❶ 帶式傳輸機傳動裝置的設計
設計—用於帶式運輸機上的單級直齒圓柱減速器，已知條件：運輸帶的工作拉力F=1350 N，運輸帶的速度V=1.6 m/s捲筒直徑D=260 mm,兩班制工作（12小時），連續單向運轉，載荷平移，工作年限10年，每年300工作日，運輸帶速度允許誤差為±5％，捲筒效率0.96
一.傳動方案分析：
如圖所示減速傳動由帶傳動和單級圓柱齒輪傳動組成，帶傳動置於高速級具有緩沖吸振能力和過載保護作用，帶傳動依靠摩擦力工作，有利於減少傳動的結構尺寸，而圓柱齒輪傳動布置在低速級，有利於發揮其過載能力大的優勢
二.選擇電動機：
（1）電動機的類型和結構形式，按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y系列三相非同步交流電動機。
（2）電動機容量：
①捲筒軸的輸出功率Pw＝FV/1000=1350×1.6/1000=2.16 kw
②電動機輸出功率Pd＝Pw/η
傳動系統的總效率：η＝
式中……為從電動機至捲筒之間的各傳動機構和軸承的效率。
由表查得V帶傳動＝0.96，滾動軸承＝0.99，圓柱齒輪傳動
＝0.97，彈性連軸器＝0.99，捲筒軸滑動軸承＝0.96
於是η=0.96××0.97×0.99×0.96≈0.88
故:
Pd= Pw/η=2.16/0.88≈2.45 kw
③ 電動機額定功率由表取得=3 kw
（3）電動機的轉速：由已知條件計算捲筒的轉速
即:
=60×1000V/πD=60×1000×1.6/3.14×260=118 r/min
V帶傳動常用傳動比范圍=2-4，單級圓柱齒輪的傳動比范圍=2-4
於是轉速可選范圍為 ==118×（2～4）×（2～4）
=472～1888 r/min
可見同步轉速為 500 r/min和2000 r/min的電動機均合適，為使傳動裝置的傳動比較小，結構尺寸緊湊，這里選用同步轉速為960 ×r/min的電動機
傳動系統總傳動比i= =≈2.04
根據V帶傳動的常用范圍=2-4取=4
於是單級圓柱齒輪減速器傳動比 ==≈2.04
❷ 卷揚機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器
圓柱齒輪減速機，是一種動力傳達機構，其利用齒輪的速度轉換器，將電機的回轉數減速到所要的回轉數，並得到較大轉矩的裝置。圓柱齒輪減速機是一種相對精密的機械，使用它的目的是降低轉速，增加轉矩。
圓柱齒輪減速機的齒輪採用滲碳、淬火、磨齒加工，承載能力高、雜訊低；主要用於帶式輸送機及各種運輸機械，也可用於其它通用機械的傳動機構中。它具有承載能力高、壽命長、體積小、效率高、重量輕等優點，用於輸入軸與輸出軸呈垂直方向布置的傳動裝置中。
ZQD型圓柱齒輪減速機
ZQD型減速機是在盡量不改變ZQ型減速機的輸入輸出軸的位置和安裝尺寸的前提下，增加一高速級稱為三級傳動，增加的高速級在上方。
ZQD型大傳動比圓柱齒輪減速機共有ZQD350+100、ZQD400+100、ZQD650+150、ZQD850+250和ZQD1000+250六種規格。
ZQA型圓柱齒輪減速機
ZQA型減速機是在ZQ型減速機的基礎上改進設計的，為提高齒輪承載能力，又便於替代ZA型減速機，在外形、軸端和安裝尺寸不變的情況下，改變齒輪齒軸材質，齒輪軸為42CrMo，大齒輪為ZG35CrMo，調質硬度齒輪軸為291～323HB，大齒輪為255～286HB。ZQA型減速機主要用於起重、礦山、通用化工、紡織、輕工等行業。
ZSC型圓柱齒輪減速機
ZSC減速機在吸取了國內、國外同類產品的設計、製造經驗的基礎上，經過完善優化而形成的系列產品，廣泛適用於冶金、機械、石油、化工、建築、輕紡、輕工等行業。
ZQA型圓柱齒輪減速機的性能特點：
(1)齒輪均採用優質合金鋼經滲碳、淬火而成，齒面硬度達54-62HRC。
(2)中心距，公稱傳動比等主要參數均經優化設計，主要零、部件互換性好。
(3)一般採用油池潤滑，自然冷卻，當熱功率不能滿足時，可採用循環油潤滑或風扇.冷卻盤管冷卻。
(4)體積小、重量輕、精度高、承載能力大、效率高，壽命長，可靠性高、傳動平穩、雜訊低。[1]
我們在生活中經常出現減速機出現機器故障的問題，當機器出現問題時，一定會很影響工作的進度，甚至帶來很多不必要的損害，那麼如果減速機出現問題了，怎麼對ZQD型圓柱齒輪減速機進行維修呢?我們先要對減速機進行維修前的檢查工作，再進行具體的拆機工作，一起來看看。
檢修前的准備工作：
(一)現場檢查准備。檢修現場執行定置管理，開工前，完成檢修現場的布置，檢查安全措施必須全部落實，工作票已經辦理完成，具備開丁條件。
(二)備件及T器具准備。開T前，對檢修中用到的材料、備件進行一次全面的檢查、核對，保證完好可用;對使用的檢修工器具進行全面外觀檢查和實驗，電纜盤、電動工器具、起重工器具均在檢驗周期內，且外觀檢查合格。檢驗合格後，將其全部運至檢修現場指定位置。
(三)工前交底。工作負責人向丁作班人員交代安全注意事項、檢修質量要求、T作進度，進入T作現場檢修工作開始。
(四)檢修指導文件准備。檢修指導文件是指完成檢修工作的步驟、工藝要求及驗收質量標准，檢修現場必須嚴格執行該文件，並履行相關驗收手續。主要包括檢修文件包、檢修.[藝、消缺T藝卡等。這些文件必須開丁前完成編制、審批，並組織檢修人員學習討論。
(五)要圓滿完成一項大型檢修工作，必須做好「七分准備，i分干」，工前准備至關重要，主要包括檢修指導文件准備、備件及工器具准備、現場檢查准備、工前交底等。
❸ 帶式輸送機傳動裝置如何設計
【傳動方案擬定】
工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷回平穩。
原始數據：滾答筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；
滾筒直徑D=220mm。
【電動機的選擇】
電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相非同步電動機。
確定電動機的功率：
傳動裝置的總效率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
電機所需的工作功率：
Pd=FV/1000η總
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
確定電動機轉速：
滾筒軸的工作轉速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min
❹ 機械設計課程設計帶式運輸機傳動裝置的設計
給你做個參考
一、前言
(一)
設計目的：
通過本課程設計將學過的基礎理論知識進行綜合應用，培養結構設計，計算能力，熟悉一般的機械裝置設計過程。
(二)
傳動方案的分析
機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、製造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。
本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案採用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。
帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。
齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計採用的是單級直齒輪傳動。
減速器的箱體採用水平剖分式結構，用HT200灰鑄鐵鑄造而成。
二、傳動系統的參數設計
原始數據：運輸帶的工作拉力F=0.2 KN；帶速V=2.0m/s；滾筒直徑D=400mm（滾筒效率為0.96）。
工作條件：預定使用壽命8年，工作為二班工作制，載荷輕。
工作環境：室內灰塵較大，環境最高溫度35°。
動力來源：電力，三相交流380/220伏。
1
、電動機選擇
（1）、電動機類型的選擇： Y系列三相非同步電動機
（2）、電動機功率選擇：
①傳動裝置的總效率：
=0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96
②工作機所需的輸入功率：
因為 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N
=FV/1000η
=1908×2/1000×0.96
=3.975KW
③電動機的輸出功率：
=3.975/0.87=4.488KW
使電動機的額定功率P ＝（1～1.3）P ，由查表得電動機的額定功率P ＝ 5.5KW 。
⑶、確定電動機轉速：
計算滾筒工作轉速：
=（60×v）/（2π×D/2）
=（60×2）/（2π×0.2）
=96r/min
由推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I』 =3~6。取V帶傳動比I』 =2~4，則總傳動比理時范圍為I』 =6~24。故電動機轉速的可選范圍為n』 =（6~24）×96=576~2304r/min
⑷、確定電動機型號
根據以上計算在這個范圍內電動機的同步轉速有1000r/min和1500r/min，綜合考慮電動機和傳動裝置的情況，同時也要降低電動機的重量和成本，最終可確定同步轉速為1500r/min ，根據所需的額定功率及同步轉速確定電動機的型號為Y132S-4 ，滿載轉速 1440r/min 。
其主要性能：額定功率：5.5KW，滿載轉速1440r/min，額定轉矩2.2，質量68kg。
2 、計算總傳動比及分配各級的傳動比
（1）、總傳動比：i =1440/96=15
（2）、分配各級傳動比：
根據指導書，取齒輪i =5（單級減速器i=3~6合理）
=15/5=3
3 、運動參數及動力參數計算
⑴、計算各軸轉速（r/min）
=960r/min
=1440/3=480(r/min)
=480/5=96(r/min)
⑵計算各軸的功率（KW）
電動機的額定功率Pm=5.5KW
所以
P =5.5×0.98×0.99=4.354KW
=4.354×0.99×0.96 =4.138KW
=4.138×0.99×0.99=4.056KW
⑶計算各軸扭矩（N•mm）
TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N•m
=9550×4.138/96 =411.645N•m
=9550×4.056/96 =403.486N•m
三、傳動零件的設計計算
（一）齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料及精度等級
考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪採用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45#鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據指導書選7級精度。齒面精糙度R ≤1.6~3.2μm
（2）確定有關參數和系數如下：
傳動比i
取小齒輪齒數Z =20。則大齒輪齒數：
=5×20=100 ，所以取Z
實際傳動比
i =101/20=5.05
傳動比誤差：（i -i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5% 可用
齒數比： u=i
取模數：m=3 ；齒頂高系數h =1；徑向間隙系數c =0.25；壓力角 =20°；
則 h *m=3，h ）m=3.75
h=（2 h ）m=6.75，c= c
分度圓直徑：d =×20mm=60mm
d =3×101mm=303mm
由指導書取 φ
齒寬： b=φ =0.9×60mm=54mm
=60mm ，
b
齒頂圓直徑：d ）=66，
d
齒根圓直徑：d ）=52.5，
d ）=295.5
基圓直徑：
d cos =56.38，
d cos =284.73
(3)計算齒輪傳動的中心矩a：
a=m/2(Z )=3/2(20+101)=181.5mm 液壓絞車≈182mm
（二）軸的設計計算
1 、輸入軸的設計計算
⑴、按扭矩初算軸徑
選用45#調質，硬度217~255HBS
根據指導書並查表，取c=110
所以 d≥110 (4.354/480) 1/3mm=22.941mm
d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm
∴選d=25mm
⑵、軸的結構設計
①軸上零件的定位，固定和裝配
單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則採用過渡配合固定
②確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d =25mm
， L =（1.5～3）d ，所以長度取L
∵h=2c
c=1.5mm
+2h=25+2×2×1.5=31mm
考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L =（2+20+55）=77mm
III段直徑：
初選用30207型角接觸球軸承，其內徑d為35mm,外徑D為72mm，寬度T為18.25mm.
=d=35mm，L =T=18.25mm，取L
Ⅳ段直徑：
由手冊得：c=1.5
h=2c=2×1.5=3mm
此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便於軸承的拆卸，應按標准查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：d =（35+3×2）=41mm
因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為41mm
+2h=35+2×3=41mm
長度與右面的套筒相同，即L
Ⅴ段直徑：d =50mm. ，長度L =60mm
取L
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=80mm
Ⅵ段直徑：d =41mm， L
Ⅶ段直徑：d =35mm， L ＜L3，取L
2 、輸出軸的設計計算
⑴、按扭矩初算軸徑
選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS）
根據課本P235頁式（10-2），表（10-2）取c=110
=110× (2.168/76.4) =38.57mm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則
d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm
∴取d=42mm
⑵、軸的結構設計
①軸的零件定位，固定和裝配
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位採用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。
②確定軸的各段直徑和長度
初選30211型角接球軸承，其內徑d為55mm，外徑D=100mm，寬度T為22.755mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長42.755mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
則 d =42mm L = 50mm
L = 55mm
L = 60mm
L = 68mm
L =55mm
L
四、滾動軸承的選擇
1 、計算輸入軸承
選用30207型角接觸球軸承，其內徑d為35mm,外徑D為72mm，寬度T為18.25mm.
2 、計算輸出軸承
選30211型角接球軸承，其內徑d為55mm，外徑D=100mm，寬度T為22.755mm
五、鍵聯接的選擇
1 、輸出軸與帶輪聯接採用平鍵聯接
鍵的類型及其尺寸選擇：
帶輪傳動要求帶輪與軸的對中性好，故選擇C型平鍵聯接。
根據軸徑d =42mm ，L =65mm
查手冊得，選用C型平鍵，得： 卷揚機
裝配圖中22號零件選用GB1096-79系列的鍵12×56
則查得：鍵寬b=12，鍵高h=8，因軸長L ＝65，故取鍵長L=56
2 、輸出軸與齒輪聯接用平鍵聯接
=60mm,L
查手冊得，選用C型平鍵，得：
裝配圖中 赫格隆36號零件選用GB1096-79系列的鍵18×45
則查得：鍵寬b=18，鍵高h=11，因軸長L ＝53，故取鍵長L=45
3 、輸入軸與帶輪聯接採用平鍵聯接 =25mm L
查手冊
選A型平鍵，得：
裝配圖中29號零件選用GB1096-79系列的鍵8×50
則查得：鍵寬b=8，鍵高h=7，因軸長L ＝62，故取鍵長L=50
4 、輸出軸與齒輪聯接用平鍵聯接
=50mm
L
查手冊
選A型平鍵，得：
裝配圖中26號零件選用GB1096-79系列的鍵14×49
則查得：鍵寬b=14，鍵高h=9，因軸長L ＝60，故取鍵長L=49
六、箱體、箱蓋主要尺寸計算
箱體採用水平剖分式結構，採用HT200灰鑄鐵鑄造而成。箱體主要尺寸計算如下：
七、軸承端蓋
主要尺寸計算
軸承端蓋：HT150 d3=8
n=6 b=10
八、減速器的
減速器的附件的設計
1
、擋圈 ：GB886-86
查得：內徑d=55，外徑D=65，擋圈厚H=5，右肩軸直徑D1≥58
2
、油標 ：M12：d =6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20，D
3
、角螺塞
M18
×
1.5 ：JB/ZQ4450-86
九、
設計參考資料目錄
1、吳宗澤、羅聖國主編.機械設計課程設計手冊.北京：高等教育出版社，1999.6
2、解蘭昌等編著.緊密儀器儀表機構設計.杭州：浙江大學出版社，1997.11
❺ 誰做過單級直齒圓柱齒輪減速器優化設計
圓柱齒輪減速器的優化設計
一、課題的目的意義：
齒輪減速器是原動機和工作機之間獨立的閉式機械傳動裝置，能夠降低原動機轉速或增大扭矩，具有傳遞功率大，沖擊小，維修方便，使用壽命長等許多優點。是一種廣泛應用在工礦企業及運輸，建築等部門的機械部件。圓柱齒輪減速器傳統的設計方法使：設計人員根據各種資料，文獻提供的資料，結合自己得設計經驗，初步訂出一個設計方案，然後進行驗算。但用這種方法設計出的減速器往往尺寸偏大，可能並不是最優的設計方案。因此，應用離散變數的組合型優化設計理論能將設計中的模糊因素和模糊主觀信息定量化，通過合理給定約束函數，目標數的地容許值，期望值及其模糊分布來求得合適的優化方案，減少用料，降低了生產成本，具有可觀的經濟效益。
二、近年來國內外研究現狀：
最優化方法在機構設計和零件設計中應用廣泛，效果顯著。近十年來，國內外對整台機器或某一機械繫統的設計，採用最優化方法代替原來傳統的設計方法也越來越多。
機構的優化設計從六十年代後期開始得到學速發展，目前已經成為機構學的重要研究方向之一。
齒輪傳動的優化設計可概括為：當傳動載荷一定時追求齒輪的體積最小，或在齒輪體積一定時追求傳遞的載荷最大。有時也追求齒輪傳動的某項或某幾項性能為最佳。齒輪傳動的優化設計既可以成為但目標函數的問題，也肯已成為多目標函數問題。為使齒輪工作可靠，顯然齒面的接觸應力、齒輪的疲勞彎曲應力應分別小於或等於許用值或保證一定得的安全裕度。為使齒輪的嚙合處於較好的工作條件下，有時還把吃面同油膜厚度以及潤滑油的溫升也作為約束條件。另外，諸如為了避免產生根切、並保持連續嚙合、避免齒輪齒頂過分變尖、均須對設計變數提出某些限制，這些限制也應最為約束條件。
齒輪優化設計通常都是將齒輪的模數、齒數、尺寬、螺旋角以及傳動比等取作設計變數。至於是否將變位系數也取做設計變數，這要根據工程設計的實際需要而定。事實上，若設計變數中包括變位系數，一般就應採用整數規劃或混合規劃。否則，優化設計所輸出的均為連續變數的最優解中的齒數和模數就難於離散化（因齒數應圓整為正整數，模數應標准化）。有些工程問題，若直接採用整數規劃或混合規劃，往往因限制過於苛刻有可能得不到最優解。作為齒輪優化設計的另一種辦法，是不把變為系數選作設計變數，這樣一來，當需要隨優化計算所輸出的均為連續變數的最優解中的齒數和模數進行離散化時，我可引入變位系數，來調整幾何關系或提高某個（或某些）齒輪的強度，從而能湊配中心矩，又能控設射計變數不越出可行域。其次，更為重要的是，這種做法一般都不至於使演算法本身所得到的最優解遭到較大程度的坡壞。
在機械設計中人們希望獲得全部最優設計點，但實際的工程問題，很少能保證滿足凸性的要求，即所追求的目標函數往往具有很多個相對的極小點，因而優化的結果一般為局部最優設計點，或後退一步講，如果這些都做不到，那麼優化設計最起碼也能將設計方案作出重大改進。這就是我們以前提到過的「最優化」應被理解為一個相對的概念，而不要把它決對化。實際上，如上所述，設計人員如能正確地運用最優化方法進行設計，其設計方案與傳統方法比較，一定會有所改善並能避免許多盲目性，顯然這剛好是工程設計人員最感興趣的。
最後化方法在機械設計中的應用，關鍵在於試驗工作要跟上，因為再好的理論也要由實踐來檢驗，所以採用最優化方法設計出的機械產品必須通過實踐來檢驗其可靠性。
三、設計方案的可行性分析和預期目標
1可行性分析：齒輪減速器具有傳遞功率大，沖擊小，維修方便，使用壽命長等許多優點。優化設計的目的和前提就是使減速器的體積小，以達到結構緊湊，質量最小從而降低總系統的使用成本。成本是首先需要考慮的主要因素之一。
2優化設計的目標：減速器向自動化、高精度、高效率、高速化、高功率、小型化、輕量化方向發展。
四、所需要的儀器設備、材料：
主要儀器設備和材料有：裝有AutoCAD軟體的計算機一台，硬體要求：P41.1CPU，512M RAM，10G硬碟以上計算機。軟體要求：WINDOWS XP；A0圖板，丁字尺，計算器。
能用的話聯系...
❻ 帶式輸送機傳動裝置的設計
一）選擇電動機1。選擇電動機容量 P=FV/η P=4000*2/η η是帶式輸送機的效率，你沒寫出來。回2。選答取電動機額定功率 查表3。確定電動機轉速 n=60V/πD n=60*2*1000/π*450 毫米轉化米/1000 然後查表。二）計算傳動裝置的總傳動比並分配各級傳動比。總傳動比等於電動機轉速除以n。 分配有：動機道減速箱，動力軸道中間軸，間軸道輸出軸 。 開始的就這么多了。我打字好慢的，累的不行了 呵呵
❼ 循環水泵節能改造中的水循環節能助力裝置設計理念
博力豐的「水循環節能助力裝置」是依據流體力學里的射流原理設計，它主要能吸蝕消化水泵氣蝕餘量，提高流體密度並轉化為動能
，轉換成系統內部分揚程，克服系統阻力。
❽ K-H-V什麼意思
K-H-V型少齒差行星輪系在鑽掘機械中的優化設計
內容摘要摘要：小體積、大傳動比等優點使少齒差行星輪系在鑽掘機械中得到了廣泛的應用，通過模糊可靠性設計，尋求最佳設計參數，保證了傳動裝置可靠性好、壽命長，對鑽掘機械的正常運行起到了重要的作用。
正文文字大小：大 中 小 K-H-V型少齒差行星輪系在鑽掘機械中的優化設計
殷素峰1，廖新根2 ,何偉2
(1.河北科技大學 機械學院， 河北 石家莊 050054
2.東莞理工學院 城市學院, 廣東 東莞 523106 ）
摘要：小體積、大傳動比等優點使少齒差行星輪系在鑽掘機械中得到了廣泛的應用，通過模糊可靠性設計，尋求最佳設計參數，保證了傳動裝置可靠性好、壽命長，對鑽掘機械的正常運行起到了重要的作用。
關鍵詞：鑽掘機械; 優化設計; 少齒差； 可靠性
The optimal design of K-H-V gear galaxy with fewer tooth difference in milling machine
Yin Sufeng1，Liao Xingen2，He Wei 2
（1．Hebei University of Science and Technology Mechanical College，Shijiazhuang，Hebei 050054
2．Dongguan University of Technology City College，Dongguan，Guangdong 523106）
Abstract：The advantages of gear galaxy with fewer tooth difference, such as little volume and big transmission ratio , make it applied widely in milling machine. According to fuzzy reliability optimal design, reasonable parameters are found to assure the reliability and prolong the life of the transmission, as a result, which make an effect on operation of milling machine.
Key word: milling machine；optimal design；fewer tooth difference；reliability
1、K-H-V型少齒差行星輪系傳動原理
目前，在岩土鑽掘機械中，如轉盤式鑽機、動力頭鑽機、沖擊反循環鑽機、牙輪鑽機、旋挖鑽機等，其變速機構廣泛採用圓柱齒輪減速器，行星齒輪減速器，渦輪減速器，擺線針輪減速器，而K-H-V少齒差傳動裝置與其相比結構更加簡單、體積小，承載能力大、耐疲勞，使用可靠。 K-H-V型少齒差行星輪系傳動原理如圖1所示， 在這種少齒差行星齒輪傳動中，只有一個太陽輪(用K表示)、一個行星架（用H表示）和一根帶輸出機構的輸出軸(用V表示)，故又稱這種輪系為K—H—V行星輪系。行星輪1與內齒輪2的齒數差為1~ 4，這種輪系用於減速時，行星架H為主動件，行星輪1為從動件。輸出的運動為行星輪的轉動。其傳動比
由上式可知，如齒數差（z2－z1）很小，就可以獲得較大的單級減速比，當z2－z1=1時 ，即「一齒差」時，則 。由此可見，這種輪系可用很少幾個構件，就可獲得相當大的傳動比。
由於上述優點，漸開線少齒差行星齒輪減速器在岩土鑽掘機械中得到了較為廣泛的應用。但該傳動的設計計算比較復雜,傳統的設計方法根據材料的物理機械性能，採用材料力學的彈性理論進行計算,沒有充分考慮材料機械性能參數的離散性設計影響,要麼其工作可靠度不夠,要麼造成材料浪費，因此，只有在考慮全部變數的離散性和約束條件模糊性基礎上,進行優化計算,才能夠保證設計出更為合理的少齒差傳動機構。
2、K-H-V少齒差行星輪系模糊優化基本原理
在K-H-V少齒差行星傳動中,齒輪副許用彎曲應力是一個模糊量，根據模糊數學和概率論知識，如果使齒輪副許用彎曲應力的模糊可靠度R不低於要求可靠度R0，就能夠設計出既能滿足使用要求，又能顯著節省材料，提高機械性能的變速器。
模糊可靠度計算如下
μA (x) 為隸屬函數
p(x) 為概率密度函數
在K-H-V少齒差行星傳動中, 齒輪副彎曲應力近於對數正態分布,其概率密度函數為
μ為變數x對數均值，σ為變數x的對數標准差。
許用彎曲應力模糊隸屬函數為降半梯形分布
α1、α2為許用應力
將（2）、（3）式代入（1），得齒輪副齒根彎曲強度模糊可靠度
φ為標准正態函數
3、優化設計分析
1、目標函數
以K-H-V少齒差行星系體積最小為設計目標,從圖1可知其體積大小主要取決於內齒輪頂圓直徑和齒寬,因此，其目標函數可設為
2、強度約束
在K-H-V少齒差行星傳動中,由於行星輪和內齒輪曲率半徑相差甚小, 相互接觸面積大,接觸應力較小 ,其主要的失效形式一般為輪齒折斷,而不會產生齒面點蝕破壞,所以只需進行齒根彎曲強度計算，而不需考慮接觸疲勞強度的計算。取內齒輪、行星輪彎曲強度的要求可靠度R0為0.995,則彎曲強度模糊可靠性約束條件為
R1、R2計算如下：
K-H-V少齒差行星傳動輪齒彎曲強度的要求
K為載荷系數；Ft為圓周力；YFα 為齒形系數；YSα為應力修正系數；Ys 為重合度系數；φd為齒寬系數；m為模數；z 為齒數
CσF為變異系數
將σ、μ代入（4）式，得 R1、R2
3、運動約束
(1)不產生齒廓重疊干涉條件
δ1、δ2為輔助角
αe1、αe2為行星輪、內齒輪的齒頂壓力角
(2)連續傳動條件
α為傳動嚙合角
4、幾何約束
(1)根據模數應大於零，得
(2)根據輪齒不根切條件，得
(3)根據齒寬限制條件，得
4、優化結果及存在的問題
某旋挖鑽機動力頭採用漸開線"一齒差"少齒差傳動，要求內齒輪分度圓直徑不大於400mm，傳動比i=75，輸入軸轉速1500r/min，額定輸出轉矩T2=30KN，在滿足強度可靠度R≥0.995條件下進行模糊可靠性優化設計。優化設計前後對照如表1。
表1 優化設計前後對照表
m z1 b f(X)
優化前 6 75 80mm 12.7×106mm3
優化後 6 66 71mm 8.7×106mm3
通過優化設計，K-H-V少齒差傳動裝置在鑽掘機械中的體積明顯減小，節約了材料，降低了生產成本，在實際應用中輪齒接觸性能也有所改善，受載均勻，在使用過程中工作良好，但為了防止由於齒數差很小而引起的內嚙合輪齒的干涉，需要採用具有很大嚙合角( 54°~ 64°)的正傳動，當傳動速度小於980r/min,或速度過高時、容易自鎖，並且有較大的軸向壓力。此外，K-H-V少齒差傳動還需要一個輸出機構，致使其傳遞的功率和傳動效率受到了一些限制。因此，少齒差傳動在鑽掘機械的應用還需作進一步的研究，但可以肯定的是少齒差傳動在鑽掘機械的應用前景是樂觀的。
❾ 帶式輸送機傳動裝置設計
一）選來擇電動機1。選擇電源動機容量 P=FV/η P=4000*2/η η是帶式輸送機的效率，你沒寫出來。2。選取電動機額定功率 查表3。確定電動機轉速 n=60V/πD n=60*2*1000/π*450 毫米轉化米/1000 然後查表。二）計算傳動裝置的總傳動比並分配各級傳動比。總傳動比等於電動機轉速除以n。 分配有：動機道減速箱，動力軸道中間軸，間軸道輸出軸 。 開始的就這么多了。我打字好慢的，累的不行了 呵呵