机械设计起吊装置

A. 关于吊装作业中常用的起重工具有哪些

常用的起重工具和起重机械包括千斤顶、倒链、卡环、绳卡、吊钩、手搬葫芦、绞磨、滑车和滑车组等。

1．滑车和滑车组
滑车和滑车组是起重吊装、搬运作业中较常用的起重工具。
滑车是由吊钩链环、滑轮、轴、轴套和夹板等组成。按轮数的多少分为单门、双门和多门滑车。按滑车与吊物的连接方式可分为吊钩式、链环式、吊环式和吊梁式4 种。一般中小型的滑车多属于吊钩式、链环式和吊环式，而大型滑车采用吊环式和吊梁式。按轮和轴的接触不同可分为轮轴间装滑动轴承及滚动轴承两种。按夹板是否可以打开来分，有开口滑车和闭口滑车。开口滑车的夹板是可以打开的，便于装绳索，一般的都是单门滑车，它常用于扒杆底脚处作导向滑车用。滑车按使用的方式不同又分为定滑车和动滑车。
滑车组是由一定数量的定滑车和动滑车及绳索组成，因在吊重物时，不仅要改变力的方向，而且还要省力，这样单用定滑车或动滑车都不能解决问题。如果把定、动滑车联在一起组成滑车组，既能省力又能改变力的方向。
如果用多门定滑车和动滑车联结在一起，组成多门滑车组，能达到用较小的力来起吊重的物体，只要采用 0．5一15t的卷扬机牵引滑车组的出端头，就能吊起几吨或几百吨的物件。因此，滑车组是起重工作中使用较广的起重工具。

2．千斤顶
千斤顶又叫举重器，在起重工作中应用很广。它用很小的力就能顶高很重的机械设备，还能校正设备安装的偏差和构件的变形等。千斤顶的顶升高度一般为100—400mm，最大起重量可达500t。
千斤顶按其构造工作原理分为齿条式、螺旋式和液压式3种。使用千斤顶时应放平，并在顶端和底脚部分加垫木板；千斤顶不要超负荷使用，顶升的高度不得超过活塞上的标志线；
顶升时要随着物体的升高，在其下面用枕木垫好，以防千斤顶倾斜或回油而引起活塞突然下降；几个千斤顶联合使用时，应设置同步升降装置。

3．卡环
卡环又名卸甲，用于绳扣(千斤绳、钢丝绳)和绳扣，或绳扣与构件吊环之间的连接。它是在起重作业中用的较广的连接工具。卡环由弯环与销子两部分组成，按弯环的形式分为直形和马蹄形两种；按销子与弯环的连接形式分，有螺栓式和抽销式卡环及半自动卡环。
卡环必须是锻造的；在使用时不得超过规定的荷载；抽销卡环经常用于柱子的吊装，它可以在柱子就位固定后，可在地面上用事先系在销子尾部的棕绳，将销子拉出，解开吊索，避免了摘扣时的高空作业，减少了不安全因素，提高了吊装效率。但在柱子的重量较大时，为提高安全度，须用螺栓式卡环。

4．绳卡
钢丝绳的绳卡主要用于钢丝绳的临时连接和钢丝绳穿绕滑车组时后手绳的固定，以及扒杆上缆风绳绳头的固定等。
它是起重吊装作业中用的较广的钢丝绳夹具。通常用的钢丝绳卡子，有骑马式、拳握式和压板式3种。其中骑马式卡是连接力最强的标准钢丝绳卡子，应用最广。

5．吊钩
吊钩根据外形的不同，分单钩和双钩两种。单钩一般在中小型的起重机上用，也是常用的起重工具之一。在使用上单钩较双钩简便，且受力条件没有双钩好，所以起重量大的起重机用双钩较多。双钩多用在桥式机门座式的起重机上。
吊钩按锻造的方法分锻造钩和板钩。锻造钩采用20号优质碳素钢，经过锻造和冲压，进行退火热处理，以消除残余的内应力，增加其韧性。要求硬度达到HB＝75～135，再进行机加工。板钩是由30mm厚的钢板片铆合制成的，有单钩和双钩，在重型起重机上多用双钩。

6．构件的吊装
构件吊装要编制专项施工方案，它也是施工组织设计的组成部分。施工方案中应根据吊装构件的重量、用途、形状和施工条件、环境选择吊装方法和吊装的设备；吊装人员的组成；吊装的顺序；构件校正、临时固定的方式；悬空作业的防护等。

7．手搬葫芦
手搬葫芦是一种轻巧简便的手动牵引机械。它具有结构紧凑、体积小、自重轻、携带方便、性能稳定等特点。
其工作原理是由两对平滑自锁的夹钳，像两只钢爪一样交替夹紧钢丝绳，作直线往复运动，从而达到牵引作用。它能在各种工程中担任牵引、卷扬、起重等作业。
使用手搬葫芦时，起重量不准超过允许荷载，要按照标记的起重量使用；不能任意的加长手柄，应用钢芯的钢丝绳作业。

8．绞磨
绞磨是一种使用较普遍的人力牵引工具，主要用于起重速度不快、没有电动卷扬机、亦没有电源的偏僻地区及牵引力不大的施工作业。
绞磨是由卷绕钢丝绳的磨芯、连接杆、磨杆及支承磨芯和连接杆的磨架等主要部分组成。绞磨的使用场地要平整宽敞，绞杠有足够的回转余地。绞磨前面第一个导向滑轮应与绞磨的磨芯中心基本在同一水平线上；钢丝绳在磨芯缠绕的圈数不得少于3圈；绞磨要与地锚拉接牢固，磨架不得倾斜或悬空。

9．倒链
倒链又叫手拉葫芦或神仙葫芦，可用来起吊轻型构件、拉紧扒杆的缆风绳，及用在构件或设备运输时拉紧捆绑的绳索。它适用于小型设备和重物的短距离吊装，一般的起重量为0.5～1t，最大可达2t。
倒链使用前需检查确认各部位灵敏无损；起重时，不能超出起重能力，在任何方向使用时，拉链方向应与链轮方向相同，要注意防止手拉链脱槽，拉链子的力量要均匀，不能过快过猛；要根据倒链的起重能力决定拉链的人数。如拉不动时，应查明原因再拉；当起吊重物中途停止时，要将手拉小链栓在起重链轮的大链上，以防时间过长而自锁失灵。

B. 吊车的起吊吨位与被吊物的重量和起吊高度怎么计算

吊车的起吊吨位与被吊物的重量和起吊高度怎么计算：

1.通过最大水平距离来计算。

所谓最大水平距离，是指吊车臂杆在正常吊装的作业前提下，吊钩伸入吊物方向的水平距离。总的来说，就是吊车臂杆下轴至吊钩的水平距离，最大水平距离Smax可以通过施工现场实际情况确定的吊车站位和设备的基础位置、容器摆放的位置等方法来确定。 Cosa=Smax/L (1) a=arccos (Smax/L) (2) 公式中：

a：最大水平距离吊装条件下的吊装角度， Smax：最大水平距离，
通过容器重量和最大水平距离初步选定吊车，测量出吊车的臂长L，通过计算公式式(2)计算出最大水平距离吊装条件下的吊装角度a，根据a、Smax对照初选出来吊车的机械性能表，核对吊车载荷重量口，当吊车起重性能表上的起重量g<载荷重量Q的时候必须重新对吊车进行选择，直到得到Q≥g的时候为止，用这种方法可以计算出吊车的吨位。

2.通过最大起吊高度的计算。

在实际的应用中，要受到现场环境的影响，往往吊车的最大吊装高度会受到限制，臂杆与水平面成一定角度时，才会得到吊车的最大吊装高度，当满足吊装水平距离时，吊钩能达到的最大高度，可得以下公式： Hmax=H1+H2 (3) Hl=Lsina (4)
a=arcsin(H1／L) ． (5) S=Lcosa (6) 公式中：
Hmax：为最大起吊高度；
H1：吊车臂杆滑轮组定滑轮至吊臂下轴的距离； H2：为吊臂下轴至地面的距离； L:吊臂长度； a:：为吊装角度； S：水平吊装距离。

当最大吊装高度受到限制的时侯，Hmax是个已知量。初步选定吊车， L也为已知量，通过公式(3)一(6)，可得出出吊装角度a和水平距离S， 根据a、S对照初选吊车的机械性能表，核对吊车载荷重量g，

当起重量q<载荷重量Q的时候，重选吊车，直到Q≥g的时候为止，用这种方法同样可以计算出吊车的吨位。

3. 吊车载荷的确定。

因为吊车司机在吊装过程中的配合存在着差异，因此不论吊装施工如何的精心指挥，都会出现两台吊车操作速度不同步的现象，进而引起偏吊，吊钩偏角，最终使得两台吊车对吊装载荷的分配量不平均，在确定吊车载荷的时候，必须要考虑载荷不平均系数，这个所谓的不均衡系数，可以通过吊装手册查到。 当不均衡系数：K=1.1时，吊车载荷为： Q=KQ0 (7)
公式中： Q：吊车载荷， K：不均衡系数，

Q0:单台吊车所分担的设备重量。

拓展资料：起吊吊车时的正确方式详解

在吊车之家看到吊车吊吊车发生的摔车事故，让人非常心痛，并且这种事故还不鲜见！从技术上分析，究其原因主要有两点，现分享给广大吊友，以避免类似事故在我们身上发生。

1、钢丝绳没有按规定做保护措施，棱刃物与钢丝绳直接接触无保护措施不准吊是基本常识。

2、吊车重心距前支腿较近，起吊时前后钢丝绳受为不均大家都能看清，但还有个因素可能被大家忽视，看下图：A、B、C、D四点表示四个支腿，在支腿上做吊点时，四个吊点位置分布并不是长方形而是棱形，显然棱形对角线AC比BD要短得多，200吨吊车两边线甚至相差700mm以上！看清楚这个要点后就明白了四个吊点的钢丝绳不能单独挂钩了，否则只有D、B两根绳受力。解决方法是A、D以及B、C两两之间的钢丝绳连续起来。

C. 机械设计课程设计 带式运输机

武汉工程大学

机械设计课程
说明书

课题名称：带式运输机传动装置的设计
专业班级：2006级机制（中）1班
学生学号：0603070105
学生姓名：陈 明 伟
学生成绩：
指导教师：徐建生 教授
课题工作时间：2008.12.15至2008.01.02

武汉工程大学教务处
机械设计课程设计
-单级圆柱齿轮减速箱
机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器 目 录
第一节：设计任务书……………………………………………………2
第二节：传动方案的拟定及说明………………………………………3
第三节：电动机的选择…………………………………………………5
第四节：计算传动装置的运动和动力参数……………………………6
第五节：传动件的设计计算……………………………………………8
第六节：轴的设计计算…………………………………………………20
第七节：滚动轴承的选择及计算………………………………………23
第八节：键联接的选择及校核计算……………………………………23
第九节；连轴器的选择…………………………………………………23
第十节：减速器附件的选择……………………………………………23
第十一节：润滑与密封…………………………………………………23
第十二节：设计小结…………………………………………………… 23
第十三节参考资料目录………………………………………………. 24

第一节 机械设计课程设计任务书
题目：设计一用于带式运输机传动装置中V带轮机展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器
一． 总体布置简

图1—1
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器
二． 工作情况：
一般条件，通风良好，连续工作，近于平稳，单向旋转。
三． 原始数据
1.鼓轮的扭矩T（N/m）：460
2.鼓轮的直径D（mm）：380
3.运输带速度V（m/s）：0.8
4.带速允许偏差（％）：±5
5.使用年限（年）：8年，大修期3年
6.工作制度（班/日）：2
7.卷筒效率：∩=0.96
四．设计内容
1. 电动机的选择与运动参数计算；
2. 斜齿轮传动设计计算
3. 轴的设计
4. 滚动轴承的选择
5. 键和连轴器的选择与校核；
6. 装配图、零件图的绘制
7. 设计计算说明书的编写
五． 设计任务
1． 减速器总装配图一张
2． 齿轮、轴零件图各一张
3． 设计说明书一份
六． 设计进度
第一阶段：机械系统方案设计，(选择传动装置的类型)
第二阶段：机械系统运动，动力参数计算，（电动机的 选择，传动装置运动动力参数计算）。
第三阶段：传动零件的设计计算，（传动系统中齿轮传动等的设计计算）。、 第四阶段：减速器装配图的设计。（轴系结构设计————初定轴颈，轴承型号，校核减速器中间轴及其键的强度，轴承寿命，减速器箱体及其附件结构设计）。
第五阶段：减速器装配图，零件图设计，（在绘图纸上绘制减器正式装配图，减速器中间轴及其中间轴上大齿轮的零件图）。
第六阶段：编写设计说明书。

第二节 传动方案的拟定及说明
一、 初拟三种方案如右图（图1—2、图1—3、图1—4）

图1—1

图1—1

图1—3

二、 分析各种传动方案的优缺点
方案a传动比小，齿轮及齿轮箱的尺寸小，制造成本低，工作可靠，传动效率高，维护方便，带的 寿命短，不宜在恶劣环境中工作。
方案b 传动比大，齿轮及齿轮箱的尺寸大，制造成本大，工作可靠，传动效率高，维护方便，环境适应性好。
方案c传动比小，齿轮及齿轮箱的尺寸小，制造成本高，工作可靠，传动效率高，维护方便，带的寿命短，不宜在恶劣环境中工作。

第三节 电动机的选择

一． 电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是：连续、载荷近于平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。
二． 电动机容量的选择
1. 工作机所需功率Pw 。

由已知条件运输带速度（0.8m/s），鼓轮直径（380㎜） 得：

2. 电动机的输出功率

传动装置中的总效率 式中 ， ………为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由表2—4（参考文献2）查得：闭式斜齿圆柱齿轮传动效率 ；滚动轴承（一对）的传动效率为 ；弹性联轴器的传动效率 ；卷筒效率 ；V带传动效率 ；卷筒滑动轴承的效率 。

3. 确定电动机的额定功率
根据计算出的电动机的功率 可选定电动机的额定功率
4. 电动机转速的选择及型号的确定

为了便于选择电动机的转速，先推算电动机的转速的可选范围。由表2—1（参考文献2 P4）查得V带传动常用的传动比范围 ;单级圆柱齿轮常用的传动比范围 。则电动机的转速可选范围为

可见同步转速为750r/min,1000r/min,和1500r/min的电动机均符合，这里初选同步转速为1000r/min 和1500r/min的两种电动机进行比较，如下 （表1）
方案 电动机型号 额定功率（KW） 电动机转速 电动机质量（kg） 传动装置的传动比 参考比价
同步 满载 总传动比 V带 高速级 低速级
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

由表中的数据可知两个方案均可行，但方案1参考比较较低，质量小，较方案2经济，可采用方案1，选定电动机型号为Y100L2—4,转速1500r/min..

三、电动机的技术数据和外形及安装尺寸
由表20—1表20—2查出Y100L1—4型电动机的主要技术数据和外形安装尺寸，并列表记录如下：（参考文献2 P197）
（表2）
电动机型号 H A B C D E F×GD G K AB AD AC HD AA BB HA L
4极 4极 4极 4极 4极
Y100L 100 160 140 63 28 60 8×7 24 12 205 180 105 245 40 176 14 380

第四节 计算传动装置的运动和动力参数
一、 传动装置的总传动比及其分配各级传动比
1．计算总传动比
由电动机的满载转速( )和工作机主动轴转速 可确定传动装置应有的总传动比为：

2．合理分配各级传动比
先试选皮带轮传动比 ,减速箱是展开式布置，为使两级大齿轮有相近的浸油深度，告诉级传动比 和低速级传动比 可按下列方法分配。
有 ，可取 ， ， 。
二．计算传动装置的运动和动力参数
如图各轴编号分别为轴Ⅰ、轴Ⅱ、轴Ⅲ。如图1—5

图1—5
1. 计算各轴转速
图1—5，所示传动装置中各轴的转速为

2. 计算各轴输入功率
各轴的输入功率为

式中： ——电动机与Ⅰ轴之间V带传动效率。
——高速级传动效率，包括高速级齿轮副和Ⅰ轴上一对轴承的效率。
——低速级传动效率，包括低速级齿轮副和Ⅱ轴上的一对轴承的效率。
3. 计算各轴输入转矩
图1—5所示传动系统中各轴转矩为

4. 将以上结果整理后列表如下
（| （表3）
项目 电动机轴 高速轴Ⅰ 中间轴Ⅱ 低速轴Ⅲ 滚筒滑动轴Ⅳ
转速（r/min） 1420 473.330 128.693 40.220 40.220
功率（k0w） 3 2.880 2.7660 2.656 2.603
转矩（n/m） 2.3 58.108 205.258 630.706 630.706
传动比 i01=3 I12=3.678 I23=3.2 I34=1
效率 ∩01=0.96 ∩12=0.963 ∩23=0.9603 ∩34=0.9801

第五节 传动件设计计算
一．V带传动的设计计算（参考文献1）
由已知条件电动机功率P=3KW ，转速n1=1420r/min ，传动比 i=3 ，每天工作8小时，两班制，要求寿命8年。
试设计该V带传动。
1. 计算功率 。
由表8----7工况系数 ,故：

2. 选择V带的带型。
根据 ， .由图8----11选用A型。
3. 确定带轮的基准直径 ，并验算带速v。
(1)初选小带轮基准直径，查表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径 .
(2)验算带速V, 因为3<v<5m/s,故合适。
(3)计算大带轮大基准直径。
根据式8-15a，
根据表8-8，圆整为280mm。
4. 确定V带的中心距a和基准长度 。
(1) 根据式8-20，初定中心距
(2) 由式8-22，计算基准直径。

由表8-2选基准长度
(3) 验算小带轮的包角 。

6.计算带的根数Z.
（1） 计算单根v带的额定功率pr
△P0=0.17kw k =0.942. Kl=0.99，
于是

（2）计算V带的根数z
Z= 取4根V带。
7计算单根V带的拉力最小值
由表8-3得A型V带的长度质量为0.1kg/m所以

应使带的实际初拉力》
8计算压轴力Fp

9.带轮结构设计
材料HT200,A型，根数Z=4,长度Ld0=1600mm,中心距a=500mm

,
图1-6
二．高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算：
有以上计算得，输入功率Pi=2.88kw,小齿轮转速n1=473.33r/min
齿数比u=i12=3.678.
1． 选精度等级、材料及齿数
1） 材料及热处理；
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
2） 精度等级选用7级精度；
3） 试选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=z1*u=24*3.678=88.272
取Z282齿轮；
2．按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算
按式（10—21）试算，即
dt
确定公式内的各计算数值
（1） 试选Kt=1.5
(2)计算小齿轮的转矩。T1=5.81076*104NM.
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd=1
（4） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
（5） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=650MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa；
（6） 由式10－13计算应力循环次数 （8年，每天两班制，1年按300天计算）
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） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.948；KHN2＝0.99
（8） 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数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） 计算
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t≥ = 43.469mm
（2） 计算圆周速度
v= = =1.0733m/s
（3） 计算齿宽b及其模数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)计算重合度。

（5） 计算载荷系数K
已知载荷平稳，所以取KA=1 根据v=1.0773m/s,7级精度，由
10—8查得动载系数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级精度，小齿轮相对支撑为非对称布置时KHβ=1.418
由b/h=10.993, KHβ=1.418插图10-13得KFβ=1.38
固载荷系数为：
K=KAKVKHαKHβ=1×1.05×1×1.418=1.6378
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 （取kt=1.2-1.4）
d1= =44.7613mm
（7） 计算模数mn
mn =
3．按齿根弯曲强度设计
由式m≥
1） 确定计算参数
（1） 由图10-20c，查得小齿轮的弯曲疲劳轻度极限σFE1=550mpa,大齿轮σFE2=400mpa。
（2） 由图10-18取疲劳寿命系数KFN1=0.92,KFN2=0.98
(3)查表10-28得螺旋角影响系数 .根据 。
（4）计算当量齿数

（5）计算弯曲疲劳许用应力 取S=1.4
[σF1]= = =361.429Mpa
[σF2]= = =280Mpa
(4) 计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.05×1.1×1.38=1.5939
（5） 查取齿型系数
由表10－5查得YFa1=2.6；Yfa2=12.186
（6） 查取应力校正系数
由表10－5查得Ysa1=1.595；Ysa2=1.787
（7） 计算大小齿轮的 并加以比较
= =0.01147
= =0.01395
大齿轮的数值大。
2） 设计计算
mn≥ =1.3005mm
就近圆整为标准值（第一系列）为mn=1.5 分度圆直径d1=44.7613mm
则
z1 =d1cos /mn=44.7613*cos140/1.5=28.954，
取z1=28 z2=u*z1=3.678*24=106.662取107齿
4．几何尺寸计算
(1)计算中心距
a= = =105.123mm
将中心距圆整为105mm
(2)按圆整后的 中心距修正螺旋角。

因值改变不多，故参数 等不必修正。
（3）计算大小齿轮的分度圆直径。
d1=z1 mn /cos =29*1.5/cos13043’45”=44.781mm
d 2=z2mn/ cos =107*1.5/ cos13043’45”=165.225mm
(4)计算齿宽
1*44.781=44.781mm
圆整后取B2=45mm,B1=50mm.
三．低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算：
有以上计算得，输入功率Pi=2.766kw,小齿轮转速n1=128.693r/min
齿数比u=i12=3.
2． 选精度等级、材料及齿数
1） 材料及热处理；
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
2） 精度等级选用7级精度；
3） 试选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=z1*u=24*3=72
取Z72齿轮；
2．按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算
按式（10—21）试算，即
dt
确定公式内的各计算数值
（1） 试选Kt=1.5
(2)计算小齿轮的转矩。T1=2.0526*105NM.
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd=1
（4） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
（5） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=650MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa；
（6） 由式10－13计算应力循环次数 （8年，每天两班制，1年按300天计算）
N1=60n1jLh=60×128.69×1×（2×8×300×8）=2.965×108
N2=N1/u=2.965×108/3=9.883×107
（7） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.972；KHN2＝0.99
（8） 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数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） 计算
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t≥ = 55.974mm
（2） 计算圆周速度
v= = =0.3772m/s
（3） 计算齿宽b及其模数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)计算重合度。

（5） 计算载荷系数K
已知载荷平稳，所以取KA=1
根据v=0.3772m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.03； KHα=KHβ=1.1
查表10-4，用插值法查的7级精度，小齿轮相对支撑为非对称布置时由b/h=10.993, KHβ=1.4206插图10-13得KFβ=1.399
固载荷系数为：
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.1×1.42.6=1.6095
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 （取kt=1.2-1.4）
d1= =57.303mm
（7） 计算模数mn
mn =
3．按齿根弯曲强度设计
由式m≥
1） 确定计算参数
1.由图10-20c，查得小齿轮的弯曲疲劳轻度极限σFE1=550mpa,大齿轮σFE2=400mpa。
2.由图10-18取疲劳寿命系数KFN1=0.969,KFN2=1
3.查表10-28得螺旋角影响系数 .根据 。
4 计算当量齿数

（5）计算弯曲疲劳许用应力 取S=1.4
[σF1]= = =380.679Mpa
[σF2]= = =285.714Mpa
5 计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.1×1.399=1.585
（6） 查取齿型系数
由表10－5查得YFa1=2.6；Yfa2=2.236
（7） 查取应力校正系数
由表10－5查得Ysa1=1.595；Ysa2=1.734
（8） 计算大小齿轮的 并加以比较
= =0.01089
= =0.01357
大齿轮的数值大。
2） 设计计算
mn≥ =1.982mm
就近圆整为标准值（第一系列）为mn=2 分度圆直径d1=57.303mm
则
z1 =d1cos /mn=57.303*cos140/2=27.8，
取z1=31 z2=u*z1=3*31=93取93齿
4．几何尺寸计算
(1)计算中心距
a= = =127.8mm
将中心距圆整为128mm
(2)按圆整后的 中心距修正螺旋角。

因值改变不多，故参数 等不必修正。
（3）计算大小齿轮的分度圆直径。
d1=z1 mn /cos =31*2/cos14021’41”=64mm
d 2=z2mn/ cos =93*2/ cos14021’41”=192.010mm
(4)计算齿宽
1*64=64mm
圆整后取B2=65mm,B1=70mm.
四齿轮设计计算结果列表：．表1--4
齿轮
参数 齿轮1 齿轮2 齿轮3 齿轮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）圆整 105 128
材料 45Gr 45 45Gr 45
精度等级 IT7

六 轴的设计计算
一．中间轴的设计：
1.初选轴的材料为45号钢。查表15-3可知A0=112，最小直径为：
mm
由于此轴上要安装两个齿轮，且直径都较大，固按强度准则需加大轴的直径为0.7%/键。则最小直径d=31.140 由于最小直径地方是安装轴承的，而为了使安装齿轮的地方强度足够，应适当的加大开键槽段的轴径。固取安装轴承的地方为35mm，需根据轴承的标准系列选用。
2.轴的结构设计
（1）拟定轴上的装配方案
图四
(1) 如上图，轴上的零件分别为轴承，封油盘，小齿轮，大齿轮，封油盘。
① 径向尺寸的确定
左端1-2段选用的角接触球轴承为7307c，轴径为35mm，2-3段安装齿轮，为达到强度取42mm（也是轴承的安装定位尺寸），3-4段为一轴肩为达到齿轮定位齿轮的强度，取52mm，4-5段为了便于加工取同样直径段42mm，5-6段安装轴承同右边，按标准为35mm。
② 轴向尺寸的确定
由于齿轮2和齿轮一是要啮合的，且齿轮一的宽度比齿轮二宽5mm，平均分配到两边，又由于所有安装的轴承的内圈必须在同一直线上，所以二轴的1-2段的距离减去轴承的宽度应等于一小齿轮轮毂宽减去2-3段长度加封油盘的 宽度。3-4段为一轴肩，距离取12.5mm;4-5d段为齿轮3的宽度-2.5mm=41mm；5-6段的距离等于支撑的距离加封油盘的距离14+12=49mm。轴二的轴向尺寸确定后，轴一的部分尺寸也可以确定了。
③ 轴上零件的周向定位
齿轮2和3用两个键槽固定，根据轴的直径，查表14-1取标准，键槽为 ，键槽宽为12mm长为50mm，32mm。轴承不需考虑。
④ 轴上零件的轴向固定
左端轴承右端用封油盘固定，左端用端盖固定；齿轮2右端由封油盘固定，左端由轴肩固定；齿轮3左端用轴肩固定，右端用封油盘固定；右端轴承左端用封油盘固定，右端用端盖固定。
二． 高速级轴：
1．经过计算高速级的小齿轮，其x 2.5m；也就是说从键槽的顶端到齿根圆直径的距离小于2.5倍的模数，根据 要求将其做成齿轮轴。具体计算如下：
初选轴的材料为40Cr,调质处理。查表15-3可知，A0=112.最小直径为：
mm
由于安装带轮的地方需要开一键槽，固最小直径必须加大0.7%得d=20.447 （1+0.7%）=21.795mm为了和带轮相配合，取最小处直径为22mmm。
2.轴的结构设计
（1）拟定轴上的装配方案
图三
如上图，轴上共装有三个零件，一个带轮，两个轴承。
①径向尺寸的确定
为了满足带轮的安装要求，7-8段右端必须制出一轴肩，所以6-7段的直径d2-2=28mm，在轴的3-3段需安装一个轴承，根据计算，该处的轴承圆锥滚子轴承为30306，其内径为30mm，右端有一 当油盘并与一轴肩配合，更具轴承的安装定位尺寸可知为37mm，所以当油盘右端的轴肩为37mm，3-4段为小齿轮，其宽度为50mm，2-3段五任何零件安装，，便于加工取37mm，1-2段也需一轴承支撑，因为轴承一般配对使用，也用30306轴承，内径为35mm。
②轴向尺寸的确定
7-8段为了安装带轮，带轮的宽度是60mm固取60mm，6-7段五严格要求初取50mm，5-6段要安装一轴承宽度为20.75mm，在加上一当油盘，宽度为14mm，总长为34.75mm，2-3段单独不可确定，必须与另外亮根轴相配合后才能定其长度，5-5段是加工齿轮的宽度为50mm， 1-2段和5-6段情况一样，尺寸也一样为30mm。
③轴上零件的周向定位
带轮出用一键槽，根据轴的直径和长度查表14-1，取标准，键槽为c6*6，键槽宽为6mm长为100mm。轴承不需考虑。
④轴上零件的轴向固定
7-8-段为一带轮，左端需用一轴肩固定，6-7段安装轴承，其右端轴肩固定，但是由于轴承的是用润滑脂润滑的，为了防止轴承中的润滑脂被箱内齿轮啮合时挤出的油冲刷，稀释而流失，需在轴承内侧设置封油盘。于是轴承便由封油盘固定内圈，由端盖固定外圈。1-1段和5-6段一样处理。
三 低速级轴的设计
三轴的材料为45号钢，A0=112，最小直径为：

其上要开键槽，固需加大轴的直径。d=45.270 （1+0.7%）=49.637mm。
具体尺寸设计计算省略。
四 轴的强度校核
通过对以上三根轴的强度进行计算和分析，均达到了强度要求。
具体计算省略。
第七节 滚动轴承的选择
一 滚动轴承的选择：
通过以上计算出了三根轴的最小直径分别为d1min20.447mm=,d2min=31.140mm,d3min=45.270mm.前面计算出了每根轴所受到的力矩分别为T1=57.42N,T2=189.90N,T3=551.78.
由于减速箱使用的是两级齿轮传动，总传动比为35.4，但是外面用了一V带传动，分取了3个传动比，固减速其内部就只有35.4/3=11.8.再将11.8分给两级齿轮，则每一级的传动比就减小了许多，因此三根轴所受到了轴向力就不大，但齿轮较大，轴上零件安装的较多，径向力就较大，根据轴承的类型和各自的特性，本减速器选用了既可以承受较大径向力又可承受较大轴向力的角接触球轴承和圆锥滚子轴承。

一轴选用圆锥滚子轴承30306，二轴选用角接触球轴承7607c，三轴选用圆锥滚子轴承30311.尺寸如下表：
轴承型号 外形尺寸（mm） 安装尺寸（mm） 额定动载荷（KN） 额定静载荷(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

第七节 键的选择
本减速器共用键连接5个，分别是中间轴两个，低速轴一个，高速机接带轮处一个，输出轴接联轴器一个。
高速轴 C6×6×45 中间轴 A12×8×32头）A12*8*50 低速轴 A18×11×45 C14*9*70由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压力为 ，所以上述键皆安全。
第九节 连轴器的选择
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。
二、高速轴用联轴器的设计计算
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ，
计算转矩为
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84）其主要参数如下：
材料HT200
公称转矩 1250nm
轴孔直径48mm ，
轴孔长 112mm，
第八节 减速器附件的选择
1.通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M12×1.5
2.油面指示器
选用游标尺M16
3.起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳
4放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M14×1.5
润滑与密封

第九节 齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。

第十节 密封方法的选取

选用嵌入式缘式端盖易于制造安装，密封圈型号按所装配轴的直径确定为
21*32*3.5 54*71*7 摘自（FZ/T92010-91）
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

第十一节 设计小结
由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的

第十二节 参考目录

《机械设计》第八版 濮良贵 高等教育出版社
《机械设计 课程设计》 王昆 高等教育出版社
《机械原理》第七本 孙恒 高等教育出版社
《机械制造技术基础》 赵雪松 华中科技大学出版社
《机械基础》 倪森寿 高等教育出版社
《机械制图》第四版 刘朝儒 高等教育出版社
《机械设计简明手册》 杨黎明 国防工业出版社
《AUTOCAD机械制图习题集》 崔洪斌 清华大学出版社

D. 起重机械的使用要求有哪些

1、各种起重机应装设，标明机械性能的指示牌，并根据需要安设卷扬限制器，载荷控制器，联锁开关等装置，轨道式起重机应安置行走限位器及夹轨，使用前应检查试吊。

2、钢丝绳在卷筒上必须排列整齐，尾部卡牢，工作中最少保留三圈以上。

3、不得任意更改起重机的性能。

4、操作中要听从指挥人员的信号，信号不明或可能引起事故时应暂停操作。

5、起吊时，起重物下不得有人停留和行走。

6、起吊物件应拉溜绳，速度要均匀，平稳，禁止突然制动和变换方向，起吊物件，应高出障碍物0。5米以上，下落应低速轻放，防止倾倒。

7、物体起吊时，禁止在物件上站人。

8、建立建全起重机的维修保养,定期检查,安全操作制度,并教育有关人员认真执行。

9、桥式起重机应设专职司机驾驶,有专人负责挂钩和指挥(需有操作证)。严禁无证驾驶及指挥。

10、起重机的工作地点要有足够的照明设备和畅通的吊运通道。禁止吊物从人头上方越过。

11、起重机的明显部位标明最大起重量,禁止超负荷使用。

(4)机械设计起吊装置扩展阅读

工作特点

1、起重机械通常结构庞大，机构复杂，能完成起升运动、水平运动。例如，桥式起重机能完成起升、大车运行和小车运行3个运动；门座起重机能完成起升、变幅、回转和大车运行4个运动。在作业过程中，常常是几个不同方向的运动同时操作，技术难度较大。

2、起重机械所吊运的重物多种多样，载荷是变化的。有的重物重达几百吨乃至上千吨，有的物体长达几十米，形状也很不规则，有散粒、热融状态、易燃易爆危险物品等，吊运过程复杂而危险。

3、大多数起重机械，需要在较大的空间范围内运行，有的要装设轨道和车轮（如塔吊、桥吊等）；有的要装上轮胎或履带在地面上行走（如汽车吊、履带吊等）；有的需要在钢丝绳上行走（如客运、货运架空索道），活动空间较大，一旦造成事故影响的范围也较大。

4、有的起重机械需要直接载运人员在导轨、平台或钢丝绳上做升降运动（如电梯、升降平台等），其可靠性直接影响人身安全。

5、起重机械暴露的、活动的零部件较多，且常与吊运作业人员直接接触（如吊钩、钢丝绳等），潜在许多偶发的危险因素。

6、作业环境复杂。从大型钢铁联合企业，到现代化港口、建筑工地、铁路枢纽、旅游胜地，都有起重机械在运行；作业场所常常会遇有高温、高压、易燃易爆、输电线路、强磁等危险因素，对设备和作业人员形成威胁。

7、起重机械作业中常常需要多人配合，共同进行。一个操作，要求指挥、捆扎、驾驶等作业人员配合熟练、动作协调、互相照应。作业人员应有处理现场紧急情况的能力。多个作业人员之间的密切配合，通常存在较大的难度。起重机械的上述工作特点，决定了它与安全生产的关系很大。

如果对起重机械的设计、制造、安装使用和维修等环节上稍有疏忽，就可能造成伤亡或设备事故。一方面造成人员的伤亡，另一方面也会造成很大的经济损失。

E. 机械设计基础课程设计的图书目录

绪论1
第一节 机械设计基础课程设计的目的和内容1
一、机械设计基础课程设计的目的1
二、机械设计基础课程设计的内容1
第二节 机械设计基础课程设计的过程2
一、机械设计基础课程设计的步骤2
二、机械设计基础课程设计中要注意的问题3
第一篇 机械设计基础课程设计
第一章 普通减速器5
第一节 减速器的型式和选择5
一、减速器的型式和应用5
二、普通减速器的选择7
第二节 减速器的结构8
一、减速器的箱体9
二、减速器的轴系零件10
三、减速器的附件10
四、箱体结构设计应满足的基本要求11
第三节 减速器的附件12
一、油尺和油标12
二、放油螺塞12
三、通气器13
四、起吊装置13
五、窥视孔和视孔盖14
六、起盖螺钉14
七、定位销14
八、调整垫片15
九、密封装置15
第四节 减速器的润滑15
一、减速器内齿轮传动和蜗杆传动的润滑15
二、减速器内滚动轴承的润滑17
第五节 减速器的密封19
一、减速器轴伸出端处的密封19
二、轴承靠箱体内侧的密封20
三、箱盖与箱座接合面的密封21
第二章 传动装置的总体设计22
第一节 确定传动装置布置方案22
一、确定传动装置总体布置方案时要考虑的问题22
二、传动装置总体方案布置的原则22
第二节 电动机的选择23
一、选择电动机的类型23
二、确定电动机的额定功率24
三、选择电动机的转速25
第三节 传动装置的总传动比及其分配25
一、传动装置总传动比计算25
二、传动比分配的一般原则25
第四节 计算传动装置的运动参数和动力参数27
一、减速器各轴的功率计算27
二、减速器各轴的转速计算28
三、减速器各轴的转矩计算28
第三章 传动零件设计30
第一节 减速器外的传动零件设计30
一、普通V带传动设计要点30
二、滚子链传动设计要点31
三、开式齿轮传动设计要点31
第二节 联轴器的选择31
一、联轴器的类型选择31
二、选择联轴器时应注意的问题32
三、联轴器选用程序32
第三节 减速器箱体内传动零件的设计33
一、圆柱齿轮传动的设计计算33
二、圆锥齿轮传动的设计计算34
三、蜗杆传动的设计计算34
第四章 减速器装配工作图设计35
第一节 减速器装配工作图设计的技术准备35
一、技术资料的准备35
二、确定传动方案35
三、选择图纸幅面和布图36
第二节 减速器装配草图设计的第一阶段36
一、装配草图设计第一阶段的设计任务36
二、确定减速器箱体内壁及箱体内各主要零件之间的相对位置36
三、轴结构设计39
四、轴、滚动轴承及键联接的校核计算42
第三节 减速器装配草图设计的第二阶段43
一、传动零件的结构设计44
二、轴承部件组合设计44
第四节 减速器装配草图设计的第三阶段46
一、箱体结构设计46
二、完成箱体附属零件的设计和确定其他相关结构尺寸47
三、完成减速器装配草图47第五节 减速器装配工作草图的检查和修改48
一、结构和工艺方面的检查48
二、制图方面的检查48
三、减速器装配工作草图中的常见错误48
第六节 完成减速器装配工作图设计51
一、完善和加深装配工作图底图51
二、尺寸标注52三、编写技术特性52
四、编写技术要求52
五、零（部）件的编号、明细表、标题栏54
第五章 减速器零件工作图设计55
第一节 概述55
第二节 轴类零件工作图设计56
一、标注尺寸56
二、标注尺寸公差和形位公差56
三、标注表面粗糙度56
四、技术要求56
第三节 齿轮类零件工作图设计57
一、标注尺寸58
二、标注尺寸公差58
三、标注表面粗糙度58
四、啮合特性表58
五、技术要求58
第四节 箱体类零件工作图设计58
一、尺寸标注59
二、标注尺寸公差及表面粗糙度59
三、技术要求59
第六章 设计说明书的编写与答辩准备61
第一节 设计说明书的编写61
一、设计说明书的基本要求61
二、设计说明书的内容62
第二节 准备设计答辩62
一、设计答辩的内容62
二、答辩前的准备62
三、课程设计答辩的方式及注意事项63
四、答辩思考题（供参考）63
第七章 课程设计任务书及设计题目68
第八章 减速器课程设计示例80
第二篇 机械设计常用标准和规范
第九章 常用数据和一般标准111
第十章 常用材料127
第十一章 螺纹和螺栓联接142
第十二章 轴系零件设计167
第十三章 机械传动208
第十四章 减速器设计资料284
第十五章 联轴器297
第十六章 公差与配合307
第十七章 电动机332
参考文献351
……

F. 起重机械的安全装置有那些

起重机械属于特种设备，鉴于其安全至关重要，因此在起重机械上需装设安全装置。不同类型的起重机，应安装不同类型和性能的安全装置。较常见的安全装置有以下几种： 过卷扬限制器 根据规定，起重机的卷扬机构必须装有过卷扬限制器，当吊钩滑车起升距起重机构架300mm时，可以自动切断电机的电源，电动机停止运转。这样，可保证起重机的安全运行，避免由于过卷扬提升，而造成的钢丝绳被拉断、重物坠落等事故的发生。 行程限制器它是防止起重机驶近轨道末端而发生撞击事故，或两台起重机在同一条轨道上发生碰撞事故，所采取的安全装置。行程限制器，能保证距离轨道末端200mm处以及起重机互相驶近距500mm处时，立即切断电源，停止运行。 自动联锁装置 桥式起重机上多有裸线通过，为了预防检修人员触电，要求在驾驶室通往车驾（或桥架）的仓门口处装设自动连锁装置，实现检修时停电，检修完后通电，保证检修作业的安全。 缓冲器缓冲器是一种吸收起重机与物体相碰时的能量的安全装置，在起重机的制动器和终点开关失灵后起作用。当起重机与轨道端头立柱相接时，保证起重机较平稳地停车。起重机上常用的缓冲器有橡胶缓冲器，弹簧缓冲器和液压缓冲器。 当车速超过120m/min时，一般缓冲器则不能满足要求，必须采用光线式防止冲撞装置、超声波式防止冲撞装置以及红外线反射器等。 制动器起重设备上的制动器，能使起重设备在升降、平移和旋转过程中随时停止工作和使重物停留在任何高度上的一种装置，它即能防止意外事故，又能满足工作要求。 制动器的种类繁多，有弹簧式制动器、安全摇柄等。由于制动器的作用对于起重机来说十分重要，许多事故的发生往往是由于制动器的失灵或发生鼓掌而造成的。因此，为保障起重作业安全，必须加强对制动器的检查与保养，一般要求每班检查一次。 重量限制器重量限制器是起重机的超载防护装置。按其结构方式和工作原理的不同，可分为机械式和电子式两种类型。在起重作业过程中，当起重量超过起重机额定起重量的10%时，重量限制器将起作用，使机构断电，停止工作，从而起到超载限制的作用。 力矩限制器对于动臂变幅的起重机（如塔式起重机、流动式起重机等），除考虑载荷的大小，还应考虑随着动臂变幅引起的载荷重心至起重机的距离的变化，即起重力矩问题。力矩限制器就是一种综合起重量和起重机运行幅度两方面因素，以保证起重力矩始终在允许范围内的安全装置。可分为机械式和电子式两种类型。 机械式力矩限制器有杠杆式和水平吊臂上使用的两种限制器。在起吊操作中，当起重量增大到限定值时，该限制器能够带动控制块以触动控制开关而断开电源，停止工作。 电子式力矩限制器在操作过程中能够通过仪表自动将实际起重力矩与额定起重力矩进行比较，若超载，继电器就会自动切断工作机构电源，保证安全。电子式力矩限制器克服了机械式力矩限制器的缺点，广泛应用于各种起重机上。

G. 起重机械有哪些种类

在建桥工程中所用的起重机械，根据其构造和性能的不同，一般可分为轻小型起重设备、桥式类型起重机械和臂架类型起重机，缆索式起重机四大类。

轻小型起重设备如：千斤顶、气动葫芦、电动葫芦、平衡葫芦（又名平衡吊）、卷扬机等。桥架类型起重机械如梁式起重机等。臂架类型起重机如固定式回转起重机、塔式起重机、汽车起重机、轮胎起重机、履带起重机等。缆索式起重机如升降机等。

1、按起重性质分：流动式起重机、塔式起重机、桅杆式起重机。

2、按驱动方式分：一类为集中驱动，即用一台电动机带动长传动轴驱动两边的主动车轮；另一类为分别驱动、即两边的主动车轮各用一台电动机驱动。

中、小型桥式起重机较多采用制动器、减速器和电动机组合成一体的“三合一”驱动方式，大起重量的普通桥式起重机为便于安装和调整，驱动装置常采用万向联轴器。

3、按结构形式：起重机主要分为轻小型起重设备、桥架式（桥式、门式起重机）、臂架式（自行式、塔式、门座式、铁路式、浮船式、桅杆式起重机）、缆索式。

(7)机械设计起吊装置扩展阅读：

工作原理：

起重机械通过起重吊钩或其它取物装置起升或起升加移动重物。起重机械的工作过程一般包括起升、运行、下降及返回原位等步骤。起升机构通过取物装置从取物地点把重物提起，经运行、回转或变幅机构把重物移位，在指定地点下放重物后返回到原位。

驱动装置：

驱动装置是用来驱动工作机构的动力设备的。常见的驱动装置有电力驱动、内燃机驱动和人力驱动等。电能是清洁、经济的能源，电力驱动是现代起重机的主要驱动型式，几乎所有的在有限范围内运行的有轨起重机、升降机、电梯等都采用电力驱动。

对于可以远距离移动的流动式起重机（如轮胎起重机和履带起重机）多采用内燃机驱动。人力驱动适用于一些轻小起重设备，也用作某些设备的辅助、备用驱动和意外（或事故状态）的临时动力。

H. 吊索具与起重机械是如何搭配的呢

近几年，我国吊索具行业发展迅速，但技术标准很不完善，因内企业随意生产，吊环甚至擅自降低安全系数，因此我国的吊装安全有很大的隐患，尽管相关的标准逐渐步向完善，但是不能否认现在索具在安全方面所存在的问题。在起重行业工作的人员都应该知道吊索具，吊索具主要有金属吊索具和合成纤维吊索具两大类。金属吊索具主要有钢丝绳吊索具、链条吊索具、吊装带吊索具等;合成纤维吊索具主要有绳类和带类吊索具，而绳类又分锦纶、丙纶、涤纶、高强高模聚乙烯纤维。

那么大家是如何理解吊索具中吊、索、具呢?故名思义吊则代表吊装，索则代表连接、具则代表是工具，即;吊装作用是连接在一起的一个工具。下面为大家介绍一下如何选择正确合适的吊索具。从概念来选择吊索具。钢丝绳索具是以钢丝绳为原料经过加工，主要用于吊装、牵引、拉紧和承载的绳索，具体强度高、自重轻、工作平稳、不易骤然整根折断等特点，广泛应用于钢铁、化工、运输、港口等行业。链条索具是以金属链环连执而成的索具，按照其形成主要有焊接和组装两种，按其构造单只和多只等，采用优质合金钢、其突出特点是耐磨、耐高温、延展性低、受力后不会伸长等。其使用寿命长，易弯曲，适用于大规模、频繁使用的场合。灵活地多肢，多种组合形式可提高工作效率、降低成本等。

吊装带成套索具由主吊环，链接卸扣，吊装带，金属末端组件，主吊环包括长吊环，圆吊环，组合吊环等。连接卸扣包括弓形卸扣，链条卸扣等，吊装带包括扁平带和圆形带，金属末端包括各式吊钩及其他金属件，本吊带成套索具可根据客户需求自由优化组合。

I. 【200高分悬赏】机械设计基础课程设计任务！！满意可再追加！

下面给你个范例，具体数据还是请自己算吧！

一、传动方案拟定
第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器
（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。
（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；
滚筒直径D=220mm。
运动简图
二、电动机的选择
1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。
2、确定电动机的功率：
（1）传动装置的总效率：
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)电机所需的工作功率：
Pd=FV/1000η总
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、确定电动机转速：
滚筒轴的工作转速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min

根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表
方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比
KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为
Y100l2-4。
其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各级传动比
（1） 取i带=3
（2） ∵i总=i齿×i 带π
∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)
滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 计算各轴的功率（KW）
PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、 计算各轴转矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

五、传动零件的设计计算
1、 皮带轮传动的设计计算
（1） 选择普通V带截型
由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
据PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带
（2） 确定带轮基准直径，并验算带速
由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由课本[1]P190表10-9，取dd2=280
带速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
（3） 确定带长和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm
确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 验算小带轮包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（适用）
（5） 确定带的根数
单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=1.4KW
i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 计算轴上压力
由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
则作用在轴承的压力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N

2、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常
齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；
精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
确定有关参数如下：传动比i齿=3.89
取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由课本表6-12取φd=1.1
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm
(4)载荷系数k : 取k=1.2
(5)许用接触应力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=49.04mm
模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
确定有关参数和系数
分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)许用弯曲应力[σbb]
根据课本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1
弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
计算得弯曲疲劳许用应力为
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核计算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因为V＜6m/s，故取8级精度合适．

六、轴的设计计算
从动轴设计
1、选择轴的材料 确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥C
查[2]表13-5可得，45钢取C=118
则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齿轮作用力：
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
轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。
（1）、联轴器的选择
可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85
（2）、确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置
在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现
轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通
过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合
分别实现轴向定位和周向定位
（3）、确定各段轴的直径
将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），
考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm
齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5
满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.
(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.
(5）确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mm

II段:d2=40mm
初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,
宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直径d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=50mm
长度与右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm
(6)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：已知d1=195mm
②求转矩：已知T2=198.58N?m
③求圆周力：Ft
根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求径向力Fr
根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm

(1)绘制轴受力简图（如图a）
（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m
(4)绘制合弯矩图（如图d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m
(5)绘制扭矩图（如图e）
转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m
(6)绘制当量弯矩图（如图f）
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m
(7)校核危险截面C的强度
由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。

主动轴的设计
1、选择轴的材料 确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥C
查[2]表13-5可得，45钢取C=118
则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
齿轮作用力：
圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置
在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定
，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通
过两端轴承盖实现轴向定位，
4 确定轴的各段直径和长度
初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,
宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
(2)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d2=50mm
②求转矩：已知T=53.26N?m
③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m
(4)计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N?m
(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N?m
(6)校核危险截面C的强度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够

（7） 滚动轴承的选择及校核计算
一从动轴上的轴承
根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初选的轴承的型号为: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
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）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表（14-12）取f P=1.5
根据课本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6209型的Cr=31500N
由课本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴预期寿命足够

二.主动轴上的轴承:
(1)由初选的轴承的型号为:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,
基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速13000r/min
根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min)
两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
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）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表（14-12）取f P=1.5
根据课本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6206型的Cr=19500N
由课本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴预期寿命足够

七、键联接的选择及校核计算
1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6
高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79
大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79
轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-79
2．键的强度校核
大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm
圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=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=[ ]
因此剪切强度足够
键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。

八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~
1、减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
油面指示器
选用游标尺M12
起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳.

放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M18×1.5
根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号：
起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30,材料Q235
高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235
低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235
螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235
箱体的主要尺寸：
：
(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8
(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
取z1=8
(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12
(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20

(6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=
0.036×122.5+12=16.41(取18)
(7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250)
(8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)
(9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)
(10)连接螺栓d2的间距L=150-200
(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
(12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1
(15) Df.d2

(16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。
(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）
(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9.6 mm
(19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm
(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm
(21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3

D～轴承外径
(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S＝D2.

九、润滑与密封
1.齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。
2.滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
3.润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。
4.密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

十、设计小结
课程设计体会
课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！
课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。

十一、参考资料目录
[1]《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第2版；
[2] 《机械设计基础》，机械工业出版社 胡家秀主编 2007年7月第1版

J. 机械设计课程设计任务书

目 录
设计计划任务书 ﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎1
传动方案说明﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎2
电动机的选择﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎3
传动装置的运动和动力参数﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎5
传动件的设计计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎6
轴的设计计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎8
联轴器的选择﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎10
滚动轴承的选择及计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎13
键联接的选择及校核计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎14
减速器附件的选择﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎15
润滑与密封﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16
设计小结﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16
参考资料﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎17

1.拟定传动方案
为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nw,即
v=1.1m/s;D=350mm;
nw=60*1000*v/(∏*D)=60*1000*1.1/(3.14*350)
一般常选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为17或25。
2.选择电动机
1）电动机类型和结构形式
按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。
2）电动机容量
（1）卷筒轴的输出功率Pw
F=2800r/min;
Pw=F*v/1000=2800*1.1/1000
(2)电动机输出功率Pd
Pd=Pw/t
传动装置的总效率 t=t1*t2^2*t3*t4*t5
式中，t1,t2,…为从电动机到卷筒之间的各传动机构和轴承的效率。由表2－4查得：
弹性联轴器 1个
t4=0.99;
滚动轴承 2对
t2=0.99;
圆柱齿轮闭式 1对
t3=0.97;
V带开式传动 1幅
t1=0.95;
卷筒轴滑动轴承润滑良好 1对
t5=0.98;
则
t=t1*t2^2*t3*t4*t5=0.95*0.99^2*0.97*0.99*0.98＝0.8762
故
Pd=Pw/t=3.08/0.8762
（3）电动机额定功率Ped
由第二十章表20－1选取电动机额定功率ped=4KW。
3）电动机的转速
为了便于选择电动事，先推算电动机转速的可选范围。由表2－1查得V带传动常用传动比范围2~4，单级圆柱齿轮传动比范围3~6，
可选电动机的最小转速
Nmin=nw*6=60.0241*6=360.1449r/min
可选电动机的最大转速
Nmin=nw*24=60.0241*24=1440.6 r/min
同步转速为960r/min
选定电动机型号为Y132M1－6。
4）电动机的技术数据和外形、安装尺寸
由表20－1、表20－2查出Y132M1－6型电动机的方根技术数据和
外形、安装尺寸，并列表刻录备用。

电机型号 额定功率 同步转速 满载转速 电机质量 轴径mm
Y132M1-6 4Kw 1000 960 73 28

大齿轮数比小齿轮数=101/19=5.3158
3．计算传动装置总传动比和分配各级传动比
1）传动装置总传动比
nm=960r/min;
i=nm/nw=960/60.0241=15.9936
2）分配各级传动比
取V带传动比为
i1=3;
则单级圆柱齿轮减速器比为
i2=i/i1=15.9936/3=5.3312
所得i2值符合一般圆柱齿轮和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。
4．计算传动装置的运动和动力参数
1）各轴转速
电动机轴为0轴，减速器高速轴为Ⅰ轴，低速轴为Ⅱ轴，各轴转速为
n0=nm;
n1=n0/i1=60.0241/3=320r/min
n2=n1/i2=320/5.3312=60.0241r/min

2）各轴输入功率
按机器的输出功率Pd计算各轴输入功率，即
P0=Ped=4kw
轴I 的功率
P1=P0*t1=4*0.95=3.8kw
轴II功率
P2=P1*t2*t3=3.8*0.99*0.97=3.6491kw
3）各轴转矩
T0=9550*P0/n0=9550*4/960=39.7917 Nm
T1=9550*P1/n1=9550*3.8/320=113.4063 Nm
T2=9550*P2/n2=9550*3.6491/60.0241=580.5878 Nm
二、设计带轮
1、计算功率
P=Ped=4Kw
一班制，工作8小时，载荷平稳，原动机为笼型交流电动机
查课本表8－10，得KA=1.1;
计算功率
Pc=KA*P=1.1*4＝4.4kw
2选择普通V带型号
n0 =960r/min
根据Pc=4.4Kw，n0=960r/min,由图13-15（205页）查得坐标点位于A型
d1=80~100
3、确定带轮基准直径
表8－11及推荐标准值
小轮直径
d1=100mm;
大轮直径
d2=d1*3.5=100*3.5=350mm
取标准件
d2=355mm;
4、验算带速
验算带速
v=∏*d1*n0/60000=3.14*100*960/60000=5.0265m/s
在5~25m/s范围内
从动轮转速
n22=n0*d1/d2=960*100/355=270.4225m/s
n21=n0/3.5=960/3.5=274.2857m/s
从动轮转速误差=(n22-n21)/n21=270.4225-274.2857/274.2857
=-0.0141
5、V带基准长度和中心距
初定中心距
中心距的范围
amin=0.75*(d1+d2)=0.75*(100+355)=341.2500mm
amax=0.8*(d1+d2)=0.8*(100+355)=364mm
a0=350mm;
初算带长
Lc=2*a0+pi*(d1+d2)/2+(d2-d1)^2/4/a0
Lc = 1461.2mm
选定基准长度
表8-7,表8-8查得
Ld=1600mm;
定中心距
a0+(Ld-Lc)/2=(1600-1461.3)/2=419.4206mm
a=420mm;
amin=a-0.015*Ld=420-0.015*1600=396mm
amax=a+0.03*Ld=420+0.03*1600=468mm
6、验算小带轮包角
验算包角
＝180-(d2-d1)*57.3/a=180-(355-100)*57.3/a
145.2107 >120度 故合格
7、求V带根数Z
由式（13-15）得
查得 n1=960r/min , d1=120mm
查表13-3 P0=0.95
由式13-9得传动比
i=d2/(d1(1+0.0141)=350/(100*(1+0.0141)=3.5
查表（13-4）得

由包角145.21度
查表13-5得Ka=0.92
KL=0.99
z=4.4/((0.95+0.05)*0.92*0.99)=3
8、作用在带上的压力F
查表13-1得q=0.10
故由13-17得单根V带初拉力

三、轴
初做轴直径：
轴I和轴II选用45#钢 c=110
d1=110*（3.8/320）^(1/3)=25.096mm
取d1=28mm
d2=110*(3.65/60)^（1/3）=43.262mm
由于d2与联轴器联接，且联轴器为标准件，由轴II扭矩，查162页表
取YL10YLd10联轴器
Tn=630>580.5878Nm 轴II直径与联轴器内孔一致
取d2=45mm
四、齿轮
1、齿轮强度
由n2=320r/min,P=3.8Kw,i=3
采用软齿面，小齿轮40MnB调质，齿面硬度为260HBS，大齿轮用ZG35SiMn调质齿面硬度为225HBS。
因 ，
SH1=1.1， SH2=1.1
，
，
因： ， ，SF=1.3
所以

2、按齿面接触强度设计
设齿轮按9级精度制造。取载荷系数K=1.5，齿宽系数
小齿轮上的转矩
按 计算中心距
u=i=5.333
mm
齿数z1=19,则z2=z1*5.333=101
模数m=2a/(z1+z2)=2.0667 取模数m＝2.5
确定中心矩a=m(z1+z1)/2=150mm
齿宽b=
b1=70mm,b2=60mm
3、验算弯曲强度
齿形系数YF1=2.57，YF2=2.18
按式（11-8）轮齿弯曲强度

4、齿轮圆周速度

按162页表11-2应选9做精度。与初选一致。

五、轴校核：

圆周力Ft=2T/d1
径向力Fr=Ft*tan =20度 标准压力角
d=mz=2.5*101=252.5mm
Ft=2T/d1=2*104.79/252.5=5852.5N
Fr=5852.5*tan20=2031.9N
1、求垂直面的支承压力Fr1,Fr2
由Fr2*L-Fr*L/2=0
得Fr2=Fr/2=1015.9N

2、求水平平面的支承力
FH1=FH2=Ft/2=2791.2N

3、画垂直面弯矩图
L=40/2+40/2+90＋10=140mm
Mav＝Fr2*L/2＝1015.9*140/2=71.113Nm

4、画水平面弯矩图
MaH=FH*L/2=2791.2*140/2=195.384Nm

5、求合成弯矩图

6、求轴传递转矩
T=Ft*d2/2=2791.2*2.5*101/2=352.389Nm

7、求危险截面的当量弯矩
从图可见a-a截面是最危险截面，其当量弯矩为
轴的扭切应力是脉动循环应力
取折合系数a=0.6代入上式可得

8、计算危险截面处轴的直径
轴的材料，用45#钢，调质处理，由表14-1查得
由表13-3查得许用弯曲应力 ，
所以
考虑到键槽对轴的削弱，将轴的最小危险直径d加4%。
故d=1.04*25.4=26.42mm
由实际最小直径d=40mm,大于危险直径
所以此轴选d=40mm,安全
六、轴承的选择
由于无轴向载荷，所以应选深沟球轴承6000系列
径向载荷Fr=2031.9N，两个轴承支撑，Fr1=2031.9/2＝1015.9N
工作时间Lh＝3*365*8=8760（小时）
因为大修期三年，可更换一次轴承
所以取三年
由公式
式中 fp=1.1,P=Fr1=1015.9N,ft=1 (工作环境温度不高)
（深沟球轴承系列）

由附表选6207型轴承
七、键的选择
选普通平键A型
由表10-9按最小直径计算，最薄的齿轮计算
b=14mm,h=9mm,L=80mm,d=40mm
由公式
所以
选变通平键，铸铁键

所以齿轮与轴的联接中可采用此平键。
八、减速器附件的选择
1、通气器：
由于在外界使用，有粉尘，选用通气室采用M18 1.5
2、油面指示器：
选用油标尺，规格M16
3、起吊装置：采用箱盖吊耳，箱座吊耳
4、放油螺塞：选用外六角细牙螺塞及垫片M16 1.5
5、窥视孔及视孔盖
选用板结构的视孔盖
九、润滑与密封：
1、齿轮的润滑：采用浸油润滑，由于低速级大齿轮的速度为：

查《课程设计》P19表3-3大齿轮浸油深度为六分之一大齿轮半径，所以取浸油深度为30mm。
2、滚动轴承的润滑
采用飞溅润滑在箱座凸缘面上开设导油沟，并设挡油盘，以防止轴承旁齿轮啮合时，所挤出的热油溅入轴承内部，增加轴承的阻力。
3、润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备选用
L-AN15润滑油
4、密封方式选取：
选用凸缘式端盖，易于调整轴承间隙，采用端盖安装毡圈油封实现密封。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承外径决定。
设计小结：
二、课程设计总结
设计中运用了Matlab科学工程计算软件，用notebook命令调用MS—Word来完成设计说明书及设计总结，在设计过程中用了机械设计手册2.0 软件版辅助进行设计，翻阅了学过的各种关于力学，制图，公差方面的书籍，综合运用了这些知识，感觉提高许多，当然尤其是在计算机软件CAD 方面的运用，深切感到计算机辅助设计给设计人员带来的方便，各种设计，计算，制图全套完成。
由于没有经验，第一次做整个设计工作，在设计过程中出现了一些错误比如线形，制图规格，零件设计中的微小计算错误等都没有更正，设计说明书的排版也比较混乱等等。对图层，线形不熟悉甚至就不确定自己画出的线，在出图到图纸上时实际上是什么样子都不知道 ，对于各种线宽度，没有实际的概念。再比如标注较混乱，还是因为第一次做整个设计工作，没有经验，不熟悉。

这次设计的目的是掌握机械设计规律，综合运用学过的知识，通过设计计算，绘图以及运用技术标准，规范设计手册等有关设计资料进行全面的机械设计技能训练。目的已经达到，有许多要求、标准心中虽然明确理解掌握但是要全力，全面的应用在实际中，还有待于提高水平。

特别感谢—程莉老师。

参考资料目录
[1]《机械设计基础》，机械工业出版社，任成高主编，2006年2月第一版；
[2]《简明机械零件设计实用手册》，机械工业出版社，胡家秀主编，2006年1月第一版；
[3]《机械设计-课程设计图册》，高等教育出版社，龚桂义主编，1989年5月第三版；
[3]《设计手册软件》，网络上下载；
[4] 湖南工院学生论坛----机械制图专栏---bbs.yeux.cn

Nw=60.0241r/min

Pw=3.08Kw

效率t=0.8762

Pd = 3.5150

Ped=4Kw

i=15.9936

i1=3

i2=5.3312

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

P0=4Kw

P1=3.8Kw

P2=3.6491Kw

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

KA=1.1

Pc=4.4Kw

d1=100mm

d2=355mm

初定中心距
a0=350mm

Lc=1461.3mm

Ld=1600mm

中心距
a=420mm

z=3根

预紧力
FQ＝274.3N

d1=28mm

d2=45mm

YL10YLd10

T1=113.4063Nm

m=2.5
a=150mm

=20度

Ft=5582.5N
Fr=2031.9N

FH1=FH2=2791.2N

Mav=71.113Nm

MaH=195.38Nm

Ma＝216.16Nm

Me=457.15Nm

Fr1=1015.9N

Lh=8760小时

6207型

b h L=14 9 80

输送带拉力 F=2800 N
输送带速度 V=1.1 m/s
滚筒直径 D=350 mm