機的安全技術要求

砂輪機安裝：地點選擇。砂輪機正面裝設不低於1.8m高度的防護擋板。

砂輪的平衡。直徑大於或等於200mm的砂輪裝上法蘭盤後應先進行靜平衡調試。

砂輪與卡盤的匹配。砂輪法蘭盤直徑不得小於被安裝砂輪直徑的1/3，且規定砂輪磨損到直徑比法蘭盤直徑大10mm時應更換新砂輪。

砂輪機的防護罩。開口角度在主軸水平面以上不允許超過65゜，開口大於等於30゜時必須設擋屑屏板，砂輪圓周表面與擋板的間隙應小於6mm。

砂輪機的工件托架。直徑在150m以上必須設置可調托架，砂輪與托架之間的距離應小於被磨工件最小外形尺寸的1/2，但最大不應超過3mm。

砂輪機使用安全要求：禁止側面磨削;不準正面操作;不準共同操作。

第三節沖壓(剪)機械安全技術

知識點一、沖壓作業的危險因素

設備結構具有的危險;動作失控;開關失靈;模具的危險(傷害部位主要是手部)。

知識點二、沖壓作業安全技術措施

包括改進沖壓作業方式、改革沖模結構、實現機械化自動化、設置模具和設備的防護裝置等。沖壓作業機械化和自動化是減輕工人勞動強度、保證人身安全的根本措施。

重點：沖壓設備的安全裝置。按結構分為機械式、按鈕式、光電式、感應式等。機械式防護裝置。主要有：推手式、擺桿(撥手)、拉手安全裝置。

知識點三、剪板機安全技術措施

操作剪板機時的注意事項(重點2、4、5)。不應獨自1人操作剪板機;運動部位必須安裝防護罩;操作者的手指保持安全距離，手指離剪刀口應保持最少200mm以外的距離，並且離開壓緊裝置。

第四節木工機械安全技術

知識點一、木工機械危險有害因素

刀軸轉速高、多刀多刃、手工進料等。機械傷害：危險性大，發生概率高;火災和爆炸：後果嚴重;木材的生物、化學危害;木粉塵危害;雜訊和振動危害。

知識點二、木工機械安全技術措施

1、在設計上就應使木工機械具有完善的安全裝置，包括安全防護裝置、安全控制裝置和安全報警信號裝置。徒手操作者必須有安全防護措施，消聲、吸塵或通風裝置，刀軸與電氣應有安全聯控裝置，採用安全送料裝置或設置分離刀、防反彈安全屏護裝置，設置遇事故需緊急停機的安全控制裝置。

2、手壓平刨傷手為多發性事故，手壓平刨刀軸的設計與安裝要求：1)必須使用圓柱形刀軸，絕對禁止使用方刀軸。2)壓刀片的外緣應與刀軸外圓相合，當手觸及刀軸時，只會碰傷手指皮，不會被切斷。3)刨刀刃口伸出量不能超過刀軸外徑1.1mm。4)刨口開口量應符合規定。

第五節鑄造安全技術

知識點一、鑄造作業危險有害因素

火災及爆炸、灼燙、機械傷害、高處墜落、塵毒危害、雜訊振動、高溫和熱輻射

知識點二、鑄造作業安全技術措施

(一)工藝要求

在工藝可能的條件下，宜採用濕法作業，操作條件差的場合宜採用機械手遙控隔離操作。污染較小的造型、制芯工段在集中採暖地區應布置在非採暖季節最小頻率風向的下風側，在非集中採暖地區應位於全面最小頻率風向的下風側。

(二)建築要求：鑄造車間應安排在高溫車間、動力車間的建築群內，建在廠區其他不釋放有害物質的生產建築的下風側;廠房主要朝向宜南北向;綠化帶。

(三)除塵：電弧爐的煙氣凈化設備宜採用乾式高效除塵器;沖天爐的排煙凈化宜採用機械排煙凈化設備。

第六節鍛造安全技術

知識點一、鍛造的特點

在金屬灼熱的狀態下進行，所使用的設備如空氣錘、蒸汽錘、摩擦壓力機等，工作時發出的都是沖擊力，作用力是很大的，

知識點二、鍛造的危險有害因素

傷害事故：機械傷害、火災爆炸、灼燙(800~1200)。

職業危害：雜訊和振動、塵毒危害、熱輻射。

知識點三、鍛造的安全技術措施

12點(掌握重點啟動裝置3、4、5及11)。外露的傳動裝置(齒輪傳動、摩擦傳動、曲柄傳動或皮帶傳動等)必須要有防護罩;啟動裝置必須能保證對設備進行迅速開關，並保證設備運行和停車狀態的連續可靠;電動啟動裝置的按鈕盒，其按鈕上需標有“啟動”、“停車”等字樣。停車按鈕為紅色，其位置比啟動按鈕高10—12 mm;新安裝和經過大修理的鍛壓設備，應該根據設備圖紙和技術說明書進行驗收和試驗。

第七節安全人機工程基本知識

知識點一、定義與研究內容

(一)“人—機—環境”系統

解決安全問題的根本需求是實現生產過程的機械化和自動化。

(二)人機系統的類型：主要有兩類，一類為機械化、半機械化控制的人機系統;另一類為全自動化控制的人機系統。

1)機械化、半機械化控制的人機系統：人主要充當生產過程的操作者與控制者。系統的安全性主要取決於人機功能分配的合理性、機器的本質安全性及人為失誤狀況。

2)全自動化控制的人機系統：人是監視著和管理者。系統的安全性主要取決於機器的本質安全性、機器的冗餘系統失靈以及人處於低負荷時應急反應變差等。

第八節 人的特性

知識點一、人體測量

(一)靜態測量。

測量方法：可採取不同的姿勢，主要有立姿、坐姿、跪姿和卧姿等幾種。

人體測量的數據是指人體不同部位的尺寸，在設計不同的設備或產品時會涉及到。

影響人體測量數據的因素：民族因素，性別、年齡因素，職業因素。

(二)動態測量

(三)人體測量數據的運用准則

最大最小准則，可調性准則，平均准則，使用最新人體數據准則，地域性准則，功能修正與最小心理空間相結合準則(著裝修正量、功能修正量得到最小功能尺寸、附加心理修正量得到最佳功能尺寸)。

知識點二、人的生理特性

1、視覺

暗適應與明適應能力：暗適應的過渡時間較長，約需要30min;明適應約需1min;

眩光有害影響：使暗適應破壞，產生視覺後像;降低視網膜上的照度;減弱觀察物體與背景的對比度;觀察物體時產生模糊感覺等，這些都將影響操作者的正常作業。

視錯覺：形狀錯覺，色彩錯覺，物體運動錯覺。其中常見的形狀錯覺有長短錯覺、方向錯覺、對比錯覺、大小錯覺、遠近錯覺及透視錯覺等。色彩錯覺有對比錯覺、大小錯覺、溫度錯覺、距離錯覺及疲勞錯覺等。

視覺損傷與視覺疲勞：眼睛能承受的可見光的最大亮度值約為106cd/m2。300m以下的短波紫外線可引起紫外線眼炎。紫外線照射4～5h後眼睛便會充血，l0～12h後會使眼睛劇痛而不能睜眼。常受紅外線照射可引起白內障。直視高亮度光源如激光、太陽光等，會引起黃斑燒傷，有可能造成無法恢復的視力減退。低照度或低質量的光環境，會引起各種眼的折光缺陷或提早形成老花。眩光或照度劇烈而頻繁變化的光可引起視覺機能的降低。

視覺的運動規律：人眼看一個目標要得到視覺印象，最短的注視時間為0.07～0.3s，這里與照明的亮度有關。人眼視覺的暫停時間平均需要0.17s。

2、聽覺。聽覺的功能有分辨聲音的高低和強弱，還可以判斷環境中聲源的方向和遠近。

聽覺絕對閾限：頻率閾限、聲壓閾限和聲強閾限。

聽覺辨別閾限：人耳具有區分不同頻率和不同強度聲音的能力。

辨別聲音的方向和距離的能力。

3、人的感覺與反應

反應時間：是從包括感覺反應時間到開始動作所用時間的總和。一般條件下，反應時間約為0.1-0.5S，對於復雜的選擇性反應時間達1-3S，要進行復雜判斷和認識的反應時間平均達3-5S。

減少反應時間的途徑：1)合理地選擇感知類型(聽覺的反應時間最短0.1-0.2S);2)按人機工程學原則設計機器;3)通過訓練提高人的反應速度。

(二)人體的特性參數

與產品設計和操作機器有關參數：靜態參數，動態參數，生理學參數，生物力學參數。

人體勞動強度參數：耗氧量、心率、人的勞動強度。體力勞動強度按勞動強度指數i大小分為4級：輕勞動、中等強度勞動、重強度勞動、很重體力勞動。

(三)疲勞

疲勞的定義：疲勞分為肌肉疲勞(或稱體力疲勞)和精神疲勞(或稱腦力疲勞)兩種。

消除疲勞的途徑：設計時應充分考慮人的生理心理因素;改善工作環境;合理安排作息時間。

3、疲勞測定的方法：主觀感覺調查表法、分析腦電圖、測定頻閃值、智能測驗、精神測驗、連續拍攝人體動作的變化。

4、單調作業與輪班作業

避免作業單調的措施：培養多面手，工作延伸，操作再設計，顯示作業終極目標，動態信息報告，推行消遣工作法，改善作業環境。

輪班作業：單班制、兩班制、三班制或四班制等。許多企業實行“四班三運轉制” 。

知識點三、人的心理特性

能力：是指一個人完成一定任務的本領。主要有感覺、知覺、觀察力、注意力、記憶力、思維想像力和操作能力等。

各種能力的總和就構成人的智力，它包括人的認識能力和活動能力。

情緒與情感。不安全情緒有急躁情緒和煩躁情緒。

第九節 機械的特性

知識點一、機械安全的定義及特性

機械安全的特性。現代機械安全具有：系統性、防護性、友善性、整體性。

知識點二、機械故障診斷技術

故障診斷的基本流程包括診斷文檔建立和診斷實施兩大部分。診斷實施過程的基本步驟：信號檢測 、特徵提取(或稱信號處理) 、狀態識別、診斷決策 。

(三)故障診斷技術

1、振動信號的檢測與分析

振動信號一般用位移、速度或加速度感測器來測量。感測器應盡量安裝在診斷對象敏感點或離核心部位最近的關鍵點。

2、油液分析技術：應用較多的有光譜油液分析和鐵譜油液分析 。

3、溫度檢測及紅外線監測技術。

4、超聲探傷技術：可以對所有固體材料進行探傷和檢測。

5、表面缺陷探傷技術：磁粉探傷、滲透探傷、渦流探傷。

知識點三、 機械的可靠性設計與維修性設計

可靠性定義：指系統或產品在規定的條件和規定的時間內，完成規定功能的能力。

可靠性度量指標：可靠度、故障率(或失效率)、平均壽命(或平均無故障工作時間)、維修度、有效度。

有效度：狹義可靠度r(t)與維修度m(τ)的綜合稱為有效度，也稱廣義可靠度。

(二)維修性設計

維修性是指對故障產品修復的難易程度。即在規定條件和規定時間內，完成某種產品維修任務的難易程度。

應考慮的主要問題：可達性、零組部件的標准化與互換性、維修人員的安全。

第十節 人機作業環境

知識點一、光環境

(一)光的度量

概念：光通量、發光強度(光強)、亮度、照度。照度不足是重要原因。

(二)照明對作業的影響

照明與疲勞、照明與事故。視覺疲勞是產生事故和影響工效的主要原因。

知識點二、色彩環境

顏色的特性顏色具有色調、明度、彩度三個基本特性。

色彩對生理的影響，視覺疲勞。

知識點三、微氣候環境

構成微氣候的要素：空氣溫度、空氣濕度、氣流速度、熱輻射。

空氣溫度，分為舒適溫度(21±3℃)和允許溫度(舒適溫度±3~5 ℃)。

空氣濕度，有絕對濕度和相對濕度，相對濕度在80%以上為高氣濕，低於30%為低氣濕，舒適的濕度一般為40%~60%。

氣流速度，室外一般為0.15m/s時空氣新鮮。

(二)人體對微氣候環境的感受與評價

1、微氣候環境的綜合評價。1)有效溫度(感覺溫度)：干球溫度、濕球溫度和氣流速度;2)不適指數：干球溫度、濕球溫度;3)三球溫度指數wbgt：干球、濕球、黑球;4)卡他度：氣溫、濕度和風速。

2、高溫作業環境對人體的影響：高溫環境使人心率和呼吸加快、濕熱環境對中樞神經系統具有抑製作用、高溫環境下，人的水分和鹽分大量喪失。

3、低溫環境對人體的影響：手的觸覺敏感性臨界皮溫是10℃左右。

第十一節 人機系統

知識點一、人機信息及能量交換系統模型

人機系統的任何活動實質上是信息及能量的傳遞和交換。

知識點二、人機功能分配

1、人在人機系統中的主要功能：感測功能、信息處理功能、操縱功能。

2、人機功能分配原則：笨重的、快速的、持久的、可靠性高的、精度高的、規律性的、單調的、高價運算的、操作復雜的、環境條件差的工作，適合機器;而研究、創造、決策、指令和程序的編排、檢查、維修、故障處理及應付不測等工作，適合人。

知識點三、人機系統可靠性計算

(一)人機系統的可靠度計算

1、人機串聯系統。人機並聯系統：並行工作冗餘法、後備冗餘法。

2、兩人監控人機系統的可靠度：異常時相當於兩人並聯;正常相當於兩人串聯。

異常情況時，Rsr′=RHb·RM=[1-(1-R1)(1-R2)]RM

正常情況時，Rsr″=RHc·RM=Rl·R2·RM

(二)人機系統可靠性設計基本原則

1、系統的整體可靠性原則、高可靠性組成單元要素原則 、具有安全系數的設計原則、高可靠性方式原則、標准化原則、高維修度原則(零件標准化、部件通用化、設備系列化)、事先進行試驗和進行評價的原則、預測和預防的原則、人機工程學、技術經濟性、審查原則、整理准備資料和交流信息原則、信息反饋原則、設立相應的組織機構。

2、高可靠性方式原則：冗餘設計、故障安全裝置、自動保險裝置。

3、故障安全結構有以下幾種：

①消極被動式。組成單元發生故障時，機器變為停止狀態。

②積極主動式。組成單元發生故障時，機器一面報警，一面還能短時運轉。

③運行操作式。即使組成單元發生故障，機器也能運行到下次的定期檢查。

通常在產業系統中，大多為消極被動式結構。

;

㈨ 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

㈩ 請問那位大俠有《機械電氣安全技術》課程設計任務書 ---壓力機兩人雙手按鈕式安全裝置設計

QQ254539369