hgt2050传动装置

Ⅰ 万向传动装置的检修

万向传动装置维护中的注意事项：一、拆卸传动轴前的注意事项：要检修万向传动装置，首先要把它拆开。拆卸传动轴前，应将车辆停放在水平道路上，楔住车辆的前后轮，以防拆卸传动轴时车辆移动造成事故。在每个万向节叉的法兰上做好标记，以保证工作后的原位重新装配，否则容易破坏万向节传动的平衡，造成运转噪音和强烈振动。具体拆卸誉搭咐传动轴的过程，需要按照下面的步骤进行：1.从传动轴后端与驱动桥的连接处开始，先松开并拆下与后轮轴法兰连接的螺栓。2.拧下与中间传动轴法兰连接的螺栓，拆下传动轴总成。3.松开中间支架与车架的连接螺栓。4.最后松开前法兰盘，拆下中间传动轴。二、其他部件的维护：1.传动轴的维护：传动轴的轴管表面不应有明显的凹痕。传动轴上的轻微凹陷不得超过4处，总面积不得超过5cm2。如果超过，必须堆焊纠正，并进行动平衡试验。轴上不允许有裂纹。传动轴的径向跳动应不大于0.4mm。2.变速器花键轴和滑叉的维护：汽车的花键轴与滑叉之间的侧隙不应大于0.15mm，其他类型的汽车应不大于0.30毫米。装配后要滑动自如，否则要多滑叉。3.万向节叉、十字轴和轴承的维护：检查万向节叉和十字轴表面是否有裂纹或疲劳剥落、磨损沟槽等。十字轴的轴颈表面轻微剥落时，用油石打磨剥落的表面，继续使用。当滚针轴承油封失效时，滚针断裂，轴承内圈疲劳。间隙值应小于0.05毫米，否则应更换轴承。4.中间支架的维护：拆卸并清洁中间支撑支架，然后观察支架前后油封是否磨损，油嘴螺纹是否损坏，支架是否开裂，橡胶圈是否腐蚀老化等。如果出现上述情况，应更换新零件。5.等速万向节的维护：检查星套、球笼、球壳和钢球是否有凹陷、磨损、裂纹、麻点等。并更换它们(如果有)。检查保护盖是否有损坏，如穿孔和撕裂，如果有，请更换。三、传动轴总成平衡测试：传动轴庆纯总成焊接修复后，原有的动平衡不复存在，所以，包括滑套在内的传动轴总成应重新进行动平衡试验。汽车任何一端的动态不平衡量不得超过10gcm，其他车辆不得超过30，100gcm。传动轴两端允许焊接平衡块进行校枝绝正，但每端不得超过3块。

Ⅱ 常用的传动传动装置有哪些

汽车传动装置的分类：按能量传递方式的不同划分为机械传动、液力传动、液压传动、电传动等；按照结构和传动介质其型式有机械式、液力机械式、静液式（容积液压式）、电力式等。以下是相关介绍：1、传动装置的定义：传动装置(Transmissiondevice)把动力装置的动力传递给工作机构等的中间设备。传动系统的基本功用是将发动机发出的动力传给汽车的驱动车轮产生驱动力使汽车能在一定速度上行驶。2、传动装置的结构：传动装置是将原动机的运动和动力传给工作机构的中间装置组成和布置形式随发动机的类型、安装位置以及汽车用途的不同而变化。3、传动装置的功能：传动系具有减速、变速、倒车、中断动力、轮间差速和轴间差速等功能与发动机配合工作能保证汽车在各种工况条件下的正常行驶并具有良好的动力性和经济性。

Ⅲ 求二级圆柱斜齿轮减速器的说明书还有cad图纸，根据我的数据来算

设计课题:
设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,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8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V
表一:
题号

参数 1 2 3 4 5
运输带工作拉力（kN） 2.5 2.3 2.1 1.9 1.8
运输带工作速度（m/s） 1.0 1.1 1.2 1.3 1.4
卷筒直径（mm） 250 250 250 300 300
二. 设计要求
1.减速器装配图一张(A1)。
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
3.设计说明书一份。
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. 设计V带和带轮
6. 齿轮的设计
7. 滚动轴承和传动轴的设计
8. 键联接设计
9. 箱体结构设计
10. 润滑密封和谈设计
11. 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，清空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答棚瞎器（展开式）。
传动装置的总效率
＝0.96×××0.97×0.96＝0.759；
为V带的效率,为第一对轴承的效率，
为第二对轴承的效率，为第三对轴承的效率，
为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.
因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。
2.电动机的选择
电动机所需工作功率为： P＝P/η＝1900×1.3/1000×0.759＝3.25kW, 执行机构的曲柄转速为n＝=82.76r/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）×82.76＝1324.16～13241.6r/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 16.15 2.3 7.02

中心高
外型尺寸
L×（AC/2+AD）×HD 底脚安装尺寸A×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D×E 装键部位尺寸F×GD
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41

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＝1440/82.76＝17.40
（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，则减速器传动比为＝＝17.40/2.3＝7.57
根据各原则，查图得高速级传动比为＝3.24，则＝＝2.33
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
  ＝ / ＝193.24/2.33=82.93 r/min
==82.93 r/min
（2）各轴输入功率
＝×＝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
则各轴的输出功率：  
＝×0.98=3.06 kW
＝×0.98=2.84 kW
＝×0.98=2.65kW
＝×0.98=2.52 kW
各轴输入转矩
=×× N·m
电动机轴的输出转矩=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
输出转矩：＝×0.98=46.63 N·m
＝×0.98=140.66 N·m
＝×0.98=305.12N·m
＝×0.98=281.17 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 3.25 21.55 1440
1轴 3.12 3.06 47.58 46.63 626.09
2轴 2.90 2.84 143.53 140.66 193.24
3轴 2.70 2.65 311.35 305.12 82.93
4轴 2.57 2.52 286.91 281.17 82.93
5.设计V带和带轮
⑴确定计算功率
查课本表9-9得：
,式中为工作情况系数， 为传递的额定功率,既电机的额定功率.
⑵选择带型号
根据，,查课本表8-8和表8-9选用带型为A型带．
⑶选取带轮基准直径
查课本表8-3和表8-7得小带轮基准直径，则大带轮基准直径,式中ξ为带传动的滑动率，通常取（1%～2%），查课本表8-7后取。
⑷验算带速v
  在5～25m/s范围内，V带充分发挥。
⑸确定中心距a和带的基准长度
由于,所以初步选取中心距a：，初定中心距，所以带长,
=.查课本表8-2选取基准长度得实际中心距

取
⑹验算小带轮包角
，包角合适。
⑺确定v带根数z
因，带速，传动比,
查课本表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得.
查课本表8-2得=0.96.
查课本表8-8,并由内插值法得=0.96
由公式8-22得

故选Z=5根带。
⑻计算预紧力
查课本表8-4可得,故:
单根普通V带张紧后的初拉力为

⑼计算作用在轴上的压轴力
利用公式8-24可得:

6.齿轮的设计
（一）高速级齿轮传动的设计计算
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
高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×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=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）
=1.4425×10h
N= =4.45×10h #(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
=4.86×10N.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+0.61) ×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/ cos14＝26.27 
z＝z/cos＝78/ cos14＝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
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
=14.33×10N.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/ cos12＝32.056 
z＝z/cos＝70/ cos12＝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.
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：
V带齿轮各设计参数附表
1.各传动比
V带 高速级齿轮 低速级齿轮
2.3 3.24 2.33
2. 各轴转速n
(r/min) (r/min) (r/min)
(r/min)
626.09 193.24 82.93 82.93
3. 各轴输入功率 P
（kw） （kw） （kw） (kw)
3.12 2.90 2.70 2.57
4. 各轴输入转矩 T
(kN·m) (kN·m) (kN·m) (kN·m)
47.58 143.53 311.35 286.91
 5. 带轮主要参数
小轮直径（mm） 大轮直径（mm）
中心距a（mm） 基准长度（mm）
带的根数z
90 224 471 1400 5
7.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=2.70KW =82.93r/min
=311.35N．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= Ftan=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
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
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)

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
S13.71
≥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
S13.71
≥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=95509550333.5
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

希望对你有帮助~！

Ⅳ 万向传动装置的组成及作用

万向节的结构和作用有点象人体四肢上的关节，它允许被连接的零件之间的夹角在一定范围内变化：

1、为满足动力传递、适应转向和汽车运行时所产生的上下跳动所造成的角度变化，前驱动汽车的驱动桥，半轴与轮轴之间常用万向节相连；

2、但由于受轴向尺寸的限制，要求偏角又比较大，单个的万向节不能使输出轴与轴入轴的瞬时角速度相等，容易造成振动，加剧机件的损坏，产生很大的噪音，所以广泛采用各式各样的等速万向节。在前驱动汽车上，每个半帆模丛轴用两个等速万向节，靠近变速驱动桥的万向节是半轴内侧万向节，靠近车轴的是半轴外侧万向节；

3、在后驱动汽车上，发动机、离合器与变速器作为一个整体安装在车架上，而驱动桥通过弹性悬挂与车架连接，两者之间有一个距离，需要进行连接。汽车运行中路面不平产生跳动，负荷变化或者两个总成安装的位差等，都会使得变速器输出轴与驱动桥主减速器输入轴之间的夹角和距离发生变化，因此在后驱动汽车的万向节传动形式都采用双万向节，就是传动轴两端各有一个万向节，其作用是使传动轴两端的夹角相等，保证输出轴与轴态樱入轴的瞬时角速度始终相等。

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Ⅳ 回转窑筒体的磁性是怎么产生的

回转窑河南宏科重工提供是活性白云石的关键设备，由筒体、传动装置，托、挡轮支承装置，窑头、窑尾密封，窑头罩及燃烧装置等部分组成。 回转窑筒体是受热的回转部件，采用优质钢板卷焊制成，与水平呈一定的斜度，整个窑体由托轮装置支承，并有控制窑体轴向窜动的机械或液压挡轮装置。传动装置通过设在筒体中部的齿圈使筒体按要求的转速回转。传动部分除设置配套直流或变频调速主电机的主传动外，还设置了为保证在安装和维修及主传动电源中断时仍能使窑体慢速转动、防止窑体变形的辅助传动装置。为防止冷空气进入和烟气粉尘溢出筒体，在筒体的进料端（尾部）和出料端（头部）设有可靠的窑尾和窑头复合鱼鳞片密封装置。 工程上采用直径较大、窑长较短的窑型，既减少了窑体上下窜动幅度、延长窑内结圈周期又节约了占地。回转窑是煅白的关键设备，由筒体、传动装置，托、挡轮支承装置，窑头、窑尾密封，窑头罩及燃烧装置等部分组成。陶粒回转窑内热式回转窑中温(950℃～1050℃)煅烧超细高岭土工艺技术,成熟、国内先进,代表着超细高岭土煅烧技术的发展方向.这种煅烧技术能耗低、产量高,产品经脱水、脱碳增白,性能稳定,可用于禅敏造纸及涂料等工业领域。 陶粒回转窑是对各种物料进行锻烧的回转圆筒设备。它广泛应用于黑色冶金、有色冶金、化工、建材（水泥）、非金属矿、耐火材料、造纸、环保等行业，具有单位体积高，窑炉寿命长，运转率高，操作稳定，传热效率高，热耗低等特点，是理想的煅烧设备。回转窑由回转筒体、支承装置、带挡轮支承装置和窑头、窑尾密封装置、喷煤管装置等部分组成。窑体与水平呈一定的斜度，整个窑体由托轮装置支承，并有控制窑体上下窜动的挡轮装置。传动部分除设置主传动外，还设置了为保证在主传动电源中断时仍能使窑体慢速转动、防止窑体变形的辅助传动装置。窑头采用壳罩式密封，窑尾装有轴向接触式密封装置，保证了密封的可靠性。在黑色冶金行业中,回转窑用于生产氧化铁球团、铁精矿直接还原、超细铁精矿及高炉灰的回收利用；在有色冶金中,回转窑可用于进行氧化焙烧、还原焙烧、化焙烧、纳化焙烧、氯化焙烧、离析焙烧伍枝等，还广泛应用于氧化铝制备。我公司至今已制造了数十条不同规格、形式、结构的回转窑并能制造变径窑、间接加热窑、筒式干燥机以及这些窑的附属设备如冷却筒、制粒机等，经验丰富，欢迎广大用户选用、委托设计并制造。
在建材、冶金、化工、环保等许多生产行业中腔袭敏，广泛地使用回转圆备对

Ⅵ 影响传动装置传动效率的因素有哪些

影响传动装置传动效率的因素有：
1、机械损失：机械颂基基损失是指在传动过程中的摩擦、磨损和轴承等摩擦产生的能量损失，这些损会直接野谨影响传动效率。
2、转矩浪涌和振荡：在传动过程中，转矩的浪涌和振荡会使传动装置受到冲击和损伤，降低传动效率。
3、传动间隙：传动间隙会损耗能量，传动装置产生内部摆动，影响传动效率。
4、外部负荷：传动装置会在某一定点承受外部负荷，如重力、离心力和惯性锋散载荷等，这些负荷导致传动装置弯曲和形变，影响传动效率。
5、传动装置的材质和加工制造工艺：材质和加工工艺的差异影响传动部件的精度和耐磨性，影响传动效率。

Ⅶ 哪种万向节可以做出的最小双联式还是十字轴还是…

双联式万向节可以做得最小。
1、双联式万向节实际上是一套传动轴长度缩减至最小的双万向节等速传动装置。双联式万向节用于转向驱动桥时，可以没有分度机构，但必须在结构上保证双联式万向节中心位于主销扒肢庆轴线与半轴轴线的交点，以保证准等速传动。双联式万向节允许有较大的轴间夹角，具有结构简单、制造方便、工作可靠等优点。
2、万向节即万向接头，是实现变角度动力传递的机件，用于需要改变传动轴线方向的位置，是汽车驱动系统的万向传动装置的 关节部件。万向节与传动轴组合，称为万向节传动装置。 在前置发动机后轮驱动的车辆上，万向节传动装置安装在变速器输出轴与驱动桥主减速器输入轴之间；而前置发动机前轮驱动的车辆省略了传动轴，万向节安装在既负责驱动又负责转向的前桥半轴与车轮之间。
3、万向节在扭转方向上无明显弹性的万向节。可分为不等速万向节、准等速万向节、等速万向节。挠性万向节是在扭转方向上有明显弹性的万向节。挠性万向节主要由橡胶弹性元件（橡胶盘、橡胶块、橡胶环、橡胶金属套筒等）、衬套、螺栓和为了保证高速时的动平衡设置的定心装置等组成。其工作原理是当转矩作用在输入轴上时饥颤，转矩经输入轴、万向节叉上的三个凸缘和连接螺栓后，再传至橡胶块，转矩经过橡胶块又作用在输出轴上的万向节义凸缘。因橡胶块有弹春握性，允许两轴之间有一定的夹角。

Ⅷ 高空作业车的主要组成

高空作业车的主要组成包括：底盘、动力传动装置、工作装置这三部分构成。

一、底盘

高空作业车的底盘是由发动机、变速箱、前后桥、驾驶室、轮胎等主要部件组成。目前发动机的排放标准为国六。

二、动力传动装置

动力源为汽车发动机，动力经变速器传出后，经分动器、离合器、减速器、卷扬机、滑轮以及钢丝绳等元件传递到工作装置，传动线路长，结构较复杂，仅在用途单一的高空作业车中使用。

三、工作装置

高空作业车的工作装置包括支腿机构、举升机构、回转机构、作业平台及其调平机构等。

（1）支腿机构

目前多采用液压支腿。利用汽车发动机取出的动力来驱动液压泵，通过控制阀把液压泵产生的液压油供给液压支腿工作缸，实现支腿伸缩。在高空作业车两侧，一般设有操纵杆，可使前后左右4个液压支腿单独伸出或缩回，所以即使在不平整或倾卸地面上，也能把车体调整到水平状态，安全作业。

（2）举升机构

实现作业平台的升降和变幅。

动臂式举升机构可分为伸缩臂式或直臂式、折叠臂式或曲臂式、混合臂式等形式，这是目前主流的举升机构形式。伸缩臂式举升机构由多节套装、可伸缩的箱形臂构成，包括基本臂和伸缩臂，伸缩臂可为一节或多节，各节间装有液压缸。当液压缸工作时，各节臂在液压缸活塞杆的推动下可沿导向元件上下滑动，从而改变臂架的长度。折叠臂式举升机构由多节箱形臂折叠而成，可分为上折式和下折式，各节臂的折叠和展开由各节间的液压缸完成。可完成一定高度和幅度的作业，下折式可完成地平面以下的空间作业。混合臂式举升机构由折叠臂和伸缩臂混合而成，结合了两者的优点，扩大了作业的高度和幅度，并有较强的越障能力。

（3）回转机构

通常采用全回转式回转机构，正反转方向可根据作业需要进行选择。一般由液压马达带动具有减速作用的机械回转装置旋转。回转机构的回转部分和作业平台均安装在回转支承即转台上。驱动装置固定在转台上，其下端装有驱动齿轮。回转支承由转台和与车架固定连接的内齿圈座组成。当驱动装置转动时，经齿轮与固定齿圈啮合，齿轮沿齿圈滚动，带动转台回转。在转台与固定齿圈座之间装有滚球或滚柱，以便减少转台的摩擦阻力。回转机构的机械传动形式可采用蜗杆蜗轮、摆线针轮或行星齿轮等传动方式。

（4）作业平台及调平机构

举升机构的端部连接作业平台，是用于载人或器材的基本构件。为保证作业人员安全工作和防止器材掉落，各国对作业平台的结构和性能提出了明确的要求。如平台的护栏高度、平台宽度、平台的防滑表面、平台上的安全带等。

为了使作业平台的底平面在作业过程中始终保持水平，高空作业车上装有作业平台保持水平的自动调平机构，主要有机械式、机液组合式、电液组合式等三类。

参考资料：高空作业车网络

Ⅸ 带式输送机传动装置设计

这个工程多少钱？？

Ⅹ 万向传动装置的操纵步骤

1、打开控制台，接通誉缓电键察源。
2、庆亮模按下开关，使万向传动装置进入工作状态。
3、选择所需转速模式，根据实际需求对转速进行调节。
4、选择所需扭矩模式，根据实际需求对扭矩进行调节。
5、对转向进行设置，选择正向或反向旋转。