1、 1 目 录题 目 1摘 要 11 引 言 11.1 开发焊接变位机的意义和目的11.2 焊接变位机目前的发展状况11.2.1 国内焊接变位机的产品简介11.2.2 国外焊接变位机的产品简介11.3 本次设计的意义和工作内容22 伸臂式焊接变位机总体方案设计22.1 设计要求22.2 总体方案的确定23 伸臂式焊接变位机的设计32 3.1 伸臂旋转减速器的设计33.1.1 伸臂旋转减速器的传动方案简图33.1.2 选择电动机3313 确定传动比43.1.4 计算传动装置的运动和动力参数53.1.5 V 带轮的设计计算63.1.6 高速级蜗轮蜗杆设计93.1.7 低速级蜗轮蜗杆设计113.1.8
2、 轴的校核123.1.9 轴承寿命的计算153.1.10 较核轴上的键的强度163.2 工作台回转机构的设计173.2.1 总体传动方案简3 图173.2.2 选择电机173.2.3 确定传动比183.2.4 计算传动装置的运动和动力参数183.2.5 V 带轮的设计计算 193.2.6 高速级蜗轮蜗杆设计223.2.7 低速级蜗轮蜗杆设计243.2.8 轴的校核263.2.9 轴承寿命的计算293.2.10 校核轴上的键的强度294 结 论 30致 谢 31参考文献 314 5 伸臂式焊接变位机设计学 生专 业：机械设计制造及其自动化指导教师：摘 要：焊接变位机运动系统的设计是焊接变位机方案
3、设计的核心内容，而焊接变位机运动自由度的确定是其前提条件。焊接变位机的关键是对变位机进行最佳位置焊接所需要的运动自由度的设计，如平动或转动的设计。伸臂式焊接变位机是将工件回转，翻转，以便使工件上的焊缝置于水平和船形位置的机械装置。伸臂式焊接变位机是应用最广泛的一种焊接变位机，载重量一般不超过 1 吨。伸臂式焊接变位机的主体部分是翻转机构、回转机构、底座。本设计主要是设计翻转机构的减速装置、回转机构的减速装置、 。以及个部分和零件的个参数的选择。伸臂式焊接变位机焊接变位机有利于实现最佳位置的焊接过程。提高工作效率、降低疲劳强度并达到良好的焊缝成型。关键词：伸臂式焊接变位机；翻转机构；回转机构6
4、Style design of welding positionerName：hanqiudiMajor：Machinery AutomationTutor：xiezhedongAbstract :Abstract is The welding dislodgement machine kinematic scheme design is the core content of the welds dislodgement machine plan design. But the welds dislodgement machine movement degree of freedom is
5、the prerequisite situation. The key of welding dislodgement machine is the design of movement degree in the best position welding,such as plate or rotation design.Stretching arm-the welding dislodgement machine is rotating and turning over the specimens, in order to set the welded joint to the horiz
6、ontal and the hull shape position mechanism. Stretching arm-welding dislodgement machine is one kind of the most applied widespread welding dislodgement machine, the load-carrying capacity generally does not surpass one ton. the stretching arm-welding dislodgement machine main body part is turning o
7、ver the organization, rotation organization, foundation. This design is mainly the design of the decelerating device in the turning over organization and rotating organization, as well as part and components parameter choice. Stretching arm- welding dislodgement machine is advantageous to the realiz
8、ation the best position welding process, improves the working efficiency, reduces the fatigue strength and achieves the good welded joint shape.Key words:stretching arm-welding dislodgement machine;turning over organization; rotation organization7 1 引言1.1 开发焊接变位机的意义和目的在焊接生产中，经常会遇到焊接变位及选择合适的焊接位置的情况，针
9、对这些实际需要，我们设计研制了焊接变位机，它可以通过工作台的回转和倾斜，使焊缝处于易焊位置。焊接变位机与焊接操作机配合使用，可以实现焊接的机械化、自动化、提高了焊接的效率和焊接质量。焊接变位机可以应用于化工、锅炉、压力容器、电机电器、铁路交通、冶金等工业部门的自动焊接系统。在现代加工和制造过程中，焊接变位机已悄然成为的一种不可缺少的设备，其作用越来越突出。特别是近十年来，这一产品在我国工程机械行业有了大的发展，获得了广泛地应用。各种机械产品和机械设备的结构件大多数都很复杂，尤其是各种机械的主要关键部件，其焊接质量的好坏直接影响整机性能。而选择合适的变位机能提高焊接质量及生产效率，降低工人的劳动
10、强度及生产成本，加强安全文明生产，有利于现场管理。特别是入世的冲击，机械市场竞争将会越来越激烈，国内企业必须适应形势，通过焊接变位机等基础设备投入达到生产能力的革命。因此，近年来焊接变位机得到国内工程机械行业的广泛共识，对这方面的投入都在加大。1.2 焊接变位机目前的发展状况在我国，焊接变位机也已悄然成为制造业的一种不可缺少的设备，在焊接领域把他划为焊接辅机。近十年来，这一产品在我国工程机械行业，有了较大的发展，获得了广泛的应用。就型式系列和品种规格而言，已问世的约有十余个系列，百余品种规格，正在形成一个小行业。在国际上，焊接变位机包括各种功能的产品在内，有百余系列。在技术上有普通型的；有无隙
11、传动伺服控制型的；产品的额定负荷范围，达到 0.1kN18000 kN。可以说，焊接变位机是一个品种多，技术水平不低，小、中、大发展齐全的产品。下面对焊接变位机在国内外的发展状况作简单介绍：1.2.1 国内焊接变位机的产品简介现在我国生产焊接变位机的厂家已经不少，大都不成规模。以变位机为主导产品发展起来的企业，尚未形成。天津鼎盛公司工程机械有限公司、无锡市阳通机械设备有限公司、长沙海普公司、威达自动化焊接设备公司等单位生产的变位机在国内占有较大市场。到 2000 年，国内已开发的变位机产品约 70 余品种规格。以下简述这些变位机的基本型式。以上基本型产品发展了 17 个系列，主要为普通型，用于
12、手把焊。此外，还有调速型、联控型（PLC、微机控制）和机器人配套型产品。与焊接机器人配套用的变位机，开发了十余个品种。包括：工位变换变位机（不参与焊接） ，如，立式双工位、四工位、八工位变位机，双座单回转式八工位和倾翻回转式双工位变位机等；与机器人配套焊接变位机（机器人外部轴） ，如，倾翻-回转伺服传动式、双座单回转伺服传动式、多轴单回转伺服传动式等。1.2.2 国外焊接变位机的产品简介一般说来，生产焊接操作机、滚轮架、焊接系统及其他焊接设备的厂家，大都生产焊接变位机；生产焊接机器人的厂家，大都生产机器人配套的焊接变位机。但8 是，以焊接变位机为主导产品的企业，非常少见。德国 Severt 公
13、司，美国 Aroson公司，我国天津鼎盛工程机械有限公司等，算是比较典型的生产焊接变位机的企业。德国的 CLOOS、奥地利 igm、日本松下机器人公司等，都生产伺服控制与机器人配套的焊接变位机。以下仅就变位机型式、第一主参数等做些介绍。(1) 德国 Severt 公司该公司主要生产 8 种类型的产品，其中 7 种是焊接变位机。每种型式的焊接变位机，按其功能讲，均包括基本型、调速型、CNC 程控型和机器人配套型等 4 种产品。(2) 德国 LCOOS 公司德国 LCOOS 公司是国际上生产焊接设备的大型公司之一。生产焊接机器人、焊机等产品。也生产作为焊接机器人外部轴的焊接变位机。在我国，除可见到
14、与焊接机器人系统配套进口的 L 型双回转式、倾翻-回转式和单回转式变位机外，还生产卧式单座单回转 WPV、立式单回转 RR502 以及各种多轴焊接机器人配套的变位机。(3) 美国 Aroson 公司美国 Aroson 公司生产的焊接设备有焊接变位机、操作机、滚轮架等，可称世界之最。这个公司生产的焊接变位机，主要类型为倾翻回转式、倾翻回转升降式、双座双回转式，双座单回转式和双座单回转升降式。其承载能力范围为 11 kg1810吨。(4) 日本松下（ Panasonic）公司 日本松下公司也是机器人制造公司。这个公司生产的机器人外部设备焊接变位机有 12 个系列。他们把传动装置、机座、夹具体等做成
15、了标准模块，集合而成这些产品系列。按轴数和结构型式分类。1.3 本次设计的意义和工作内容本次设计要完成的毕业设计题目是“0.5 吨伸臂式焊接变位机” 。工作内容：(1) 伸臂式焊接变位机的机构设计。 （ 2） 伸臂式焊接变位机的翻转机构的设计。其中包括，减速机构的设计和参数的选择、电动机型号的选择。 （3） 伸臂式焊接变位机回转机构的设计。其中包括，减速机构的设计和参数的选择、夹具结构的设计。2 伸臂式焊接变位机总体方案设计 2.1 设计要求焊接变位机是将被焊接工件回转、倾斜，以便使工件上的焊缝置于水平和船型位置的机械装置，该焊接变位机工作台以稳定的焊接速度回转时，工作台回转轴线9 可以倾斜旋
16、转，以获得优良的空间焊缝成形，该装置具有以下几项要求：(1)允许工件尺寸 300-1500mm(2)工作台面最大高度 1297mm(3)工作台回转速度 0.05-1r/min(4)伸臂旋转速度 0.72 r/min(5)工作台最大回转力矩 750N.m(6)伸臂最大旋转力矩 1100N.m(7) 伸臂旋转锥角 45 02.2 总体方案的确定0.5t 伸臂式焊接变位机主要由以下几部分组成：底座、电动机、皮带传动机构、伸臂旋转减速器、旋转伸臂、工作台、工作台回转机构。其中底座、旋转伸臂、工作台采用焊件。而电动机是外购件。所以主要研究皮带传动机构、伸臂旋转减速器、工作台回转机构。其中皮带传动机构主要
17、由皮带和两个皮带轮组成，在设计过程中采用皮带传动机构主要是为了实现过载保护。伸臂旋转减速器初步计划采用两级蜗轮蜗杆传动来实现减速。因为两级蜗轮蜗杆传动有传动比大，结构紧凑的特点。工作台回转机构内部包含电动机和减速机构，电动机与减速机构通过皮带传动来实现过载保护。减速机构同样采用两级蜗轮蜗杆传动来实现减速。在工作台回转机构中安有测速发电机和导电装置，前者可以进行速度反馈，使工作台能以稳定的焊速回转，以便获得优良的焊缝成形。后者可防止焊接电流通过轴承、齿轮等传动零件时起弧，产生“咬伤”零件的现象。在设计过程中，主要内容是确定各带轮的参数和蜗轮蜗杆的各项参数以及电动机的选择。3 伸臂式焊接变位机的设
18、计 通过总体方案的确定可知，要完成伸臂式焊接变位机的设计我们主要需要解决两个问题：1、伸臂旋转减速器的设计。2、工作台回转机构的设计。下面针对这两个问题分别进行详细叙述：3.1 伸臂旋转减速器的设计。3.1.1 伸臂旋转减速器的传动方案简图：10 3.1.2 选择电动机：在电动机的选择过程中，主要考虑电动机的容量（额定功率） 。电动机的容量（额定功率）选的合适与否，对电动机的工作和经济性都有影响。容量小于工作要求，则不能保证机器正常工作，或使电动机长期过载、发热而过早损坏。容量过大则电动机价格高，能力有不能充分利用。由于经常不在满载下运行，效率和功率因数都很低，造成很大浪费。电动机的容量主要根
19、据运行是发热条件决定，额定功率是连续运转下电动机发热不超过许用温度的最大功率。满载转速是指负荷相当于额定功率时的电机转速。同一类型的电动机按照额定功率和转速的不同，具有一系列型号。对于长期连续运行的机械，要求所选电动机的额定功率 应该大于等于电动机所需要的功率 ，edPdP即 。电动机所需的输出功率为：dePKWd其中： 为工作机要求的输入功率，KW， 为有电动机至工作机的总效率。W根据要求伸臂旋转速度为 ，伸臂最大回转力矩为 。min/72.0r mN.10由公式 得：KnTPW95。KWrN083.950i/.1由电动机至工作机的总效率 按照下式计算：11 4321其中： 带传动的效率。1
20、轴承的效率。2第一级蜗轮蜗杆传动的效率。3第二级蜗轮蜗杆传动的效率。4所以：47.070.59853421所以： KWPWd 18查机械设计手册第五卷选得电动机 ，其额定功率 ，额定转速4801YK5.01500r/min，满载转速 1380r/min。3.1.3 确定传动比：根据电动机满载转速 和工作机转速 即可确定传动装置的总mnWn传动比： 197i/72.0138riW接下来我们面临的问题就是如何合理的分配各级传动比。合理分配传动比，是传动装置设计中的一个重要问题，它将直接影响到传动装置的外廓尺寸、重量、润滑以及减速器的中心距等很多方面。分配传动比主要考虑以下几点：1、各级传动的传动比
21、最好在推荐范围内选取，不应超过其允许的最大值。2、应充分发挥各级传动比的承载能力，注意使各级传动件尺寸协调、结构均匀合理，避免各零件的干涉及安装不便。3、应考虑带传动的传动比大小对总体结构的影响，如果传动比过大则大带轮直径过大与减速器总体尺寸相比不均匀，甚至与机座相干涉。4、应使传动装置的外廓尺寸尽可能紧凑。5、传动比分配还要考虑载荷性质。综合考虑以上各因素，选带传动的传动比 。2i对于两级蜗杆减速器，为了使结构紧凑，应使 ，这时可取 。所1aii2112 以取第一级蜗轮蜗杆的传动比为 20.5，第二级蜗轮蜗杆的传动比为 48。传动装置的实际传动比由于受到各种因素的影响，因而与要求的传动比常有
22、一定的误差，一般情况下，所选用的传动比应使工作机的实际转速与要求的转速的相对误差在 范围内即可。设带传动的传动比为 ，第一级（高速级）蜗轮蜗杆的%51i传动比为 ，第二级（低速级）蜗轮蜗杆的传动比为 。2i 3则工作机的实际转速 min/7.0485.2/1321 rriinm而： %60i/72.0.nr所以此传动比选择合适。3.1.4 计算传动装置的运动和动力参数：传动装置的运动和动力参数，主要是指各轴的转速、输入功率和输入转矩。它们是进行传动设计的重要依据。（1）传动系统中各轴转速 n（r/min）：min/6902i/13801 rrim i/.5.i/6912i in/7.048i/
23、33 rrinW（2）各轴输入功率 P（kW）： ；KWKd 51.098.05.211 376.32P2.0.89076.423 W（3）各轴转矩 T（N ）： m； mNrKWn.7in/69051.95011 P.06i/.322rnT.547in/7.0295033 W13 3.1.5 V 带轮的设计计算:（1） 确定设计功率 : dP查工具书可知 ,则 。KAd3.1Ak kWPd715.0.（2） 选择 V 带型号：对结构尺寸无严格要求，可选普通 V 带。根据 和 ，查工具书选择 Z 型1nV 带。（3） 选择带轮直径 ：21,D由工具书查得 Z 型 V 带最小直径 ，应使 ，考虑
24、小带轮转m50inmin1D速不是很高，结构尺寸又没有特别限制，取 。D71验算带速 ，srnv /5/.6i/387106所以： ， 符合工具书推荐的基准直径，故：带轮i4222选择合适。（4） 确定中心距 和带长 L ：ad设计条件中没有限制中心距，故可初选中心距 。0a由式 得 )(2)d(7.02d10214217初选 370mm，则带长： )(10733704)1()02( 22210 maDaLd查工具书圆整 Ld于是中心距 a + ，0 m5.3921072d A 的调整范围： Lad403.,6.5mxin（5） 验算小带轮包角 ：11208.693.57)(8021aD所以中
25、心距选择合适。（6） 确定 V 带根数 z： 查工具书得： L0dk)P(14 查工具书得： 0.3kW， ,0P)1(0ibknP查工具书得： 0.1734 10 ， 1.1373，则 0.03kW。bk3i 0P查工具书得： 0.96， 1.11，Lk带入计算公式得： ，04.21.960)2.30(75z选 z2， 符合推荐轮槽数。（7） 确定初拉力 ： 0F查工具书得： 2dqv)1k5.(zvP查工具书得：q0.06kg/m,带入公式得： NF581.506)9.52(17.020（8） 作用于轴上的压力 ：Q查工具书得： 。NzFo2318.69sin52sin210 （9） 带轮
26、结构设计根据选择 V 带的类型（ Z 型）查工具书的得以下参数：项目 符号 参数值基准宽度（节宽）pb8.5基准线上槽深minah2.0基准线下槽深if 7.0槽间距 e3.012第一槽对称面至端面的距离f 815 最小轮缘厚min5.5带轮宽 BfezB2)1(外径 WDaWhD轮槽角 o34以大带轮为例设计如图：3.1.6 高速级蜗轮蜗杆设计：（1） 材料选择：由于是伸臂旋转减速机构较为重要，选蜗杆材料 20Cr.表面淬火，硬度 4550HRC；选蜗轮材料 ZCuSn10Pb1，金属模铸造。（2） 确定许用应力：应力循环次数： ，72 1023.160.360hLnN查工具书得 ，则MPa
27、4,PaOFOHPaNYZOFOFNFHH6.4710 ,190269278（3） 选择齿数 ：21z,根据传动比 参考工具书 2，则 。49.0ni 1z98.4012iz取 ，实际传动比42z 5.i（4） 按齿面接触疲劳强度设计：查工具书得： 2HE212)z(KT9dm16 查工具书得：载荷系数 K VA查工具书得： 。1.A由于 较低，估计 取 2nsmn/32,1.V由于载荷平稳，通过跑合可以改善偏载程度，所以取 ,2.1K所以载荷系数 K ，211VA而 ，查得 ，则mNT7.1062 EzMPa5按照接触强度要求: 33212 7)1904(067.9 md查工具书可选出 m3
28、mm， 37mm， ，q12.3， ，1dz412z。638则 中心距 。zd122 mza80)(22（5） 验算处设参数：snv /17.0160.316022原估计 ，选 合适。sm/2,.KV（6） 验算齿根弯曲疲劳强度： 查工具书得： F21FaFzdYT6.蜗轮当量齿数 ，于是查得齿形系数 2.38，43cos2zV 2FaY而 ，带入计算式可得9.01YFF MPa4.3241379.08262. 满足弯曲疲劳强度的要求，所以传动件选择合适。（7） 蜗轮蜗杆几何尺寸的计算17 蜗杆齿顶圆直径： ，mhdaa43211蜗杆齿根圆直径： ff 8.9蜗杆齿宽： ；zb4715.221
29、蜗轮吼圆直径： ，mhdaa92蜗轮齿根圆直径： ff 8.152蜗轮齿宽： ，db4.sin12蜗轮咽喉母圆半径： ，marg5.223.1.7 低速级蜗轮蜗杆设计：（1） 材料选择：由于是伸臂旋转减速机构较为重要，选蜗杆材料 20Cr,表面淬火，硬度 4550HRC；选蜗轮材料 ZCuSn10Pb1，金属模铸造。（2） 确定许用应力：应力循环次数： ，52 1072.6107.60hLnN查工具书得 ，则MPa4,PaOFOHPaNYZOFOFNFHH2.7310 ,08269278（3） 选择齿数 ：21z,参考工具书 1，则 。481iz（4）按齿面接触疲劳强度设计：查工具书得： 2H
30、E212)z(KT9dm查工具书得：载荷系数 K VA18 查工具书得： 。1.AK由于 较低，估计 取 2nsmn/32,1.KV由于载荷平稳，通过跑合可以改善偏载程度，所以取 ,2.1K所以载荷系数 K ，211VA而 ，查得 ，则mNT35472 EzMPa5按照接触强度要求： 33212 9.451)0841(37.9 md 查工具书可选出 m6mm， 72mm， ，q12， ，1dz1482z。638则 中心距 。zd22 mza80)(22（5） 验算处设参数：snv /01.607816022 原估计 ，选 合适。sm/32,.KV（6） 验算齿根弯曲疲劳强度： 查工具书得： F
31、21FaFzdYT6.蜗轮当量齿数 ，于是查得齿形系数 2.33，50cos32zV 2FaY而 ，带入计算式可得9.10YFF MPa5.624872369.05. 满足弯曲疲劳强度的要求，所以传动件选择合适。（7） 蜗轮蜗杆几何尺寸的计算蜗杆齿顶圆直径： ，mhdaa8421119 蜗杆齿根圆直径： mhdff 6.57211蜗杆齿宽： ；zb0.21蜗轮吼圆直径： ，hdaa32蜗轮齿根圆直径： mff 6.27蜗轮齿宽： ，db5sin12蜗轮咽喉母圆半径： ，arg36223.1.8 轴的校核：由上述计算可知对于伸臂旋转减速器的三根轴来说，输出轴 3 轴承受的扭矩最大，而 1 轴和
32、2 轴所承受的扭矩远远小于 3 轴所承受的扭矩。所以，在轴的校核过程中只需校核 3 轴。设： 为圆周力， 为径向力， 为轴向力。则查工具书得公式：tFraF12dTt2attgFr12其中： mNT.7106T.35472mNd.7d.82o20代入公式得： KFta 96.2.061dt .4835722 NtgNtgor 95.8206.12 3 轴受力如图：20 其中： mNKNMmx.2462896.3547单独考虑 作用：2rF对 B 点取矩建立平衡方程： 解得：mKNmF10695.83601 KNF645.21对 A 点取矩建立平衡方程： 解得：24.2 3.2验算 、 ：1F2
33、 96.8315.64.21 弯矩图如图：21 单独考虑 作用：M对 B 点取矩建立平衡方程： 解得：mNF.246301KNF184.对 A 点取矩建立平衡方程： 解得：.2 .2验算 、 ：1F2 KKN018421 弯矩图如图：由以上各图可知：危险截面处的最大弯矩： mNmNM.947.5412.69根据第四强度理论得：。其中： 为抗弯截面系数。75.0122xWW22 对于空心轴 ，其中32)(dDWmd50,8代入公式得： 7.209347.)94.()508(75.01 2322 MPaMx所以 3 轴安全。3.1.9 轴承寿命的计算由于减速机构采用了蜗轮、蜗杆机构，所以轴承得能够
34、承受一定的轴向力，选用圆锥滚子轴承。（1）求轴承内部的派生力如图所示：求派生力的公式为：S=R/（2Y） ，由设计手册查得: Y1=1.4，e1=0.42，Y2=1.7，e2=0.35所以 ,2.5184.21NYRS ,5.207.1492NYRS（2）求轴承的轴向载荷：因为 Fa 5.0.347960.1 所以说轴承 1 放松=518.2N，轴承 2 压紧=3478.2N所以动量载荷 84.173).81(.)( AYAXRfPp（3）计算轴承寿命： hcnLh 831066 62.)84.729(.0)(01所以轴承寿命足够。3.1.10 较核轴上的键的强度：在整个减速器的传动轴中，只有
35、 3 轴受的扭矩最大，所以只需要校核此轴上的键的强度就足够了，此轴的轴径为 85mm，键的规格为 ，键的受力如下80142图所示：23 首先校核键槽的剪切强度。将平键眼 n-n 截面分成两部分，并把 n-n 以下部分和轴作为一个整体来考虑如图所示，因为假设在 n-n 截面上的剪切力均匀分布，所以 n-n 截面上的剪切力为 : blAFQ对轴心取矩，由平衡方程: 得:0OMeQMdl2所以有 42.7185239 Pablde由此可见平键满足剪切强度。其次校核键的挤压强度。考虑键在 n-n 截面以上部分的平衡，在 n-n 截面上的剪力为：，sbsbslhAF2投影水平方向，由平衡方程得： bsb
36、sQl或因此求得： 1492.72bsbs MPah不满足挤压强度条件, 所以在此处用双键以增加强度。3.2 工作台回转机构的设计：3.2.1 总体传动方案简图：24 3.2.2 选择电机：对于长期连续运行的机械，要求所选电动机的额定功率 应该大edP于等于电动机所需要的功率 ，即 。电动机所需的输出功率为：dPdeKW为工作机要求的输入功率，KW， 为有电动机至工作机的总效率。WP根据要求工作台回转速度为 ，工作台最大回转力矩为 。min/105.r mN.750由公式 得：KnTW95。KWrNP079.95i/.7由电动机至工作机的总效率 按照下式计算：4321其中： 带传动的效率。1轴
37、承的效率。2第一级蜗轮蜗杆传动的效率。3第二级蜗轮蜗杆传动的效率。4所以：25 47.070.59853421所以： KWPWd 16查机械设计手册第五卷选的电动机 ，其额定功率 ，额定转速2ZK6.01500r/min。3.2.3 确定传动比：根据电动机满载转速 和工作机转速 即可确定传动装置的总传动比：mnWn150i/150ri接下来我们面临的问题就是如何合理的分配各级传动比。综合考虑前面介绍的五点内容选带传动的传动比 。8.i对于两级蜗杆减速器，为了使结构紧凑，应使 ，这时可取 。12aii21所以取第一级蜗轮蜗杆的传动比为 17，第二级蜗轮蜗杆的传动比为 48。传动装置的实际传动比由
38、于受到各种因素的影响，因而与要求的传动比常有一定的误差，一般情况下，所选用的传动比应使工作机的实际转速与要求的转速的相对误差在 范围内即可。设带传动的传动比为 ，第一级蜗轮蜗杆的传动比为 ，%51i 2i第二级蜗轮蜗杆的传动比为 。3i则工作机的实际转速 min/9.04875.1n/21 rrnm而： %0i/9.0n1r所以该传动比选择合适。3.2.4 计算传动装置的运动和动力参数：传动装置的运动和动力参数，主要是指各轴的转速、输入功率和输入转矩。它们是进行传动设计的重要依据。（1）传动系统中各轴转速 n（r/min）：min/815.i/101 rrim i/7.4i/812i in/9.0in/.73rrin26 3nW（2）各轴输入功率 P（kW）： KWKPd 56.098.06.211 41.7.5.32W28.0.89014.23 3P
