hgt2050傳動裝置

Ⅰ 萬向傳動裝置的檢修

萬向傳動裝置維護中的注意事項：一、拆卸傳動軸前的注意事項：要檢修萬向傳動裝置，首先要把它拆開。拆卸傳動軸前，應將車輛停放在水平道路上，楔住車輛的前後輪，以防拆卸傳動軸時車輛移動造成事故。在每個萬向節叉的法蘭上做好標記，以保證工作後的原位重新裝配，否則容易破壞萬向節傳動的平衡，造成運轉噪音和強烈振動。具體拆卸譽搭咐傳動軸的過程，需要按照下面的步驟進行：1.從傳動軸後端與驅動橋的連接處開始，先松開並拆下與後輪軸法蘭連接的螺栓。2.擰下與中間傳動軸法蘭連接的螺栓，拆下傳動軸總成。3.松開中間支架與車架的連接螺栓。4.最後松開前法蘭盤，拆下中間傳動軸。二、其他部件的維護：1.傳動軸的維護：傳動軸的軸管表面不應有明顯的凹痕。傳動軸上的輕微凹陷不得超過4處，總面積不得超過5cm2。如果超過，必須堆焊糾正，並進行動平衡試驗。軸上不允許有裂紋。傳動軸的徑向跳動應不大於0.4mm。2.變速器花鍵軸和滑叉的維護：汽車的花鍵軸與滑叉之間的側隙不應大於0.15mm，其他類型的汽車應不大於0.30毫米。裝配後要滑動自如，否則要多滑叉。3.萬向節叉、十字軸和軸承的維護：檢查萬向節叉和十字軸表面是否有裂紋或疲勞剝落、磨損溝槽等。十字軸的軸頸表面輕微剝落時，用油石打磨剝落的表面，繼續使用。當滾針軸承油封失效時，滾針斷裂，軸承內圈疲勞。間隙值應小於0.05毫米，否則應更換軸承。4.中間支架的維護：拆卸並清潔中間支撐支架，然後觀察支架前後油封是否磨損，油嘴螺紋是否損壞，支架是否開裂，橡膠圈是否腐蝕老化等。如果出現上述情況，應更換新零件。5.等速萬向節的維護：檢查星套、球籠、球殼和鋼球是否有凹陷、磨損、裂紋、麻點等。並更換它們(如果有)。檢查保護蓋是否有損壞，如穿孔和撕裂，如果有，請更換。三、傳動軸總成平衡測試：傳動軸慶純總成焊接修復後，原有的動平衡不復存在，所以，包括滑套在內的傳動軸總成應重新進行動平衡試驗。汽車任何一端的動態不平衡量不得超過10gcm，其他車輛不得超過30，100gcm。傳動軸兩端允許焊接平衡塊進行校枝絕正，但每端不得超過3塊。

Ⅱ 常用的傳動傳動裝置有哪些

汽車傳動裝置的分類：按能量傳遞方式的不同劃分為機械傳動、液力傳動、液壓傳動、電傳動等；按照結構和傳動介質其型式有機械式、液力機械式、靜液式（容積液壓式）、電力式等。以下是相關介紹：1、傳動裝置的定義：傳動裝置(Transmissiondevice)把動力裝置的動力傳遞給工作機構等的中間設備。傳動系統的基本功用是將發動機發出的動力傳給汽車的驅動車輪產生驅動力使汽車能在一定速度上行駛。2、傳動裝置的結構：傳動裝置是將原動機的運動和動力傳給工作機構的中間裝置組成和布置形式隨發動機的類型、安裝位置以及汽車用途的不同而變化。3、傳動裝置的功能：傳動系具有減速、變速、倒車、中斷動力、輪間差速和軸間差速等功能與發動機配合工作能保證汽車在各種工況條件下的正常行駛並具有良好的動力性和經濟性。

Ⅲ 求二級圓柱斜齒輪減速器的說明書還有cad圖紙，根據我的數據來算

設計課題:
設計一用於帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器.運輸機連續單向運轉,載荷變化不大,空載起動,捲筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產,使用期限8年(300天/年),兩班制工作,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V
表一:
題號

參數 1 2 3 4 5
運輸帶工作拉力（kN） 2.5 2.3 2.1 1.9 1.8
運輸帶工作速度（m/s） 1.0 1.1 1.2 1.3 1.4
捲筒直徑（mm） 250 250 250 300 300
二. 設計要求
1.減速器裝配圖一張(A1)。
2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3)。
3.設計說明書一份。
三. 設計步驟
1. 傳動裝置總體設計方案
2. 電動機的選擇
3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
4. 計算傳動裝置的運動和動力參數
5. 設計V帶和帶輪
6. 齒輪的設計
7. 滾動軸承和傳動軸的設計
8. 鍵聯接設計
9. 箱體結構設計
10. 潤滑密封和談設計
11. 聯軸器設計
1.傳動裝置總體設計方案:
1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。
2. 特點：齒輪相對於軸承不對稱分布，清空故沿軸向載荷分布不均勻，
要求軸有較大的剛度。
3. 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。
其傳動方案如下：

圖一:(傳動裝置總體設計圖)
初步確定傳動系統總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。
選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速答棚瞎器（展開式）。
傳動裝置的總效率
＝0.96×××0.97×0.96＝0.759；
為V帶的效率,為第一對軸承的效率，
為第二對軸承的效率，為第三對軸承的效率，
為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為7級精度，油脂潤滑.
因是薄壁防護罩,採用開式效率計算)。
2.電動機的選擇
電動機所需工作功率為： P＝P/η＝1900×1.3/1000×0.759＝3.25kW, 執行機構的曲柄轉速為n＝=82.76r/min，
經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i＝2～4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i＝8～40，
則總傳動比合理范圍為i＝16～160，電動機轉速的可選范圍為n＝i×n＝（16～160）×82.76＝1324.16～13241.6r/min。
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，
選定型號為Y112M—4的三相非同步電動機，額定功率為4.0
額定電流8.8A，滿載轉速1440 r/min，同步轉速1500r/min。

方案 電動機型號 額定功率
P
kw 電動機轉速
電動機重量
N 參考價格
元 傳動裝置的傳動比
同步轉速 滿載轉速 總傳動比 V帶傳動 減速器
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02

中心高
外型尺寸
L×（AC/2+AD）×HD 底腳安裝尺寸A×B 地腳螺栓孔直徑K 軸伸尺寸D×E 裝鍵部位尺寸F×GD
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41

3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
（1）       總傳動比
由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為＝n/n＝1440/82.76＝17.40
（2）       分配傳動裝置傳動比
＝×
式中分別為帶傳動和減速器的傳動比。
為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取＝2.3，則減速器傳動比為＝＝17.40/2.3＝7.57
根據各原則，查圖得高速級傳動比為＝3.24，則＝＝2.33
4.計算傳動裝置的運動和動力參數
（1）各軸轉速
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min
  ＝＝626.09/3.24＝193.24r/min
  ＝ / ＝193.24/2.33=82.93 r/min
==82.93 r/min
（2）各軸輸入功率
＝×＝3.25×0.96＝3.12kW
  ＝×η2×＝3.12×0.98×0.95＝2.90kW
  ＝×η2×＝2.97×0.98×0.95＝2.70kW
＝×η2×η4=2.77×0.98×0.97＝2.57kW
則各軸的輸出功率：  
＝×0.98=3.06 kW
＝×0.98=2.84 kW
＝×0.98=2.65kW
＝×0.98=2.52 kW
各軸輸入轉矩
=×× N·m
電動機軸的輸出轉矩=9550 =9550×3.25/1440=21.55 N·
所以: ＝×× =21.55×2.3×0.96=47.58 N·m
＝×××=47.58×3.24×0.98×0.95=143.53 N·m
＝×××=143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N·m
=××=311.35×0.95×0.97=286.91 N·m
輸出轉矩：＝×0.98=46.63 N·m
＝×0.98=140.66 N·m
＝×0.98=305.12N·m
＝×0.98=281.17 N·m
運動和動力參數結果如下表
軸名 功率P KW 轉矩T Nm 轉速r/min
輸入 輸出 輸入 輸出
電動機軸 3.25 21.55 1440
1軸 3.12 3.06 47.58 46.63 626.09
2軸 2.90 2.84 143.53 140.66 193.24
3軸 2.70 2.65 311.35 305.12 82.93
4軸 2.57 2.52 286.91 281.17 82.93
5.設計V帶和帶輪
⑴確定計算功率
查課本表9-9得：
,式中為工作情況系數， 為傳遞的額定功率,既電機的額定功率.
⑵選擇帶型號
根據，,查課本表8-8和表8-9選用帶型為A型帶．
⑶選取帶輪基準直徑
查課本表8-3和表8-7得小帶輪基準直徑，則大帶輪基準直徑,式中ξ為帶傳動的滑動率，通常取（1%～2%），查課本表8-7後取。
⑷驗算帶速v
  在5～25m/s范圍內，V帶充分發揮。
⑸確定中心距a和帶的基準長度
由於,所以初步選取中心距a：，初定中心距，所以帶長,
=.查課本表8-2選取基準長度得實際中心距

取
⑹驗算小帶輪包角
，包角合適。
⑺確定v帶根數z
因，帶速，傳動比,
查課本表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,並由內插值法得.
查課本表8-2得=0.96.
查課本表8-8,並由內插值法得=0.96
由公式8-22得

故選Z=5根帶。
⑻計算預緊力
查課本表8-4可得,故:
單根普通V帶張緊後的初拉力為

⑼計算作用在軸上的壓軸力
利用公式8-24可得:

6.齒輪的設計
（一）高速級齒輪傳動的設計計算
齒輪材料，熱處理及精度
考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪
（1）       齒輪材料及熱處理
  ① 材料：高速級小齒輪選用鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數=24
高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z=i×Z=3.24×24=77.76 取Z=78.
② 齒輪精度
按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。
2．初步設計齒輪傳動的主要尺寸
按齒面接觸強度設計

確定各參數的值:
①試選=1.6
查課本圖10-30 選取區域系數 Z=2.433
由課本圖10-26
則
②由課本公式10-13計算應力值環數
N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）
=1.4425×10h
N= =4.45×10h #(3.25為齒數比,即3.25=)
③查課本 10-19圖得：K=0.93 K=0.96
④齒輪的疲勞強度極限
取失效概率為1%,安全系數S=1,應用公式10-12得:
[]==0.93×550=511.5
[]==0.96×450=432
許用接觸應力

⑤查課本由表10-6得： =189.8MP
由表10-7得: =1
T=95.5×10×=95.5×10×3.19/626.09
=4.86×10N.m
3.設計計算
①小齒輪的分度圓直徑d

=
②計算圓周速度

③計算齒寬b和模數
計算齒寬b
b==49.53mm
計算摸數m
初選螺旋角=14
=
④計算齒寬與高之比
齒高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
= =11.01
⑤計算縱向重合度
=0.318=1.903
⑥計算載荷系數K
使用系數=1
根據,7級精度, 查課本由表10-8得
動載系數K=1.07,
查課本由表10-4得K的計算公式:
K= +0.23×10×b
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×49.53=1.42
查課本由表10-13得: K=1.35
查課本由表10-3 得: K==1.2
故載荷系數:
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82
⑦按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑
d=d=49.53×=51.73
⑧計算模數
=
4. 齒根彎曲疲勞強度設計
由彎曲強度的設計公式
≥
⑴ 確定公式內各計算數值
① 小齒輪傳遞的轉矩＝48.6kN·m
   確定齒數z
因為是硬齒面，故取z＝24，z＝i z＝3.24×24＝77.76
傳動比誤差  i＝u＝z/ z＝78/24＝3.25
Δi＝0.032％5％，允許
②      計算當量齒數
z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27 
z＝z/cos＝78/ cos14＝85.43
③       初選齒寬系數
   按對稱布置，由表查得＝1
④       初選螺旋角
  初定螺旋角 ＝14
⑤       載荷系數K
K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73
⑥       查取齒形系數Y和應力校正系數Y
查課本由表10-5得:
齒形系數Y＝2.592 Y＝2.211
 應力校正系數Y＝1.596  Y＝1.774
⑦       重合度系數Y
端面重合度近似為＝[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
因為＝/cos，則重合度系數為Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673
⑧       螺旋角系數Y
 軸向重合度 ＝＝1.825,
Y＝1－＝0.78
⑨       計算大小齒輪的
 安全系數由表查得S＝1.25
工作壽命兩班制，8年，每年工作300天
小齒輪應力循環次數N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
大齒輪應力循環次數N2＝N1/u＝6.255×10/3.24＝1.9305×10
查課本由表10-20c得到彎曲疲勞強度極限                  
小齒輪 大齒輪
查課本由表10-18得彎曲疲勞壽命系數:
K=0.86 K=0.93
取彎曲疲勞安全系數 S=1.4
[]=
[]=

大齒輪的數值大.選用.
⑵ 設計計算
計算模數

對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大於由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標准模數,取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=51.73來計算應有的齒數.於是由:
z==25.097 取z=25
那麼z=3.24×25=81
 ② 幾何尺寸計算
計算中心距 a===109.25
將中心距圓整為110
按圓整後的中心距修正螺旋角
=arccos
因值改變不多,故參數,,等不必修正.
計算大.小齒輪的分度圓直徑
d==51.53
d==166.97
計算齒輪寬度
B=
圓整的
（二） 低速級齒輪傳動的設計計算
⑴ 材料：低速級小齒輪選用鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數=30
速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS z=2.33×30=69.9 圓整取z=70.
⑵ 齒輪精度
按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。
⑶ 按齒面接觸強度設計
1. 確定公式內的各計算數值
①試選K=1.6
②查課本由圖10-30選取區域系數Z=2.45
③試選,查課本由圖10-26查得
=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71
應力循環次數
N=60×n×j×L=60×193.24×1×(2×8×300×8)
=4.45×10
N=1.91×10
由課本圖10-19查得接觸疲勞壽命系數
K=0.94 K= 0.97
查課本由圖10-21d
按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限,
大齒輪的接觸疲勞強度極限
取失效概率為1%,安全系數S=1,則接觸疲勞許用應力
[]==
[]==0.98×550/1=517
[540.5
查課本由表10-6查材料的彈性影響系數Z=189.8MP
選取齒寬系數
T=95.5×10×=95.5×10×2.90/193.24
=14.33×10N.m
=65.71
2. 計算圓周速度
0.665
3. 計算齒寬
b=d=1×65.71=65.71
4. 計算齒寬與齒高之比
模數 m=
齒高 h=2.25×m=2.25×2.142=5.4621
=65.71/5.4621=12.03
5. 計算縱向重合度

6. 計算載荷系數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
使用系數K=1
同高速齒輪的設計,查表選取各數值
=1.04 K=1.35 K=K=1.2
故載荷系數
K＝=1×1.04×1.2×1.4231=1.776
7. 按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑
d=d=65.71×
計算模數
3. 按齒根彎曲強度設計
m≥
一確定公式內各計算數值
（1）       計算小齒輪傳遞的轉矩＝143.3kN·m
（2）       確定齒數z
因為是硬齒面，故取z＝30，z＝i ×z＝2.33×30＝69.9
傳動比誤差  i＝u＝z/ z＝69.9/30＝2.33
Δi＝0.032％5％，允許
（3）       初選齒寬系數
   按對稱布置，由表查得＝1
（4）      初選螺旋角
  初定螺旋角＝12
（5）      載荷系數K
K＝K K K K=1×1.04×1.2×1.35＝1.6848
（6） 當量齒數     
  z＝z/cos＝30/ cos12＝32.056 
z＝z/cos＝70/ cos12＝74.797
由課本表10-5查得齒形系數Y和應力修正系數Y

（7）       螺旋角系數Y
 軸向重合度 ＝＝2.03
Y＝1－＝0.797
（8）       計算大小齒輪的
查課本由圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限
 
查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數
K=0.90 K=0.93 S=1.4
[]=
[]=
計算大小齒輪的,並加以比較

                 
大齒輪的數值大,選用大齒輪的尺寸設計計算.
計算模數

對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大於由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標准模數,取m=3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=72.91來計算應有的齒數.
z==27.77 取z=30
z=2.33×30=69.9 取z=70
    ② 初算主要尺寸
計算中心距 a===102.234
將中心距圓整為103
修正螺旋角
=arccos
因值改變不多,故參數,,等不必修正
   分度圓直徑
d==61.34
d==143.12
計算齒輪寬度

圓整後取

低速級大齒輪如上圖：
V帶齒輪各設計參數附表
1.各傳動比
V帶 高速級齒輪 低速級齒輪
2.3 3.24 2.33
2. 各軸轉速n
(r/min) (r/min) (r/min)
(r/min)
626.09 193.24 82.93 82.93
3. 各軸輸入功率 P
（kw） （kw） （kw） (kw)
3.12 2.90 2.70 2.57
4. 各軸輸入轉矩 T
(kN·m) (kN·m) (kN·m) (kN·m)
47.58 143.53 311.35 286.91
 5. 帶輪主要參數
小輪直徑（mm） 大輪直徑（mm）
中心距a（mm） 基準長度（mm）
帶的根數z
90 224 471 1400 5
7.傳動軸承和傳動軸的設計
1. 傳動軸承的設計
⑴. 求輸出軸上的功率P，轉速，轉矩
P=2.70KW =82.93r/min
=311.35N．m
⑵. 求作用在齒輪上的力
已知低速級大齒輪的分度圓直徑為
=143.21
而 F=
F= F
F= Ftan=4348.16×0.246734=1072.84N
圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示:
⑶. 初步確定軸的最小直徑
先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據課本取

輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯軸器吻合,故需同時選取聯軸器的型號
查課本,選取

因為計算轉矩小於聯軸器公稱轉矩,所以
查《機械設計手冊》
選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm,半聯軸器的孔徑
⑷. 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
為了滿足半聯軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端上, 故Ⅰ-Ⅱ的長度應比 略短一些,現取
初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求並根據,由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組 標准精度級的單列角接觸球軸承7010C型.
D B 軸承代號
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. 從動軸的設計
對於選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的,故;而 .
右端滾動軸承採用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度mm,
③ 取安裝齒輪處的軸段;齒輪的右端與左軸承之間採用套筒定位.已知齒輪的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短於輪轂寬度,故取. 齒輪的左端採用軸肩定位,軸肩高3.5,取.軸環寬度,取b=8mm.

④ 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定) .根據軸承端蓋的裝拆及便於對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離 ,故取.
⑤ 取齒輪距箱體內壁之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=20.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度T=16,
高速齒輪輪轂長L=50,則

至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.
5. 求軸上的載荷
首先根據結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,
查《機械設計手冊》20-149表20.6-7.
對於7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.

傳動軸總體設計結構圖:

(從動軸)

(中間軸)

從動軸的載荷分析圖:

6. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度
根據
==
前已選軸材料為45鋼，調質處理。
查表15-1得[]=60MP
〈 [] 此軸合理安全
7. 精確校核軸的疲勞強度.
⑴. 判斷危險截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大.截面Ⅵ的應力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側需驗證即可.
⑵. 截面Ⅶ左側。
抗彎系數 W=0.1=0.1=12500
抗扭系數 =0.2=0.2=25000
截面Ⅶ的右側的彎矩M為
截面Ⅳ上的扭矩為 =311.35
截面上的彎曲應力

截面上的扭轉應力
==
軸的材料為45鋼。調質處理。
由課本表15-1查得：

因
經插入後得
2.0 =1.31
軸性系數為
=0.85
K=1+=1.82
K=1+（-1）=1.26
所以

綜合系數為： K=2.8
K=1.62
碳鋼的特性系數 取0.1
取0.05
安全系數
S=25.13
S13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
截面Ⅳ右側
抗彎系數 W=0.1=0.1=12500
抗扭系數 =0.2=0.2=25000
截面Ⅳ左側的彎矩M為 M=133560
截面Ⅳ上的扭矩為 =295
截面上的彎曲應力
截面上的扭轉應力
==K=
K=
所以
綜合系數為：
K=2.8 K=1.62
碳鋼的特性系數
取0.1 取0.05
安全系數
S=25.13
S13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
8.鍵的設計和計算
①選擇鍵聯接的類型和尺寸
一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.
根據 d=55 d=65
查表6-1取： 鍵寬 b=16 h=10 =36
b=20 h=12 =50
②校和鍵聯接的強度
查表6-2得 []=110MP
工作長度 36-16=20
50-20=30
③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度
K=0.5 h=5
K=0.5 h=6
由式（6-1）得：
＜[]
＜[]
兩者都合適
取鍵標記為：
鍵2：16×36 A GB/T1096-1979
鍵3：20×50 A GB/T1096-1979
9.箱體結構的設計
減速器的箱體採用鑄造（HT200）製成，採用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，
大端蓋分機體採用配合.
1. 機體有足夠的剛度
在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度
2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。
因其傳動件速度小於12m/s，故採用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H為40mm
為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗糙度為
3. 機體結構有良好的工藝性.
鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.
4. 對附件設計
A 視孔蓋和窺視孔
在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區的位置，並有足夠的空間，以便於能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便於機械加工出支承蓋板的表面並用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵製成，用M6緊固
B 油螺塞：
放油孔位於油池最底處，並安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，並加封油圈加以密封。
C 油標：
油標位在便於觀察減速器油麵及油麵穩定之處。
油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.
D 通氣孔：
由於減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便於排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.
E 蓋螺釘：
啟蓋螺釘上的螺紋長度要大於機蓋聯結凸緣的厚度。
釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.
F 位銷：
為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.
G 吊鉤：
在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環，用以起吊或搬運較重的物體.

減速器機體結構尺寸如下：

名稱 符號 計算公式 結果
箱座壁厚 10
箱蓋壁厚 9
箱蓋凸緣厚度 12
箱座凸緣厚度 15
箱座底凸緣厚度 25
地腳螺釘直徑 M24
地腳螺釘數目 查手冊 6
軸承旁聯接螺栓直徑 M12
機蓋與機座聯接螺栓直徑 =（0.5~0.6） M10
軸承端蓋螺釘直徑 =（0.4~0.5） 10
視孔蓋螺釘直徑 =（0.3~0.4） 8
定位銷直徑 =（0.7~0.8） 8
，，至外機壁距離 查機械課程設計指導書表4 34
22
18
，至凸緣邊緣距離 查機械課程設計指導書表4 28
16
外機壁至軸承座端面距離 =++（8~12） 50
大齒輪頂圓與內機壁距離 >1.2 15
齒輪端面與內機壁距離 > 10
機蓋，機座肋厚 9 8.5
軸承端蓋外徑 +（5~5.5） 120（1軸）125（2軸）
150（3軸）
軸承旁聯結螺栓距離 120（1軸）125（2軸）
150（3軸）
10. 潤滑密封設計
對於二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬於輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小於，所以採用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規定高度.
油的深度為H+
H=30 =34
所以H+=30+34=64
其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。
密封性來講為了保證機蓋與機座聯接處密封，聯接
凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗度應為
密封的表面要經過刮研。而且，凸緣聯接螺柱之間的距離不宜太
大，國150mm。並勻均布置，保證部分面處的密封性。
11.聯軸器設計
1.類型選擇.
為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯軸器.
2.載荷計算.
公稱轉矩：T=95509550333.5
查課本,選取
所以轉矩
因為計算轉矩小於聯軸器公稱轉矩,所以
查《機械設計手冊》
選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm

希望對你有幫助~！

Ⅳ 萬向傳動裝置的組成及作用

萬向節的結構和作用有點象人體四肢上的關節，它允許被連接的零件之間的夾角在一定范圍內變化：

1、為滿足動力傳遞、適應轉向和汽車運行時所產生的上下跳動所造成的角度變化，前驅動汽車的驅動橋，半軸與輪軸之間常用萬向節相連；

2、但由於受軸向尺寸的限制，要求偏角又比較大，單個的萬向節不能使輸出軸與軸入軸的瞬時角速度相等，容易造成振動，加劇機件的損壞，產生很大的噪音，所以廣泛採用各式各樣的等速萬向節。在前驅動汽車上，每個半帆模叢軸用兩個等速萬向節，靠近變速驅動橋的萬向節是半軸內側萬向節，靠近車軸的是半軸外側萬向節；

3、在後驅動汽車上，發動機、離合器與變速器作為一個整體安裝在車架上，而驅動橋通過彈性懸掛與車架連接，兩者之間有一個距離，需要進行連接。汽車運行中路面不平產生跳動，負荷變化或者兩個總成安裝的位差等，都會使得變速器輸出軸與驅動橋主減速器輸入軸之間的夾角和距離發生變化，因此在後驅動汽車的萬向節傳動形式都採用雙萬向節，就是傳動軸兩端各有一個萬向節，其作用是使傳動軸兩端的夾角相等，保證輸出軸與軸態櫻入軸的瞬時角速度始終相等。

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Ⅳ 回轉窯筒體的磁性是怎麼產生的

回轉窯河南宏科重工提供是活性白雲石的關鍵設備，由筒體、傳動裝置，托、擋輪支承裝置，窯頭、窯尾密封，窯頭罩及燃燒裝置等部分組成。 回轉窯筒體是受熱的回轉部件，採用優質鋼板卷焊製成，與水平呈一定的斜度，整個窯體由托輪裝置支承，並有控制窯體軸向竄動的機械或液壓擋輪裝置。傳動裝置通過設在筒體中部的齒圈使筒體按要求的轉速回轉。傳動部分除設置配套直流或變頻調速主電機的主傳動外，還設置了為保證在安裝和維修及主傳動電源中斷時仍能使窯體慢速轉動、防止窯體變形的輔助傳動裝置。為防止冷空氣進入和煙氣粉塵溢出筒體，在筒體的進料端（尾部）和出料端（頭部）設有可靠的窯尾和窯頭復合魚鱗片密封裝置。 工程上採用直徑較大、窯長較短的窯型，既減少了窯體上下竄動幅度、延長窯內結圈周期又節約了佔地。回轉窯是煅白的關鍵設備，由筒體、傳動裝置，托、擋輪支承裝置，窯頭、窯尾密封，窯頭罩及燃燒裝置等部分組成。陶粒回轉窯內熱式回轉窯中溫(950℃～1050℃)煅燒超細高嶺土工藝技術,成熟、國內先進,代表著超細高嶺土煅燒技術的發展方向.這種煅燒技術能耗低、產量高,產品經脫水、脫碳增白,性能穩定,可用於禪敏造紙及塗料等工業領域。 陶粒回轉窯是對各種物料進行鍛燒的回轉圓筒設備。它廣泛應用於黑色冶金、有色冶金、化工、建材（水泥）、非金屬礦、耐火材料、造紙、環保等行業，具有單位體積高，窯爐壽命長，運轉率高，操作穩定，傳熱效率高，熱耗低等特點，是理想的煅燒設備。回轉窯由回轉筒體、支承裝置、帶擋輪支承裝置和窯頭、窯尾密封裝置、噴煤管裝置等部分組成。窯體與水平呈一定的斜度，整個窯體由托輪裝置支承，並有控制窯體上下竄動的擋輪裝置。傳動部分除設置主傳動外，還設置了為保證在主傳動電源中斷時仍能使窯體慢速轉動、防止窯體變形的輔助傳動裝置。窯頭採用殼罩式密封，窯尾裝有軸向接觸式密封裝置，保證了密封的可靠性。在黑色冶金行業中,回轉窯用於生產氧化鐵球團、鐵精礦直接還原、超細鐵精礦及高爐灰的回收利用；在有色冶金中,回轉窯可用於進行氧化焙燒、還原焙燒、化焙燒、納化焙燒、氯化焙燒、離析焙燒伍枝等，還廣泛應用於氧化鋁制備。我公司至今已製造了數十條不同規格、形式、結構的回轉窯並能製造變徑窯、間接加熱窯、筒式乾燥機以及這些窯的附屬設備如冷卻筒、制粒機等，經驗豐富，歡迎廣大用戶選用、委託設計並製造。
在建材、冶金、化工、環保等許多生產行業中腔襲敏，廣泛地使用回轉圓備對

Ⅵ 影響傳動裝置傳動效率的因素有哪些

影響傳動裝置傳動效率的因素有：
1、機械損失：機械頌基基損失是指在傳動過程中的摩擦、磨損和軸承等摩擦產生的能量損失，這些損會直接野謹影響傳動效率。
2、轉矩浪涌和振盪：在傳動過程中，轉矩的浪涌和振盪會使傳動裝置受到沖擊和損傷，降低傳動效率。
3、傳動間隙：傳動間隙會損耗能量，傳動裝置產生內部擺動，影響傳動效率。
4、外部負荷：傳動裝置會在某一定點承受外部負荷，如重力、離心力和慣性鋒散載荷等，這些負荷導致傳動裝置彎曲和形變，影響傳動效率。
5、傳動裝置的材質和加工製造工藝：材質和加工工藝的差異影響傳動部件的精度和耐磨性，影響傳動效率。

Ⅶ 哪種萬向節可以做出的最小雙聯式還是十字軸還是…

雙聯式萬向節可以做得最小。
1、雙聯式萬向節實際上是一套傳動軸長度縮減至最小的雙萬向節等速傳動裝置。雙聯式萬向節用於轉向驅動橋時，可以沒有分度機構，但必須在結構上保證雙聯式萬向節中心位於主銷扒肢慶軸線與半軸軸線的交點，以保證准等速傳動。雙聯式萬向節允許有較大的軸間夾角，具有結構簡單、製造方便、工作可靠等優點。
2、萬向節即萬向接頭，是實現變角度動力傳遞的機件，用於需要改變傳動軸線方向的位置，是汽車驅動系統的萬向傳動裝置的 關節部件。萬向節與傳動軸組合，稱為萬向節傳動裝置。 在前置發動機後輪驅動的車輛上，萬向節傳動裝置安裝在變速器輸出軸與驅動橋主減速器輸入軸之間；而前置發動機前輪驅動的車輛省略了傳動軸，萬向節安裝在既負責驅動又負責轉向的前橋半軸與車輪之間。
3、萬向節在扭轉方向上無明顯彈性的萬向節。可分為不等速萬向節、准等速萬向節、等速萬向節。撓性萬向節是在扭轉方向上有明顯彈性的萬向節。撓性萬向節主要由橡膠彈性元件（橡膠盤、橡膠塊、橡膠環、橡膠金屬套筒等）、襯套、螺栓和為了保證高速時的動平衡設置的定心裝置等組成。其工作原理是當轉矩作用在輸入軸上時飢顫，轉矩經輸入軸、萬向節叉上的三個凸緣和連接螺栓後，再傳至橡膠塊，轉矩經過橡膠塊又作用在輸出軸上的萬向節義凸緣。因橡膠塊有彈春握性，允許兩軸之間有一定的夾角。

Ⅷ 高空作業車的主要組成

高空作業車的主要組成包括：底盤、動力傳動裝置、工作裝置這三部分構成。

一、底盤

高空作業車的底盤是由發動機、變速箱、前後橋、駕駛室、輪胎等主要部件組成。目前發動機的排放標准為國六。

二、動力傳動裝置

動力源為汽車發動機，動力經變速器傳出後，經分動器、離合器、減速器、卷揚機、滑輪以及鋼絲繩等元件傳遞到工作裝置，傳動線路長，結構較復雜，僅在用途單一的高空作業車中使用。

三、工作裝置

高空作業車的工作裝置包括支腿機構、舉升機構、回轉機構、作業平台及其調平機構等。

（1）支腿機構

目前多採用液壓支腿。利用汽車發動機取出的動力來驅動液壓泵，通過控制閥把液壓泵產生的液壓油供給液壓支腿工作缸，實現支腿伸縮。在高空作業車兩側，一般設有操縱桿，可使前後左右4個液壓支腿單獨伸出或縮回，所以即使在不平整或傾卸地面上，也能把車體調整到水平狀態，安全作業。

（2）舉升機構

實現作業平台的升降和變幅。

動臂式舉升機構可分為伸縮臂式或直臂式、折疊臂式或曲臂式、混合臂式等形式，這是目前主流的舉升機構形式。伸縮臂式舉升機構由多節套裝、可伸縮的箱形臂構成，包括基本臂和伸縮臂，伸縮臂可為一節或多節，各節間裝有液壓缸。當液壓缸工作時，各節臂在液壓缸活塞桿的推動下可沿導向元件上下滑動，從而改變臂架的長度。折疊臂式舉升機構由多節箱形臂折疊而成，可分為上折式和下折式，各節臂的折疊和展開由各節間的液壓缸完成。可完成一定高度和幅度的作業，下折式可完成地平面以下的空間作業。混合臂式舉升機構由折疊臂和伸縮臂混合而成，結合了兩者的優點，擴大了作業的高度和幅度，並有較強的越障能力。

（3）回轉機構

通常採用全回轉式回轉機構，正反轉方向可根據作業需要進行選擇。一般由液壓馬達帶動具有減速作用的機械回轉裝置旋轉。回轉機構的回轉部分和作業平台均安裝在回轉支承即轉台上。驅動裝置固定在轉台上，其下端裝有驅動齒輪。回轉支承由轉台和與車架固定連接的內齒圈座組成。當驅動裝置轉動時，經齒輪與固定齒圈嚙合，齒輪沿齒圈滾動，帶動轉台回轉。在轉台與固定齒圈座之間裝有滾球或滾柱，以便減少轉台的摩擦阻力。回轉機構的機械傳動形式可採用蝸桿蝸輪、擺線針輪或行星齒輪等傳動方式。

（4）作業平台及調平機構

舉升機構的端部連接作業平台，是用於載人或器材的基本構件。為保證作業人員安全工作和防止器材掉落，各國對作業平台的結構和性能提出了明確的要求。如平台的護欄高度、平台寬度、平台的防滑表面、平台上的安全帶等。

為了使作業平台的底平面在作業過程中始終保持水平，高空作業車上裝有作業平台保持水平的自動調平機構，主要有機械式、機液組合式、電液組合式等三類。

參考資料：高空作業車網路

Ⅸ 帶式輸送機傳動裝置設計

這個工程多少錢？？

Ⅹ 萬向傳動裝置的操縱步驟

1、打開控制台，接通譽緩電鍵察源。
2、慶亮模按下開關，使萬向傳動裝置進入工作狀態。
3、選擇所需轉速模式，根據實際需求對轉速進行調節。
4、選擇所需扭矩模式，根據實際需求對扭矩進行調節。
5、對轉向進行設置，選擇正向或反向旋轉。