旋转压力机传动装置设计

㈠ 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

㈡ 机械毕业设计的题目案例

某大型水压机的驱动系统和控制系统的设计
C618数控车床的主传动系统设计
CA6140杠杆加工工艺及夹具设计
CKP预粉磨设计（总体及壳体）
J45-6.3型双动拉伸压力机的设计
L-108空气压缩机曲轴零件
LED显示屏动态显示和远程监控的实现
N10000-OSEPA选粉机
PE10自行车无级变速器设计
PLC-Z30130X31型钻床控制系统的PLC改造
PLC-三菱FX2N PLC在电梯控制中的应用
PLC-基于DS1820的室温监测装置的设计
PLC-彩瓦成型机的PLC设计
PLC-金属粉末成型液压机的PLC设计
PLC控制的变频调速恒压供水系统程序
TH5940型数控加工中心进给系统设计
USB接口设计
ZH3100组合式选粉机
Z形件弯曲
Φ1000 立 轴 锤 击 式 破 碎 机
φ2600筒辊磨压辊及加压、卸料装置设计
φ2600筒辊磨液压系统及料流控制装置设计
Ф2.6×13m管磨机（总体、回转部件）的设计
Ф3.2x10m机立窑（总体、窑体、卸料部件）设计
三通管的塑料模设计
中单链型刮板输送机设计
仓库温湿度的监测系统
传动盖冲压工艺制定及冲孔模具设计
传动装置毕业设计及论文
全遥控数字音量控制的D类功率放大器
减速器箱体钻口面孔组合机床总体设计及主轴箱设计
出租车计费系统的设计
制冷专业毕业设计（家用空调）
单拐曲轴机械加工工艺
单片机16×16点阵（滚动显示）的设计
单片机的多功能智能小车
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双齿减速器设计
可预置的定时显示报警系统
后钢板弹簧吊耳加工工艺及夹具设计
城市公交查询系统
基于AT89C51单片机倒车防撞报警系统设计
基于EDA和单片机技术的逻辑分析仪设计课件
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基于单片机的交通灯控制器的研究与设计
基于单片机的多功能转速表
基于单片机的数码录音与播放系统
基于单片机的电器遥控器设计
外行星摆线马达结构设计
多功能自动跑步机（机械部分设计）
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工程机械制造厂供电系统设计（电气工程系）
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㈢ 重汽440发动机压带轮左下方叫什么轮

重汽440发动机压带轮左下方叫做动力转向泵轮，也叫助力泵宽虚梁轮。它位于发动机的正下方，通常是安装在曲轴前面的辅助装置，用于提供动力转向泵或助力泵所需的驱动力。这个轮子通常由金属或塑料制成，通过传动皮带或链条的方式慎运将动力传递给泵，从而提供所需的液压压力，使转向更加轻松顺畅。如果这个轮子出现故障，会导致助力泵无法正常工作，从而影响转向的灵活性和舒适性。如果发现这个轮子出现异常，建议及誉郑时进行检查和更换。

㈣ 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

㈤ 机械设计课程设计带式运输机传动装置

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的同轴式二级圆柱齿轮减速器
一． 总体布置简图

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：
载荷平稳、单向旋转

三． 原始数据
鼓轮的扭矩T（N·m）：850
鼓轮的直径D（mm）：350
运输带速度V（m/s）：0.7
带速允许偏差（％）：5
使用年限（年）：5
工作制度（班/日）：2

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
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写

传动方案的拟定及说明
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。

电动机的选择
1．电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。

2．电动机容量的选择
1） 工作机所需功率Pw
Pw＝3.4kW
2） 电动机的输出功率
Pd＝Pw/η
η＝ ＝0.904
Pd＝3.76kW

3．电动机转速的选择
nd＝（i1’·i2’…in’）nw
初选为同步转速为1000r/min的电动机

4．电动机型号的确定
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。

计算传动装置的运动和动力参数
传动装置的总传动比及其分配
1．计算总传动比
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：
i＝nm/nw
nw＝38.4
i＝25.14

㈥ 设计带式运输机传动装置

目 录一、 传动方案拟定-------------------------二、 电动机的选择-------------------------三、 各轴运动的总传动比并分配各级传动比---四、 运动参数及动力参数计算----------------五、 V带传动设计---------------------------六、 齿轮传动设计-------------------------七、 轴的设计-----------------------------八、 滚动轴承的选择及校核计算-------------九、 键的校核计算--------------------- 十、 联轴器的选择--------------------------十一、 润滑与密封 ---------------------------十二、 减速器附件的选择及简要说明----------------十三、 箱体主要结构尺寸的计算--------------------十四 参考文献一、传动方案拟定第四个数据：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5年，每年按300天计算，两班制工作，单向运转，载荷平稳。2、 原始数据：滚筒圆周力F＝2.5KN；带速V＝1.5m/s；滚筒直径D＝300mm。 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＝0.96×0.992×0.97×0.98×0.96＝0.859(2)电机所需的工作功率：Pd＝FV/1000η总＝2500×1.5/（1000×0.859） ＝4.37KW(3)选用电动机查JB/T9616 1999选用Y132M2-6三相异步电动机，主要参数如下表1-2： 型 号额定功率KW转速r/min电流A效率%功率因数堵转电流额定电流堵转扭矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M2-6 5.5 960 12.6 85.3 0.78 6.5 2.0 2.2三、各轴运动的总传动比并分配各级传动比1、总传动比：工作机的转速 n筒＝60×1000V／（πD）＝60×1000×1.5／（4.14×300）＝95.49r/mini总＝n电动/n筒＝960/95.49＝10.052、分配各级传动比（1） 取i带＝2.5（2） ∵i总＝i齿×i 带∴i齿＝i总/i带＝10.05/2.5＝4.02 四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）n电＝960(r/min) nI＝n电/i带＝960/2.5＝384(r/min)nII＝nI/i齿＝384/4.02＝95.52(r/min)n筒＝nII＝95.52 (r/min)2、 计算各轴的功率（KW） P电＝ Pd＝4.37KWPI＝Pd×η带＝4.73×0.96＝4.20KW PII＝PI×η轴承×η齿轮＝4.2×0.99×0.97＝4.03KWP筒＝PI×η轴承×η联轴器＝4.03×0.99×0.98＝3.91KW3、 计算各轴转矩T电＝9.55Pd/nm＝9550×4.73/960＝43.47N·mTI＝9.55 PI /n1 ＝9550×4.2/384＝104.45N·mTII ＝9.55 PII /n2＝9550×4.03/95.52＝402.92N·m T筒＝9.55 P筒/n筒＝9550×3.91/95.52＝390.92 N·m将上述数据列表如下： 轴名参数 电动机I轴II轴滚筒轴转速n(r/min)96038495.5295.52功率p(kw)4.374.204.033.91转矩T(N·m)43.47104.45402.92390.92传动比i2.54.021.00效率η0.960.960.98 五、V带传动设计1、 选择普通V带截型由课本[1]表15-8得：kA＝1.2 P电＝4.37KWPC＝KAP电＝1.2×4.37＝5.24KW据PC＝5.24KW和n电＝960r/min由[1]图15-8得：选用A型V带2、 确定小带轮基准直径由课本[1]表15-8，表15-4，表15-6，取dd1＝112mm3、 确定大带轮基准直径 dd2＝i带＝2.5×112＝280 mm4、验算带速带速V：V＝πdd1n1/（60×1000）＝π×112×960/（60×1000） ＝5.63m/s在5~25m/s范围内，带速合适5、初定中心距a0 0.7（dd1+ dd2）≤ a0 ≤ 2（dd1+ dd2）得 274.4≤a0≤784取a0＝530 mm6、确定带的基准长L0＝2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0＝2×530+3.14(112+280)+(280-112)2/(4×530)＝1689mm根据课本[1]表15-2选取相近的Ld＝1800mm7、确定实际中心距aa≈a0+(Ld-Ld0)/2＝530+(1800-1689)/2＝585.5mm8、验算小带轮包角α1＝180°-57.3° ×(dd2-dd1)/a＝180°-57.3°×(280-112)/585.5＝163.33°>120°（适用）9、确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本[1]表15-7得 P0＝1.16KWi≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表15-9得 △P0＝0.11KW查[1]表15-10，得Kα＝0.957；查[1]表15-12得 KL＝1.01Z＝PC/[(P1+△P1)KαKL]＝5.24/[(1.16+0.11) ×0.957×1.01]＝4.27 取Z＝5根10、计算轴上压力由课本[1]表15-1查得q＝0.11kg/m，单根V带的初拉力：F0＝500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2＝500x5.24/5x5.63(2.5/0.957-1)+0.11x5.632 ＝153.55kN则作用在轴承的压力FQFQ＝2ZF0sin(α1/2)＝2×5×153.55sin(163.55°/2)＝1519.7N11、计算带轮的宽度BB＝（Z-1）e+2f＝（5-1）×15+2×10＝80 mm六、齿轮传动设计（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。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229-286HBW；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为169-217HBW；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该传动为闭式软齿面，主要失效形式为疲劳点蚀，故按齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。设计公式为：d1≥ ［(2k TI (u+1)(ZhZe)2/（φ[σH]2)］1/3①载荷系数K 查课本[1]表13-8 K＝1.2 ②转矩TI TI＝104450N·mm ③解除疲劳许用应力[σH] ＝σHlim ZN/SH按齿面硬度中间值查[1]图13-32 σHlim1＝600Mpa σHlim2＝550Mpa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＝60×384×5×300×16＝5.53x108N2＝N1/i齿＝5.53x109 /4.02＝1.38×108查[1]课本图13-34中曲线1，得 ZN1＝1.05 ZN2＝1.1按一般可靠度要求选取安全系数SH＝1.0[σH]1＝σHlim1ZN1/Shmin＝600x1.05/1＝630 Mpa[σH]2＝σHlim2ZN2/Shmin＝550x1.1/1＝605Mpa故得：[σH]＝ 605Mpa④计算小齿轮分度圆直径d1由[1]课本表13-9 按齿轮相对轴承对称布置,取 φd＝1.0 ZH＝2.5由[1]课本表13-10得ZE＝189.8(N／mm2)1／2将上述参数代入下式d1≥ ［(2k TI (u+1)(ZHZE)2/φ[σH]2)］1/3＝［(2×1.2×104450 × (4.02+1)×(2.5×189.8)2/（1×4.02×6052)］1/3＝57.5mm 取d1＝60 mm⑤计算圆周速度V＝ nIπd1／（60×1000）＝384×3.14×60／（60×1000）＝1.21m／sV＜6m／s 故取8级精度合适（3）确定主要参数①齿数 取Z1＝24 Z2＝Z1×i齿＝24×4.02≈96.48＝97②模数 m＝d1／Z1＝60／24＝2.5 符合标准模数第一系列③分度圆直径d2＝Z2 m＝24×2.5＝60mm d2＝Z2 m＝97×2.5＝242.5 mm④中心距a＝（d1+ d2）／2＝（60+242.5）／2＝151.25mm⑤齿宽 b＝φdd1＝1.0×60＝60mm 取b2＝60mm b1＝b2+5 mm＝65 mm(4)校核齿根弯曲疲劳强度①齿形因数Yfs 查［1］课本图13-30 Yfs1＝4.26 Yfs2＝3.97 ②许用弯曲应力[σF] [σF]＝σFlim YN/SF 由课本[1]图13-31 按齿面硬度中间值得σFlim1＝240Mpa σFlim2 ＝220Mpa 由课本[1]图13-33 得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1＝1 YN2＝1 按一般可靠性要求，取弯曲疲劳安全系数SF＝1 计算得弯曲疲劳许用应力为[σF1]＝σFlim1 YN1/SF＝240×1/1＝240Mpa[σF2]＝ σFlim2 YN2/SF ＝220×1/1＝220Mpa校核计算 σF1＝2kT1YFS1/ （b1md1）＝2×1.2×104450×4.26/（60×2.5×60）＝118.66Mpa< [σF1]σF2＝2kT1YFS2/ （b2md1）＝118.66×3.97/4.26＝110.58Mpa< [σF2]故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(5)齿轮的几何尺寸计算 齿顶圆直径dada1 ＝d1+2ha＝60+5＝65mmda2＝d2+ ha＝242.5+5＝247.5mm 齿全高h h＝(2 ha*+c*)m＝(2+0.25)×2.5＝5.625 mm 齿根高hf＝（ha*+c*）m＝1.25×2.5＝3.125mm 齿顶高ha＝ ha*m ＝ 1×2.5＝2.5mm 齿根圆直径dfdf1＝d1-2hf＝60-6.25＝53.75mmdf2＝d2-2hf＝242.5-6.25＝236.25mm (6)齿轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构。大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d＝60mm轮毂直径D1＝1.6d＝60×1.6＝96mm轮毂长度L＝1.2d＝1.2×60＝72mm轮缘厚度δ0＝(3-4)m＝7.5-10mm 取δ0＝10mm轮缘内径D2＝da2-2h-2δ0＝247.5-2×5.625－20＝216.25 mm 取D2 ＝216mm腹板厚度C＝(0.2-0.3)b＝12-18mm取C＝18mm腹板中心孔直径D0＝0.5(D1+D2)＝0.5(96+216)＝156mm腹板孔直径d0＝15-25mm 取d0＝20mm齿轮倒角取C2七、轴的设计 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[1]表19-14可知：σb＝600Mpa,查[1]表19-17可知：[σb] -1＝55Mpa 2、按扭矩估算轴的最小直径 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≥A(PⅡ／nⅡ)1／3 查[1]表19-16 A＝115 则d≥115×(4.03/95.52)1/3mm＝40mm 考虑键槽的影响，故应将轴径增大5%即d＝40×1.05＝42mm 要选联轴器的转矩Tc Tc＝KTⅡ＝1.5×402920＝6.0438×105N·mm (查[1]表20-1 工况系数K＝1.5) 查[2]附录6 选用连轴器型号为YLD10考虑联轴器孔径系列标准 故取d＝45mm 3、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 联轴器的型号为YLD10联轴器：45×112 （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，齿轮靠轴环和挡油环实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠挡油环和端轴承盖实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，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＝45mm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＝50mm，齿轮和右端轴承从右侧装入，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＝55mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4＝60mm。齿轮左端用轴环固定,右端用挡油环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求，d5＝68mm,根据选定轴承型号确定.左端轴承型号与左端轴承相同,取d6＝55mm. (4)选择轴承型号由[2]附表5-1初选深沟球轴承,代号为6211,轴承宽度B＝21。 (5）确定轴各段直径和长度由草绘图得Ⅰ段：d1＝45mm 长度L1＝110mmII段:d2＝50mm 长度L2＝60mmIII段：d3＝55mm 长度L3＝43mmⅣ段：d4＝60mm 长度L4＝70mmⅤ段:d5＝68mm 长度L5＝6mmⅦ段:d4=55mm 长度L6=35mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L＝133mm4、按弯矩复合强度校核（1）齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：T＝TⅡ＝402.92N·m 齿轮作用力： 圆周力：Ft＝2000T/d＝2000×402.92/242.5＝3323.1N 径向力：Fr＝Fttan200＝3323.1×tan200＝1209.5N（2）因为该轴两轴承对称，所以：LA＝LB＝66.5mm（3）绘制轴受力简图（如图a）（4）计算支承反力 FHA＝FHB＝Fr/2＝1209.5/2＝604.8NFVA＝FVB＝Ft/2＝3323.1/2＝1661.5N （5）绘制弯矩图由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在水平面弯矩（如图b）为MHC＝FHAL/2＝604.8×133÷2000＝40.22N?m截面C在竖直面上弯矩（如图c）为：MVC＝FVAL/2＝1661.5×133÷2000＝110.49N?m(6)绘制合弯矩图（如图d）MC＝(MHC 2+ MVC 2)1/2＝（40.222+110.492)1/2＝117.58N?m(7)绘制扭矩图（如图e）转矩：T＝TⅡ＝402.92N·m(8)校核轴的强度转矩产生的扭剪可认为按脉动循环变化，取α＝0.6，截面C处的当量弯矩：Mec＝[MC2+(αT)2]1/2＝[117.582+(0.6×402.92)2]1/2＝268.8N·m(9)校核危险截面C所需的直径de＝［Me ／(0.1[σb] -1)］1／3＝［268.8 ／(0.1×55)］1／3＝36.6mm考虑键槽的影响，故应将轴径增大5%de＝36.6×1.05＝38.4mm＜60mm结论：该轴强度足够。

㈦ 机械设计 螺旋输送机传动装置设计

一、传动方案拟定

螺旋输送机用减速器方案如下图所示

FD

V

二、电动机的选择

电动机的选择:选用Y系列三相异步电动机

1.带式输送机所需功率

2.初估电动机额定功率P=

V带效率=0.96,一对滚动轴承效率=0.99,闭式齿轮传动效率=0.97(8级精度),联轴器

3.确定电动机转速

选择同步转速为1500电动机,型号为

4．各尺寸及主要性能如下:

额定功率

同步转速

满载转速

额定转矩

最大转矩

质量

(kg)

4.0

1500

1440

2.2

2.2

43

机座号

中心高

安装尺寸

轴伸尺寸

平键尺寸

外形尺寸

112M

112

A

B

D

E

G

L

HD

AC

AD

190

140

28

60

24

400

265

230

190

三、分配各级传动比

初取V带传动比3

则两斜圆柱齿轮 取

综上取传动比

四、 计算运动和动力参数(传动装置运动和动力参数的计算)

1.各轴转速

电动机轴

I轴

II轴

III轴

卷筒轴IV

2.各轴输入功率

I轴

II轴

III轴

卷筒轴IV

3.各轴输入转矩

I轴

II轴

III轴

卷筒轴IV

五、 减速器外传动零件的设计计算

一 V带的设计计算

1：确定计算功率

由V带的工作情况和工作时间长短等因素 取

2：选择带型

根据计算功率小带轮的转速，由表8-6，可选 SPZ型V带

3：确定带轮的基准直径

1）：由表8-7，8-3，初选

2）：验算带速度:

故V带选择合适

3）：计算从动轮的基准直径

由表8-7，选取

4：确定中心距

初选，带的基准长度

由表8-2取

5：验算主动轮的包角

，

主动轮的包角符合要求

6：确定窄V带根数z

由查表8-5c和8-5d得：

由表8-8得：

由表8-2得：

代入式（8-22）得：

故z取z=3

7:计算带的预紧力

查表8-4得：

由于新带容易松弛，所以安装新带时的预紧力为上述预紧力的1.5倍

8：计算压紧力

9验算 实际传动比：

9：带轮结构设计

基准宽度

基准线上槽深

基准线下槽深

槽间距

第一槽对称面

至端面的距离

最小带轮缘厚

带轮宽

外径

轮槽角

㈧ 螺旋压力机中手动蜗杆传动装置，宜采用——蜗杆。

螺旋压力机用科汇的开关磁阻电机驱动，不用蜗杆传动。

㈨ 江湖告急-机械设计课程设计 设计传动装置

仅供参考

一迹正、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滚或速有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 带大州伍 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

㈩ 压力机维护及使用

压力机是一种结构精巧的通用性压力机。具有用途广泛，生产效率高等特点，压力机可广卜纳泛应用于切断、冲孔、落料、弯曲、铆合和成形等工艺。通过对金属坯件施加强大的压力使金属发生塑性变形和断裂来加工成零件。机械压力机工作时由电动机通过三角皮带驱动大皮带轮(通常兼作飞轮)，经过齿轮副和离合器带动曲柄滑块机构，使滑块和凸模直线下行。机械压力机在锻压工作完成后滑块程上行，离合器自动脱开，同时曲柄轴上的自动器接通，使滑块停止在上止点附近。
螺旋压力机用螺杆、螺母作为传动机构，并靠螺旋传动将飞轮的正反向回转运动转变为滑块的上下往复运机械压力机动的锻压机械。工作时，电动机使飞轮加速旋转以储蓄能量，同时通过螺杆、螺母推动滑块向下运动。当滑块接触工件时，飞轮被迫减速至完全停止，储存的旋转动能转变为冲击能，通过滑块打击工件，使之变形。打击结束后，电动机使飞轮反转，带动滑块上升，回到原始位置。螺旋压力机的规格用公称工作力来表示。
曲柄压力机是一种最常用的冷冲压设备，用作冷冲压模具的工作平台。其结构简单，使用方便。按床身结构形式的不同，曲柄压力机可分为开型轮没式曲柄压力机或闭式曲柄压力机；按驱动连杆数的不同可分为单点压力机或多点压力机；按滑块数是一个还是两个可分为单动压力机或双动压力机。
摩擦压力机是一种万能性较强的压力加工机器，应用较为广泛，在压力加工的各种行业中都能使用。在机械制造工业中，摩擦压力机的应用更为广泛，可用来完成模锻、镦锻、弯曲、校正、精压等工作，有的无飞边锻造也用这种压力机来完成。由于压力机在使用上万能性较大，并且有结构、安装、操纵及辅助设备简单和价格低廉的优点，因此在机械制造、汽车、拖拉机和航空等工业中的冲压车间、锻造车间及模锻车间都广泛采用，也可进行冲裁和耐火材料的压制工作。
多工位压力机是先进的压力机设备，是多台压机的集成，一般由线头单元、送料机构、压力机和线尾部分组成。最快节拍可达25次/分以上、可满足高速自动化生产。线头单元可分为拆垛单元、磁性皮带及清洗、涂油设备等；送料机构一般由送料双臂组成；压机一般分为多滑块和但滑块，根据不同需求进行选择，线尾部分一般由输送皮带构成。
机械原理压力机通常由电动机通过摩擦盘带动飞轮轮缘而使飞轮旋转，所以这种压力机又称摩擦压力机，中国最大的摩擦压力机为25兆牛。更大规格的压力机用液压系统驱动飞轮，称为液压螺旋压力机，最大规格的有125兆牛。后来又出现用电机直接驱动飞轮的电动压力机，它的结构紧凑，传动环节少，由于换向频繁，对控制电器要求较高，并需要特殊电机。
旋压力机无固定下死点，对较大的模锻件，可以多次打击成形，可以进行单打、连打和寸动。打击力与工件的变形量有关，变形大时打击力小，变形小(如冷击)时打击力大。在这些方面，它与锻锤相似。但它的滑块速度低(约0.5米／秒，仅为锻锤的1/10)，打击力通过机架封闭，故工作平稳，振动比锻锤小得多，不需要很大的基础。压力机装有打滑保险机构，将最大打击力限制在公称压力的2倍以内，以保护设备安全。
压力机的下部都装有锻件顶出装置。螺旋压力机兼有模锻锤、机械压力机等多种锻压机械的作用，万能性强，可用于模锻、冲裁、拉深等工艺。此外，螺旋压力机，特别是摩擦压力机结构简单，制造容易，所以应用广泛。螺旋压力机的缺点是生产率和机械效率较低。
机械使用
不恰当的压力机操作或冲压模设置式导致压力机损坏及停机的首要原因。适当地培训压力机操作员以及冲压模设置者可以确保他们按照正确的流程进行操作。这将能很快减少停机时间。
每班操作前向操纵器各点制动器转轴加注润滑油，杆球头等处每日班前用油加注20—30号机械油适量，离合器部位每天班前用机油压注润滑油一次。每班停机前对机器进行清扫。
检查紧固件，补齐外部缺件。检查离合器和弹簧、皮带。检查机床各润滑装置。检查电气线路破损、老化，电机、电磁铁是否正常。检查曲轴导轨精度桐前及磨损情况。检查制动器、离合器、滑块、关闭块、关闭环。检查电器控制部分。机身工作台联接螺栓检测及调整。
根据压力机不同机器种类和加工要求，制定有针对性、切实可行的安全操作规程，并进行必要的岗位培训和安全教育。使用单位和操作者必须严格遵守设计制造单位提供的安全使用说明的规定和操作规程，正确地使用、检修。压力机一般安全操作要求如下：
动设备前，要检查压力机的操纵部分、离合器和、制动器是否于有效状态，安全防护装置是否完整好用，曲柄滑块机构各部有无异常。发现异常应立即采取必要措施，不得带病运转，严禁拆卸和损坏安全装置。正式作业前须经空转试车，确认各部分正常后方可工作。开机前应清理工作台上一切不必要的物品，防止开车振落击伤人或撞击开关引起滑块突然启动。操作必须使用工具，严禁用手直接伸进模口取物，手用工具不得放在模具上。
在模口区调整工件位置或揭取卡在模内的工件时，脚必须离开脚踏板。多人操作同一台压力机应有统一指挥，信号清晰，待对方作出明确应答，并确认离开危险区再动作。突然停电或操作完毕应关闭电源，并将操纵器恢复到离合器空挡，制动器处在制动状态。对压力机进行检修、调整以及在安装、调整、拆卸模具时，应在机床断开能源(如电、气、液)、机床停止运转的情况下进行，并在滑块下加放垫块可靠支护。机床启动开关处挂牌通告警示。
机械维护
在维修过程中注意安全
确保正确进行锁紧/打开流程以保证维修人员的安全，确保在对进行制动器维护工作之前将套筒置于行程的最底部。如果这样做了，就无需再锁住套筒了。
让压力机操作员加入到维护过程中来使压力机操作员加入到维护压力机的过程中来能使他们在出现问题时随时提醒维护或管理人员。他们每天都进行压力机的操作，因而能够更容易听到或看到问题的征兆。正如每天驾驶同一部汽车，就能在第一时间注意到异常的声响，这对于操作员来说也一样。
车间环境控制
一台干净的压力机能使操作者或维护人员在问题发生时就能很快发现。比如漏油，漏气，断裂等等，如果压力机是清洁的，那么很简单就能找出其位置。
确保压力机处于平衡位置
得到精密平衡的压力机能够更好地工作，因而最好每年进行一次检查。气动系统担负着气动制动器和平衡系统的运转，需要检查是否存在气体泄漏，因为部恰当的气压能影响制动器及平衡系统的性能，而他们控制着压力机的停止时间，一旦出现问题将会使操作者和设备陷入危险。此外，所有的气动系统都有调节器，润滑器和储水器。在气体管线中积累的水，应该每天排除。
一段时间更换润滑油和滤网
对压力机润滑系统不适当的维护也是发生压力机停机的主要原因之一，出于一些原因，许多压力机操作员在对配有带滤网的循环油料系统操作时不定期更换滤网。应该确保在更换油料的同时更换滤网，平时也需经常更换。
机械压力机维护的关键
对于一项机械压力机日常维护项目来说，哪方面是最重要的呢？答案是操作员。所有的压力机维护及问题查找到开始于操作员，操作员经常能够很早地发现压力机的问题，防止对压力机部件产生的重大，持续破坏。操作员能够通过注意压力机发出的奇怪声响；不正常的温升，烟雾，某些部分出现的碎屑或金属颗粒；以及泄漏的管线发现其问题。每天操作员应该自问一些问题，通过检查后记录回答，从而保持长期的维护记录。

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