小型搬运装置驱动单元设计

⑴ 求“物料搬运机器人控制设计（6千克）”毕业设计

这个需要你自己找，不过我这有一篇概述发给你
简介：机械手可在空间抓放物体，动作灵活多样，适用于可变换生产品种的中、小批量自动化生产，广泛应用于柔性自动线[1]。笔者开发的用于热处理淬火加工的物料搬运机械手，采用PLC控制，是一种按预先设定的程序进行工件分拣、搬运和淬火加工的自动化装置，可部分代替人工在高温和危险的作业区进行单调持久的作业，并可根据工件的变化以及淬火工艺的要求随时更改相关控制参数。
关键字：可编程控制器，机械手，定位控制

1引言
机械手可在空间抓放物体，动作灵活多样，适用于可变换生产品种的中、小批量自动化生产，广泛应用于柔性自动线[1]。笔者开发的用于热处理淬火加工的物料搬运机械手，采用PLC控制，是一种按预先设定的程序进行工件分拣、搬运和淬火加工的自动化装置，可部分代替人工在高温和危险的作业区进行单调持久的作业，并可根据工件的变化以及淬火工艺的要求随时更改相关控制参数。
2物料搬运机械手结构
物料搬运机械手为三自由度气压式圆柱坐标型机械手，主要由机座、腰部、水平手臂、垂直手臂、气爪等部分组成。其中，腰部采用步进电机驱动旋转，手臂及气爪采用气缸等气动元件。对应的物料分拣装置由4个普通气缸构成，用以将不同长度的工件经分拣后送至各自的轨道中，并在轨道终端进行淬火加工，加工完毕后再由机械手抓取、搬运和分类堆放。机械手抓取长、短工件的顺序不是固定的，要视物料分拣装置的分拣结果以及长、短工件哪一个先到达轨道终端来定。但机械手对工件的堆放顺序却是固定的，要按照一定的规律堆放(如图1中，长、短工件各放一边，以4个为一组进行堆放)，并且堆放工件的位置精度也是有要求的。
3机械手控制系统组成
由于取工件和堆放工件都有定位精度要求，所以在机械手控制中，除了要对垂直手臂滑块气缸、气爪等普通气缸进行控制外，还要涉及到对水平手臂气缸以及机械手腰部回转的伺服控制。其中，机械手水平手臂气缸的伺服控制采用气动比例伺服控制系统;机械手的回转控制则采用三相混和式步进电机及其控制系统。考虑到机械手工作的稳定性、可靠性以及各种控制元器件连接的灵活性和方便性，对这种混合驱动机械手采用PLC作为核心控制器，上述各控制对象都必须在PLC的统一控制下协同工作(如图2所示)，PLC采用日本三菱公司的FX2N-32MR型PLC(16点输入、16点输出)。
步进电机选用深圳白山机电公司的BS110HB3L142-04型三相混合式步进电机，最大扭矩:12Nm;保持转矩:13.5Nm;额定电流4.2A。步进电机驱动器性能的优劣，直接关系到步进电机的正常运行，必须合理选配。为此，我们仍选择白山公司与BS110三相混合式步进电机配套的Q3HB220M等角度恒力矩细分型驱动器，定位精度可达30000步/转。为了确保步进电机控制的稳定性、可靠性以及便于日后维护，我们选择与FX2N系列PLC配套的脉冲发生单元FX2N-1PG作为步进电机驱动器的控制单元[2]。PLC通过扩展电缆、控制信号以及FROM/TO指令对1PG进行控制，向1PG发出定位命令，然后由1PG通过向步进电机驱动器输出指定数量的脉冲(最大100KPPS)来具体执行这个定位命令，从而最终实现PLC对步进电机的伺服定位控制，既提高了控制的灵活性和可靠性,又便于控制程序的编写。
在图2中，FX2N-1PG的FP和RP分别与步进电机的DR-和PU-端子相连，表示输出脉冲类型分别为前向脉冲和反向脉冲。1PG的DOG端为确定步进电机原点位置时所用。在调试时，当步进电机接近原点位置时，应通过此端对应的按钮接通24V电源，从而使步进电机开始以原点返回速度(爬行速度)转动，以便在到达设定的原点位置时方便于PG0端的控制。PG0+和PG0-为步进电机到达原点位置时的停转控制信号，需外加一个5V电源，正端接PG0+，负端通过开关K与PG0-相连。当步进电机在DOG信号的控制下缓慢转动到达设定的原点位置时，可通过手动或行程开关触发PG0+和PG0-，使两端接通5V电源，于是电机停转，并将原点位置记录下来，存贮在1PG的BFM#26和#27这2个寄存器中，作为PLC对步进电机进一步控制的基准和重要参数。
气动比例伺服控制系统采用德国Festo公司的相关产品，主要由HMP坐标气缸、伺服定位控制器SPC200以及与之配套的内置位移传感器MLO-POT-0225、气动伺服阀MPYE-5-1/8-LF-010-B和伺服定位控制连接器SPC-AIF-POT等装置组成。在图2的控制系统硬件接线中，主要涉及其中SPC200的DIO数字量I/O模块的接线[3]。从该图中可见，一方面PLC通过输出端Y0-Y3控制SPC200的定位指令(RecordSelect工作方式)记录号选取，并通过Y6启动伺服定位;另一方面SPC200又通过定位任务完成信号Q0.4(MC-A)将定位执行情况反馈到PLC的输入端X12，以便于PLC的程序控制。
在滑块气缸和气爪上都安装有磁性开关传感器，用于检测气缸活塞的位置。通过这些传感器的信号，并结合步进电机和气动伺服的启停信号，在PLC的控制下，就能够对滑块气缸和气爪对应的电磁阀进行控制，进而实现气缸的动作。

4控制系统PLC程序设计
4.1步进电机初始化控制程序
PLC与1PG间通过FROM/TO指令进行联系。通过TO指令，PLC将控制命令及参数写入1PG的缓存，而在1PG控制下，步进电机的运行状态则由PLC通过FROM指令读入，以便程序处理。在图3所示的部分步进电机初始化程序中，PLC一旦通电运行，便在每一个循环执行周期中将其M0～M15寄存器的内容写入1PG的操作命令缓存“BFM#25”中，控制1PG的工作。同时，PLC还不断从1PG的“BFM#28”、“BFM#27”和“BFM#26”缓存中读入步进电机的运行状态和当前位置值，以便在逻辑控制中通过对这些输入值的处理来进一步控制机械手的动作。
按设计要求，同类型工件每4个为一组放置，两种工件各自的堆放顺序不能互相干扰。因此，同类型的4个工件搬运为一个基本循环，在各自的工件循环中分别设置了相应的工件计数标志位。
4.2机械手综合控制程序
综合前述的步进电机和气动伺服控制技术，同时结合对垂直手臂滑块气缸、气爪的控制要求,下面给出机械手完成一次定位并抓取工件的部分PLC程序
该程序表明:当工件分拣加工完毕后，机械手首先转动一定的角度指向取工件位置，待步进电机定位结束后，垂直手臂滑块气缸活塞落下，然后水平手臂气缸在气动伺服控制下伸出设定的定位位移。定位位移是由PLC的输出端子(Y2～Y0)控制SPC200输入端子(I0.2～I0.0)的状态来决定的，如附表所示，从而实现了PLC对气动伺服定位的控制。当气动伺服定位结束后，气爪动作,夹紧工件。后续的搬运和放置工件的控制程序原理与之类似。
5结束语
上述针对机械手的控制方法充分利用了PLC和其它控制装置的特性，结构紧凑、控制可靠，目前在现场运行良好。作为一个相对独立的PLC控制系统，它还可以通过RS-485总线或CC-Link总线与生产线上的其它PLC及控制器组成工业控制网络,实现更进一步的自动化生产控制。

⑵ 急求一篇有关提高装卸搬运效率的文献综述！

机电一体化技术的应用与发展前景

摘要:机电一体化是一种复合技术,是机械技术与微电子技术、信息技术互相渗透的产物,是机电工业发展的必然趋势。文章简述了机电一体化技术的基本结构组成和主要应用领域,并指出其发展趋势。
关键词:机械工业;机电一体化;数控;模块化

现代科学技术的发展极大地推动了不同学科的交叉与渗透,引起了工程领域的技术改造与革命。
在机械工程领域,由于微电子技术和计算机技术的迅速发展及其向机械工业的渗透所形成的机电一体化,使机械工业的技术结构、产品机构、功能与构成、生产方式及管理体系发生了巨大变化,使工业生产由“机械电气化”迈入了“机电
一体化”为特征的发展阶段。
一、机电一体化的核心技术
机电一体化包括软件和硬件两方面技术。硬件是由机械本体、传感器、信息处
理单元和驱动单元等部分组成。因此,为加速推进机电一体化的发展,必须从以下
几方面着手。
(一)机械本体技术
机械本体必须从改善性能、减轻质量和提高精度等几方面考虑。现代机械产品一般都是以钢铁材料为主,为了减轻质量除了在结构上加以改进,还应考虑利用非金属复合材料。只有机械本体减轻了重量,才有可能实现驱动系统的小型化,进而在控制方面改善快速响应特性,减少能量消耗,提高效率。
(二)传感技术
传感器的问题集中在提高可靠性、灵
敏度和精确度方面,提高可靠性与防干扰
有着直接的关系。为了避免电干扰,目前
有采用光纤电缆传感器的趋势。对外部信
息传感器来说,目前主要发展非接触型检
测技术。
(三)信息处理技术
机电一体化与微电子学的显著进步、
信息处理设备(特别是微型计算机)的普
及应用紧密相连。为进一步发展机电一体
化,必须提高信息处理设备的可靠性,包
括模/数转换设备的可靠性和分时处理
的输入输出的可靠性,进而提高处理速
度,并解决抗干扰及标准化问题。
(四)驱动技术
电机作为驱动机构已被广泛采用,但
在快速响应和效率等方面还存在一些问
题。目前,正在积极发展内部装有编码器
的电机以及控制专用组件-传感器-电
机三位一体的伺服驱动单元。
(五)接口技术
为了与计算机进行通信,必须使数据
传递的格式标准化、规格化。接口采用同
一标准规格不仅有利于信息传递和维修,
而且可以简化设计。目前,技术人员正致
力于开发低成本、高速串行的接口,来解
决信号电缆非接触化、光导纤维以及光藕
器的大容量化、小型化、标准化等问题。
(六)软件技术
软件与硬件必须协调一致地发展。为
了减少软件的研制成本,提高生产维修的
效率,要逐步推行软件标准化,包括程序
标准化、程序模块化、软件程序的固化、推
行软件工程等。
二、机电一体化技术的主要应用领域
(一)数控机床
数控机床及相应的数控技术经过40
年的发展,在结构、功能、操作和控制精度
上都有迅速提高,具体表现在:
1、总线式、模块化、紧凑型的结构,即
采用多C PU、多主总线的体系结构。
2、开放性设计,即硬件体系结构和功
能模块具有层次性、兼容性、符合接口标
准,能最大限度地提高用户的使用效益。
3、W O P技术和智能化。系统能提供
面向车间的编程技术和实现二、三维加工
过程的动态仿真,并引入在线诊断、模糊
控制等智能机制。
4、大容量存储器的应用和软件的模
块化设计,不仅丰富了数控功能,同时也
加强了C N C系统的控制功能。
5、能实现多过程、多通道控制,即具
有一台机床同时完成多个独立加工任务
或控制多台和多种机床的能力,并将刀具
破损检测、物料搬运、机械手等控制都集
成到系统中去。
6、系统的多级网络功能,加强了系统
组合及构成复杂加工系统的能力。
7、以单板、单片机作为控制机,加上专
用芯片及模板组成结构紧凑的数控装置。
(二)计算机集成制造系统(CIMS)
C IM S的实现不是现有各分散系统
的简单组合,而是全局动态最优综合。它
打破原有部门之间的界线,以制造为基干
来控制“物流”和“信息流”,实现从经营
决策、产品开发、生产准备、生产实验到生
产经营管理的有机结合。企业集成度的提
高可以使各种生产要素之间的配置得到
更好的优化,各种生产要素的潜力可以得
到更大的发挥。
(三)柔性制造系统(FMS)
柔性制造系统是计算机化的制造系
统,主要由计算机、数控机床、机器人、料
盘、自动搬运小车和自动化仓库等组成。
它可以随机地、实时地、按量地按照装配
部门的要求,生产其能力范围内的任何工
件,特别适于多品种、中小批量、设计更改
频繁的离散零件的批量生产。
(四)工业机器人
第1代机器人亦称示教再现机器人,
它们只能根据示教进行重复运动,对工作
环境和作业对象的变化缺乏适应性和灵活
性;第2代机器人带有各种先进的传感元
件,能获取作业环境和操作对象的简单信
息,通过计算机处理、分析,做出一定的判
断,对动作进行反馈控制,表现出低级智
能,已开始走向实用化;第3代机器人即智
能机器人,具有多种感知功能,可进行复杂
的逻辑思维、判断和决策,在作业环境中独
立行动,与第5代计算机关系密切。
三、机电一体化技术的发展前景
纵观国内外机电一体化的发展现状
和高新技术的发展动向,机电一体化将朝
着以下几个方向发展。
(一)智能化
智能化是机电一体化与传统机械自
动化的主要区别之一,也是21世纪机电
一体化的发展方向。近几年,处理器速度
的提高和微机的高性能化、传感器系统的
集成化与智能化为嵌入智能控制算法创
造了条件,有力地推动着机电一体化产品
向智能化方向发展。智能机电一体化产品
可以模拟人类智能,具有某种程度的判断推理、逻辑思维和自主决策能力,从而取
代制造工程中人的部分脑力劳动。
(二)系统化
系统化的表现特征之一就是系统体
系结构进一步采用开放式和模式化的总
线结构。系统可以灵活组态,进行任意的
剪裁和组合,同时寻求实现多子系统协调
控制和综合管理。表现特征之二是通信功
能大大加强,一般除R S232等常用通信
方式外,实现远程及多系统通信联网需要
的局部网络正逐渐被采用。未来的机电一
体化更加注重产品与人的关系,如何赋予
机电一体化产品以人的智能、情感、人性
显得越来越重要。机电一体化产品还可根
据一些生物体优良的构造研究某种新型
机体,使其向着生物系统化方向发展。
(三)微型化
微型机电一体化系统高度融合了微
机械技术、微电子技术和软件技术,是机
电一体化的一个新的发展方向。国外称微
电子机械系统的几何尺寸一般不超过
1cm 3,并正向微米、纳米级方向发展。由于
微机电一体化系统具有体积小、耗能小、
运动灵活等特点,可进入一般机械无法进
入的空间并易于进行精细操作,故在生物
医学、航空航天、信息技术、工农业乃至国
防等领域,都有广阔的应用前景。目前,利
用半导体器件制造过程中的蚀刻技术,在
实验室中已制造出亚微米级的机械元件。
(四)模块化
模块化也是机电一体化产品的一个
发展趋势,是一项重要而艰巨的工程。由
于机电一体化产品种类和生产厂家繁多,
研制和开发具有标准机械接口、电气接
口、动力接口、信息接口的机电一体化产
品单元是一项复杂而重要的事,它需要制
订一系列标准,以便各部件、单元的匹配
和接口。机电一体化产品生产企业可利用
标准单元迅速开发新产品,同时也可以不
断扩大生产规模。
(五)网络化
网络技术的飞速发展对机电一体化
有重大影响,使其朝着网络化方向发展。
机电一体化产品的种类很多,面向网络的
方式也不同。由于网络的普及,基于网络
的各种远程控制和监视技术方兴未艾,而
远程控制的终端设备本身就是机电一体
化产品。
(六)绿色化
工业的发达使人们物质丰富、生活舒
适的同时也使资源减少,生态环境受到严
重污染,于是绿色产品应运而生。绿色化
是时代的趋势,其目标是使产品从设计、
制造、包装、运输、使用到报废处理的整个生命周期中,对生态环境无危害或危害极
小,资源利用率极高。机电一体化产品的
绿色化主要是指使用时不污染生态环境,
报废时能回收利用。绿色制造业是现代制
造业的可持续发展模式。
综上所述,机电一体化是众多科学技
术发展的结晶,是社会生产力发展到一定
阶段的必然要求。它促使机械工业发生战
略性的变革,使传统的机械设计方法和设
计概念发生着革命性的变化。大力发展新
一代机电一体化产品,不仅是改造传统机
械设备的要求,而且是推动机械产品更新
换代和开辟新领域、发展与振兴机械工业
的必由之路。

⑶ 搬运机械手及控制设计 的毕业设计

第一章 绪 论 1
1.1 前 言 1
1.2 搬运机械手在生产中的应用 1
1.2.1 建造旋转零件（转轴、盘类、环类）自动线 2
1.2.2 在实现单机自动化方面 2
1.3 搬运机械手的结构 2
第二章 搬运机械手的总体设计方案 4
2.1 设计方案的拟定 4
2.1.1 熟悉该产品的加工工艺 4
2.1.2 收集资料 5
2.2 基本参数的确定 5
2.2.1 抓取重量 5
2.2.2 工作时间的确定 5
2.2.3 根据工艺要求确定参数 6
2.2.4 确定最大活动范围与速度 6
2.2.5 确定定位精度 7
2.3 机构形式的选择 7
2.4 驱动源的选择 8
2.5 控制系统的选择 8
2.6 搬运机械手的自由度与坐标形式选择 9
2.7 本次设计的方案确定 12
2.7.1 确定机械手的规格、坐标形式及自由度 12
2.7.2 规格参数 12
2.7.3 总体布置 13
第三章 搬运机械手的手部设计 14
3.1 手部设计基本要求 14
3.2 手部结构 14
3.3 选择手爪的类型及夹紧装置 15
3.4 手指回转型手部及其受力分析 15
3.5 夹紧力及驱动力的计算 17
3.6 弹簧的设计计算 17
第四章 腕部的设计计算 21
4.1 腕部设计的基本要求 21
4.2 腕部的结构以及选择 21
4.2.1 典型的腕部结构 21
4.2.2 腕部结构和驱动机构的选择 21
4.3 腕部的设计计算 21
4.3.1 腕部设计考虑的参数 21
4.3.2 腕部的驱动力矩计算 21
4.3.3 腕部驱动力的计算 21
4.3.4 液压缸盖螺钉的计算 21
4.3.5 动片和输出轴间的连接螺钉 24
第五章 臂部的设计及有关计算 25
5.1 臂部的设计要求 25
5.2 手臂的典型机构以及结构的选择 26
5.2.1 手臂的典型运动机构 26
5.2.2 手臂运动机构的选择 26
5.3 手臂直线运动的驱动力计算 26
5.3.1 手臂摩擦力的分析与计算 27
5.3.2 手臂惯性力的计算 28
5.3.3 密封装置的摩擦阻力 28
5.4 液压缸工作压力和结构的确定 28
第六章 机身的设计计算 30
6.1 机身的整体设计 30
6.2 机身回转机构的设计计算 30
6.3 机身升降机构的计算 33
6.3.1 手臂偏重力矩的计算 33
6.3.2 手臂做升降运动的液压缸驱动力的计算 34
6.4 轴承的选择分析 35
第七章 液压系统设计 37
第八章 支撑角铁的加工工艺 39
总结 40
参考文献 41
致谢 42

⑷ 搬运机器人由哪些结构组成

搬运机器人涉及到了力学，机械学，电器液压气压技术，自动控制技术，传感器技术，单片回机技术答和计算机技术等学科领域，已成为现代机械制造生产体系中的一项重要组成部分。

它的优点是可以通过编程完成各种预期的任务，在自身结构和性能上有了人和机器的各自优势，尤其体现出了人工智能和适应性。

(4)小型搬运装置驱动单元设计扩展阅读：

搬运机器人由执行机构、驱动机构和控制机构三部分组成。

手部既直接与工件接触的部分，一般是回转型或平动型(多为回转型，因其结构简单)。手部多为两指(也有多指)，根据需要分为外抓式和内抓式两种。

也可以用负压式或真空式的空气吸盘(主要用于可吸附的，光滑表面的零件或薄板零件)和电磁吸盘。

⑸ 搬运机械手毕业设计

毕业设计 搬运送料机械手设计及Solidworks运动仿真，正文共37页，12065字，附机械手CAD图、机械手动作仿真、机械手造型设计
目录
摘要 1
第一章 机械手设计任务书 1
1.1毕业设计目的 1
1.2本课题的内容和要求 2
第二章 抓取机构设计 4
2.1手部设计计算 4
2.2腕部设计计算 7
2.3臂伸缩机构设计 8
第三章 液压系统原理设计及草图 11
3.1手部抓取缸 11
3.2腕部摆动液压回路 12
3.3小臂伸缩缸液压回路 13
3.4总体系统图 14
第四章 机身机座的结构设计 15
4.1电机的选择 16
4.2减速器的选择 17
4.3螺柱的设计与校核 17
第五章 机械手的定位与平稳性 19
5.1常用的定位方式 19
5.2影响平稳性和定位精度的因素 19
5.3机械手运动的缓冲装置 20
第六章 机械手的控制 21
第七章 机械手的组成与分类 22
7.1机械手组成 22
7.2机械手分类 24
第八章 机械手Solidworks三维造型 25
8.1上手爪造型 26
8.2螺栓的绘制 30
毕业设计感想 35
参考资料 36
摘要
本课题是为普通车床配套而设计的上料机械手。工业机械手是工业生产的必然产物，它是一种模仿人体上肢的部分功能，按照预定要求输送工件或握持工具进行操作的自动化技术设备，对实现工业生产自动化，推动工业生产的进一步发展起着重要作用。因而具有强大的生命力受到人们的广泛重视和欢迎。实践证明，工业机械手可以代替人手的繁重劳动，显著减轻工人的劳动强度，改善劳动条件，提高劳动生产率和自动化水平。工业生产中经常出现的笨重工件的搬运和长期频繁、单调的操作，采用机械手是有效的。此外，它能在高温、低温、深水、宇宙、放射性和其他有毒、污染环境条件下进行操作，更显示其优越性，有着广阔的发展前途。
本课题通过应用AutoCAD 技术对机械手进行结构设计和液压传动原理设计，运用Solidworks技术对上料机械手进行三维实体造型，并进行了运动仿真，使其能将基本的运动更具体的展现在人们面前。它能实行自动上料运动；在安装工件时，将工件送入卡盘中的夹紧运动等。上料机械手的运动速度是按着满足生产率的要求来设定。
关键字 机械手，AutoCAD，Solidworks

⑹ 求一份设计用于皮带轮运输机的传动装置设计任务书

仅供参考

一种传输编程
第二组数据：一个圆柱形的齿轮减速器的设计带式输送机齿轮
（1）工作环境：可使用年限为10年，每年300天，两班倒的工作负载顺利。
（2）的原始数据：滚筒圆周力F = 1.7KN;带速度V = 1.4米/秒;
滚筒直径D = 220mm的
？运动图
其次，选择的电机
1，电机类??型和结构类型的选择：已知的工作要求和条件，选择Y系列三相异步电动机。
2，确定电机功率：
总有效率的发送装置（1）：
联轴器总η=η×η2轴承×η齿轮×η×η鼓
= 0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
= 0.86
（2）电机功率：
PD =FV/1000η总
= 1700×1.4/1000×0.86
= 2.76KW
如图3所??示，确定电机转速：
辊轴速度的工作：
NW = 60×1000V/πD的
= 60×1000×1.4 /π×220
= 121.5r/min

根据[2]表2.2推荐合理的，考虑一个V型皮带传动的传动比范围内的单级的圆筒状的齿轮比的范围比IV = 2?4，集成电路= 3?5，合理的总的传动比的范围内的i = 6?20，所以电机的可选择的范围的速度是第二=×净重=（6?20）×121.5 = 729?2430r/min
符合此范围内的同步转速为960 r / min和1420r/min。表8.1 [2]确定了三种适用的电机模型，如下表所示
传动比的传输方案电机型号额定功率电机的转速（转/分）
？KW转整圈的整体齿轮与齿轮比
1 Y132S-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100L2 4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

考虑到电机和齿轮的尺寸，重量，价格和皮带传动，减速器的传动比，比较这两个方案被称为：方案1，由于电机的转速，齿轮尺寸较大的价格较高。方案2是温和的。被选为电机型号Y100L2-4。
确定电机型号
根据上述选择电机的类型，所需的额定功率和同步速度，所选择的电动机型号
Y100L2-4。
其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩的2.2。
第三，计算的总的传动比，在输电和配电水平比
1，总传动比：我总= N电/ N桶= 1420/121.5 = 11.68
如图2所示，在所有各级的传动比分配
（1）我= 3
（2）∵，共i =齿×我与π
∴我的牙齿= I / I = 11.68 / 3 = 3.89
的运动参数和动态参数
1，计算的轴的转速（转/分钟）的
NI = NM / I = 1420/3 = 473.33（转/分）
NII = NI / I牙= 473.33/3.89 = 121.67（转/分）
鼓NW =净利息收入= 473.33/3.89 = 121.67（转/分）
2，计算每个轴功率（KW）
PI = PD×η= 2.76×0.96 = 2.64KW
PII = PI×η轴承×η齿轮= 2.64×0.99×0.97 = 2.53KW

如图3所??示，计算各轴的转矩
TD = 9.55Pd/nm = 9550×2.76/1420 = 18.56N？中号
？？？TI = 9.55p2到/ N1 = 9550x2.64/473.33 = 53.26N？中号
？？？
？？TII = 9.55p2到/ N2 = 9550x2.53/121.67 = 198.58N？中号
？？？
传动部件的设计和计算
1轮驱动设计
（1）选择普通V带类型
教科书[1] P189表10-8为：Ka = 1.2，P = 2.76KW
PC = KAP = 1.2×2.76 = 3.3KW
PC = 3.3KW和n1 = 473.33r/min的的
教科书[1] P189图10-12是可选的V型皮带A型
（2）确定的带轮的基准直径，并检查磁带速度
[1]教材P190表10-9，采取其所=95毫米> dmin的= 75
DD2 = i与其所（1-ε）= 3×95×（1-0.02）=279.30毫米
通过教科书[1] P190表10-9，采取DD2 = 280
带速V：V =πdd1n1/60×1000
=Π×95×1420/60×1000
=7.06米/ s的？？？？？？
5?25m / s的范围内，适当的速度。
（3）确定带子的长度和中心距
暂定中心距离a0 =500毫米
Ld为= 2A0 +π（其所+ DD2）/ 2 +（DD2-DD1）2/4a0
= 2×500 3.14（95 280）+（280-95）2/4×450
=1605.8毫米
据的教科书[1]表（10-6），以选择一个类似的Ld为=1600毫米
确定中心距a≈a0的+（Ld为 - LD0）/ 2 = 500 +（1600-1605.8）/ 2
=497毫米
？？（四）检查小滑轮包角
α1= 1800-57.30×（DD2-DD1）/
= 1800-57.30×（280-95）/ 497
= 158.670> 1200（适用）
？（5），以确定的数目根
V带传动额定功率的单。根据DD1和N1，检查课本图10-9为：P1 = 1.4KW
I≠1时，单根增量的额定功率的V形皮带。根据带型，我检查[1]表10-2△P1 = 0.17KW
检查[1]表10-3 5月Kα= 0.94;调查[1]表10-4 KL = 0.99
Z = PC / [（P1 +△P1）KαKL]
= 3.3 /（1.4 +0.17）×0.94×0.99]
= 2.26（坐3）
？？（6）计算轴压力
通过教科书[1]表10-5调查q = 0.1公斤/米的教科书（10-20）初始张力的V型皮带单位根：
F0 = 500PC/ZV [（2.5/Kα）-1] + qV2 = 500x3.3 / 3x7.06（2.5/0.94-1），+0.10 x7.062 = 134.3kN
根据轴承的压力FQ
FQ = 2ZF0sin（α1/ 2）= 2×3×134.3sin（158.67o / 2）
= 791.9N

2，齿轮的设计计算
（1）选择齿轮材料及热处理的齿轮传动装置的设计被关闭的传输，通常
制成的软齿面齿轮。查找表[1]表6-8，易于制造的材料选择价格便宜的小齿轮材料为45钢，淬火和回火齿面硬度260HBS，大齿轮材料45钢，正火硬度215HBS;
精度等级：运输机通用机械，高速，8位精度。
（2）所述的齿面接触疲劳强度设计
D1≥（6712×KT1（U +1）/φ[σH] 2）1/3
确定的参数如下：传动比i齿= 3.89
举一个小齿轮Z1 = 20。大齿轮Z2 = IZ1 =×20 = 77.8 Z2 = 78
从教科书表6-12φD= 1.1
（3）的转矩T1
T1 = 9.55×106×P1/n1 = 9.55×106×2.61/473.33 = 52660N？毫米
（4）负荷系数K：K = 1.2
（5）允许的接触应力[σH]
[ΣH=σHlimZN / SHmin的教科书[1]图6-37理查德：
σHlim1= 610MpaσHlim2= 500MPa级
联系疲劳寿命系数锌：一年300天，每天16小时计算公式N = 60njtn
N1 = 60×473.33×10×300×18 = 1.36x109
N2 = N / I = 1.36x109 / 3.89 = 3.4×108
检查[1]图6-38，ZN1的教科书中曲线1 = 1 ZN2 = 1.05
按要求选择可靠性的的安全系数SHmin = 1.0
[ΣH] 1 =σHlim1ZN1/SHmin= 610x1 / 1 = 610兆帕
[ΣH] 2 =σHlim2ZN2/SHmin= 500x1.05 / 1 = 525Mpa
因此，它可以是：
D1≥（6712×KT1（U +1）/φ[σH] 2）1/3
=49.04毫米
模数：M = d1/Z1 = 49.04/20 =2.45毫米
以教科书[1]值的P79标准模数第一系列，M = 2.5
（6）检查齿根弯曲疲劳强度
σBB = 2KT1YFS/bmd1
确定有关参数和系数
的节圆直径为d1 =就是MZ1 = 2.5×20mm的= 50毫米
？？？？？？？？？D2 = MZ2 = 2.5×78毫米=195毫米
齿宽：B =φdd1= 1.1×50毫米=55毫米
以B2 =55毫米B1 =60毫米
（7）复合齿因素的YFS教科书[1]图6-40：YFS1 = 4.35，YFS2，3.95
（8）容许弯曲应力[σbb]
根据教科书[1] P116：
[Σbb=σbblimYN / SFmin的
教科书[1]图6-41弯曲疲劳极限σbblim的，应该：σbblim1= 490MPa级σbblim2= 410Mpa
教科书[1]图6-42的弯曲疲劳寿命系数YN：YN1 = 1 YN2 = 1
最小安全系数的弯曲疲劳SFmin：一般可靠性的要求，采取SFmin = 1
计算弯曲应力疲劳许
[Σbb1σbblim1YN1/SFmin = 490×1/1 = 490MPa级
[Σbb2] =σbblim2YN2/SFmin = 410×1/1 = 410Mpa
校核计算
σbb1= 2kT1YFS1 / b1md1 = 71.86pa [σbb1]
σbb22kT1YFS2 / b2md1 = 72.61Mpa <[σbb2]
齿根弯曲疲劳强度足够
（9）中的一个齿轮的中心矩
=（D1 + D2）/ 2 =（50 +195）/ 2 =122.5毫米
（10）的圆周速度的齿轮五
计算的圆周速度V =πn1d1/60×1000 = 3.14×473.33×50/60×1000 =1.23米/ s的
由于V <6米/秒，所以他们选择适当的8位精度。
？
轴的设计计算
？？从动轴的设计
？1中，选择的材料的轴线，以确定允许的应力
？？？选择轴的材料为45钢，淬火和回火。调查[2]表13-1中我们可以看到：
？？？？σB= 650MPa以下，强度σs= 360Mpa调查[2]表13-6所示：[ΣB+1] BB = 215Mpa
？？？？[Σ0] BB = 102Mpa，[σ-1] BB = 60Mpa
？2，根据估计的抗扭强度轴的最小直径
？？？单级的低速轴的齿轮减速器的轴，输出耦合阶段，
考虑从结构的要求，输出端子轴应最小，最小直径为：
？？？？？？？？D≥C
？？？？调查[2]表13-5可用45钢取C = 118
？？？？D≥118×（2.53/121.67）1/3mm =32.44毫米
？？？考虑键槽影响的耦合孔系列标准的，取D = 35毫米
？？3，齿轮受力计算
？？？齿轮扭矩：T = 9.55×106P / N = 9.55×106×2.53/121.67 = 198 582?
？？？齿轮力：
？？？？？？？？？圆周力：FT = 2T / D = 2×198582/195N = 2036N
？？？？？？？？？径向力：FR = Fttan200 = 2036×tan200 = 741N
？？4，轴的结构设计
？？？需要考虑固定的大小相匹配的部分轴结构的设计，轴类零件轴，轴按比例绘制的结构示意图。
？？？（1），选择的耦合
？？？？？？？可用于弹性柱销联轴器，检查[2]表9.4耦合模型HL3耦合：35×82 GB5014-85
？？？（2）确定轴类零件的位置和固定方式
？？？单级减速齿轮，你可以安排中央齿轮箱轴承对称布置
？？论齿轮两侧。依靠客户端安装轴伸联轴器，齿轮油环和套筒
固定的轴向位置，并与实现的星期依靠平键和干扰来固定，该轴的两端
承套筒的轴向定位的实现，依靠的干扰符合环固定轴
两端的轴承盖的轴向定位联轴器依靠轴肩平，关键盈
轴向定位和周向定位
（3），以确定的直径的轴的每个段
将估计的轴D = 35毫米比赛（如图），作为外伸端直径d1和接头
考虑耦合轴向定位轴肩，在第二个段落的直径为D2 = 40mm的
负载从左侧的左端的齿轮和轴承，考虑要求易于装配，拆卸，和零件固定安装的轴在d3上应该是大于d2，d3上= 4毫米，容易齿轮组件与该部和拆卸与齿轮轴直径d4应该是大于d3，采取d4上= 50毫米。带齿轮的时间用的套筒固定左端，右端的凸缘定位颈直径d5上
满足齿轮的位置的同时，还应该满足安装要求的右侧的轴承确定根据选定轴承模型的右轴承轴承模型相同的左端，采取D6 =45毫米。
？？？？？？？？（4）选择[1] P270初选深沟球轴承，代号为6209的轴承型号，手动可供选择：轴承宽度B = 19，安装尺寸D = 52，所以领子直径D5 =52毫米的。
？？？？？？？？（5）确定的轴的直径，每个区段的长度
Ⅰ段：D1 = 35mm长度L1 = 50

第二部分：D2 = 40mm的
6209深沟球轴承，内径45毫米的主，
的宽度为19mm。考虑到齿轮的端面和壳体壁，轴承的端面和壳体的内壁有一定的距离。以袖子的长度为20mm，长度应根据密封帽轴部分的密封帽的宽度，并考虑联轴器和柜外壁应该是某一时刻，段长度为55mm，安装齿轮段长度应较小的宽度比轮子2毫米，这是一个很长的段落II：
L2 =（2 20 19 55）=96毫米
III段直径d3 =45毫米
L3 = L1-L = 50-2 =48毫米
Ⅳ段直径d4 = 50
相同的长度和在套筒到右侧，即L4 = 20mm的
Ⅴ段直径D5 =52毫米的长度L5 =19毫米
可被视为由长度的轴的轴线支撑跨距L =96毫米
（6）矩复合材料强度
（1）要求的节圆直径：已知D1 =195毫米
（2）寻找扭矩：T2 = 198.58N？中号
③求圆周力：FT
根据课本P127（6-34）
尺= 2T2/d2 = 2×198.58/195 = 2.03N
④求径向力Fr
根据课本P127（6-35）
= FT神父？若tanα= 2.03×tan200 = 0.741N
（5）由于该轴的两个轴承的对称性，所以：= LB =48毫米

（1）绘制轴力图（图一）
（2）画一条垂直的平面的弯矩图（图二）
支座反力：
FAY = FBY = FR / 2 = 0.74 / 2 = 0.37N
FAZ = FBZ = FT / 2 = 2.03 / 2 = 1.01N
的两侧左右对称的，它是已知的交叉C节对称的弯矩。在垂直平面内的时刻的C节
MC1 = FAyL / 2 = 0.37×96÷2 = 17.76N？中号
的弯曲力矩，在水平面中的C节：
MC2 = FAZL / 2 = 1.01×96÷2 = 48.48N？中号
（4）绘制的弯矩图（图d）
MC =（MC12 + MC22）1/2 =（17.762 48.482）1/2 = 51.63N？中号
（5）绘制一个的转矩图（图e）
扭矩：T = 9.55×（P2/n2）×106 = 198.58N？中号
（6）绘制的等效弯矩图（图f）
扭矩产生的扭转剪切文治武功力的脉动周期的变化，取α= 0.2，在等效力矩的截面C：
MEC = [MC2 +（αT）2] 1/2
= [51.632 +（0.2×198.58）2] 1/2 = 65.13N？中号
（7）检查强度的危险C节
由式（6-3）中

？
ΣE= 65.13/0.1d33 = 65.13x1000/0.1×453
= 7.14MPa <[σ-1] = 60MPa
∴，轴具有足够的强度。

？
传动轴设计？？？？
？？？1，选择轴的材料，以确定许用应力
？？？选择轴的材料为45钢，淬火和回火。调查[2]表13-1中我们可以看到：
？？？？σB= 650MPa以下，强度σs= 360Mpa调查[2]表13-6所示：[ΣB+1] BB = 215Mpa
？？？？[Σ0] BB = 102Mpa，[σ-1] BB = 60Mpa
？2，根据估计的抗扭强度轴的最小直径
？？？单级的低速轴的齿轮减速器的轴，输出耦合阶段，
考虑从结构的要求，输出端子轴应最小，最小直径为：
？？？？？？？？D≥C
？？？？调查[2]表13-5可用45钢取C = 118
？？？？D≥118×（2.64/473.33）1/3mm =20.92毫米
？？？考虑键槽一系列标准的影响，采取e=22毫米
？？3，齿轮受力计算
？？？收到的齿轮扭矩：T = 9.55×106P / N = 9.55×106×2.64/473.33 = 53265?
？？？齿轮力：
？？？？？？？？？圆周力：FT = 2T / D = 2×53265/50N = 2130N
？？？？？？？？？径向力：FR = Fttan200 = 2130×tan200 = 775N
？？？？？？确定轴类零件的位置和固定方式
？？？单级减速齿轮，你可以安排中央齿轮箱轴承对称布置
？？论齿轮两侧。齿轮依靠油环和轴向定位并固定在套筒上
依靠平键和周向固定的干扰，该轴的两端
承套筒的轴向定位的实现，依靠的干扰符合环固定轴
两端的轴承盖来实现轴向定位，
的第4段，以确定轴的直径和长度
6206深沟球轴承，内径30毫米的主，
的宽度为16mm。考虑齿轮的端面和壳体壁，轴承的端面和壳体的内壁有一定的时刻，然后采取套筒长度20mm，那么段的长度36毫米安装轮毂宽度的齿轮部的长度2毫米。
（2）复合材料的弯曲和扭转强度计算
（1）要求已知的节圆直径：D2 = 50
（2）向已知扭矩：T = 53.26N？中号
（3）向圆周力Ft：根据课本P127（6-34）
尺= 2T3/d2 = 2×53.26/50 = 2.13N
④求径向力Fr的课本P127（6-35）
= FT神父？若tanα= 2.13×0.36379 = 0.76N
⑤∵两轴承对称
∴LA = LB = 50
（1）求支座反力FAX，FBY，FAZ，FBZ
FAX = FBY = FR / 2 = 0.76 / 2 = 0.38N
FAZ = FBZ = FT / 2 = 2.13 / 2 = 1.065N
（2）横截面在垂直平面矩
MC1 = FAxL / 2 = 0.38×100/2 = 19N？中号
（3）的横截面中的C的水平的弯曲力矩
MC2 = FAZL / 2 = 1.065×100/2 = 52.5N？中号
（4）计算的合成的矩
MC =（MC12 + MC22）1/2
=（192 52.52）1/2
= 55.83N？中号
（5）计算的等效弯矩：根据课本P235α= 0.4
MEC = [MC2 +（αT）2] 1/2 = [55.832 +（0.4×53.26）2] 1/2
= 59.74N？中号
（6）检查的力度危险的C节
由式（10-3）中
ΣE= MEC /（0.1d3）= 59.74x1000 /（0.1×303）
= 22.12Mpa <[σ-1] = 60Mpa
∴此轴具有足够的强度

（7）滚动选择和检查计算
？？？？从动轴的轴承
预期寿命的条件下，轴承
L'H = 10×300×16 = 48000h
（1）初选轴承型号：6209，
？？？检查[1]表14-19所示：D = 55毫米，外径D = 85毫米，宽度B = 19MM，基本额定动负荷C = 31.5KN基本额定静负荷CO = 20.5KN
？？？调查[2]表10.1极限转速9000r/min
？？？？？？
？？？？（1）已知NII = 121.67（转/分）

两轴承的径向反作用力：FR1 = FR2 = 1083N
根据教科书的P265（11-12）轴承内部的轴向力
FS = 0.63FR那么FS1 = FS2 = 0.63FR1 = 0.63x1083 = 682N
（2）∵FS1 + FA = FS2 FA = 0
因此，应采取按任何一端，现在就按结束结束
FA1 = FS1 = 682N FA2 = FS2 = 682N
（3）求系数X，Y
FA1/FR1 = 682N/1038N = 0.63
FA2/FR2 = 682N/1038N = 0.63
根据课本P265表（14-14）= 0.68
FA1/FR1 E X1 = 1 FA2/FR2 <E x2 = 1
Y1 = 0 Y2 = 0
（4）计算的等效载荷P1，P2
根据教材P264表（14-12）取f P = 1.5
（14-7）风格的基础上课本P264
P1 = FP（x1FR1 + y1FA1）= 1.5×（1×1083 +0）= 1624N
P2 = FP（x2FR1 + y2FA2）= 1.5×（1×1083 +0）= 1624N
（5）的轴承寿命的计算
∵P1 = P2，所以他们选择了P = 1624N
∵深沟球轴承ε= 3
根据手册6209-CR = 31500N
我们获得课本P264（14-5）
LH = 106（ftCr / P），ε/60n
= 106（1×1624分之31500）3/60X121.67 = 998953h> 48000h
∴预期寿命是足够的

？？？？？？？？？？
？？？？？？主动轴轴承：
？？？（1）轴承初选型号：6206
？？查[1]表14-19，：D = 30毫米，外径D =62毫米，宽度B = 16毫米，
基本额定动载荷C = 19.5KN基本的静载荷CO = 111.5KN
？？？？调查[2]表10.1极限转速13000r/min
？？？？？？预期寿命的条件，对轴承
L'H = 10×300×16 = 48000h
？？？？（1）已知NI = 473.33（转/分）
两轴承的径向反作用力：FR1 = FR2 = 1129N
根据教科书的P265（11-12）轴承内部的轴向力
FS = 0.63FR那么FS1 = FS2 = 0.63FR1 = 0.63x1129 = 711.8N
（2）∵FS1 + FA = FS2 FA = 0
因此，应采取按任何一端，现在就按结束结束
FA1 = FS1 = 711.8N FA2 = FS2 = 711.8N
（3）求系数X，Y
FA1/FR1 = 711.8N/711.8N = 0.63
FA2/FR2 = 711.8N/711.8N = 0.63
根据课本P265表（14-14）= 0.68
FA1/FR1 E X1 = 1 FA2/FR2 <E x2 = 1
Y1 = 0 Y2 = 0
（4）计算的等效载荷P1，P2
根据教材P264表（14-12）取f P = 1.5
（14-7）风格的基础上课本P264
P1 = FP（x1FR1 + y1FA1）= 1.5×（1×1129 +0）= 1693.5N
P2 = FP（x2FR1 + y2FA2）= 1.5×（1×1129 +0）= 1693.5N
（5）的轴承寿命的计算
∵P1 = P2，所以他们选择了P = 1693.5N
∵深沟球轴承ε= 3
根据手册是6206-CR = 19500N
我们获得课本P264（14-5）
LH = 106（ftCr / P），ε/60n
= 106（1×19500/1693.5）3/60X473.33 = 53713h> 48000h
∴预期寿命是足够的
？
七键连接的选择，并且检查计算
1。据的长轴直径的大小，由[1]表12-6中
高速轴（驱动轴），V型皮带轮联轴器键：键8×36，GB1096-79
大齿轮和轴连接键：的钥匙14×45 GB1096-79
联轴器键：键10×40 GB1096-79
2。关键的强度校核
？大齿轮和轴的关键：关键14×45 GB1096-79
B×H = 14×9，L = 45，LS = L - B =31毫米
圆周力：FR = 2TII / D = 2×198五十零分之五百八十零= 7943.2N
挤压强度：= 56.93 <125?150MPA = [ΣP]
因此，挤压强度足够
剪切强度：= 36.60 <120MPA = []
因此，剪切强度是足够的
8×36的关键GB1096-79和键10×40 GB1096-79检查，根据上述步骤，并符合要求。

八，减速齿轮箱，盖子及配饰设计
1，减速机附件
曝气机
室内使用时，选择通风（一次过滤），采用M18×1.5
油位指示器
选择游标M12的
起重设备
采用盖耳片箱座。

放油塞
选择外六角油塞和垫片M18×1.5
根据“机械设计课程设计表5.3选择合适的型号：
从盖螺丝型号：GB/T5780 M18×30，材质Q235
高速轴轴承盖螺栓：GB5783?86 M8X12，材质Q235
低速轴轴承盖螺栓：GB5783?86 M8×20，材质Q235
博尔特：GB5782?86 M14×100，材质Q235
案例的主要尺寸：
：
？？？（1）箱座壁厚Z = 0.025A +1 = 0.025×122.5 +1 = 4.0625 Z = 8
？？？？？？？？？（2）油箱盖和墙壁厚度Z1 = 0.02A +1 = 0.02×122.5 +1 = 3.45
？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？ ？？？？？？？以Z1 = 8
？？？？？？？？？（3）盖法兰厚度B1 = 1.5z1 = 1.5×8 = 12
？？？？？？？？？（4）箱座法兰厚度B = 1.5z = 1.5×8 = 12
？？？？？？？？（5）的厚度的框座底部凸缘B2 = 2.5z = 2.5×8 = 20

？？？？？？？？？（6）接地螺钉直径df = 0.036a +12 =
？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？0.036×122.5 +12 = 16.41（共18个）
？？？？？？？？？（7）数的接地螺钉N = 4（<250）
？？？？？？？？（8）的轴承旁的连接螺栓直径d1 = 0.75df = 0.75×18 = 13.5（一个14）
？？？？？？？？盖（9）和所述座椅连接的螺栓直径d2 =（0.5-0.6）自由度= 0.55×18 = 9.9（二，10）
？？？？？？？？？（10）连??接螺栓D2的间距L = 150?200
？？？？？？？？？（11）轴承盖螺栓直D3 =（0.4?0.5），DF = 0.4×18 = 7.2（N = 8）
？？？？？？？？？（12）检查孔盖螺丝D4 =（0.3-0.4），DF = 0.3×18 = 5.4（6）
？？？？？？？？的定位销（13）的直径D =（0.7-0.8）d2的= 0.8×10 = 8
？？？？？？？？（14）df.d1.d2的方块距离C1的外壁上的
？？？？？？？？？（15）Df.d2
？？？？？？？？？
？？？？？？？？（16）凸台高度：确定在根据与低速的轴承座的外径，以扳手操作为准。
外槽壁（17）从端面的轧辊轴承座C1 + C2 +（5?10）的距离
（18）齿轮的齿顶圆与内箱壁间距离：> 9.6毫米
（19）的齿轮内盒的端壁间的距离：= 12毫米
（20）盖，箱座肋厚：M1 = 8毫米，M2 = 8毫米
（21）的轴承盖的外径（D）+（5?5.??5）d3上

？？？？？？？？D?轴承外径
（22）轴承：尽可能靠近旁边的连接螺栓距离，遵守不干涉对方的MD1和MD3一般取S = D2。

九，润滑与密封
1齿轮的润滑
使用浸油润滑，单级圆柱齿轮减速机，速度ν<12米/秒，当m <20时，浸油深度h牙齿的高度，但不小于10毫米，所以油浸泡过的高度约36毫米。
2滚动轴承的润滑
轴承圆周速度，所以应该开设油沟，飞溅润滑。
3。润滑油的选择
与同种润滑油的齿轮和轴承是更方便的小型设备，考虑到设备，选择GB443-89损耗系统用油L-AN15润滑油。
4的密封方法的选择
可选法兰端盖调整方便，闷盖安装在框架旋转轴唇形密封的密封。密封模型由组件GB894.1-86-25的轴承盖的结构的大小是由轴承位置的外径的轴直径确定的。

10，设计总结
课程设计的经验
课程设计需要勤奋和努力钻研的精神。步骤一步克服的事情会在第一时间，第一，似乎没有人有感情的挫折，遇到困难，可能需要持续几个小时，十几个小时的不停工作，研究的最终结果的那一刻快乐是很容易的，叹了口气！
课程设计过程中，几乎所有在过去所学的知识不扎实，很多计算方法，公式都忘了，不断地把信息，阅读，和同学们互相探讨。虽然过程很辛苦，有时不得不打消了这个念头，但一直坚持了下来，完成了设计，也学会了要回很多以前没学好的知识，并同时巩固这方面的知识，提高运用所学知识的能力。

11，参考的数据目录
[1]“机械设计基础课程设计，高等教育出版社，陈立德主编，第二版，2004年7月;
[2]“机械设计基础，机械工业出版社的编辑胡甲秀2007年7月第一版

⑺ 物料搬运系统的设计原则

·1、确定方针原则：了解现有方法和问题，实体上和经济上的限制，彻底了解问题所在，以设定未来的需求和目标。
◦应用场合:系统需求定位不明，如物料搬运设备的功能和顾客需求内容不合。
·2、规划原则：建立一个计划，包括基本需求和所有物料搬运和储存活动的应变计划。
◦应用场合:缺乏物料搬运的中长期计划，未排定物料搬运设备的短期使用日程。
·3、系统原则：整合搬运和储存活动，使得系统和活动经济有效，包括进货、检验、储存、生产、组合、包装、仓储、出货、运送等。
·应用场合:物料搬运中发生延迟，物料流程中有障碍，因物料短缺导致停机，作业顺序不平衡，设备及车辆停滞未使用，物料运错地点，到货期不准时，多项定单同时出货，在制品控制不良。
·
◦4、单元负载原则：在实务上，合并货品使成单元负载。
·应用场合：缺乏使负载单元化及稳定化的设备，未使用托盘搬运的单元负载，内部使用物料未实施单元化。
·5、空间利用原则：充分有效地利用空间。
◦应用场合：存储空间过度浪费，物料直接堆积在地板上，通道太多，存放空间不足，接受及运送时物料堆放在地板上，不善于使用立体空间。
·6.标准化原则：尽可能把搬运方法和设备标准化。
◦应用场合:厂内容器缺乏标准化，缺乏单元负载的标准，作业途程未标准化，物料搬运设备缺乏标准化，物料搬运系统未模块化，工作站未模块化，托板架的规格不一致，未按ABC分类存放，未依零件编号顺序储放，零件编号缺乏标准化。
·7、工效原则：了解人类的能力和限制以设计物料搬运设备和程序，使得使用系统的人和系统能有效互动。
◦应用场合：人工装载技术欠佳，操作者为取物料而移动，用手举升的危险性。
·8、能源原则：考虑物料搬运系统和物料搬运程序的能源消耗。
◦应用场合：物料搬运设备空转，自动物料搬运设备使用率低，工业机器人使用率低，缺乏能源使用安排以及避免尖峰负荷，电池充电次数太多，照明能源的效率差。
·9、生态原则：使用对环境不良作用最少的物料搬运系统和物料搬运程序。
◦应用场合：充电区通风不良，环境控制区域隔绝设计不良。
·10、机械化原则：物料搬运过程机械化，以增进效率。
◦应用场合：利用直接劳动力搬运，搬运设备不足，物料供应的移动技术不合格，用人工装卸托板，缺乏吊车及牵引车。
·11、弹性原则：所使用的方法和设备可以在不同的状况下做不同的工作。
◦应用场合：固定路径的搬运工作使用可变路径的搬运设备，现有系统无法扩充或转换
·12、简单原则：通过消除减少和合并不需要的移动和设备，以简化搬运。
◦应用场合：重复搬运，物料流程倒退，存储规划太烦琐。
·13、重力原则：在考虑安全损坏遗失等因素下，尽可能使用重力移动物料。
◦应用场合：物料由低层往高层移动。
·14、安全原则：遵循安全原则，使用安全的物料搬运系统和方法。
◦应用场合：简陋，危险的自制搬运设施，工作人员未预先训练，物料搬运设备操作者未受正式训练，没有警卫保护物料，用托板悬吊负载，负载超过地板、货架及结构负荷，设备运作超速，货架未标明正反面，缺乏自动撒水装置及火警警报器，危险性及易燃性的物料未给予明确标示和隔离，消防设备不完整，出入口不安全，没有火灾的应变计划。
·15、电脑化原则：在物料搬运和储存系统使用电脑，以增进物料搬运系统和物料搬运程序对物料和信息的控制。
◦应用场合：引导式通道轨道缺乏指示记录，出货单未按出货顺序打印，累计的定单以人工分类。
·16、系统流原则：处理物料搬运和储存时，整合数据流动和物流流动。
◦应用场合：未及时分派设备，物料因书面作业而等待，未使用自动辨识系统，制造前未预先准备零件，接受工作没有事先告知。
·17、布局原则：对所有可行的方案，准备操作顺序和设备设计，接着选择最有效的效果的方案。
◦应用场合：搬运距离很长，途径交叉，工作场所布置不良，服务区配置不当，检验点位置不当，通道及存储位置未标示，通道长度未规划，缺乏窄道及特窄道存储存储设备，物料搬运设备与出口未配合，停车站没有升降平台，停车站没有围篱，停车站门的数目不恰当，未适度分散接受及运送作业，灯光、加热器及风扇摆设不当，物料存放的通风、空调及温度不适当，物料、人员或设备移动距离过长，墙及天花板隔离不合理。
·18、成本原则：比较不同解决方案的每单位物料搬运成本。
◦应用场合：掌握过多的物料，搬运设备闲置，过多的承运费用，间接费用很高
·19、维修原则：对所有物料搬运设备，准备预防维修和定期维修的计划。
◦应用场合：物料搬运设备维修成本过高，未清除过多的废品，负荷梁下垂或货架扭曲，没有预防保养计划。
·20、淘汰原则：考虑产品的生命周期，对过期的设备更新有长期且经济的合理政策。
◦应用场合：搬运设备不适合，没有设备更新计划，搬运设备老旧。其他，物料搬运人员未设奖励制度。

⑻ 搬运系统设计基础分析方法有哪些

物料搬运系统(Material Handling System，MHS) 物料搬运系统是指一系列的相关设备和装置，用于一个过程或逻辑动版作系统中，协调、合权理地对物料进行移动、储存或控制。能进行物料搬运系统和设备、容器的设计、布置。

⑼ 想设计一个小型升降装置,要求能精确控制升降高度,用线性步进电机还是用电动推杆更容易实现

升降高度是多少？一般用步进电机带动丝杆就可以了。步进电机控制器、驱动器都有买。

⑽ 设计已螺旋输送机的驱动装置设计说明书

计算内容 计算结果
一， 设计任务书
设计题目：传送设备的传动装置
（一）方案设计要求：
具有过载保护性能（有带传动）
含有二级展开式圆柱齿轮减速器
传送带鼓轮方向与减速器输出轴方向平行
（二）工作机原始数据：
传送带鼓轮直径___ mm,传送带带速___m/s
传送带主动轴所需扭矩T为___N.m
使用年限___年，___班制
工作载荷（平稳，微振，冲击）
（三）数据：
鼓轮D 278mm，扭矩T 248N.m
带速V 0.98m/s，年限 9年
班制 2 ，载荷 微振
二.电机的选择计算
1. 选择电机的转速：
a. 计算传动滚筒的转速
nw= 60V/πd=60×0.98/3.14×0.278=67.326 r/min
b.计算工作机功率
pw= nw/9.55×10³=248×67.326/9.55×10³=1.748Kw
2. 工作机的有效功率
a. 传动装置的总效率
带传动的效率η1= 0.96
弹性联轴器的效率η2= 0.99

滚筒的转速
nw=67.326 r/min
工作机功率
pw=1.748Kw

计算内容 计算结果
滚动轴承的效率 η3=0.99
滚筒效率 η4=0.96
齿轮啮合效率 η5=0.97
总效率 η=η1×η2×η34×η4×η5²=
0.95×0.99×0.994×0.96×0.97²=0.816
c. 所需电动机输出功率Pr=Pw/η=1.748/0.816=2.142kw
3. 选择电动机的型号：
查参考文献[10] 表16-1-28得 表1.1
方案
号 电机
型号 电机
质量
(Kg) 额定
功率
(Kw) 同步
转速(r/min) 满载
转速
(r/min) 总传
动比
1 Y100L1-4 34 2.2 1500 1420 21.091
2 Y112M-6 45 2.2 1000 940 13.962
根据以上两种可行同步转速电机对比可见，方案2传动比小且质量价格也比较合理，所以选择Y112M-6型电动机。
三.运动和动力参数的计算
1. 分配传动比取i带=2.5
总传动比 i=13.962
i减=i/i带=13.962/2.5=5.585
减速器高速级传动比i1= =2.746
减速器低速级传动比i2= i减/ i1=2.034
2. 运动和动力参数计算:

总效率
η=0.816

电动机输出功率
Pr=2.142kw

选用三相异步电动机Y112M-6
p=2.2 kw
n=940r/min
中心高H=1112mm,外伸轴段D×E=28×60

i=13.962
i12=2.746
i23=2.034

P0=2.142Kw

计算内容 计算结果
0轴(电动机轴):
p0=pr=2.142Kw
n0=940r/min
T0=9.55103P0/n0=9.551032.119/940=21.762N.m
Ⅰ轴(减速器高速轴):
p1=p.η1=2.1420.95=2.035Kw
n1= n0/i01=940/2.5=376
T1=9.55103P1/n1=51.687 N.m
Ⅱ轴(减速器中间轴):
p2=p1η12=p1η5η3=2.0350.970.99
=1.954 Kw
n2= n1/i12=376/2.746=136.926 r/min
T2=9.55103 P2/n2=136.283N.m

Ⅲ轴(减速器低速轴):
p3=p2η23= p2η5η3=1.876 Kw
n3= n2/i23=67.319 r/min
T3=9.55103 P3/n3=266.133 N.m
Ⅳ轴(鼓轮轴):
p4=p3η34=1.839 Kw
n4= n3=67.319 r/min
T4=9.55103 P4/n4=260.884 N.m
四.传动零件的设计计算
(一)减速器以外的传动零件
1.普通V带的设计计算
(1) 工况系数取KA=1.2
确定dd1, dd2:设计功率pc=KAp=1.22.2=2.64Kw n0=940r/min
T0=21.762N.m
p1=2.035Kw
n1=376r/min
T1=51.687N.m
p2=1.954Kw
n2=136.926 r/min
T2=136.283 N.m
p3=1.876Kw
n3=67.319 r/min
T3=266.133N.m

p4=1.839 Kw
n4=67.319r/min
T4=260.884 N.m

小带轮转速n1= n0=940 r/min
选取A型V带 取dd1=118mm
dd2=(n1/n2)dd1=(940/376) 118=295mm
取标准值dd2=315mm
实际传动i=dd1/ dd2=315/118=2.669
所以n2= n1/i=940/2.669=352.192r/min(误差为6.3%>5%)
重取 dd1=125mm,
dd2=(n1/n2)dd1=(940/376)125=312.5mm
取标准值dd2=315mm
实际传动比i= dd1/ dd2=315/125=2.52
n2= n1/i=940/2.52=373.016
(误差为8% 允许)
所选V带带速v=πdd1 n1/(601000)=3.14
125940/(601000)=6.152m/s
在5 ~25m/s之间 所选V带符合
(2)确定中心距
①初定a0 :0.7(dd1 +dd2)≤a0≤ 2(dd1 +dd2)

308≤a0≤880 取a0=550mm
②Lc=2 a0+(π/2)( dd1 +dd2)+( dd2 -dd1)²/4 a0
=2550+(3.14/2) (315+125)+(315-125)²/4550=1807.559
③取标准值:Ld=1800mm
④中心距:a=a0+ (Ld­Lc)/2=550+(1800-1807.559)/2

计算内容 计算结果
=546.221mm
取a=547mm,a的调整范围为:
amax=a+0.03 Ld=601mm
amin=a-0.015Ld=520mm

(2)验算包角:
α≈180°-(dd2-dd1) 60° /a=180°-(315-125) 60°/547=159°>120°，符合要求。
(3)确定根数:z≥pc/p0’
p0’=Kα(p0+Δp1+Δp2)
Kα=1.25(1- )=0.948
对于A型带:c1=3.7810-4,c2=9.8110-3,
c3=9.610-15,c4=4.6510-5
L0=1700mm
ω1= = =98.437rad/s
p0= dd1ω1[c1- - c3 (dd1ω1)²- c4lg(dd1ω1)]
=12598.437[3.7810-4- -9.6
10-15 (12598.437)²- 4.6510-5
lg(12598.437)]=1.327
Δp1= c4dd1ω1 =0.148
Δp2=c4dd1ω1 =0.0142
p0’=0.948 (1.327+0.149+0.0142)=1.413 Kw

确定根数：z≥ ≤Zmax
z= = 取z=2
（4）确定初拉力F0
F0=500 =500×
=175.633KN
（5）带对轴的压力Q
Q=2 F0zsin =2 =690.768KN
（二）减速器以内的零件的设计计算
1．齿轮传动设计
（1）高速级用斜齿轮
① 选择材料
小齿轮选用40Cr钢，调质处理，齿面硬度250~280HBS大齿轮选用ZG340~ 640，正火处理，齿面硬度170 ~ 220HBS
应力循环次数N：
N1=60n1jLh=60×376×（9×300×16）=9.74×108
N2= N1/i1=9.74×108 ÷2.746=3.549×108
查文献[2]图5-17得：ZN1=1.02 Z N2=1.11（允许有一点蚀）
由文献[2]式（5-29）得：ZX1 = ZX2=1.0，取SHmin=1.0，Zw=1.0，ZLVR=0.92
按齿面硬度250HBS和170HBS由文献[2]图（5-16（b））得：σHlim1=690Mpa, σHlim2=450 Mpa
许用接触应力[σH]1 =（σHlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=647.496 Mpa，[σH]2=（σHlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR
=459.540 Mpa
因[σH]2〈[σH]1，所以计算中取[σH]= [σH]2 =459.540 Mpa
②按接触强度确定中心距
初定螺旋角β=12° Zβ= =0.989
初取KtZεt2=1.12 由文献[2]表5-5得ZE=188.9 ，减速传动u=i1 =2.746，取Φa=0.4
端面压力角αt=arctan(tanαn/cosβ)=arctan（tan20°/cos12°）=20.4103°
基圆螺旋角βb= arctan(tanβ×cosαt)= arctan(tan12°×cos20.4103°)=11.2665°
ZH= = =2.450
计算中心距a:

计算内容 计算结果
a≥
=
=111.178mm
取中心距 a=112mm
估算模数mn=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×=
0.784~2.24
取标准模数mn=2
小齿轮齿数

实际传动比： 传动比误差 在允许范围之内
修正螺旋角β=
10°50′39〃
与初选β=12°相近，Zβ，ZH可不修正。
齿轮分度圆直径

圆周速度
由文献[2]表5-6 取齿轮精度为8级
③验算齿面接触疲劳强度
按电机驱动，载荷平稳，由文献[2]表5-3 取 KA=1.25
由文献[2]图5-4（b），按8级精度和
取KV=1.023
齿宽 ，取标准b=45mm
由文献[2]图5-7（a）按b/d1=45/61.091=0.737,取Kβ=1.051
由文献[2]表5-4，Kα=1.2
载荷系数K= KAKVKβKα=
计算重合度：
齿顶圆直径
端面压力角：
齿轮基圆直径： mm
mm
端面齿顶压力角：

高速级斜齿轮主要参数：
mn=2
z1=30, z2=80
β=
10°50′39〃
mt= mn/cosβ=2.036mm
d1=61.091mm
d2=162.909mm
da1=65.091mm
da2=166.909mm
df1= d1-2(ha*+ c*) mn=56.091mm
df2= d2-2(ha*+ c*) mn=157.909mm
中心距a=1/2(d1+d2)=112mm
齿宽b2=b=
45mm
b1= b2+(5~10)=50mm

计算内容 计算结果

齿面接触应力
安全
④验算齿根弯曲疲劳强度
由文献[2]图5-18（b）得：
由文献[2]图5-19得：
由文献[2]式5-23：
取
计算许用弯曲应力：

计算内容

计算结果

由文献[2]图5-14得：
由文献[2]图5-15得：
由文献[2]式5-47得计算

由式5-48： 计算齿根弯曲应力：

均安全。
⑵低速级直齿轮的设计
①选择材料
小齿轮材料选用40Cr钢，齿面硬度250—280HBS,大齿轮材料选用ZG310-570，正火处理，齿面硬度162—185HBS
计算应力循环次数N：同高速级斜齿轮的计算 N1=60 n1jL h=1.748×108
N2= N1/i1=0.858×108
计算内容

计算结果
查文献[2]图5-17得：ZN1=1.12 Z N2=1.14
按齿面硬度250HBS和162HBS由文献[2]图（5-16（b））得：σHlim1=690Mpa, σHlim2=440 Mpa
由文献[2]式5-28计算许用接触应力：
[σH]1 =（σHlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=710.976 Mpa，[σH]2=（σHlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR
=461.472 Mpa
因[σH]2〈[σH]1，所以取[σH]= [σH]2 =461.472 Mpa
②按接触强度确定中心距
小轮转距T1=136.283N.m=136283N.m
初取KtZεt2=1.1 由文献[2]表5-5得ZE=188.9 ，减速传动u=i23=2.034，取Φa=0.35

计算中心距a: a≥
=145.294mm
取中心距 a=150mm估算模数m=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×150=
1．05~3
取标准模数m=2
小齿轮齿数

齿轮分度圆直径

齿轮齿顶圆直径：

齿轮基圆直径： mm
mm
圆周速度
由文献[2]表5-6 取齿轮精度为8级
按电机驱动，载荷平稳，而工作机载荷微振，由文献[2]表5-3 取 KA=1.25
按8级精度和 取KV=1.02
齿宽 b= ,取标准b=53mm
由文献[2]图5-7（a）按b/d1=53/100=0.53,取Kβ=1.03
由文献[2]表5-4，Kα=1.1
载荷系数K= KAKVKβKα=
计算端面重合度：

安全。
③校核齿根弯曲疲劳强度
按z1=50, z2=100,由文献[2]图5-14得YFa1=2.36 ,YFa2=2.22
由文献[2]图5-15得YSa1= 1.71，YSa2=1.80。
Yε=0.25+0.75/ εα=0.25+0.75/1.804=0.666
由文献[2]图5-18（b），σFlim1=290Mp, σFlim2=152Mp
由文献[2]图5-19，YN1= YN2=1.0,因为m=4〈5mm，YX1= YX2=1.0。
取YST=2.0，SFmin=1.4。
计算许用弯曲应力：
[σF1]= σFlim1YST YN1 YX1/SFmin=414Mp
[σF2]= σFlim2YST YN2 YX2/SFmin=217Mp
计算齿根弯曲应力：
σF1=2KT1YFa1YSa1Yε/bd1m=2×1.445×136283×2.36×1.71×0.666/53×100×2=99.866Mp〈[σF1]
σF2=σF1 YFa2YSa2/ YFa1YSa1=98.866Mp〈[σF2]
均安全。
五．轴的结构设计和轴承的选择
a1=112mm, a2=150mm,
bh2=45mm, bh1= bh2+(5~10)=50mm
bl2=53mm, bl1= bl2+(5~10)=60mm
(h----高速轴，l----低速轴)
考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉，计入尺寸s=10mm，考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸k=10mm，为保证滚动轴承放入箱体轴承座孔内，计入尺寸c=5mm，初取轴承宽度分别为n1=20mm,n2=22，n3=22mm，3根轴的支撑跨距分别为：
计算内容

低速级直齿轮主要参数：
m=2
z1=50, z1=50 z2=100
u=2.034
d1=100mm
d2=200mm
da1=104mm
da2=204mm
df1=
d1-2(ha*+ c*) m=95mm
df2=
d2-2(ha*+ c*) m=195mm
a=1/2(d2+ d1)=150mm
齿宽b2 =b=53mm
b1=b2+
(5~10)=60mm

计算结果
l1=2(c+k)+bh1+s+bl1+n1=2×(5+10)+50+10+60+20=170mm
l2=2(c+k)+bh1+s+bl1+n2=2×(5+10)+50+10+60+20=

172mm
l3=2(c+k)+bh1+s+bl1+n3=2×(5+10)+50+10+60+20=172mm
(2)高速轴的设计：
①选择轴的材料及热处理
由于高速轴小齿轮直径较小，所以采用齿轮轴，选用40r钢，
②轴的受力分析：
如图1轴的受力分析：

lAB=l1=170mm,
lAC=n1/2+c+k+bh1/2=20/2+5+10+50/2=50mm
lBC= lAB- lAC=170-50=120mm
(a) 计算齿轮啮合力：
Ft1=2000T1/d1=2000×51.687/61.091=162.131N
Fr1=Ft1tanαn/cosβ1692.13×tan20°/cos10.8441°=627.083N
Fa1= Ft1tanβ×tan10.8441°=324.141N
(b) 求水平面内支承反力，轴在水平面内和垂直面的受力简图如下图：

RAx= Ft1 lBC/ lAB=1692.131×120/170=1194.445N
RBx= Ft1-RAx=1692.131-1194.445=497.686N
RAy=(Fr1lBC+Fa1d1/2)/lAB=(627.083×120+324.141×
61.091/2)/170=500.888N
RBy= Fr1-RAy=627.083-500.888=126.195N
(c) 支承反力

弯矩MA= MB=0，MC1= RA lAC=64760.85N.mm
MC2= RB lBC=61612.32N.mm
转矩T= Ft1 d1/2=51686.987N.mm
计算内容

计算结果

d≥ ③轴的结构设计
按经验公式，减速器输入端轴径A0 由文献[2]表8-2，取A0=100
则d≥100 ，由于外伸端轴开一键槽，
d=17.557（1+5%）=18.435取d=20mm，由于da1<2d,用齿轮轴，根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定轴段直径和长度，其中轴颈、轴的结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来考虑。
初定轴的结构尺寸如下图：

高速轴上轴承选择：选择轴承30205 GB/T297-94。
（2）中间轴（2轴）的设计：
①选择轴的材料及热处理
选用45号纲调质处理。
②轴的受力分析：
如下图轴的受力分析：

计算内容

计算结果

lAB=l2=172mm,
lAC=n2/2+c+k+bh1/2=22/2+5+10+50/2=51mm
lBC= lAB- lAC=172-51=121mm
lBD=n2/2+c+k+bl1/2=22/2+5+10+60/2=56mm
(a) 计算齿轮啮合力：
Ft2=2000T2/d2=2000×136.283/162.909=1673.118N
Fr2=Ft2tanαn/cosβ=1673.118×tan20°/cos10.8441°=620.037N
Fa2=Ft2tanβ=1673.118×tan10.8441°=320.499N
Ft3=2000T2/d3=2000×136.283/100=2725.660N
Fr3=Ft3tanα=2725.660×tan20°=992.059N
(b)求水平面内和垂直面内的支反力
RAx=(Ft2lBC+Ft3lBD )/lAB=(1673.118×121+2725.660×56)/172=2064.443N
RBx=Ft2+Ft3-RAX=1673.118+2725.660-2064.443=2334.35N
RAY=(Fa2d2/2-Fr2lBC+Fr3lBD)/lAB=(320.449×162.909/2-620.037×121+992.059×56)=190.336N
RBY=Fr3-Fr2-RAY=992.059-620.037-190.336=
计算内容

计算结果
181.656N
RA=2073.191N, RB=2341.392N
③轴的结构设计
按经验公式, d≥A0 由文献[2]表8-2，取A0=110
则d≥110 ，取开键槽处d=35mm
根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定轴段直径和长度，其中轴颈、轴的结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来考虑。
初定轴的结构尺寸如下图：

中间轴上轴承选择：选择轴承6206 GB/T276-94。
（3）低速轴（3轴）的设计：
①选择轴的材料及热处理
选用45号纲调质处理。
②轴的受力分析：
如下图轴的受力分析：

计算内容

计算结果

初估轴径：
d≥A0 =110
联接联轴器的轴端有一键槽，dmin=33.5（1+3%）=34.351mm，取标准d=35mm
轴上危险截面轴径计算：d=（0.3~0.4）a=（0.3~0.4）×150=45~60mm 最小值dmin =45×（1+3%）=46.35mm，取标准
计算内容 计算结果
50mm
初选6207GB/T276-94轴承，其内径，外径，宽度为40×80×18
轴上各轴径及长度初步安排如下图：

③低速级轴及轴上轴承的强度校核
a、 低速级轴的强度校核
①按弯扭合成强度校核：
转矩按脉动循环变化，α≈0.6
Mca1= Mc=106962.324N.mm
Mca2=
Mca3=αT=159679.800N.mm
计算弯矩图如下图：

计算内容

计算结果

Ⅱ剖面直径最小，而计算弯矩较大，Ⅷ剖面计算弯矩最大，所以校核Ⅱ，Ⅷ剖面。
Ⅱ剖面:σca= Mca3/W=159679.8/0.1×35³=37.243Mp
Ⅷ剖面：σca= Mca2/W=192194.114/0.1×50³=15.376Mp
对于45号纲，σB=637Mp，查文献[2]表8-3得
[σb] -1=59
Mp，σca<[σb] -1,安全。
②精确校核低速轴的疲劳强度
a、 判断危险截面：
各个剖面均有可能有危险剖面。其中，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ剖面为过度圆角引起应力集中，只算Ⅱ剖面即可。Ⅰ剖面与Ⅱ剖面比较，只是应力集中影响不同，可取应力集中系数较大者进行验算。Ⅸ--Ⅹ面比较，它们直径均相同，Ⅸ与Ⅹ剖面计算弯矩值小，Ⅷ剖面虽然计算弯矩值最大，但应力集中影响较小（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），所以Ⅵ与Ⅶ剖面危险，Ⅵ与Ⅶ剖面的距离较接近（可取5mm左右），承载情况也很接近，可取应力集中系数较大值进行验算。
计算内容

计算结果
b.较核Ⅰ、Ⅱ剖面疲劳强度：Ⅰ剖面因键槽引
起的应力集中系数由文献[2]附表1-1查得：kσ=1.76, kτ=1.54
Ⅱ剖面配合按H7/K6，引起的应力集中系数由文献[2]附表1-1得：kσ=1.97, kτ=1.51。Ⅱ剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查文献[2]附表1-2（用插入法）： （过渡圆角半径根据D-d由文献[1]表4.2-13查取） kτ=1.419，故应按过渡圆角引起的应力集中系数验算Ⅱ剖面
Ⅱ剖面产生的扭应力、应力幅、平均应力为：
τmax =T/ WT=266.133/0.2×35³=31.036Mp,
τa=τm =τmax /2=15.52Mp
绝对尺寸影响系数查文献[2]附表1-4得：εσ =0.88，ετ =0.81，表面质量系数查文献[2]附表1-5：βσ =0.92，βτ =0.92
Ⅱ剖面安全系数为：
S=Sτ=
取[S]=1.5~1.8，S>[S] Ⅱ剖面安全。
b、 校核Ⅵ，Ⅶ剖面：
Ⅵ剖面按H7/K6配合，引起的应力集中系数查附表1-1，kσ=1.97, kτ=1.51
Ⅵ剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查附表1-2， ，kσ=1.612,kτ=1.43
Ⅶ剖面因键槽引起的应力集中系数查文献[2]附表1-1得：kσ=1.82, kτ=1.62。故应按过渡圆角引起
计算内容

计算结果
的应力集中系数来验算Ⅵ剖面
MVⅠ=113 RA=922.089×113=104196.057N.mm, TVⅠ=266133N.mm
Ⅵ剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力：
σmax= MVⅠ/W=104196.057/0.1×50³=8.336Mp
σa=σmax=8.366 σm=0
Ⅵ剖面产生的扭应力及其应力幅，平均应力为：
τmax =TⅥ/ WT=266133/0.2×50³
绝对尺寸影响系数由文献[2]附表1-4得：εσ =0.84，ετ
=0.78
表面质量系数由文献[2]附表1-5查得：βσ =0.92，βτ =0.92
Ⅵ剖面的安全系数：
Sσ =
Sτ=
S=
取[S]= 1.5~1.8，S>[S] Ⅵ剖面安全。
六．各个轴上键的选择及校核
1．高速轴上键的选择：
初选A型6×32 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm,查文献[2]表2-10，许用挤压应力[σp]=110Mp，σp= 满足要求；

计算内容

高速轴上
选A型6×32 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm
中间轴
选A型10×32 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,

计算结果
2．中间轴键的选择：
A处：初选A型10×32 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm, [σp]=110Mp
σp= 满足要求;
B处：初选A型10×45 GB1095-79：
b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,[σp]=110Mp
σp= 满足要求.
3. 低速轴上键的选择：
a.联轴器处选A型普通平键
初选A型10×50 GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm,查文献[2]表2-10，许用挤压应力[σp]=110Mp
σp= 满足要求.
b. 齿轮处初选A型14×40 GB1096-79：b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm, [σp]=110Mp
σp= 满足要求.
七．联轴器的选择
根据设计题目的要求，减速器只有低速轴上放置一联轴器。
查表取工作情况系数K=1.25~1.5 取K=1.5
计算转矩 Tc=KT=1.5×266.133=399.200Mp
选用HL3型联轴器：J40×84GB5014-85，[T]=630N.m, Tc<[T],n<[n],所选联轴器合适。
低速轴
联轴器处选A型10×50GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm
低速轴
齿轮处初选A型14×40GB1096-79：
b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm

选用HL3型联轴器：J40×84GB5014-85
参考资料：机械课程设计，理论力学