电动电缆盘传动装置设计分享

1. 电缆敷设的常用设备有哪些

答：(1)空气压缩机，主要用来破坏路面，为以后敷设电缆作准备；
(2)电动卷扬机或电缆牵引机，主要用来拖电缆；
(3)电缆输送机，配合牵引机使用来克服巨大的摩擦力，减轻对电缆的损坏；
(4)电缆盘放线支架；
(5)滚轮装置；
(6)防捻
，减钢丝绳出现的扭曲；(7)电缆盘制动装置；

2. 电缆卷盘的原理、性能、应用

a. 工作原理：
弹力式电缆卷筒的工作原理与钢卷尺相似，利用蜗卷弹簧为动力来收卷电缆。当电缆被拉出时，收紧蜗卷弹簧而储能，当外力撤消时，弹簧释能，卷筒将自动收卷电缆。
b. 性能及特点：
安装简单，同步性能好，电缆张力小，但弹簧易疲劳，使用寿命短。
c. 适用范围：
适用电缆：截面积35mm以下的动力电缆和24芯以下的信号电缆；
卷绕长度：不超过30m；
适用设备：如电磁吸盘、抓斗、电动台车等等。 a. 工作原理：
重锤式电缆卷盘是利用重锤被提升而储能的原理，自动卷取电缆的机械装置。当拉出电缆时，带动电缆卷盘旋转，从而带动与电缆卷筒同轴相联的钢丝绳卷筒转动，提升重锤而储存势能。当卷筒需卷取电缆时，重锤下降释放势能，在钢丝绳张力作用下，带动与钢丝绳卷盘同轴相联的电缆卷盘转动，同步卷取电缆。
b. 性能及特点：
结构简单，性能稳定可靠，安装维护方便。
c. 适用范围：
适用电缆：截面积25~50 mm电缆。
卷绕长度：小于50m。
适用设备：特别适用于恶劣工况，如各种钢包车、铁水车、渣盘车等冶金车辆和矿山车辆。 a. 工作原理：
永磁耦合器为差速调整机构，向电缆卷盘输出恒定转矩。超出额定转矩时，耦合器打滑。当设备驶向地面电缆锚位时，动力经永磁耦合器驱动卷盘收卷电缆，耦合器向卷盘输出的转矩大小可调，从而保证收缆的线速度与大车运行速度同步。
当设备驶离地面电缆锚位时，由于卷盘上的单向离合链轮，动力不能传给电缆卷盘，大车运行时拖拽电缆，使卷盘产生大于系统阻力（放缆磁滞器）的转矩，同步释放出电缆。
根据实际工况，可选择选择移动设备传动系统中的行走轮轴（JQC系列）或电动机（JQD系列）为动力输出。
b. 性能及特点：
永磁技术用于卷筒传动系统的末级，转速低，无发热现象；电缆张力大小可调，保护电缆，但不宜采用轴向单排，以免出现燥音过大的现象。
c．适用范围
JQC-I：
适用电缆：截面积25 mm2及以下动力电缆及多芯信号电缆；
卷绕长度：当行程超过100m时，为了保证电缆排列效果，应加装同步排缆器。
适用设备：各种电动平车，台车、过跨车等各种电动车辆，
JQC-II：
适用电缆：截面积10~35 mm动力电缆；
卷绕长度：小于300米；
适用设备：小吨位的各种门式起重机、水电站坝顶门机等。
JQD：
适用电缆：多芯控制信号电缆（需配有钢芯）；
卷绕长度：垂直方向小于100米；
适用设备：特别适用于水电站坝顶门机的主副起升、液压抓梁和清污机抓斗等。
电气要求：收缆时电机工作，放缆时电机停电。 a. 工作原理
从力矩电机的机械特性曲线可以看出，力矩电机为变转矩输出。在低转速时输出大转矩；高转速时输出小转矩，此特性非常合电缆卷筒的机械性能要求。
设备驶向地面电缆锚位时，力矩电机通电工作，经减速机放大转矩后带动卷盘旋转收卷电缆。随着卷绕直径的增大,
力矩电机自动降低转速，并增大输出转矩，从而保证收缆的线速度与大车运行速度同步，并保持收缆张力恒定。
设备驶离地面电缆锚位时，力矩电机的电动势方向不变，大车运行时拖拽电缆，使产生大于电机正向转矩的反向转矩，同步释放出电缆。
b.控制方式及特点
力转电机具有长期堵转的特性，与大车控制系统相对独立，只需从设备总电源开关（或总接触器）引出电源即可。电气控制简单、可靠。
大车上电后，卷筒电机通电，卷盘工作，无论大车正转、反转还是停车，力矩电机始终通电且相序不变；大车断电后，电机断电，卷盘制动。
c、适用范围
适用电缆：截面积从10~185mm电缆；
卷绕长度：800米以下；
适用设备：门式、桥式、门座式起重机、堵取料机、坝顶门机、集装箱岸桥、场桥、装卸船机、冶金机械、水工机械和矿山机械等大型轨行设备。 a.工作原理
由三相异步电动机和磁滞联轴器组成电缆卷盘的动力调速系统。设备驶向电缆锚位时，电动机通电工作，通过减速机放大力矩后驱动卷盘旋转收卷电缆。此过程中由磁滞驱动器进行差速调整，保证收缆过程与大车运行同步；设备驶离电缆锚位时，电动机通电且相序不变，大车运行时拖拽电缆，使卷盘产生大于磁滞驱动器的磁扭矩，同步释放出电缆。
b.控制方式及特点
磁滞式电缆卷盘为恒转矩输出，电机必须与主机行走机构同步起动，而主机停止时可根据大车滑行情况，选择对卷盘电机延时断电。如果使用多台磁滞驱动器时必须保证电动机转向一致，并符合订货要求。即：大车行走，卷盘电机通电，无论正车还是反车，卷盘电机相序不变；大车停，卷盘电机延时断电。
c、适用范围
适用电缆：截面积从10~240mm电缆；
卷绕长度：1000米以下；
适用设备：门式、桥式、门座式起重机、堵取料机、坝顶门机、集装箱岸桥、场桥、装卸船机、冶金机械、水工机械和矿山机械等大型轨行设备。 a.工作原理
BP系列变频控制电机式电缆卷盘是目前国际上最先进的移动传输的解决方案，可满足任何复杂工况的需求。根据公式F=T/R可看出（其中F为电缆张力，T为卷筒收卷转矩，R为卷筒的收卷
半径），如果能根据卷径变化调整卷盘收卷转矩，即可实现电缆张力恒定。
BP系列电缆卷盘的变频器在闭环矢量（有速度传感器矢量控制）下，选择开环转矩控制模式，并通过厚度积分计算电缆卷盘的实际卷径，准确控制电机的输出转矩，从而保证电缆在卷盘上卷绕时，根据卷绕半径变化而自动进行转矩调整（线性变化），保证电缆张力恒定，最大程度上保护电缆。
b. 性能特点
1、高集成、高智能化，响应速度快，与设备同步性能精确、灵敏。
2、无论在收缆、放缆，无论设备运行在轨道的任何位置，作用在电缆上的张力始终恒定，并且可通过变频器参数输入及控制柜面版旋钮操作，任意进行调整，最大限度地保护电缆，有效降低用户的使用维护成本。
3、突破了磁滞式、力矩电机式等传统电缆卷盘设计上的瓶颈，不受电缆规格、卷绕长度、设备速度及安装高度等超常规格的限制，任何复杂工况的电缆卷盘均由一台功率不同的变频电动机驱动。
4、适应性强，可在高负载下全日制下连续工作，性能稳定；
5、卷盘与设备为运行连动保护，有效防止电缆被拉断等意外发生。
c.控制方式
BP系列电缆卷盘与设备的控制系统相对独立，控制柜可根据现场实际安装在任何位置（室内或室外），只需从设备总电源开关或总交流接触器输出端引出电源接于控制箱空开即可。
d.适用范围
可满足任何复杂的移动供电要求，适用于门式、桥式、门座式起重机、堆取料机、坝顶门机、集装箱岸桥、场桥、装卸船机、冶金机械、水工机械和矿山机械等大型轨行设备的移动供电和数据传输。
7、 手动卷盘（SD系列）
常用于移动设备检修时，临时供电。
8、 软管卷盘 （RG系列）
卷取金属软管、高压胶管等，可实现水、汽、油等介质的传输，只是由旋转接头替代集电滑环，常用于炼钢车间的的钢包底吹氩气、堆取料机的喷水降尘等。

3. 电气二次控制原理图设计怎样选型

电气原理图设计为满足生产机械及工艺要求进行的电气控制电路的设计电气工艺设计为电气控制装置的制造,使用,运行,维修的需要进行的生产施工设计第一节电气控制设计的原则和内容一,电气控制设计的原则1)最大限度满足生产机械和生产工艺对电气控制的要求2)在满足要求的前提下,使控制系统简单,经济,合理,便于操作,维修方便,安全可靠3)电器元件选用合理,正确,使系统能正常工作4)为适应工艺的改进,设备能力应留有裕量二,电气控制设计的基本内容1.电气原理图设计内容1)拟定电气设计任务书2)选择电力拖动方案和控制方式3)确定电动机的类型,型号,容量,转速4)设计电气控制原理图5)选择电器元件及清单6)编写设计计算说明书2.电气工艺设计内容1)设计电气设备的总体配置,绘制总装配图和总接线图2)绘制各组件电器元件布置图与安装接线图,标明安装方式,接线方式3)编写使用维护说明书第二节电力拖动方案的确定和电动机的选择一,电力拖动方案的确定1,拖动方式的选择2,调速方案的选择3,电动机调速性质应与负载特性相适应二,拖动电动机的选择(一)电动机选择的基本原则1)电动机的机械特性应满足生产机械的要求,与负载的特性相适应2)电动机的容量要得到充分的利用3)电动机的结构形式要满足机械设计的安装要求,适合工作环境4)在满足设计要求前提下,优先采用三相异步电动机(二)根据生产机械调速要求选择电动机一般---三相笼型异步电动机,双速电机调速,起动转矩大---三相笼型异步电动机调速高---直流电动机,变频调速交流电动机(三)电动机结构形式的选择根据工作性质,安装方式,工作环境选择(四)电动机额定电压的选择(五)电动机额定转速的选择(六)电动机容量的选择1,分析计算法:此外,还可通过对长期运行的同类生产机械的电动机容量进行调查,并对机械主要参数,工作条件进行类比,然后再确定电动机的容量.第三节电气控制电路设计的一股要求一,电气控制应最大限度地满足生产机械加工工艺的要求设计前,应对生产机械工作性能,结构特点,运动情况,加工工艺过程及加工情况有充分的了解,并在此基础上设计控制方案,考虑控制方式,起动,制动,反向和调速的要求,安置必要的联锁与保护,确保满足生产机械加工工艺的要求.二,对控制电路电流,电压的要求应尽量减少控制电路中的电流,电压种类,控制电压应选择标准电压等级.电气控制电各常用的电压等级如表10-2所示.三,控制电路力求简单,经济1.尽量缩短连接导线的长度和导线数量设计控制电路时,应考虑各电器元件的安装立置,尽可能地减少连接导线的数量,缩短连接导线的长度.如图10-l.2.尽量减少电器元件的品种,数量和规格同一用途的器件尽可能选用同品牌,型号的产品,并且电器数量减少到最低限度.3.尽量减少电器元件触头的数目.在控制电路中,尽量减少触头是为了提高电路运行的可靠性.例如图10-2a所示.4.尽量减少通电电器的数目,以利节能与延长电器元件寿命,减少故障.如图10-3a所示.四,确保控制电路工作的安全性和可靠性1.正确连接电器的线圈在交流控制电路中,同时动作的两个电器线圈不能串联,两个电磁线圈需要同时吸合时其线圈应并联连接,如图10-4b所示.在直流控制电路中,两电感值相差悬殊的直流电压线圈不能并联连接.2正确连接电器元件的触头设计时,应使分布在电路中不同位置的同一电器触头接到电源的同一相上,以避免在电器触头上引起短路故障.3防止寄生电路在控制电路的动作过程中.意外接通的电路叫寄生电路.4.在控制电路中控制触头应合理布置.5.在设计控制电路中应考虑继电器触头的接通与分断能力.6,避免发生触头"竞争","冒险"现象竞争:当控制电路状态发生变换时,常伴随电路中的电器元件的触头状态发生变换.由于电器元件总有一定的固有动作时间,对于一个时序电路来说,往往发生不按时序动作的情况,触头争先吸合,就会得到几个不同的输出状态,这种现象称为电路的"竞争".冒险:对于开关电路,由于电器元件的释放延时作用,也会出现开关元件不按要求的逻辑功能输出,这种现象称为"冒险".7.采用电气联锁与机械联锁的双重联锁.五,具有完善的保护环节电气控制电路应具有完善的保护环节,常用的有漏电保护,短路,过载,过电流,过电压,欠电压与零电压,弱磁,联锁与限位保护等.六,要考虑操作,维修与调试的方便第四节电气控制电路设计的方法与步骤一,电气控制电路设计方法简介设计电气控制电路的方法有两种,一种是分析设计法,另一种是逻辑设计法.分析设计法(经验设计法):根据生产工艺的要求选择一些成熟的典型基本环节来实现这些基本要求,而后再逐步完善其功能,并适当配置联锁和保护等环节,使其组合成一个整体,成为满足控制要求的完整电路.逻辑设计法:利用逻辑代数这一数学工具设计电气控制电路.在继电接触器控制电路中,把表示触头状态的逻辑变量称为输人逻辑变量,把表示继电器接触器线圈等受控元件的逻辑变量称为输出逻辑变量.输人,输出逻辑变量之间的相互关系称为逻辑函数关系,这种相互关系表明了电气控制电路的结构.所以,根据控制要求,将这些逻辑变量关系写出其逻辑函数关系式,再运用逻辑函数基本公式和运算规律对逻辑函数式进行化简,然后根据化简了的逻辑关系式画出相应的电路结构图,最后再作进一步的检查和优化,以期获得较为完善的设计方案.二,分析设计法的基本步骤分析设计法设计电气控制电路的基本步骤是:l)按工艺要求提出的起动,制动,反向和调速等要求设计主电路.2)根据所设计出的主电路,设计控制电路的基本环节,即满足设计要求的起动,制动,反向和调速等的基本控制环节.3)根据各部分运动要求的配合关系及联锁关系,确定控制参量并设计控制电路的特殊环节.4)分析电路工作中可能出现的故障,加入必要的保护环节.5)综合审查,仔细检查电气控制电路动作是否正确关键环节可做必要实验,进一步完善和简化电路a三,分析设计法设计举例下面以横梁升降机构的电气控制设计为例来说明分析设计法设计电气控制电路的方法与步骤.在龙门刨床上装有横梁升降机构,加工工件时,横梁应夹紧在立柱上,当加工工件高低不同时,则横梁应先松开立柱然后沿立柱上下移动,移动到位后,横梁应夹紧在立柱上.所以,横梁的升降由横梁升降电动机拖动,横梁的放松,夹紧动作由夹紧电动机,传动装置与夹紧装置配合来完成.(一)横梁升降机构的工艺要求:(1)横梁上升时,自动按照先放松横梁一横梁上升一夹紧横梁的顺序进行.(2)横梁下降时,自动按照放松横梁一横梁下降一横梁回升一夹紧横梁的顺序进行.(3)横梁夹紧后,夹紧电动机自动停止转动.(4)横梁升降应设有上下行程的限位保护,夹紧电动机应设有夹紧力保护.(二)电气控制电路设计过程1.主电路设计:横梁升降机构分别由横梁升降电动机MI与横梁夹紧放松电动机W拖动.巴两台电动机均为三相笼型异步电动机,均要求实现正反转.因此采用KM1I,KM2.KM3,KM4四个接触器分别控制M1和M2的正反转,如图10-9所示.2.控制电路基本环节的设计:由于横梁升降为调整运动,故对M1采用点动控制,一个点动按钮只能控制一种运动,故用上升点动按钮犯与下降点动按钮明来控制横梁的升降,但在移动前要求先松开横梁,移动到位松开点动按钮时又要求横梁夹紧,也就是说点动按钮要控制KMI-KM4四个接触器,所以引入上升中间继电器KA1与下降中间继电器KA2,再由中间继电器去控制四个接触器.于是设计出横梁升降电气控制电路草图之一,如图10-9所示.3.设计控制电路的特殊环节1)横梁上升时,必须使夹紧电动机MZ先工作,将横梁放松后,发出信号,使MZ停止工作,同时使升降电动机MI工作,带动横梁上升.按下上升点动按钮,中间继电器KAI线圈通电吸合,其常开触头闭合,使接触器KM4通电吸合,MZ反转起动旋转,横梁开始放松;横梁放松的程度采用行程开关地控制,当横梁放松到一定程度,撞块压下你用地的常闭触头断开来控制接触器KM4线圈的断电,常开触头闭合控制接触器KMI线圈的通电,KMI的主触头闭合使MI正转,横梁开始作上升运动.2)升降电动机拖动横梁上升至所需位置时,松开上升点动按钮犯,中间继电器KAI接触器KMI线圈相继断电释放,接触器KM3线圈通电吸合,使升降电动机停止工作,同时使夹紧电动机开始正转,使横梁夹紧.在夹紧过程中.行程开关SQI复位,因此KM3应加自锁触头,当夹紧到一定程度时,发出信号切断夹紧电动机电源.这里采用过电流继电器控制夹紧的程度,即将过电流继电器KA3线圈串接在夹紧电动机主电路任一相中.当横梁夹紧时,相当于电动机工作在堵转状态,电动机定子电流增大,将过电流继电器的动作电流整定在两倍额定电流左右;当横梁夹紧后电流继电器动作,其常闭触头将接触器KM3线圈电路切断.3)横梁的下降仍按先放松再下降的方式控制,但下降结束后需有短时间的回升运动,该回升运动可采用断电延时型时间继电器进行控制.时间继电器KT的线圈由下降接触器KMZ常开触头控制,其断电延时断开的常开触头与夹紧接触器KM3常开触头串联后并接于上升电路中间继电器KAI常开触头两端.这样,当横梁下降时,时间继电器KT线圈通电吸合,其断电延时断开的常开触头立即闭合,为回升电路工作作好准备.当横梁下降至所需位置时,松开下降点动按钮田.KMZ线圈断电释放,时间继电器KT线圈断电,夹紧接触器.3.设计控制电路的特殊环节1)横梁上升时,必须使夹紧电动机MZ先工作,将横梁放松后,发出信号,使MZ停止IW,同时使升降电动机MI工作,带动横梁上升.按下上升点动按钮犯,中间继电器KAI线圈通电吸合,其常开触头闭合,使接触器KM4通电吸合,MZ反转起动旋转,横梁开始放松;横梁放松的程度采用行程开关地控制,当横梁放松到一定程度,撞块压下SQI,用明的常闭触头断开来控制接触器KM4线圈的断电,常开触头闭合控制接触器KMI线圈的通电,KMI的主触头闭合使MI正转,横梁开始作上升运动.2)升降电动机拖动横梁上升至所需位置时,松开上升点动按钮肥,中间继电器KAI接触器KMI线圈相继断电释放,接触器KM3线圈通电吸合,使升降电动机停止工作,同时使夹紧电动机开始正转,使横梁夹紧.在夹紧过程中,行程开关地复位,因此KM应加自锁触头,当夹紧到一定程度时,发出信号切断夹紧电动机电源.这里采用过电流继电器控制夹紧的程度,即将过电流继电器KA3线圈串接在夹紧电动机主电路任一相中.当横梁夹紧时,相当于电动机工作在堵转状态,电动机定子电流增大,将过电流继电器的动作电流整定在两倍额定电流左右;当横梁夹紧后电流继电器动作,其常闭触头将接触器KM3线圈电路切断.KM3线圈通电吸合,横梁开始夹紧.此时,上升接触器KMI线圈通过闭合的时间断电器KT常开触头及KM3常开触头而通电吸合,横梁开始回升,经一段时间延时,延时断开的常开触头KT断开,KMI线圈断电释放,回升运动结束,而横梁还在继续夹紧,夹紧到一定程度,过电流继电器动作,夹紧运动停止.此时的横梁升降电气控制电路设计草图如图10-10所示.4.设计联锁保护环节横梁上升限位保护由行程开关SQZ来实现;下降限位保护由行程开关SQ3来实现;上升与下降的互锁,夹紧与放松的互锁均由中间继电器KAI和KAZ的常闭触头来实现;升降电动机短路保护由熔断器FUI来实现;夹紧电动机短路保护由熔断器FUZ实现;控制电路的短路保护由熔断器F[J3来实现.综合以上保护,就使横梁升降电气控制电路比较完善了,从而得到图10-11所示完整的横梁升降机构控制电路.第五节常用控制电器的选择一,接触器的选择一般按下列步骤进行:1.接触器种类的选择:根据接触器控制的负载性质来相应选择直流接触器还是交流接触器;一般场合选用电磁式接触器,对频繁操作的带交流负载的场合,可选用带直流电磁线圈的交流按触器.2.接触器使用类别的选择:根据接触器所控制负载的工作任务来选择相应使用类别的接触器.如负载是一般任务则选用AC—3使用类别;负载为重任务则应选用AC-4类别,如果负载为一般任务与重任务混合时,则可根据实际情况选用AC—3或AC-4类接触器,如选用AC—3类时,应降级使用.3.接触器额定电压的确定:接触器主触头的额定电压应根据主触头所控制负载电路的额定电压来确定.4.接触器额定电流的选择一般情况下,接触器主触头的额定电流应大于等于负载或电动机的额定电流,计算公式为式中I.——接触器主触头额定电流(A);H——经验系数,一般取l～1.4;P.——被控电动机额定功率(kw);U.——被控电动机额定线电压(V).当接触器用于电动机频繁起动,制动或正反转的场合,一般可将其额定电流降一个等级来选用.5.接触器线圈额定电压的确定:接触器线圈的额定电压应等于控制电路的电源电压.为保证安全,一般接触器线圈选用110V,127V,并由控制变压器供电.但如果控制电路比较简单,所用接触器的数量较少时,为省去控制变压器,可选用380V,220V电压.6.接触器触头数目:在三相交流系统中一般选用三极接触器,即三对常开主触头,当需要同时控制中胜线时,则选用四极交流接触器.在单相交流和直流系统中则常用两极或三极并联接触器.交流接触器通常有三对常开主触头和四至六对辅助触头,直流接触器通常有两对常开主触头和四对辅助触头.7.接触器额定操作频率交,直流接触器额定操作频率一般有600次/h,1200次/h等几种,一般说来,额定电流越大,则操作频率越低,可根据实际需要选择.二,电磁式继电器的选择应根据继电器的功能特点,适用性,使用环境,工作制,额定工作电压及额定工作电流来选择.1.电磁式电压继电器的选择根据在控制电路中的作用,电压继电器有过电压继电器和欠电压继电器两种类型.表10-3列出了电磁式继电器的类型与用途.交流过电压继电器选择的主要参数是额定电压和动作电压,其动作电压按系统额定电压的1.l-1.2倍整定.交流欠电压继电器常用一般交流电磁式电压继电器,其选用只要满足一般要求即可,对释放电压值无特殊要求.而直流欠电压继电器吸合电压按其额定电压的0.3-0.5倍整定,释放电压按其额定电压的0.07-0.2倍整定.2.电磁式电流继电器的选择根据负载所要求的保护作用,分为过电流继电器和欠电流继电器两种类型.过电流继电器:交流过电流继电器,直流过电流继电器.欠电流继电器:只有直流欠电流继电器,用于直流电动机及电磁吸盘的弱磁保护.过电流继电器的主要参数是额定电流和动作电流,其额定电流应大于或等于被保护电动机的额定电流;动作电流应根据电动机工作情况按其起动电流的1.回一1.3倍整定.一般绕线型转子异步电动机的起动电流按2.5倍额定电流考虑,笼型异步电动机的起动电流按4-7倍额定电流考虑.直流过电流继电器动作电流接直流电动机额定电流的1.1-3.0倍整定.欠电流继电器选择的主要参数是额定电流和释放电流,其额定电流应大于或等于直流电动机及电磁吸盘的额定励磁电流;释放电流整定值应低于励磁电路正常工作范围内可能出现的最小励磁电流,一般释放电流按最小励磁电流的0.85倍整定.3.电磁式中间继电器的选择应使线圈的电流种类和电压等级与控制电路一致,同时,触头数量,种类及容量应满足控制电路要求.三,热继电器的选择热继电器主要用于电动机的过载保护,因此应根据电动机的形式,工作环境,起动情况,负载情况,工作制及电动机允许过载能力等综合考虑.1.热继电器结构形式的选择对于星形联结的电动机,使用一般不带断相保护的三相热继电器能反映一相断线后的过载,对电动机断相运行能起保护作用.对于三角形联结的电动机,则应选用带断相保护的三相结构热继电器.2.热继电器额定电流的选择原则上按被保护电动机的额定电流选取热继电器.对于长期正常工作的电动机,热继电器中热元件的整定电流值为电动机额定电流的0.95-1.05倍;对于过载能力较差的电动机,热继电器热元件整定电流值为电动机额定电流的0.6一0.8倍.对于不频繁起动的电动机,应保证热继电器在电动机起动过程中不产生误动作,若电动机起动电流不超过其额定电流的6倍,并且起动时间不超过6S,可按电动机的额定电流来选择热继电器.对于重复短时工作制的电动机,首先要确定热继电器的允许操作频率,然后再根据电动机的起动时间,起动电流和通电持续率来选择.四,时间继电器的选择1)电流种类和电压等级:电磁阻尼式和空气阻尼式时间继电器,其线圈的电流种类和电压等级应与控制电路的相同;电动机或与晶体管式时间继电器,其电源的电流种类和电压等级应与控制电路的相同.2)延时方式:根据控制电路的要求来选择延时方式,即通电延时型和断电延时型.3)触头形式和数量:根据控制电路要求来选择触头形式(延时闭合型或延时断开型)及触头数量.4)延时精度:电磁阻尼式时间继电器适用于延时精度要求不高的场合,电动机式或晶体管式时间继电器适用于延时精度要求高的场合.5)延时时间:应满足电气控制电路的要求.6)操作频率:时间继电器的操作频率不宜过高,否则会影响其使用寿命,甚至会导致延时动作失调.五,熔断器的选择1.一般熔断器的选择:根据熔断器类型,额定电压,额定电流及熔体的额定电流来选择.(1)熔断器类型:熔断器类型应根据电路要求,使用场合及安装条件来选择,其保护特性应与被保护对象的过载能力相匹配.对于容量较小的照明和电动机,一般是考虑它们的过载保护,可选用熔体熔化系数小的熔断器,对于容量较大的照明和电动机,除过载保护外,还应考虑短路时的分断短路电流能力,若短路电流较小时,可选用低分断能力的熔断器,若短路电流较大时,可选用高分断能力的RLI系列熔断器,若短路电流相当大时,可选用有限流作用的Rh及RT12系列熔断器.(2)熔断器额定电压和额定电流:熔断器的额定电压应大于或等于线路的工作电压,额定电流应大于或等于所装熔体的额定电流.(3)熔断器熔体额定电流1)对于照明线路或电热设备等没有冲击电流的负载,应选择熔体的额定电流等于或稍大于负载的额定电流,即IRN≥IN式中IRN——熔体额定电流(A);IN——负载额定电流(A).2)对于长期工作的单台电动机,要考虑电动机起动时不应熔断,即IRN≥(1.5~2.5)IN轻载时系数取1.5,重载时系数取2.5.3)对于频繁起动的单台电动机,在频繁起动时,熔体不应熔断,即IRN≥(3~3.5)IN4)对于多台电动机长期共用一个熔断器,熔体额定电流为IRN≥(1.5~2.5)INMmax+∑INM式中INMmax——容量最大电动机的额定电流(A);∑INM——除容量最大电动机外,其余电动机额定电流之和(A).(4)适用于配电系统的熔断器:在配电系统多级熔断器保护中,为防止越级熔断,使上,下级熔断器间有良好的配合,选用熔断器时应使上一级(干线)熔断器的熔体额定电流比下一级(支线)的熔体额定电流大1-2个级差.2.快速熔断器的选择(l)快速熔断器的额定电压:快速熔断器额定电压应大于电源电压,且小于晶闸管的反向峰值电压U.,因为快速熔断器分断电流的瞬间,最高电弧电压可达电源电压的1.5-2倍.因此,整流二极管或晶闸管的反向峰值电压必须大于此电压值才能安全工作.即UF≥KIURE式中UF-一硅整流元件或晶闸管的反向峰值电压(V);URE——快速熔断器额定电压(V);KI——安全系数,一般取1,5-2.(2)快速熔断器的额定电流:快速熔断器的额定电流是以有效值表示的,而整流M极管和晶闸管的额定电流是用平均值表示的.当快速熔断器接人交流侧,熔体的额定电流为IRN≥KIIZmax式中IZmax——可能使用的最大整流电流(A);KI——与整流电路形式及导电情况有关的系数,若保护整流M极管时,KI按表10-4取值,若保护晶闸管时,KI按表10-5取值.当快速熔断器接入整流桥臂时,熔体额定电流为IRN≥1.5IGN式中IGN——硅整流元件或晶闸管的额定电流(A).六,开关电器的选择(一)刀开关的选择刀开关主要根据使用的场合,电源种类,电压等级,负载容量及所需极数来选择.(1)根据刀开关在线路中的作用和安装位置选择其结构形式.若用于隔断电源时,选用无灭弧罩的产品;若用于分断负载时,则应选用有灭弧罩,且用杠杆来操作的产品.(2)根据线路电压和电流来选择.刀开关的额定电压应大于或等于所在线路的额定电压;刀开关额定电流应大于负载的额定电流,当负载为异步电动机时,其额定电流应取为电动机额定电流的1.5倍以上.(3)刀开关的极数应与所在电路的极数相同.(二)组合开关的选择组合开关主要根据电源种类,电压等级,所需触头数及电动机容量来选择.选择时应掌握以下原则:(1)组合开关的通断能力并不是很高,因此不能用它来分断故障电流.对用于控制电动机可逆运行的组合开关,必须在电动机完全停止转动后才允许反方向接通.(2)组合开关接线方式多种,使用时应根据需要正确选择相应产品.(3)组合开关的操作频率不宜太高,一般不宜超过300次/h,所控制负载的功率因数也不能低于规定值,否则组合开关要降低容量使用.(4)组合开关本身不具备过载,短路和欠电压保护,如需这些保护,必须另设其他保护电器.(三)低压断路器的选择低压断路器主要根据保护特性要求,分断能力,电网电压类型及等级,负载电流,操作频率等方面进行选择.(1)额定电压和额定电流:低压断路器的额定电压和额定电流应大于或等于线路的额定电压和额定电流.(2)热脱扣器:热脱扣器整定电流应与被控制电动机或负载的额定电流一致.(3)过电流脱扣器:过电流脱扣器瞬时动作整定电流由下式确定IZ≥KIS式中IZ——瞬时动作整定电流(A);Is——线路中的尖峰电流.若负载是电动机,则Is为起动电流(A);K考虑整定误差和起动电流允许变化的安全系数.当动作时间大于20ms时,取K=1.35;当动作时间小于20ms时,取K=1.7.(4)欠电压脱扣器:欠电压脱扣器的额定电压应等于线路的额定电压.(四)电源开关联锁机构电源开关联锁机构与相应的断路器和组合开关配套使用,用于接通电源,断开电源和柜门开关联锁,以达到在切断电源后才能打开门,将门关闭好后才能接通电源的效果,实现安全保护.七,控制变压器的选择控制变压器用于降低控制电路或辅助电路的电压,以保证控制电路的安全可靠.控制变压器主要根据一次和二次电压等级及所需要的变压器容量来选择.(1)控制变压器一,二次电压应与交流电源电压,控制电路电压与辅助电路电压相符合.(2)控制变压器容量按下列两种情况计算,依计算容量大者决定控制变压器的容量.l)变压器长期运行时,最大工作负载时变压器的容量应大于或等于最大工作负载所需要的功率,计算公式为ST≥KT∑PXC式中ST——控制变压器所需容量(VA);∑PXC——控制电路最大负载时工作的电器所需的总功率,其中PXC为电磁器件的吸持功率(W);KT一一一控制变压器容量储备系数,一般取1.1-1.25.2)控制变压器容量应使已吸合的电器在起动其他电器时仍能保持吸会状态,而起动电器也能可靠地吸合,其计算公式为ST≥0.6∑PXC+1.5∑Pst式中∑Pst_同时起动的电器总吸持功率(W).第六节电气控制的施工设计与施工一,电气设备总体配置设计组件的划分原则是:l)将功能类似的元件组成在一起,构成控制面板组件,电气控制盘组件,电源组件等.2)将接线关系密切的电器元件置于在同一组件中,以减少组件之间的连线数量.3)强电与弱电控制相分离,以减少干扰.4)为求整齐美观,将外形尺寸相同,重量相近的电器元件组合在一起.5)为便于检查与调试,将需经常调节,维护和易损元件组合在一起.电气设备的各部分及组件之间的接线方式通常有:l)电器控制盘,机床电器的进出线一般采用接线端子.2)被控制设备与电气箱之间为便于拆装,搬运,尽可能采用多孔接插件.3)印刷电路板与弱电控制组件之间宜采用各种类型接插件.总体配置设计是以电气控制的总装配图与总接线图的形式表达出来的,图中是用示意方式反映各部分主要组件的位置和各部分的接线关系,走线方式及使用管线要求.总体设计要使整个系统集中,紧凑;要考虑发热量高和噪声振动大的电气部件,使其离开操作者一定距离;电源紧急控制开关应安放在方便且明显的位置.

4. 带式输送机传动装置（机械设计课程设计）

一）选择电抄动机袭1。选择电动机容量 P=FV/η P=4000*2/η η是带式输送机的效率，你没写出来。2。选取电动机额定功率 查表3。确定电动机转速 n=60V/πD n=60*2*1000/π*450 毫米转化米/1000 然后查表。二）计算传动装置的总传动比并分配各级传动比。总传动比等于电动机转速除以n。 分配有：动机道减速箱，动力轴道中间轴，间轴道输出轴 。 开始的就这么多了。我打字好慢的，累的不行了 呵呵

5. 机械设计课程设计---设计盘磨机传动装置！！！

我也在做这个题也 老兄
我只能提供样本给你哈 具体的还是得靠你自己啦
目 录

一 课程设计书 2

二 设计要求 2

三 设计步骤 2

1. 传动装置总体设计方案 3
2. 电动机的选择 4
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
6. 齿轮的设计 8
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
8. 键联接设计 26
9. 箱体结构的设计 27
10.润滑密封设计 30
11.联轴器设计 30

四 设计小结 31
五 参考资料 32

一. 课程设计书
设计课题:
设计一用于带式运输机上的两级齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷有轻微冲击，工作环境多尘，通风良好,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限10年(300天/年),三班制工作,滚筒转速容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。
参数:
皮带有效拉力F（KN） 3.2
皮带运行速度V（m/s） 1.4
滚筒直径D（mm） 400

二. 设计要求
1.减速器装配图1张(0号)。
2.零件工作图2-3张(A2)。
3.设计计算说明书1份。
三. 设计步骤
1. 传动装置总体设计方案
2. 电动机的选择
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
4. 计算传动装置的运动和动力参数
5. 齿轮的设计
6. 滚动轴承和传动轴的设计
7. 键联接设计
8. 箱体结构设计
9. 润滑密封设计
10. 联轴器设计
1.传动装置总体设计方案:
1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，
要求轴有较大的刚度。
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。
其传动方案如下：

图一:(传动装置总体设计图)
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器。
传动装置的总效率
为V带的传动效率, 为轴承的效率，
为对齿轮传动的效率，（齿轮为7级精度，油脂润滑）
为联轴器的效率， 为滚筒的效率
因是薄壁防护罩,采用开式效率计算。
取 =0.96 =0.98 =0.95 =0.99 =0.96
＝0.96× × ×0.99×0.96＝0.760；
2.电动机的选择
电动机所需工作功率为： P ＝P/η ＝3200×1.4/1000×0.760＝3.40kW
滚筒轴工作转速为n＝ = =66.88r/min，
经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i ＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i ＝8～40，
则总传动比合理范围为i ＝16～160，电动机转速的可选范围为n ＝i ×n＝（16～160）×66.88＝1070.08～10700.8r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
额定电流8.8A，满载转速 1440 r/min，同步转速1500r/min。

方案 电动机型号 额定功 率
P
kw 电动机转速

电动机重量
N 参考价格
元 传动装置的传动比
同步转速 满载转速 总传动 比 V带传 动 减速器
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 125.65 3.5 35.90

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1）总传动比
由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为 ＝n /n＝1440/66.88＝17.05
（2）分配传动装置传动比
＝ ×
式中 分别为带传动和减速器的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取 ＝2.3（实际的传动比要在设计V带传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算），则减速器传动比为
＝ ＝17.05/2.3＝7.41
根据展开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，查图得高速级传动比为 ＝3.24，则 ＝ ＝2.29

4.计算传动装置的运动和动力参数
（1） 各轴转速
＝ ＝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） 各轴输入功率
＝ × ＝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
则各轴的输出功率：
＝ ×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） 各轴输入转矩
= × × N•m
电动机轴的输出转矩 =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
输出转矩： ＝ ×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
运动和动力参数结果如下表
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
输入 输出 输入 输出
电动机轴 3.40 22.55 1440
1轴 3.26 3.19 49.79 48.79 626.09
2轴 3.04 2.98 151.77 148.73 193.24
3轴 2.83 2.77 326.98 320.44 84.38
4轴 2.75 2.70 307.52 301.37 84.38
5.齿轮的设计
（一）高速级齿轮传动的设计计算
1． 齿轮材料，热处理及精度
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
（1）齿轮材料及热处理
① 材料：高速级小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数 =24
高速级大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z = ×Z =3.24×24=77.76 取Z =78.
② 齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。

2．初步设计齿轮传动的主要尺寸
按齿面接触强度设计

确定各参数的值:
①试选 =1.6
查课本 图10-30 选取区域系数 Z =2.433
由课本 图10-26
则
②由课本 公式10-13计算应力值环数
N =60n j =60×626.09×1×（2×8×300×8）
=1.4425×10 h
N = =4.45×10 h #(3.25为齿数比,即3.25= )
③查课本 10-19图得：K =0.93 K =0.96
④齿轮的疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用 公式10-12得:
[ ] = =0.93×550=511.5

[ ] = =0.96×450=432
许用接触应力

⑤查课本由 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.设计计算
①小齿轮的分度圆直径d

=
②计算圆周速度

③计算齿宽b和模数
计算齿宽b
b= =49.53mm
计算摸数m
初选螺旋角 =14
=
④计算齿宽与高之比
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
= =11.01
⑤计算纵向重合度
=0.318 =1.903
⑥计算载荷系数K
使用系数 =1
根据 ,7级精度, 查课本由 表10-8得
动载系数K =1.07,
查课本由 表10-4得K 的计算公式:
K = +0.23×10 ×b
=1.12+0.18(1+0.6 1) ×1+0.23×10 ×49.53=1.42
查课本由 表10-13得: K =1.35
查课本由 表10-3 得: K = =1.2
故载荷系数:
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d =d =49.53× =51.73
⑧计算模数
=
4. 齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
≥
⑴ 确定公式内各计算数值
① 小齿轮传递的转矩 ＝48.6kN•m
确定齿数z
因为是硬齿面，故取z ＝24，z ＝i z ＝3.24×24＝77.76
传动比误差 i＝u＝z / z ＝78/24＝3.25
Δi＝0.032％ 5％，允许
② 计算当量齿数
z ＝z /cos ＝24/ cos 14 ＝26.27
z ＝z /cos ＝78/ cos 14 ＝85.43
③ 初选齿宽系数
按对称布置，由表查得 ＝1
④ 初选螺旋角
初定螺旋角 ＝14
⑤ 载荷系数K
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.35＝1.73
⑥ 查取齿形系数Y 和应力校正系数Y
查课本由 表10-5得:
齿形系数Y ＝2.592 Y ＝2.211
应力校正系数Y ＝1.596 Y ＝1.774
⑦ 重合度系数Y
端面重合度近似为 ＝[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
因为 ＝ /cos ，则重合度系数为Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.673
⑧ 螺旋角系数Y
轴向重合度 ＝ ＝1.825,
Y ＝1－ ＝0.78
⑨ 计算大小齿轮的
安全系数由表查得S ＝1.25
工作寿命两班制，8年，每年工作300天
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt ＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10 /3.24＝1.9305×10
查课本由 表10-20c得到弯曲疲劳强度极限
小齿轮 大齿轮
查课本由 表10-18得弯曲疲劳寿命系数:
K =0.86 K =0.93
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
[ ] =
[ ] =

大齿轮的数值大.选用.
⑵ 设计计算
① 计算模数

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m =2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d =51.73 来计算应有的齿数.于是由:
z = =25.097 取z =25
那么z =3.24×25=81
② 几何尺寸计算
计算中心距 a= = =109.25
将中心距圆整为110
按圆整后的中心距修正螺旋角
=arccos
因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正.
计算大.小齿轮的分度圆直径
d = =51.53
d = =166.97
计算齿轮宽度
B=
圆整的

（二） 低速级齿轮传动的设计计算
⑴ 材料：低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数 =30
速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z =2.33×30=69.9 圆整取z =70.
⑵ 齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
⑶ 按齿面接触强度设计
1. 确定公式内的各计算数值
①试选K =1.6
②查课本由 图10-30选取区域系数Z =2.45
③试选 ,查课本由 图10-26查得
=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71
应力循环次数
N =60×n ×j×L =60×193.24×1×(2×8×300×8)
=4.45×10
N = 1.91×10
由课本 图10-19查得接触疲劳寿命系数
K =0.94 K = 0.97
查课本由 图10-21d
按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ,
大齿轮的接触疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力
[ ] = =
[ ] = =0.98×550/1=517
[ 540.5
查课本由 表10-6查材料的弹性影响系数Z =189.8MP
选取齿宽系数
T=95.5×10 × =95.5×10 ×2.90/193.24
=14.33×10 N.m
=65.71
2. 计算圆周速度
0.665
3. 计算齿宽
b= d =1×65.71=65.71
4. 计算齿宽与齿高之比
模数 m =
齿高 h=2.25×m =2.25×2.142=5.4621
=65.71/5.4621=12.03
5. 计算纵向重合度

6. 计算载荷系数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
使用系数K =1
同高速齿轮的设计,查表选取各数值
=1.04 K =1.35 K =K =1.2
故载荷系数
K＝ =1×1.04×1.2×1.4231=1.776
7. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径
d =d =65.71×
计算模数
3. 按齿根弯曲强度设计
m≥
一确定公式内各计算数值
（1） 计算小齿轮传递的转矩 ＝143.3kN•m
（2） 确定齿数z
因为是硬齿面，故取z ＝30，z ＝i ×z ＝2.33×30＝69.9
传动比误差 i＝u＝z / z ＝69.9/30＝2.33
Δi＝0.032％ 5％，允许
（3） 初选齿宽系数
按对称布置，由表查得 ＝1
（4） 初选螺旋角
初定螺旋角 ＝12
（5） 载荷系数K
K＝K K K K =1×1.04×1.2×1.35＝1.6848
（6） 当量齿数
z ＝z /cos ＝30/ cos 12 ＝32.056
z ＝z /cos ＝70/ cos 12 ＝74.797
由课本 表10-5查得齿形系数Y 和应力修正系数Y

（7） 螺旋角系数Y
轴向重合度 ＝ ＝2.03
Y ＝1－ ＝0.797
（8） 计算大小齿轮的

查课本由 图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限

查课本由 图10-18得弯曲疲劳寿命系数
K =0.90 K =0.93 S=1.4
[ ] =
[ ] =
计算大小齿轮的 ,并加以比较

大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.
① 计算模数

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m =3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d =72.91 来计算应有的齿数.
z = =27.77 取z =30
z =2.33×30=69.9 取z =70
② 初算主要尺寸
计算中心距 a= = =102.234
将中心距圆整为103
修正螺旋角
=arccos
因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正
分度圆直径
d = =61.34
d = =143.12
计算齿轮宽度

圆整后取

低速级大齿轮如上图：

齿轮各设计参数附表
1. 各轴转速n
(r/min)
(r/min)
(r/min)
(r/min)

626.09 193.24 84.38 84.38

2. 各轴输入功率 P
（kw）
（kw）
（kw）
(kw)

3.26 3.04 2.83 2.75

3. 各轴输入转矩 T
(kN•m)
(kN•m)
(kN•m)
(kN•m)

49.79 151.77 326.98 307.52

6.传动轴承和传动轴的设计
1. 传动轴承的设计
⑴. 求输出轴上的功率P ，转速 ，转矩
P =2.83KW =84.38r/min
=326.98N．m
⑵. 求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为
=143.21
而 F =
F = F
F = F tan =4348.16×0.246734=1072.84N
圆周力F ，径向力F 及轴向力F 的方向如图示:
⑶. 初步确定轴的最小直径
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本 取

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 ,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号
查课本 ,选取

因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
查《机械设计手册》
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
① 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径 ;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径 半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故Ⅰ-Ⅱ的长度应比 略短一些,现取
② 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据 ,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.

D B

轴承代号
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. 从动轴的设计
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 ,故 ;而 .
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度 mm,
③ 取安装齿轮处的轴段 ;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮 的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取 . 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取 .轴环宽度 ,取b=8mm.
④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取 .
⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16 ,两圆柱齿轮间的距离c=20 .考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8 ,已知滚动轴承宽度T=16 ,
高速齿轮轮毂长L=50 ,则

至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
5. 求轴上的载荷
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,
查《机械设计手册》20-149表20.6-7.
对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.

传动轴总体设计结构图:

(从动轴)

(中间轴)

(主动轴)
从动轴的载荷分析图:

6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度
根据
= =
前已选轴材料为45钢，调质处理。
查表15-1得[ ]=60MP
〈 [ ] 此轴合理安全
7. 精确校核轴的疲劳强度.
⑴. 判断危险截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可.
⑵. 截面Ⅶ左侧。
抗弯系数 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系数 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
截面Ⅳ上的扭矩 为 =311.35
截面上的弯曲应力

截面上的扭转应力
= =
轴的材料为45钢。调质处理。
由课本 表15-1查得：

因
经插入后得
2.0 =1.31
轴性系数为
=0.85
K =1+ =1.82
K =1+ （ -1）=1.26
所以

综合系数为： K =2.8
K =1.62
碳钢的特性系数 取0.1
取0.05
安全系数
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
截面Ⅳ右侧
抗弯系数 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系数 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560
截面Ⅳ上的扭矩 为 =295
截面上的弯曲应力
截面上的扭转应力
= = K =
K =
所以
综合系数为：
K =2.8 K =1.62
碳钢的特性系数
取0.1 取0.05
安全系数
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
8.键的设计和计算
①选择键联接的类型和尺寸
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.
根据 d =55 d =65
查表6-1取： 键宽 b =16 h =10 =36
b =20 h =12 =50
②校和键联接的强度
查表6-2得 [ ]=110MP
工作长度 36-16=20
50-20=30
③键与轮毂键槽的接触高度
K =0.5 h =5
K =0.5 h =6
由式（6-1）得：
＜[ ]
＜[ ]
两者都合适
取键标记为：
键2：16×36 A GB/T1096-1979
键3：20×50 A GB/T1096-1979
9.箱体结构的设计
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，
大端盖分机体采用 配合.
1. 机体有足够的刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为
3. 机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
4. 对附件设计
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固
B 油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
C 油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
D 通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
E 盖螺钉：
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
F 位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
G 吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.
减速器机体结构尺寸如下：

名称 符号 计算公式 结果
箱座壁厚

10
箱盖壁厚

9
箱盖凸缘厚度

12
箱座凸缘厚度

15
箱座底凸缘厚度

25
地脚螺钉直径

M24
地脚螺钉数目
查手册 6
轴承旁联接螺栓直径

M12
机盖与机座联接螺栓直径
=（0.5~0.6）
M10
轴承端盖螺钉直径
=（0.4~0.5）
10
视孔盖螺钉直径
=（0.3~0.4）
8
定位销直径
=（0.7~0.8）
8
， ， 至外机壁距离
查机械课程设计指导书表4 34
22
18
， 至凸缘边缘距离
查机械课程设计指导书表4 28
16
外机壁至轴承座端面距离
= + +（8~12）
50
大齿轮顶圆与内机壁距离
>1.2
15
齿轮端面与内机壁距离
>
10
机盖，机座肋厚

9 8.5

轴承端盖外径
+（5~5.5）
120（1轴）125（2轴）
150（3轴）
轴承旁联结螺栓距离

120（1轴）125（2轴）
150（3轴）
10. 润滑密封设计
对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于 ，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.
油的深度为H+
H=30 =34
所以H+ =30+34=64
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太
大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
11.联轴器设计
1.类型选择.
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器.
2.载荷计算.
公称转矩：T=9550 9550 333.5
查课本 ,选取
所以转矩
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
查《机械设计手册》
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm

6. 带式输送机传动装置的设计

一）选择电动机1。选择电动机容量 P=FV/η P=4000*2/η η是带式输送机的效率，你没写出来。回2。选答取电动机额定功率 查表3。确定电动机转速 n=60V/πD n=60*2*1000/π*450 毫米转化米/1000 然后查表。二）计算传动装置的总传动比并分配各级传动比。总传动比等于电动机转速除以n。 分配有：动机道减速箱，动力轴道中间轴，间轴道输出轴 。 开始的就这么多了。我打字好慢的，累的不行了 呵呵

7. 带式传输机传动装置的设计

设计—用于带式运输机上的单级直齿圆柱减速器，已知条件：运输带的工作拉力F=1350 N，运输带的速度V=1.6 m/s卷筒直径D=260 mm,两班制工作（12小时），连续单向运转，载荷平移，工作年限10年，每年300工作日，运输带速度允许误差为±5％，卷筒效率0.96

一.传动方案分析：
如图所示减速传动由带传动和单级圆柱齿轮传动组成，带传动置于高速级具有缓冲吸振能力和过载保护作用，带传动依靠摩擦力工作，有利于减少传动的结构尺寸，而圆柱齿轮传动布置在低速级，有利于发挥其过载能力大的优势

二.选择电动机：
（1）电动机的类型和结构形式，按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三相异步交流电动机。
（2）电动机容量：
①卷筒轴的输出功率Pw＝FV/1000=1350×1.6/1000=2.16 kw
②电动机输出功率Pd＝Pw/η
传动系统的总效率：η＝
式中……为从电动机至卷筒之间的各传动机构和轴承的效率。
由表查得V带传动＝0.96，滚动轴承＝0.99，圆柱齿轮传动
＝0.97，弹性连轴器＝0.99，卷筒轴滑动轴承＝0.96
于是η=0.96××0.97×0.99×0.96≈0.88
故:
Pd= Pw/η=2.16/0.88≈2.45 kw
③ 电动机额定功率由表取得=3 kw
（3）电动机的转速：由已知条件计算卷筒的转速
即:
=60×1000V/πD=60×1000×1.6/3.14×260=118 r/min
V带传动常用传动比范围=2-4，单级圆柱齿轮的传动比范围=2-4
于是转速可选范围为 ==118×（2～4）×（2～4）
=472～1888 r/min
可见同步转速为 500 r/min和2000 r/min的电动机均合适，为使传动装置的传动比较小，结构尺寸紧凑，这里选用同步转速为960 ×r/min的电动机
传动系统总传动比i= =≈2.04
根据V带传动的常用范围=2-4取=4
于是单级圆柱齿轮减速器传动比 ==≈2.04

8. 飞机的电动传动是什么

电传操纵系统：是将飞行员的操纵信号，经过变换器变成电信号，通过电缆直接传输到自主式舵机的一种系统。

它去掉了传统的飞机操纵系统中布满飞机内部的从操纵杆到舵机之间的机械传动装置和液压管路。

电传操纵系统的主要组成部分包括运动传感器、中央计算机、作动器和电源等。为保证飞行的可靠性，电传操纵系统都采用冗余度设计：
即四套独立的电传操纵系统，实行“少数服从多数”原则。
一旦出现故障，有一套不工作，另外三套还可操纵飞机正常飞行。
如果一套“乱来”，出现错误，另外三套可以把它纠正过来。
四余度操纵系统的优点是它可以允许有“第二次故障”。

但是该系统技术复杂，研制成本高，机务维修量大，目前只有少数国家掌握。
●较为规范的名称是：三轴四余度数字式电传/主动控制系统。四余度电传控制技术在西方国家已发展成熟并应用到他们的第三代和第四代战机上。
●三轴四余度数字式电传/主动控制系统：所谓三轴是指纵轴、横滚轴和偏航轴，四余度是指三条数字信道与一条备用仿真式信道。
●讲通俗一点，‘三轴四余度’就是采用计算机控制的飞机，即不再用机械操纵杆，而采用纯数字式电传操纵系统。
●
电传操纵系统：是将飞行员的操纵信号，经过变换器变成电信号，通过电缆直接传输到自主式舵机的一种系统。它去掉了传统的飞机操纵系统中布满飞机内部的从操
纵杆到舵机之间的机械传动装置和液压管路。电传操纵系统的主要组成部分包括运动传感器、中央计算机、作动器和电源等。为保证飞行的可靠性，电传操纵系统都
采用冗余度设计。：即四套独立的电传操纵系统，实行“少数服从多数”原则。一旦出现故障，有一套不工作，另外三套还可操纵飞机正常飞行。如果一套“乱
来”，出现错误，另外三套可以把它纠正过来。四余度操纵系统的优点是它可以允许有“第二次故障”。但是该系统技术复杂，研制成本高，机务维修量大，目前只
有少数国家掌握。

●我国从1991年开始进行三轴四余度数字式电传/主动控制系统的开发，采用该技术的J-8IIACT验证机在1996年12月29日实现首飞。
●现在歼10、歼－7MF、FC－1均采用电传操纵系统。

9. 设计一∨带传动装置。载荷平稳，选用Y100L-4三相异步电动机，其额定功率P=2.2kW,转速n1

∨带传动装置。载荷平稳，选用Y100L-4三相异步电动机，其额定功率P=2.2kW,转速n1=1420r/min,从动轴转速n2=340r/mi
这个是全部要求吗

10. 带式输送机传动装置的设计

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