簡介：機械設計課程設計說明書械設計課程設計說明書設計題目展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器設計任務（三）設計內容1電動機的選擇與運動參數設計計算；2斜齒輪傳動設計計算；3軸的設計；4裝配草圖的繪制5鍵和聯軸器的選擇與校核；6滾動軸承的選擇；7裝配圖、零件圖的繪制；8設計計算說明書的編寫。（四）設計進度1、第一階段總體計算和傳動件參數計算2、第二階段軸與軸系零件的設計3、第三階段軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪制4、第四階段裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫

簡介：1設計任務書2電動機選擇3傳動比分配4帶傳動設計5齒輪傳動設計6傳動比校核7軸的結構設計8聯軸器選擇9軸的強度校核10鍵的強度校核11軸承的壽命校核12殼體設計,課程設計,1設計任務書,設計題目及簡圖第1題,原始數據第1組,設計條件載荷均勻工作場合室內使用年限15年，2班工作制總傳動比誤差＜±3工作情況定載荷生產批量大批量量生產應完成任務減速器總裝1圖張，零件2圖張，設計說明書1份。設計日期年月日至年月日,2電動機選擇,221確定滾筒輸入功率,P0FVF滾筒圓周力2800（N）；V輸送帶速度1（M/S）；P28128KW,21選擇電動機類型,22確定電動機額定功率,一般工業(yè)常選擇三相異步電動機，其結構簡單，價格低。,222確定傳動系統(tǒng)輸入功率,傳動系統(tǒng)輸入功率PP0/ΗΗΗ1Η2Η3Η4Η5,Η1聯軸器傳動效率，Η1099；Η2帶傳動效率，Η2096；Η3齒輪傳動效率，Η3097；Η4一對軸承傳動效率，Η4099。,Η0990960970990990904,PP0/Η28/0904301KW,223確定電動機額定功率,由電機手冊查得電動機額定功率為3KW。,23確定電動機轉速范圍,電動機同步轉速分為3000RPM、1500RPM和1000RPM等幾類，綜合考慮選擇同步轉速為1500RPM。由電機手冊查得3KW電動機額定轉速為1420RPM。,24確定電動機的型號,由電機手冊查得電動機型號為Y100L14，額定功率為3KW，額定轉速為1420RPM。軸頸直徑為2800090004MM,3傳動比分配,31總傳動比計算,2）總傳動比計算,1）滾筒轉速計算,NG601000V/ΠD6010001/300Π637RPM,IΣ0N0/NG1420/637223,32傳動比分配,2）帶傳動比計算,1）齒輪傳動比選擇,IG55,IDIΣ/IG223/55405,33各軸的運動和動力參數,1）確定計算功率PC,由表821查得12，由式（821）得,PCKAP12336KW,4V帶傳動設計,2）選取普通V帶型號,根據PC36KW,N11420RPM,由圖812選用A型普V通帶。,點擊小圖看大圖,大輪帶輪基準直徑DD2為,按表83，選取標準直徑DD2355MM,3）確定帶輪基準直徑DD1、DD2,根據表86和圖812選取DD185MM,DD2DD1ID85405344MM,4）驗算帶速V,帶速度在5～25M/S范圍內。,64M/S,5）確定帶的基準長度LD和實際中心距A,按結構設計要求初步確定中心距,由式（815）得,取中心距為400MM,15367MM,按表82，選取標長度L1600MM,由表（816）的實際中心距A為,400160015364/2≈432MM,6）校驗小帶輪包角А1,由式（817）得,1803581442°,7）計算V帶的根數Z,由式（818）得,根據DD185MM，N1420R/MIN，查表84A，用內插法得,P0092KW,由式84B得功率增量?P00168KW,由表82查得帶長度修正系數KL099，由表85查得包角系數KA091，得普通帶根數,取Z4根,Z36/092016809909135,8）求初拉力F0及帶輪軸上的壓力FQ,由表查得B型普通V帶的每米質量Q01KG/M，根據式827得單根V帶的初拉力為,由式820可的作用在軸上的壓力FQ,9）帶輪的結構設計（設計過程及帶輪工作圖略）。,選用4根A1600GB117189V帶，中心距A432MM，帶輪直徑DD185MM，,10）設計結果,DD2355MM，寬度BB63MM，軸上壓力FQ776N。,5齒輪傳動設計（直齒軟齒面）,51齒輪傳動比計算,IGIΣ/ID,IG22385/355534,ND1142085/355340RPM,T19550P/ND19550288/340809NM,52齒輪精度、材料、熱處理及齒數選擇,1）精度選擇運輸機為一般工作機器，速度不高，因此選擇7級精度。,2）材料與熱處理選擇（軟齒面）選擇小齒輪材料為40CR，調制處理，硬度為280HBS；大齒輪材料為45，調制處理，硬度為240HBS，兩者硬度差40HBS。,3）齒輪齒數選擇選擇小齒輪齒數Z121,計算大齒輪齒數Z2Z1IG2153411214取Z2112IGZ2/Z1112/21533,53按齒面接觸疲勞強度設計齒輪傳動,1）試選載荷系數K13,2）齒輪箱輸入扭矩T1809NM,3）由表107選擇齒寬系數ΦD1,4）由表106查得材料彈性影響系數ZE1898,5）由圖1021D按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限ΣHLIM1750MPA；大齒輪接觸疲勞強度極限ΣHLIM2550MPA。,6）由公式1013計算應力循環(huán)次數N160N1JLH60340128220151077109,N260N2JLH60637128220152018108,7）由圖1019查得小齒輪接觸疲勞壽命系數KHN1095；大齒輪接觸疲勞壽命系數KHN211。,8）選擇接觸疲勞強度安全系數取失效概率為1，S1,9）計算接觸疲勞需用應力ΣH1KHN1ΣHLIM1/S095750/1713MPA,ΣH2KHN2ΣHLIM2/S11550/1605MPA,10）計算小齒輪分度圓直徑,D1T≥48MM,12）計算齒寬BΦDD1T1525525,11）計算齒輪模數MD1T/Z148/2123由齒輪模數系列值取M25D1TMZ12521525MM,14）計算圓周速度VΠD1TN1/60000Π2521340/60000093M/S,13）計算齒高比B/H525/（25225）93,15）計算載荷系數由表102查得使用系數KA1；根據圓周速度由圖108查得KV105；,直齒齒輪齒間載荷分布不均勻系數KHΑKFΑ1；,查表104并使用插值法計算，得KHΒ1314；,查圖1013并使用插值法計算，得KFΒ128。,16）分度圓修正495＜525,KKAKVKHΑKHΒ110511314138,54按齒根彎曲疲勞強度校核齒輪傳動,1）齒輪箱輸入扭矩T1809NM,2）齒寬系數ΦD1,4）小齒輪齒數Z121,3）齒輪模數M25,5）計算載荷系數由表102查得使用系數KA1；根據圓周速度由圖108查得KV105；,直齒齒輪齒間載荷分布不均勻系數KHΑKFΑ1；,查表104并使用插值法計算，得KHΒ1314；,查圖1013并使用插值法計算，得KFΒ128。,KKAKVKFΑKFΒ11051128134,6）由圖1020D按齒面硬度查得小齒輪齒根彎曲強度極限ΣFLIM1600MPA；大齒輪齒根彎曲強度極限ΣFLIM2400MPA。,7）彎曲疲勞壽命系數計算N11077109,N22018108,由圖1018查得小齒輪彎曲疲勞壽命系數KFN1095；大齒輪彎曲疲勞壽命系數KFN21。,8）選擇彎曲疲勞強度安全系數S14,9）計算彎曲疲勞需用應力ΣF1KFN1ΣFLIM1/S095600/14407MPA,ΣF2KFN2ΣFLIM2/S1400/14286MPA,11）應力校正系數由表105查得YSA1156，YFA21795,10）齒形系數由表105查得YFA1276，YFA22175,12）計算YFAYSAYFA1YSA1276156431YFA2YSA22175179539將431代入公式計算,13）計算齒輪模數,136≥MIN（407、286）,所選齒輪模數M25合適。,55幾何尺寸計算,1）分度圓直徑D1Z1M2125525MMD2Z2M11225280MM,2）中心距A（Z1Z2）M/2（21112）25/216625MM,3）計算齒輪寬度B2525MMB158MM,56齒輪結構設計,1）小齒輪,做成實心結構的齒輪。,2）大齒輪,做成孔板結構的齒輪。,5齒輪傳動設計（斜齒硬齒面）,51齒輪傳動比計算,IGIΣ/ID,IG22385/355534,ND1142085/355340RPM,T19550P/ND19550288/340809NM,52齒輪精度、材料、熱處理及齒數選擇,1）精度選擇運輸機為一般工作機器，速度不高，因此選擇7級精度。,2）材料與熱處理選擇（硬齒面）選擇小齒輪材料為40CR，調制表面淬火處理，硬度為55HRC；大齒輪材料為45，調制表面淬火處理，硬度為50HRC，兩者硬度差5HRC。,3）齒輪齒數選擇選擇小齒輪齒數Z124,計算大齒輪齒數Z2Z1IG2453412816取Z2128IGZ2/Z1128/24533,4）齒輪螺旋角選擇選擇螺旋角Β14°,53按齒面接觸疲勞強度設計齒輪傳動,1）試選載荷系數K12,2）齒輪箱輸入扭矩T1809NM,3）由表107選擇齒寬系數ΦD06,4）由表106查得材料彈性影響系數ZE1898,5）由圖1030查得區(qū)域系數ZH2433,6）由圖1026查得ΕΑ1078，ΕΑ1087，則ΕΑΕΑ1ΕΑ2165,7）由圖1021E按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限ΣHLIM11250MPA；大齒輪接觸疲勞強度極限ΣHLIM21200MPA。,8）由公式1013計算應力循環(huán)次數N160N1JLH60340128220151077109,N260N2JLH60637128220152018108,9）由圖1019查得小齒輪接觸疲勞壽命系數KHN1092；大齒輪接觸疲勞壽命系數KHN2097。,10）選擇接觸疲勞強度安全系數取失效概率為1，S1,11）計算接觸疲勞需用應力ΣH1KHN1ΣHLIM1/S0921250/11150MPA,ΣH2KHN2ΣHLIM2/S0971200/11164MPA,12）計算小齒輪分度圓直徑,D1T≥399MM,ΣH（ΣH1ΣH2）/2（11501164）/21157MPA,14）修正螺旋角大小ΒACOSM（Z1Z2）/2A13°,13）計算齒輪模數MND1TCOSΒ/Z1399COS14°/24161由齒輪模數系列值取M2ATM（Z1Z2）/2COSΒ2（24128）/2COS14°1566MM，取156MM,16）計算齒高比B/H288/（2225）64,15）計算齒寬BΦDD1T0648288,18）計算載荷系數由表102查得使用系數KA1；根據圓周速度由圖108查得KV102；,由于平均壓力大于100N/MM，斜齒齒輪齒間載荷分布不均勻系數取KHΑKFΑ14；,17）計算圓周速度VΠD1TN1/60000Π224340/60000085M/S,查表104并使用插值法計算，得KHΒ119；,查圖1013并使用插值法計算，得KFΒ115。,19）分度圓修正448＜48,KKAKVKHΑKHΒ1102141191699,54按齒根彎曲疲勞強度設計齒輪傳動,1）齒輪箱輸入扭矩T1809NM,2）齒寬系數ΦD06,3）小齒輪齒數Z124,4）計算載荷系數由表102查得使用系數KA1；根據圓周速度由圖108查得KV102；,由于平均壓力大于100N/MM，斜齒齒輪齒間載荷分布不均勻系數取KHΑKFΑ14；,查表104并使用插值法計算，得KHΒ119；,查圖1013并使用插值法計算，得KFΒ115。,KKAKVKFΑKFΒ1102141151642,5）計算縱向重合度ΕΒ0318ΦDZ1TANΒ03180624TAN13°1031,6）螺旋角影響系數YΒ，數值查圖10－28，取089,7）由圖1020D按齒面硬度查得小齒輪齒根彎曲強度極限ΣFLIM1650MPA；大齒輪齒根彎曲強度極限ΣFLIM2600MPA。,8）彎曲疲勞壽命系數計算N11077109,N22018108,由圖1018查得小齒輪彎曲疲勞壽命系數KFN1095；大齒輪彎曲疲勞壽命系數KFN21。,9）選擇彎曲疲勞強度安全系數S14,10）計算彎曲疲勞需用應力ΣF1KFN1ΣFLIM1/S095650/14441MPA,ΣF2KFN2ΣFLIM2/S1600/14429MPA,14）應力校正系數由表105查得YSA11595，YFA2182,12）計算當量齒數ZV1Z1/COS3Β2594ZV2Z2/COS3Β13837,13）齒形系數由表105查得YFA126，YFA2215,15）計算YFAYSA/ΣFYFA1YSA1/ΣF1261595/44100094YFA2YSA2/ΣF2215182/42900091將00091代入公式計算,16）計算齒輪模數,153,所選齒輪模數M2大于153。,55幾何尺寸計算,1）分度圓直徑D1Z1M/COSΒ242/COS134926MMD2Z2M/COSΒ1282/COS1326274MM,2）中心距A（Z1Z2）M/2COSΒ（24128）2/2COS13156MM,3）計算齒輪寬度B230MMB134MM,56齒輪結構設計,1）小齒輪,做成實心結構的齒輪。,2）大齒輪,做成孔板結構的齒輪。,6傳動比校核,1）實際傳動比IΣIDIG（355/85）（128/24）2227,2）傳動比誤差Ε（IΣ0IΣ）/IΣ0（2232227）/22301在誤差允許范圍內。,7軸的結構設計,81高速軸的結構設計,1）設計公式,811軸的最小直徑計算,2）軸的材料選擇,軸的材料選用45鋼，正火回火，A0120，Σ155。,3）軸的傳動功率與轉速,P288KW，N340RPM。,4）軸的最小直徑,軸的最小直徑取D26MM。,812擬定軸上零件的裝配方案,軸上主要零件為帶輪和齒輪，兩個軸承為支撐零件，還有軸承通蓋和軸承端蓋。裝配關系如圖。,813軸上零件的軸向定位,1）帶輪左側使用軸端擋圈定位，右側使用軸肩定位；,2）左側軸承左側使用軸承通蓋定位，右側使用套筒定位；、齒輪的、為支撐零件，還有和軸承端蓋。,3）齒輪左側使用套筒定位，右側使用軸肩定位,4）右側軸承左側使用軸肩定位，右側使用軸承端蓋定位。,814軸上零件的周向定位,1）帶輪和齒輪使用單鍵鏈接；,2）軸承不需要周向定位。,815確定各軸段的直徑,軸段1安裝帶輪，軸段2部分有軸承通蓋，軸段3安裝軸承，軸段4安裝齒輪，軸段5為軸環(huán)，軸段6安裝軸承。,軸肩1‘、4’、5‘為定位軸肩，軸肩2’、3‘為非定位軸肩。,1）D126MM；,2）D2D12（007～01）D1296～314MM；D2取32MM,3）由于軸段3安裝的是軸承，選擇深溝球軸承，軸承代號為6207，因此D335MM,4）D4D32H336MM；,5）D5D42（007～01）D441～432MM；D5取42MM,6）由于軸段6安裝的是軸承，并且應與軸段3的軸承同型號，因此D6D335MM由軸承手冊查得定位軸肩對應直徑為42MM。,816確定各軸段長度,L2是軸承內端面到箱體內壁的間隙，一般取5～10MM；,L3是軸承端蓋的厚度，根據齒輪箱大小不同一般為20～40MM；,L4是軸承端蓋到帶輪的間隙，一般為20～40MM；,B1是齒輪寬度；,B2是軸承寬度；,B3是帶輪寬度。,1）L1B3（3～5）63360MM；,2）D2D12（007～01）D1296～314MM；D2取32MM,3）由于軸段3安裝的是軸承，選擇深溝球軸承，軸承代號為6207，因此D335MM,4）D4D32H336MM；,1）設計公式,82軸的最小直徑計算,2）軸的材料選擇,軸的材料選用45鋼，正火回火，A0120，Σ155。,8軸的結構設計,81軸的最小直徑計算,1）設計公式,21選聯軸器類型,1）由于齒輪箱與輸送機不是整體機架，因此存在軸線誤差，其中位移誤差為主要誤差量，同時存在較小的角度誤差；,2）工作轉速不高，并且對機械運轉過程中的動平衡無特殊要求。,8聯軸器選擇,選擇有彈性元件的撓性聯軸器，選擇彈性柱銷聯軸器GB501484。,22計算聯軸器的計算轉矩,TCAKAT15401601NM,式中KA工況系數，查表141，取15；T工程轉矩，401NM。,23孔直徑選擇,所選電動機輸出軸直徑為28MM。,24確定聯軸器的型號,根據電動機輸出軸直徑和聯軸器所需傳動的功率，從聯軸器手冊中查取的型號為TL5。聯軸器公稱扭矩為125NM，許用轉速為3600RPM，軸孔有25MM和28MM兩種，寬度為44MM。,TCA≤T,25轉速校核,N≤NMAX,405≤125,1440≤3600,9軸的強度校核,10鍵的強度校核,11軸承的壽命校核,12殼體設計,結束謝謝,

簡介：減速器設計論文離合器的論文采煤機減速器設計原理初探采煤機減速器設計原理初探摘要設計既是產品開發(fā)周期中的關鍵環(huán)節(jié)又貫穿于產品開發(fā)過程的始終。設計決定了實現產品功能和目標的方案結構和選材。制造手段以及產品運行使用和維修方法。設計不合理會導致產品功能不完善成本提高或可靠性。安全性不好嚴重的設計不合理甚至會造成的產品不能用或產品制造不出來導致產品開發(fā)失敗。本文結合工作實踐探討了減速器的設計原理。關鍵詞減速器軸設計引言減速器是一種封閉在箱體內的齒輪或蝸桿傳動所組成的獨立的傳動裝置。通常應用于原動機和工作機之間用來降低轉速增大轉距或改變軸線之間的相互位置以適應工作要求。在個別情況下也用來增速此時應成為增速器。減速器由于結構緊湊使用維修簡單和效率較高在工程中得到了廣泛的應用。為了便于成批生產對于某些類型的減速器已經標準化由專業(yè)廠進行生產。用戶可根據工作要求選用標準減速器。1軸及軸上零件的結構設計11按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度軸段①軸段①與聯軸器通過鍵相連查手冊凸緣式聯軸器因軸的最小直徑為40因此選用內孔為40MM的聯軸器因此初步設定①段直徑為40MM長度為60MM。軸段②為了便于安裝應使軸段①右端制出軸肩取軸肩高度H25MMH007D所以軸段②直徑為D45MM。根據減速器與一軸壓蓋的結構軸肩之間設有用耐磨材料制的止推墊空心軸的軸向固定右端用軸肩左端用擋圈?？招妮S上的零件右端依次是大直齒輪齒輪定位右端用擋圈左端用套接著裝軸承右端用隔套定位左端用密封套定位接著軸承蓋空心軸最左端裝的是內連接盤內連接盤左端軸向定位用檔圈外連接盤裝在軸上軸向定位用檔圈。四軸右端。接著空心軸的是兩個軸肩一個是空心軸的定位另一個是為了軸承的定位軸承外邊設置密封殼體內設油封。2傳動裝置的布置原則傳動方案的總體布置如下1電動機輸出軸與一軸用凸緣式聯軸器聯接起到過載保護作用。2一軸和二軸位置關系為垂直而圓弧錐齒輪使用于兩交錯軸傳動。并且圓錐齒輪又使用于高速級因此第一級齒輪傳動用圓弧錐齒輪。優(yōu)點有1重迭系數大可超過2故傳動平穩(wěn)。2因重迭系數較大故承載能力較高。且磨損均勻。使用壽命較長。3小齒輪最小齒數ZMIN5故可以獲得大傳動比和減小傳動尺寸。3第二級齒輪傳動用斜齒輪傳動。4第三級齒輪傳動用直齒圓柱齒輪傳動采用軸與空心軸結構安裝在空心軸一端的連接盤與安裝在軸上的連接盤用保險銷連接起到過載保護。3電動機選擇31電動機類型選擇

簡介：減速器論文避雷器論文淺析降低齒輪減速器噪聲的方法淺析降低齒輪減速器噪聲的方法【摘要】探討了幾種降低齒輪減速器噪聲的方法如減小齒輪安裝誤差的方法改善齒輪潤滑的方法以及改善箱體與內部零件配合不當的方法?！娟P鍵詞】齒輪減速器噪聲傳動比潤滑一、減速器傳動產生噪聲的主要原因1、在齒輪嚙合過程中齒與齒之間的連續(xù)沖擊導致齒輪受到嚙合頻率的受迫振動而產生噪聲。2、由于齒輪之間相互嚙合并非純滾動時常帶有滑動而導致摩擦這些齒與齒之間的摩擦會使齒輪產生自激振動從而帶來噪聲。二、解決方法1、降低齒輪制造精度低及減少安裝誤差的方法由于齒輪是成批、以及使用專用機床和設備生產制造精度不高而設備在長期使用后由于磨損而導致自身精度降低從而更降低了齒輪的精度造成齒面接觸不良。而齒輪凹凸不平時也會由于周期性振動而產生噪聲。一般減速器的精度等級為8級將其改為6級能明顯提高運轉精度降低工作噪聲但成本也相應增加。齒輪在進行安裝時由于種種原因如齒輪與軸的配合不理想、工人水平不好等導致齒輪的安裝誤差較大從而在傳動時產生明顯的工作噪聲。對于具有理想漸開線齒廓的齒輪唯有基圓齒距相等時齒輪才能正確嚙合其瞬時傳動比I為理想的常數。但工藝過程中由于制造安裝誤差等原因一般情況下基圓直徑并不完全相等所以即使主動輪的角速度為定值從動輪角速度也淺但不能低于8MM否則不能起到潤滑的作用。對于圓周速度較小一般小于2MS的減速器可將齒輪浸入油池中達16的齒輪半徑。潤滑油的使用不宜過多或過少減速器油池的容積可按每KW約需0408L的潤滑油計算。對于工作平均溫度超過90℃的減速器純粹的油池潤滑將不再適用這時需采用循環(huán)油潤滑或者油池潤滑加風扇或其他冷卻方法。4、因齒輪軸變形而產生噪聲的解決方法減速器運轉一段時間后由于軸承受較高的載荷會產生彎曲和扭轉變形的現象使齒輪在軸承間沒有對稱布置導致載荷分布不均勻從而產生較大的噪聲。對于不同的減速器應選擇齒輪軸或者軸與齒輪分開。在一般情況下可以通過增加軸的剛度如噴丸、碳氮共滲、高頻或者火焰表面淬火等方法從而盡量減少軸的彎曲和扭轉現象。但減速器運轉較長時間后軸的彎曲和扭轉現象是不可避免的在此情況下可將一對嚙合齒輪中的一個齒輪作鼓形修整當齒輪嚙合時齒寬中部將首先接觸并逐漸擴大至整個齒寬從而改善了載荷分布不均勻的情況起到了降低噪聲的作用。5、改善箱體與內部零件的配合不當的方法軸承間隙調整不當將使減速器的運轉精度降低。通過實驗證明一般情況中模數齒輪側隙在004MM以內噪聲較低因此在一定條件下可適當增加齒隙降低噪聲。增加減速器箱體的密封性如使減速器的結構緊湊或者使用具有吸附聲音功能的材料做箱體也可減少噪聲的傳播。齒面硬度過高齒輪嚙合由于剛性接觸會產生噪聲。在允許范圍內略微降低主動輪齒面硬度可降低噪聲。此外在一對嚙合齒輪中小齒輪的寬度一般應比大齒輪大510MM可增加傳動嚙合時的穩(wěn)定性降低噪聲。

簡介：二級減速器課程設計二級減速器課程設計說明書說明書設計課題設計課題展開式二級圓柱齒輪減速器222低速齒輪的設計低速齒輪的設計9（三）軸的設計與各軸軸徑計算（三）軸的設計與各軸軸徑計算121211軸的選擇與結構設計軸的選擇與結構設計121222軸的校核軸的校核1717（四）（四）、軸承的校核、軸承的校核2222（五）（五）、鍵連接強度校核、鍵連接強度校核2424（六）（六）、箱體主要結構尺寸、箱體主要結構尺寸2424（七）（七）、減速器附件及說明、減速器附件及說明2525（八）減速器的密封和潤滑（八）減速器的密封和潤滑2929四、設計小結四、設計小結3030五、參考文獻五、參考文獻

簡介：學生實驗報告（理工類）（理工類）課程名稱變頻器技術專業(yè)班級14電氣（2）學生學號學生姓名所屬院部機電工程指導教師杭阿芳2020161620201717學年學年第二學期學期金陵科技學院教務處制2）、按P102頁的圖329進行控制線路的接線，并拍照。3）、將變頻器通電，并按照P102頁的表314進行必要參數的設定。加入必要參數組，照片。

簡介：1目錄一、設計任務書一、設計任務書21、設計任務書內容22、零件圖3二、二、機械加工工藝規(guī)程機械加工工藝規(guī)程51機械加工工藝規(guī)程制訂52機械加工工藝規(guī)程的種類53制訂機械加工工藝規(guī)程的原始資料5三、三、零件的分析零件的分析61零件的結構特點62零件的工藝分析63選擇毛坯，確定毛坯尺寸，設計毛坯圖7四、選擇加工方法，制定工藝路線四、選擇加工方法，制定工藝路線91機械加工工藝設計92制訂機械加工工藝路線103確定工藝過程方案10五、選擇加工設備及刀具、量具五、選擇加工設備及刀具、量具111選擇加工設備與工藝設備112主要加工表面12六、切削用量的確定六、切削用量的確定13結論、心得體會結論、心得體會13參考文獻參考文獻1432、零件圖

簡介：齒輪減速器攪拌機試驗方案一、攪拌機工作原理一、攪拌機工作原理攪拌機是利用齒輪減速機作為傳動機構，利用葉輪的旋轉激起液體中的懸浮顆粒使其均勻混合在一起；葉輪部分采用雙葉輪結構主葉輪起主要攪拌作用，附葉輪在起攪拌作用的同時還可以在攪拌過程中利用攪拌產生的作用力平衡減速機受到的軸向力，提高攪拌器的使用壽命。二、試驗目的及內容二、試驗目的及內容1檢驗整機設計制造情況；2檢驗整機機械性能底座、攪拌軸、減速機、各連接件、焊接件等的綜合機械性能；3整機運轉平穩(wěn)度、噪音、溫升、密封、運轉等；4安裝要求檢驗前后左右傾斜度的確定5確定整改方案，更改原用不合理的部分。三、試驗條件三、試驗條件用電頻率50HZ；溫度常溫、日光照射下；試驗介質自制泥漿；試驗儀表噪音監(jiān)測儀、紅外線溫度檢測儀、電流表、電壓表；其它裝置鐘表、計算器、筆等。四、試驗測試參數四、試驗測試參數1攪拌器整機噪音；2減速機油池溫升；防止損壞攪拌器；7運轉試驗完成后，檢查減速機和電機及各連接件、焊接件的變形、損壞情況；8數據處理根據測試記錄數據統(tǒng)計分析泥漿攪拌器的綜合性能，編寫試驗總結報告。六、運轉時間要求六、運轉時間要求整機正常運轉時間不少于72小時，連續(xù)運轉時間不少于10小時（4次）。七、數據記錄七、數據記錄按要求記全記準各項數據，數據記錄表見附表。八、數據分析八、數據分析見試驗總結報告。九、注意事項九、注意事項1試驗過程按要求穿戴勞保護具，防止燙傷、跌落；2取全取準資料數據，有異常情況及時停機。

簡介：齒輪減速機泥漿攪拌器齒輪減速機泥漿攪拌器的設計計算的設計計算75KW攪拌器設計雷，此時為湍流，常數。2KNP查表知諾數的計算4032080130010436833RE260852IN即蝸輪式，四平片時，。410RE542K由公式，式中NP功率準數。513DNNNP則，攪拌功率5132DNKN53608580130054WW4555450則，電機的最小功率為，取Η085NN電則KWN416850455電則選用電機的功率為75KW。槳葉設計圓盤直徑Φ450MM，葉輪直徑Φ800MM。R3R1X0R2ΔⅠⅠ即，需葉片厚度為≥712取8MM厚的鋼板。葉輪軸扭轉強度計算葉輪軸扭轉強度計算葉輪軸扭轉強度計算葉輪軸選用葉輪軸選用葉輪軸選用Φ765Φ765Φ765的無縫鋼管，材料的無縫鋼管，材料的無縫鋼管，材料202020號鋼。號鋼。號鋼。對于對于對于202020號鋼，其許用剪切應力號鋼，其許用剪切應力號鋼，其許用剪切應力Τ40MPAΤ40MPAΤ40MPA；許；許；許用扭轉角用扭轉角用扭轉角Φ1MΦ1MΦ1M；；G80GPAG80GPAG80GPA。則。則。則扭矩扭矩扭矩選用選用選用202020號鋼號鋼號鋼Φ765Φ765Φ765無縫鋼管滿足強度和剛度要求。無縫鋼管滿足強度和剛度要求。無縫鋼管滿足強度和剛度要求。840603855721592159NMNNMK86840765276DD61411767868401763214313244444MMDP8371512766141176723MMDWPNMPAMPAWMN40622837151108403MAXMAX1436141176710801801084018033MAXMAXPGMMMMM14260102644

簡介：行星齒輪減速機主要傳動結構為行星輪，太陽輪，外齒圈。行星減速機因為結構原因，單級減速最小為3，最大一般不超過10，常見減速比為3456810，減速機級數一般不超過3，但有部分大減速比定制減速機有4級減速。相對其他減速機，行星減速機具有高剛性、高精度單級可做到1分以內、高傳動效率單級在97?、高的扭矩體積比、終身免維護等特點。因為這些特點，行星減速機多數是安裝在步進電機和伺服電機上，用來降低轉速，提升扭矩，匹配慣量。行星減速機額定輸入轉速最高可達到18000RPM與減速機本身大小有關，減速機越大，額定輸入轉速越小以上，工業(yè)級行星減速機輸出扭矩一般不超過2000NM，特制超大扭矩行星減速機可做到10000NM以上。工作溫度一般在25℃到100℃左右，通過改變潤滑脂可改變其工作溫度。行星齒輪減速機構成及意義、特點行星減速機主要傳動結構為行星輪太陽輪外齒圈行星減速機因為結構原因單級減速最小為3最大一般不超過10常見減速比為3456810減速機級數一般不超過3但有部分大減速比定制減速機有4級減速相對其他減速機行星減速機具有高剛性高精度單級可做到1分以內高傳動效率單級在97?高的扭矩體積比終身免維護等特點因為這些特點行星減速機多數是安裝在步進電機和伺服電機上用來降低轉速提升扭矩匹配慣量減速機額定輸入轉速最高可達到18000RPM與減速機本身大小有關減速機越大額定輸入轉速越小以上工業(yè)級行星減速機輸出扭矩一般不超過2000NM特制超大扭矩行星減速機可做到10000NM以上工作溫度一般在25℃到100℃左右通過改變潤滑脂可改變其工作溫度行星減速機的幾個概念級數行星齒輪的套數由于一套星星齒輪無法滿足較大的傳動比有時需要2套或者3套來滿足擁護較大的傳動比的要求由于增加了星星齒輪的數量所以2級或3級減速機的長度會有所增加效率會有所下降回程間隙將輸出端固定輸入端順時針和逆時針方向旋轉使輸入端產生額定扭矩2扭矩時減速機輸入端有一個微小的角位移此角位移就是回程間隙單位是“分“就是一度的六十分之一也有人稱之為背隙行星減速機是一種用途廣泛的工業(yè)產品，其性能可與其它軍品級減速機產品相媲美，卻有著工業(yè)級產品的價格，被應用于廣泛的工業(yè)場合。該減速器體積小、重量輕，承載能力高，使用壽命長、運轉平穩(wěn)，噪聲低。具有功率分流、多齒嚙合獨用的特性。最大輸入功率可達104KW。適用于起重運輸、工程機械、冶金、礦山、石油化工、建筑機械、輕工紡織、醫(yī)療器械、儀器儀表、汽車、船舶、兵器和下表列出了一般應用中建議采用的潤滑油的牌子和型號。注意對于非常規(guī)工作條件的應用，請征詢制造廠的意見。工作油溫不能超過80℃。終生潤滑的組合行星減速機在制造廠注滿合成油，除此之外，行星減速機供貨時通常是不帶潤滑油的，并帶有注油塞和放油塞。本樣本中列出的行星減速機潤滑油數量只是估計值。根據訂貨時指定的安裝位置設置油位塞的位置以保證正確注油，減速機注油量應該根據不同安裝方式來確定。如果傳輸功率超過減速機的熱容量，必須提供外置冷卻裝置行星減速機包括單級、雙級和三級傳動，計有12個機座，27個型號，58種速比，可組成498臺不同規(guī)格的減速機。本減速機主要用于冶金、礦山、起重運輸、石油化工、煤炭能源、水泥建材、工程建材、工程建筑等行業(yè)。亦可用于輕工紡織、水利水電等部門作減速或增速傳動。NGW行星減速機包括單級、雙級和三級傳動，計有12個機座，27個型號，58種速比，可組成498臺不同規(guī)格的減速機。本減速機主要用于冶金、礦山、起重運輸、石油化工、煤炭能源、水泥建材、工程建材、工程建筑等行業(yè)。亦可用于輕工紡適用條件減速機齒輪傳動圓周速度不超過10米秒。輸入軸轉速不高于1500轉分。減速機工作環(huán)境溫度40℃45℃。減速機可用于正、反兩向運轉。行星齒輪減速機工作原理1齒圈固定，太陽輪主動，行星架被動。此種組合為降速傳動，通常傳動比一般為25～5，轉向相同。2齒圈固定，行星架主動，太陽輪被動。此種組合為升速傳動，傳動比一般為02～04，轉向相同。3太陽輪固定，齒圈主動，行星架被動。此種組合為降速傳動，傳動比一般為125～167，轉向相同。4太陽輪固定，行星架主動，齒圈被動。此種組合為升速傳動，傳動比一般為06～08，轉向相同。5行星架固定，太陽輪主動，齒圈被動。傳動比一般為15～4，轉向相反。6行星架固定，齒圈主動，太陽輪被動。此種組合為升速傳動，傳動比一般為025～067，轉向相反。7把三元件中任意兩元件結合為一體的情況當把行星架和齒圈結合為一體作為主動件，太陽輪為被動件或者把太陽輪和行星架結合為一體作為主動件，齒圈作為被動件的運動情況。行星齒輪間沒有相對運動，作為一個整體運轉，傳動比為1，轉向相同。汽車上常用此種組合方式組成直接檔。8三元件中任一元件為主動，其余的兩元件自由從分析中可知，其余兩元件無確定的轉速輸出。第六種組合方式，由于升速較大，主被動件的轉向相反，在汽車上通常不用這種組合。其余的七種組合方式比較常用。

簡介：電機減速機的選型計算電機減速機的選型計算1參數要求參數要求配重300KG，副屏重量為500KG，初選鏈輪的分度圓直徑為16409MM，鏈輪齒數為27，（詳見MISIMI手冊P1145。副屏移動的最大速度為05MS加速時間為1S。根據移動屏實際的受力狀況，將模型簡化為物體在豎直方向上受到的合力為慣慣2121FFGGFH其中11500984900GMGN22300982940GMGN11055002501FMAN慣12053001501FMAN慣所以490029402501502360HF222500300008254JMRKGM轉換到電機軸的轉動慣量為3122542161050JJI慣量比為3142161027578510DJJ電機選型手冊要求慣量比小于電機選型手冊要求慣量比小于15，故所選電機減速器滿足要求，故所選電機減速器滿足要求減速機扭矩計算方法速比電機輸出轉數減速機輸出轉數“速比“也稱“傳動比“知道電機功率和速比及使用系數，求減速機扭矩如下公式減速機扭矩9550電機功率電機功率輸入轉數速比使用系數知道扭矩和減速機輸出轉數及使用系數，求減速機所需配電機功率如下公式電機功率扭矩9550電機功率輸入轉數速比使用系數

簡介：1機械設計基礎課程設計學生姓名學生姓名中南大學中南大學學號號年級級20122012級專業(yè)業(yè)材料科學與工程專業(yè)材料科學與工程專業(yè)院（系）（系）材料科學與工程學院材料科學與工程學院指導教師指導教師時間間20151152015123目錄目錄363視孔蓋、其中吊耳和吊鉤2064細節(jié)事項20七七軸承、鍵和聯軸器的選擇軸承、鍵和聯軸器的選擇71軸承的選擇2272鍵的選擇計算及校核2273聯軸器的選擇23八八減速器潤滑、密封減速器潤滑、密封81潤滑的選擇確定2482密封的選擇確定24九九減速器繪制與結構分析減速器繪制與結構分析91拆卸減速器2592分析裝配方案2593分析各零件作用、結構及類型2594減速器裝配草圖設計2595完成減速器裝配草圖2696減速器裝配圖繪制過程2697完成裝配圖2798零件圖設計27十一十一設計總設計總結28參考文獻參考文獻29

簡介：淺談工業(yè)減速器的潤滑趙云飛（昆明理工大學，云南，昆明，650093）【摘要】減速器在各種設備中是使用極其普遍的一種功能部件并直接關系到設備的能否正常工作，進而影響整個生產；而減速器的潤滑是否良好對減速器的工作狀態(tài)和壽命都有重要影響，所以合理地選擇減速器的潤滑方式和潤滑劑顯得尤為重要?！娟P鍵詞】減速器潤滑1前言減速器在各行各業(yè)中十分廣泛地使用著，是一種不可缺少的機械傳動裝置，其作用是把輸入到主動軸的高速度降低并在從動軸輸出。減速器根據使用領域的不同其功率和體積都有相當大的變化微型減速器主要使用在醫(yī)療、生物工程、機器人工程等領域，普通及大型減速器則使用在各種工業(yè)設備上。不同的減速器其潤滑方式也不同，本文主要針對工業(yè)減速器的潤滑做闡述。潤滑的主要作用是減小運動部件間的摩擦和磨損、提高零件壽命及可靠性，此外潤滑還可以起到冷卻降溫、密封隔離和輕微減震的作用。2減速器的結構特點減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動并配以滾動軸承為支撐。常見的減速器有斜齒輪減速器、傘齒輪減速器、蝸輪蝸桿減速器和斜齒輪渦輪蝸桿減速器。根據使用齒輪的不同，軸承主要使用徑向接觸軸承和角接觸軸承，并且軸承和齒輪箱內腔連通。所以在減速器中有相對運動的部件主要在嚙合的齒輪間和軸承處，在潤滑上也就主要考慮著齒輪嚙合和軸承的潤滑。3潤滑方式的選擇開式的減速器的齒輪可以使用稀油潤滑、干油潤滑和固體潤滑，但都使用在齒輪的線速度不太高的情況；軸承的潤滑通常做干油潤滑。多數的減速器為閉式傳動且齒輪和軸承通常使用稀油潤滑，閉式減速器實現稀油潤滑方式的主要有兩種1）稀油內部循環(huán)5小結正確選擇減速器的潤滑油和潤滑方式，達到最佳的潤滑效果，使運動更容易、平滑，降低摩擦所產生的損毀，但是在確定減速器的潤滑方案時要綜合考慮各種因素，在使用性能和經濟型上找到平衡點。因此合理選擇減速器的潤滑油和潤滑方式，對于提高減速器的可靠性、節(jié)約能源和增加效益具有重要意義。參考文獻1球宣懷等機械設計手冊第四版M北京高等教育出版社20022齊毓霖等摩擦與磨損M19863減速器實用技術手冊編委會減速器實用技術手冊M北京北京機械工業(yè)出版社1992

簡介：UGNX50上機練習上機練習建模零件總匯二○一一年十月2上機練習2齒輪、調整環(huán)、套筒的建模安徽安徽安徽

簡介：機械設計課程設計機械設計課程設計說明書說明書運輸帶工作速度V170MS（允許帶速誤差5）。滾筒直徑D270MM。滾筒效率096J（包括滾筒與軸承的效率損失）。2使用工況兩班制工作，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，空載起動。3工作環(huán)境室內，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35℃。4動力來源三相交流電，電壓380220V。5壽命要求使用期限10年，其工作期限（使用折舊期）為10年，大修期4年，中修期2年，小修期半年。6制造條件一般機械廠制造，小批量生產。二、選擇電動機二、選擇電動機（1）確定電動機額定功率、工作功率（輸出功率）動力來源三相交流電，電壓380220V電動機是標準件，根據要求兩班制，灰塵較大，最高溫度35度，三相交流電，籠型異步，封閉式結構，電壓380V，Y型