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闭式直齿圆柱齿轮传动
　　设计一闭式直齿圆柱齿轮传动。已知传递的功率P1=20kW，小齿轮转速n1=1000r/min，传动比i=3，每天工作16h，使用寿命5年，每年工作300天，齿轮对称布置，轴的刚性较大，电机带动，中等冲击，传动尺寸无严格限制。
解：设计步骤见表
计算与说明 主要结果
1．选定材料、热处理方式、精度等级、齿数等 小轮:40Cr调质 HB1=241～286，取260HBW； 大轮：45调质 HB2=197～255，取230HBW； 7级精度 取z1=27，则大轮齿数z2=iz1=3×27=81， 对该两级减速器，取z=1。 2．确定许用弯曲应力 δHlim1=710MPa， δHlim2=580MPa， δFlim1=600MPa， δFlim2=450MPa， 安全系数取SHlim=1.1 SFlim=1.25 N1=60×1000×5×300×16=14.4×108 N2= N1/i=14.4×108/3=4.8×108 得：ZN1=0.975 ZN2=1.043 YN1=0.884 YN2=0.903 3．按齿面接触强度设计 （1）工作转矩 （2）载荷系数 KA=1.5 KV=1.15 K =1.09 K= KAKV K =1×1.15×1.09=1.88 （3）计算齿面弯曲应力 查的弹性变形系数：ZE=189.8 节点区域系数： ZH=2.5。 则： ，取m=4mm d =mz1=4×27=108 mm b= Φd =108 mm 4．校核弯曲强度 查得：YFa1=2.58，YSa1=1.62， YFa2=2.33，YSa2=1.75， 则： 大小齿轮满足强度要求。 5．主要几何尺寸 d1=108mm， d2=d1i=108×3=324 mm， a=(d1+d2)/2=(108+324)/2=216 mm 小轮：40Cr调质硬260HBW； 大轮：45调质 硬度230HBW； z1=27 z2=81 ZN1=0.975 ZN2=1.043 YN1=0.884 YN2=0.903 [σH1]= 629.3MPa [σH2]= 550MPa [σF1]= 424.32MPa [σF2]= 325.08MPa m=4mm d =108mm b=108 mm YFa1=2.58， YSa1=1.62， YFa2=2.33， YSa2=1.75， σF1= 48.83MPa σF2= 45.39MPa d2= 324 mm a=2=216 mm
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无碳小车
无碳小车是以4焦耳重力势能为唯一能量的、具有连续避障功能的三轮小车，实现了真正意义上的无碳。小车采用的摆杆机构由传统的刚性杆改为柔性绳索，小车控制转弯更省力，躲避障碍物的周期更容易实现与控制，同时降低了整车重量。
利用有机玻璃作为轮子，易于实现差速，且降低了轮子与地面之间的摩擦系数。整体构造简单，摩擦损耗小，效率高，较容易制造安装。
方案设计阶段根据小车功能要求我们根据机器的构成，原动机构、传动机构、执行机构、控制部分、辅助部分，把小车分为车架 、原动机构 、传动机构 、转向机构 、行走机构 、微调机构六个模块，进行模块化设计。分别针对每一个模块进行多方案设计。通过综合对比选择出最优的方案组合。我们的方案为?车架采用三角底板式、原动机构采用了锥形轴、传动机构采用齿轮或没有该机构、转向机构采用曲柄连杆、行走机构采用单轮驱动实现差速、微调机构采用微调螺母螺钉。其中转向机构利用了调心轴承、关节轴承。 技术设计阶段我们先对方案建立数学模型进行理论分析。借助MATLAB分别进行了能耗规律分析、运动学分析、动力学分析、灵敏度分析。进而得出了小车的具体参数和运动规律。接着应用PROE软件进行了小车的实体建模和部分运动仿真。在实体建模的基础上对每一个零件进行了详细的设计。?
综合考虑零件材料性能、加工工艺、成本等。小车大多是零件是标准件、可以购买。同时除部分要求加工精度高的部分需要特殊加工外，大多数都可以通过手工加工出来。对于塑料会采用自制的‘电锯’切割。因为小车受力都不大，因此大量采用胶接，简化零件及零件装配。调试过程会通过微调等方式改变小车的参数进行试验，在试验的基础上验证小车的运动规律同时确定小车最优的参数。原动机构的作用是将重块的重力势能转化为小车的驱动力。能实现这一功能的方案有多种，就效率和简洁性来看绳轮最优。小车对原动机构还有其它的具体要求。
1.驱动力适中?
不至于小车拐弯时速度过大倾翻，或重块晃动厉害影响行走。
2.到达终点前重块竖直方向的速度要尽可能小?
避免对小车过大的冲击。同时使重块的动能尽可能的转化到驱动小车前进上，如果重块竖直方向的速度较大，重块本身还有较多动能未释放能量利用率不高。
3.由于不同的场地对轮子的摩擦摩擦可能不一样?
在不同的场地小车是需要的动力也不一样。在调试时也不知道多大的驱动力恰到好处。因此原动机构还需要能根据不同的需要调整其驱动力。
4.机构简单，效率高。
传动机构的功能是把动力和运动传递到转向机构和驱动轮上。要使小车行驶的更远及按设计的轨道精确地行驶，传动机构必需传递效率高、传动稳定、结构简单重量轻等。
（1）不用其它额外的传动装置?直接由动力轴驱动轮子和转向机构?此种方式效率最高、结构最简单。在不考虑其它条件时这是最优的方式。
（2）带轮具有结构简单、传动平稳、价格低廉、缓冲吸震等特点但其效率及传动精度并不高。不适合本小车设计。
（3）齿轮具有效率高、结构紧凑、工作可靠、传动比稳定但价格较高。因此，在第一种方式不能够满足要求的情况下优先考虑使用齿轮传动。
转向机构是本小车设计的关键部分，直接决定着小车的功能。转向机构也同样需要尽可能的减少摩擦耗能，结构简单，零部件已获得等基本条件。同时还需要有特殊的运动特性。能够将旋转运动转化为满足要求的来回摆动，带动转向轮左右转动从而实现拐弯避障的功能。能实现该功能的机构有：凸轮机构+摇杆、曲柄连杆+摇杆、曲柄摇杆、差速转弯等等。
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一、作业题
带式运输机原始数据
机器工作平稳、单向回转、成批生产
方案 轴承座中心高度H/mm 最短工作年限L 工作环境
1 2.2 1420 120 2.3 160 3年3班 室外
2 4 1440 110 2.4 180 5年2班 室外
3 3 1420 130 2.2 180 8年1班 室外
4 3 1420 100 2.5 170 8年1班 室内清洁
5 4 1440 100 2.5 180 3年3班 室内清洁
根据学号次序，选择1号题目设计。
二、工作量
1、传动装置的运动学计算及带传动计算；
2、带轮工作图；
3、计算说明书
三、电机型号选择
根据方案3已知数据，由参考资料2，P164表15.1， 选用Y100L1-4型三相异步电机。
四、设计计算说明
确定设计功率
，式中，
——设计功率，kW；——名义功率，kW；——电机工作状况系数；
带式运输机需要传递的名义功率 ，每天连续工作时间为16小时，设计寿命为3年；机器工作平稳，载荷变动较小，单向回转；综合以上因素，由参考资料1，P102表7.6，选取工作状况系数；
代入数据，则得，
2、选取V带带型
已有设计功率，小带轮转速，由参考资料1，P103图7.11，查得选用A型V带。
3、确定带轮基准直径
传动带中弯曲应力变化最大，是引起疲劳破坏的主要因素。带轮直径愈大，弯曲应力愈大，因此，为减小弯曲应力一般采用较大的小带轮直径，但是过大，传动装置的结构尺寸也将显著增大。所以如果没有特殊要求，一般选取大于等于许用最小带轮基准直径。
由参考资料1，P103表7.7，A型V带带轮最小基准直径，并且对于A型V带带轮，一般有带轮基准直径，所以选取小带轮基准直径；那么大带轮基准直径则可按下式计算，
式中：
——带传动滑动系数；——带传动传动比；
代入数据，则有，
由参考资料1，P102表7.3，标准化之后选取。
4、验算带速
，式中，
——小带轮基准直径，mm;
——小带轮转速，r/min；
代入数据,，则有，
带速过大，传动带的疲劳交变应力频率增大，则使传动带的疲劳寿命降低；同时，带速增大，将会显著增大传动带的离心应力，减小带与带轮间的接触应力，降低带传动的稳定性；因此应使，对于A型V带，。显然，带速符合设计要求。
5、确定V带基准长度与带轮中心距
中心距小，可使传动装置结构紧凑，但也会因带长较小，增大传动带的疲劳交变应力频率，降低传动带的疲劳寿命。同时，在传动比与小带轮基准直径一定的情况下，中心距小，小带轮包角也小，将使传动能力降低；中心距大则反之；但是中心距过大，带速高时容易引起抖动，降低带传动的稳定性。
一般情况下，带轮中心距，，
代入数据则得，，
暂选带轮中心距；
传动带基准长度计算公式如下，
代入数据，则有，
由参考资料1，P94表7.2，标准化之后选取，
那么实际中心距则变为，
6、计算小带轮包角
增大，可以提高传动能力。由于与传动比有关，为保证不至于过小，一般应使，这里，符合要求。
7、确定V带联动数目
V带联动数目计算公式如下：
，其中，，式中，
——普通V带基本额定功率，kW；
——功率增量，考虑传动比时传递功率的增大，kW；
——包角修正系数，考虑包角对传动能力的影响；
——带长修正系数，考虑带长不为特定带长对使用寿命的影响；
——弯曲影响系数；
——传动比影响系数；
由参考资料1，P102表7.4，,
由参考资料1，P102表7.5，，
代入数据，则有，
由参考资料1，P104表7.8，，
由参考资料1，P94表7.2，，
代入数据，则得，
取。V带联动数目越多，其受力越不均匀，因此应该限制其数目，一般有。由于，显然，符合设计要求。
8、计算张紧力
，式中，
——同前；
——A型V带单位线质量；
由参考资料1，P94表7.1，查得，
代入数据，则有，
9、计算压轴力
10、小带轮制造材料、制造工艺以及结构尺寸
带轮为中高强度工件，常用材料为铸铁，如HT150、HT200，这里选用HT200。
制造工艺如下：
铸造——退火——机械加工——（表面淬火）——装配
其中，
退火——去应力退火，铸件在冷却时由于形状尺寸不均匀容易造成内应力，可能导致铸件的翘曲开裂，因此为保证尺寸稳定和防止变形开裂，对于一些形状复杂的铸件，需要退火消除之；去白口退火，灰铸铁表面及一些厚度较薄处冷却时容易产生白口，增加表面硬度和机械加工困难，需要退火消除之。
表面淬火——视具体情况而定，一般不用。对于某些特殊用途的重要带轮，为了提高其表面硬度，增加其使用寿命，可以对工件进行表面淬火。
结构尺寸如下：
由于，所以不宜采用实心式轮；又有，所以可以采用腹板轮，具体结构以及结构尺寸见于工作图。
参考资料如下：
1、机械设计；2、机械设计课程设计；
以上资料均为本专业教材，不再赘述。
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闭式斜齿圆柱齿轮传动
　　设计一闭式斜齿圆柱齿轮传动。已知传递的功率P1=20kW，小齿轮转速n1=1000r/min，传动比i=3，每天工作16h，使用寿命5年，每年工作300天，齿轮对称布置，轴的刚性较大，电机带动，中等冲击，传动尺寸无严格限制。
解：设计步骤见表
计算与说明 主要结果
1．选定材料、热处理方式、精度等级、齿数等 小轮：40Cr调质 HB1=241～286，取260HBW； 大轮：45调质 HB2=197～255，取230HBW； 7级精度 取z1=27，则大轮齿数z2=iz1=3×27=81， 对该两级减速器，取z=1。 初选螺旋角 =14° 2．确定许用弯曲应力 δHlim1=710MPa， δHlim2=580MPa， δFlim1=600MPa，δFlim2=450MPa， 安全系数取SHlim=1.1 SFlim=1.25 N1=60×1000×5×300×16=14.4×108 N2= N1/i=14.4×108/3=4.8×108 得：ZN1=0.975 ZN2=1.043 YN1=0.884 YN2=0.903 3．按齿面接触强度设计 （1）工作转矩 （2）载荷系数 KA=1.5 KV=1.15 K =1.09 K= KAKV K =1×1.15×1.09=1.88 （3）计算齿面弯曲应力 查的弹性变形系数：ZE=189.8 节点区域系数： ZH=2.5。 重合度影响系数： Z =0.8。 则： 取d1=85 mm ，取mn=3mm b=Φd =85 mm 4．校核弯曲强度 当量齿数 查得：YFa1=2.53，YSa1=1.63， YFa2=2.22，YSa2=1.80， 则： 大小齿轮满足强度要求。 5．主要几何尺寸 d1=85mm， d2=d1i=85×3=255 mm， a=(d1+d2)/2=(85+255)/2=170 mm 6．绘制齿轮工作图（略） 小轮：40Cr调质硬260HBW； 大轮：45调质 硬度230HBW； z1=27 z2=81 ZN1=0.975 ZN2=1.043 YN1=0.884 YN2=0.903 [σH1]= 629.3MPa [σH2]= 550MPa [σF1]= 424.32MPa [σF2]= 325.08MPa m=3mm d =85mm b=85 mm YFa1=2.58， YSa1=1.62， YFa2=2.33， YSa2=1.75， Zv1=31.2 Zv2=93.6 σF1= 106.51MPa σF2= 103.21MPa d2= 255 mm a=2=170 mm
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零件结构工艺性分析：
零件的技术要求：
1.轴承盖零件，材料为HT200。
2.零件的技术要求表：
加工表面 尺寸及偏差／mm 公差／mm及精度等级 表面粗糙度／ μm 形位公差／mm
轴承盖端面 25 -0.3 -0.51 IT12 12.5
轴承盖外圆表面 φ100f10 IT10 6.3
φ130 -0.043 -0.203 IT10 6.3
轴承盖孔内表面 φ70 -0.011 -0.131 IT10 6.3
φ85 -0.013 -0.363 IT12 12.5
φ90-0.013 -0.363 IT12 12.5
打孔 φ7 -0.006 -0.096 IT11 12.5
确定轴承盖的生产类型：
根据设计题目年产量为10万件，因此该轴承盖的生产类型为大批生产。
二、毛坯的选择：
（一）选择毛坯：
由于该轴承盖在工作过程中要承受冲击载荷，为增强强度和冲击韧度，获得纤维组织，毛坯选用铸件。该轴承盖的轮廓尺寸大，且生产类型属大批生产，为提高生产率和铸件精度，宜采用模铸方法制造毛坯，毛坯拔模斜度为5°。
（二）确定毛坯的尺寸公差：
　　1．公差等级：由轴承盖的功能和技术要求，确定该零件的公差等级为普通级。
　　2．铸件件材质系数：由于该轴承盖材料为HT200。
　　3．锻件分模线形状：根据该轴承盖的形位特点，选择零件方向的对称平面为分模面，属于平直分模线。
　　4．零件表面粗糙度：由零件图可知，该轴承盖的各加工表面粗糙度Ra均大于等于6.3μm。
三、定位基准的选择：
（一）精基准的选择：
根据该零件的技术要求和装配要求，选择该轴承盖轴孔φ100f8和轴承盖右端面作为精基准，零件上的很多表面都可以采用它们作基准进行加工，即遵循了“基准统一”的原则。轴孔φ100f8的轴线是设计基准，选用其作精基准定位加工轴的外圆表面和轴承盖外圆表面，实现了设计基准和工艺基准的重合，保证了被加工表面的垂直度要求。选用轴承盖左端面作为精基准同样遵循了“基准重合”的原则，选用轴承盖左端面作为精基准，夹紧可作用在轴承盖的右端面上，夹紧稳定可靠。
（二）粗基准的选择：
作为粗基准的表面应平整，没有飞边、毛刺或其他表面缺欠，该轴承盖轴的外圆表面、右堵头外圆表面作为粗基准，以保证为后序准备好精基准。
四、工艺路线的拟定：
（一）各表面加工方法的选择：
加工表面 公差／mm及精度等级 表面粗糙度／ μm 加工方案
轴承盖两端面 IT12 12.5 粗车
轴承盖外圆表面 IT10 6.3 粗车-半精车
轴承盖孔内表面 IT10 6.3 粗镗-半精镗
IT12 12.5 粗镗
打孔 IT11 12.5 钻
（二）加工阶段的划分
该辊筒体加工质量要求较高，可将加工阶段划分为粗加工、半精加工和精加工几个阶段。
在粗加工阶段，首先将精基准准备好，使后序都可以采用精基准定位加工，保证其他加工表面的精度要求。
（三）加工顺序的安排：
1．机械加工工序：
（1）遵循“先基准后其它”原则，首先加工精基准-轴承盖左堵头内孔φ100f8。
（2）遵循“先粗后精”原则，先安排粗加工工序，后安排精加工工序。
2．具体方案：
方案一：（1）铸造
（2）粗车两端面
（3）粗车外圆端面φ130 -0.043 -0.203mm
（4）粗车外圆端面φ100 -0.036 -0.176mm
（5）半精车外圆端面φ130 -0.043 -0.443mm
（6）半精车外圆端面φ100 -0.036 -0.386mm
（7）粗镗内圆端面φ70 -0.011 -0.311mm
（8）粗镗内圆端面φ85 -0.013 -0.363mm
（9）粗镗内圆端面φ90-0.013 -0.363mm
（10）半精镗内圆端面φ70 -0.011 -0.131mm
（11） 钻孔6*Φ8
方案二：（1）铸造
（2）粗车两端面
（3）钻孔6*Φ8
（4）粗车外圆端面φ130 -0.043 -0.203mm
（5）粗车外圆端面φ100 -0.036 -0.176mm
（6）半精车外圆端面φ130 -0.043 -0.443mm
（7）半精车外圆端面φ100 -0.036 -0.386mm
（8）粗镗内圆端面φ70 -0.011 -0.311mm
（9）粗镗内圆端面φ85 -0.013 -0.363mm
（10）粗镗内圆端面φ90-0.013 -0.363mm
（11）半精镗内圆端面φ70 -0.011 -0.131mm
方案三：（1）铸造
（2）粗车两端面
（3）粗车外圆端面φ130 -0.043 -0.203mm
（4）粗车外圆端面φ100 -0.036 -0.176mm
（5） 钻孔6*Φ8
（6）半精车外圆端面φ130 -0.043 -0.443mm
（7）半精车外圆端面φ100 -0.036 -0.386mm
（8）粗镗内圆端面φ70 -0.011 -0.311mm
（9）粗镗内圆端面φ85 -0.013 -0.363mm
（10）粗镗内圆端面φ90-0.013 -0.363mm
（11）半精镗内圆端面φ70 -0.011 -0.131mm
论证：为使加工出一个符合零件的技术要求和装配要求选取一个最为合适的方案作出下列论证：
方案一：先加工出组成零件的各部件，可同时加工出各部件，且精度能达到零件要求，但最后进行钻孔，使工件发生扭曲变形，使零件在使用过程中受到外力而未达到零件的技术要求。所以，此方案设计不合理。
方案二：为了使零件在加工后不发生应力变形，先对零件进行钻孔，然后对其整个零件进行粗加工、精加工，但这样在对零件整体进行加工时，由于零件体积较大，使加工变得更加复杂化，且浪费时间。因此，此方案设计不合理。
方案三：此方案在同时进行粗加工后，进行钻孔，在焊接后对零件各表面进行精加工，即满足了设计要求又节省了时间。因此，此方案为最佳方案。
3．工序的集中与分散：
该辊筒体的生产类型为大批生产，可以采用万用型机床配以专用工、夹具，以提高生产率；而且运用工序集中原则使工件的装夹次数少，不但可缩短辅助时间，而且由于在一次装夹中加工了许多表面，有利于保证各加工表面之间的相对位置精度要求。
五、工序内容的拟定：
（一）工序的尺寸和公差的确定：
加工表面 加工方案 加工余量 精度等级 尺寸及精度
轴承盖两端面 粗车 2 IT12 25 -0.3 -0.51
轴承盖φ130 -0.043 -0.203外圆表面 半精车 1.8 IT10 φ130 -0.043 -0.443
粗车 2.5 IT12 φ130 -0.043 -0.203
轴承盖 φ100f10外圆表面 半精车 1.5 IT10 φ100 -0.036 -0.386
粗车 2.5 IT12 φ100 -0.036 -0.176
轴承盖φ70 -0.011 -0.131 孔内表面 半精镗 1.0 IT10 φ70 -0.011 -0.131
粗镗 2.0 IT12 φ70 -0.011 -0.311
轴承盖φ85 -0.013 -0.363 孔内表面 粗镗 2.0 IT12 φ85 -0.013 -0.363
轴承盖φ90-0.013 -0.363孔内表面 粗镗 2.0 IT12 φ90-0.013 -0.363
打φ7 -0.006 -0.096孔 钻 7.0 IT11 φ7 -0.006 -0.096
（二）设备及工艺装备的选择：
1、设备：C6140 卧式镗床 立式铣床
2、工艺装备：通用、专用车刀、专用镗刀、专用铣刀、专用夹具等等。
（三）切削用量的选择及工序时间计算：
工序Ⅰ 铸造
工序Ⅱ 粗车轴承盖两端面
工步一
1. 加工条件
工件材料：HT200,σb =170~240MPa，铸造;工件尺寸： l=25mm
加工要求：粗车轴两端面，加工余量2mm;
机床：C6140车床
刀具：YG6硬质合金端车刀。铣削宽度ae≤90,深度ap≤6, ,故根据《机械制造工艺设计简明手册》（后简称《简明手册》）表3.1，取刀具直径d0=125mm。根据《切削用量手册》（后简称《切削手册》）表3.16，选择刀具前角γ0＝0°后角α0＝8°，副后角α0’=10°，刃倾角λs=－10°,主偏角Kr=60°,过渡刃Krε=30°,副偏角Kr’=5°。
2. 切削用量
（1）确定切削深度ap 因为余量较小，故选择ap=2mm一次走刀即可完成。
（2）确定每次进给量fz
由于本工序为粗加工，尺寸精度和表面质量可不考虑，从而可采用不对称端车，以提高进给量提高加工效率。根据《切削手册》表3.5，使用YG6硬质合金端车刀加工，机床功率为4.5kw（据《简明手册》表4.2-35，C6140车床） fz=0.6~0.9mm/z 故选择：fz=0.66mm/z。
（3）确定刀具寿命及磨钝标准
根据《切削手册》表3.7，车刀刀齿后刀面最大磨损量为1.5mm；由于车刀直径d0=125mm，故刀具使用寿命T=180min（据《简明手册》表3.8）。
（4）计算切削速度vc
根据《切削用量简明手册》表1.11查取：V=100m/minNs=1000v/3.14d=1000*100/3.14*130=245.0r/min
根据《切削用量简明手册》实际转速为250r/min
故实际切削速度Vc=3.14d N实/1000=3.14*130*250/1000=102.1m/min
综上，此工步的切削用量为：a =2mm，f =0.66mm, n =250r/min, V =102.1m/min。
tm＝L/ nf=(65+1.6)/250*0.66=0.40min
工步二
综上，此工步的切削用量为：a =2mm，f =0.66mm, n =250r/min, V =102.1m/min。tm =0.2min
工序Ⅲ 粗车轴承盖φ130 外圆表面
1．选择刀具：与粗车端面刀具相同
2．确定切削用量
（1）确定背吃刀量
半精车外圆，加工余量为2.5mm,一次走刀，asp=2.5/2=1.25mm。
(2)确定进给量
由《切削用量简明手册》表3—14得f=1.0~1.4mm/r。再由《简明手册》表4—1—2查取f =1.02mm/r。
（3）选择刀具磨钝标准及耐用度：后刀面磨钝标准为0.8~1.0,耐用度为T=60min。
根据《切削用量简明手册》表1.11查取：V=100m/min
Ns=1000v/3.14d=1000*100/3.14*130=245.0r/min根据《切削用量简明手册》实际转速为250r/min.
故实际切削速度:Vc=3.14d N实/1000=3.14*130*250/1000=102.1m/min
综上，此工步的切削用量为：a =1.25mm，f =1.02mm/r, n =250r/min, V =102.1m/min。
tm＝L/ nf=(15+2.7)/250*1.02=0.07min
工序Ⅳ 粗车φ100f8外圆面
此工步的切削用量为：a =1.25mm，f =0.76, n =320r/min, V =100.5m/min。
tm＝L/ nf=(10+2.7)/160*0.67=0.12min
工序V 半精车轴承盖φ130 外圆表面：
1. 加工条件
工件材料：HT200,σb =170~240MPa，铸造;工件尺寸： l=25mm;
加工要求：半精车外圆表面，加工余量1.8mm;
刀具：车刀形状，刀杆尺寸都与粗车相同。刀牌型号为YT15, KR =45°, KR’ =5°, Y0 = 90°, a0 =8°
2.确定切削用量
（1）确定背吃刀量 半精车外圆，加工余量为1.8mm,一次走刀，asp=1.8/2=0.9mm。
(2)确定进给量
由《切削用量简明手册》表3—14得f=1.0~1.4mm/r。再由《简明手册》表4—1—2查取f =1.02mm/r。
（3）选择刀具磨钝标准及耐用度：后刀面磨钝标准为0.8~1.0,耐用度为T=60min。
(4)确定切削速度VC
根据《切削用量简明手册》表1.11查取：V=100m/min
Ns=1000v/3.14d=1000*100/3.14*130=245r/min根据《切削用量简明手册》实际转速为250r/min
故实际切削速度Vc=3.14d N实/1000=3.14*130*250/1000=102.1m/min
综上，此工步的切削用量为：a =0.9mm，f =1.02mm/r, n =250r/min, V =102.1m/min。
tm＝L/ nf=(15+2.0)/250*1.02=0.07min
工序VI 半精车轴承盖φ100f10外圆表面：
此工步的切削用量为：a =1.25mm，f =0.76, n =320r/min, V =100.5m/min。
tm＝L/ nf=(10+2.7)/160*0.67=0.12min
工序VII 粗镗Φ70孔
机床：T68卧式镗床 单边余量
由《简明手册》4.2-20查得取由《简明手册》4.2-21查得取
VC= 3.14Dn /1000=3.14*70*200/1000=43.96m/min计算切削工时tm＝L/ nf=(6+2.0)/200*0.52=0.08min
工序VIII 粗镗Φ85孔
机床：T68卧式镗床 单边余量
由《简明手册》4.2-20查得取由《简明手册》4.2-21查得取
VC= 3.14Dn /1000=3.14*85*200/1000=53.4m/min计算切削工时tm＝L/ nf=(10+2.0)/200*0.52=0.12min
工序IX 粗镗Φ90孔
机床：T68卧式镗床 单边余量
由《简明手册》4.2-20查得取由《简明手册》4.2-21查得取
VC= 3.14Dn /1000=3.14*90*200/1000=56.5m/min计算切削工时tm＝L/ nf=(9+2.0)/200*0.52=0.11min
工序Ⅹ 半精镗Φ70孔
机床：T68卧式镗床 单边余量
由《简明手册》4.2-20查得取由《简明手册》4.2-21查得取
VC=3.14Dn /1000=3.14*70*200/1000=43.96m/min计算切削工时Tm=L/fm=6+2/200*0.52=0.08
工序ⅩI 打Φ8孔：
1．刀具选择 高速钢麻花钻头，其直径8mm，双维修磨横刃。
2．选择切削用量
(1)决定进给量f
<1> 按加工要求决定进给量：据《简明手册》铸铁的强度小于等于200HBS，d=8mm时，f=0.47~0.57mm/r
由于l/d=25/9=2.8,所以不用乘孔深修正系数。
<2> 按钻头强度决定进给量：据《简明手册》钻头强度为640Mpa，d=8mm钻头强度允许的进给量f=1.0mm/r
<3> 按机床进给机构强度决定进给量：据《简明手册》强度小于等于640MPA，d小于等于10.2mm，f=2.25mm/r。
比较可以看出加工要求进给量是工艺要求，f=0.47~0.57mm/r，根据转床说明书f=0.48mm/r。
由于是加工通孔，为了避免孔即将通是钻头容易断，故在即将通时改为手动进给。
(2）决定钻头磨钝标准和寿命 据《简明手册》，d=8mm，最大磨损量取0.6mm，寿命为35min
(3）决定切削速度 强度为200MPA的铸铁5类
当为5类f=0.27mm/r，双维修磨横刃，d=7mm时据《简明手册》Vt =16m/min
修正系数为ktv=1.0,kcv=1.0,k1v=0.85,k0v=1.0 V=vt*kv=16*1*1*0.85*1=13.6m/min
n =1000×VC/3.14D =1000×13.6/3.14×9=481.2r/min 据《简明手册》转床最接近481.2r/min的转数为545r/min
(4）计算基本工时 tm＝L/ vf，L=l+ y+Δ，l=15mm.
查《切削手册》表3. 26，入切量及超切量为：y+Δ=6mm，则：tm＝L/ nf=(15+6)/0.48*545=0.08min。
该零件需要钻6个相同的孔，每60度钻1个，T=3t=0.48min
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实现预定轨迹的平面四连杆机构的
数学建模及其优化设计
一．问题描述
设计一平面四连杆机构，如图1所示。要求曲柄在运动过程中实现运动轨迹，，因传递力的需要，最小转动角大于50度。
图1
二．建立优化数学模型
1．确定设计变量
根据设计要求，由机械原理知识可知，设计变量有L1、L2、L3、L4、。将曲柄的长度取为一个单位长度1，其余三杆长可表示为L1的倍数。由图1所示的几何关系可知
为杆长的函数。另外，根据机构在机器中的许可空间，可以适当预选机架L4的长度，取L4=5，经以上分析，只剩下L2、L3两个独立变量，所以，该优化问题的设计变量为
因此。本优化设计为一个二维优化问题。
2.建立目标函数
按轨迹的优化设计，可以将连杆上M点与预期轨迹点坐标偏差最小为寻优目标，其偏差为和，如图2。为此，把摇杆运动区间2到5分成S等分，M点坐标有相应分点与之对应。将各分点标号记作，根据均方根差可建立其目标函数，即
，S为运动区间的分段数
于是由以上表达式便构成了一个目标函数的数学表达式，对应于每一个机构设计方案（即给定），即可计算出均方根差。
图 2
3.确定约束条件
根据设计条件，该机构的约束条件有两个方面：一是传递运动过程中的最小传动角应大于50度；二是保证四杆机构满足曲柄存在的条件。以此为基础建立优化线束条件。
①保证传动角
图 3
按传动条件，根据图3可能发生传动角最小值的位置图，由余弦定理
所以
（a）
所以
（b）
式（a）、（b）为两个约束条件，将，，，代入式（a）、（b），得
②曲柄存在的条件
按曲柄存在条件，由机械原理知识可知
，，
，
把它们写成不等式约束条件（将，，，代入上式），得
经过分析，上述七个约束条件式中，和为紧约束条件，为松约束条件，即满足和的，必满足不等式，所以本优化问题实际起作用的只有和两个不等式约束条件。
4.写出优化数学模型
综上所述，可得本优化问题的数学模型为
即本优化问题具有两个不等式约束的二维约束优化问题。
三．选择优化方法及优化结果
选取Matlab 2011a版优化工具箱进行本优化问题优化。取初始点，优化结果为
，
即L2=5.10（长度单位），L3=2.69（长度单位）；
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螺旋千斤顶的设计
千斤顶一般由底座、螺杆、螺母、托杯、手柄等零件所组成。螺杆在固定螺母中旋转，并上下升降，把托杯上的重物举起或放落。设计时某些零件的主要尺寸是通过理论计算确定的，其它结构尺寸则是根据经验公式或制造工艺决定的，必要时才进行强度验算。设计的原始数据是：最大起重量F=30（kN）和最大提升高度H=170（mm）。
计 算 及 说 明 结 果
1、螺杆的设计与计算 1.1、螺杆螺纹类型的选择
螺纹有矩形、梯形与锯齿形，常用的是梯形螺纹。梯形螺纹牙型为等腰梯形，牙形角α=30º，梯形螺纹的内外螺纹以锥面贴紧不易松动；它的基本牙形按GB/T5796.1—2005的规定。根据螺旋千斤顶要较强的自锁性选择自锁性较好的梯形螺纹。 1.2、螺杆材料的选取 螺杆材料常用Q235、Q275、40钢、45钢、55钢等。螺杆承受重载，可初选螺杆的材料为45钢。最后根据强度条件来验证确定最终材料。 1.3、确定螺杆基本尺寸 螺杆公称直径d： 估计螺杆公称直径为30mm左右，根据手册表3-7可知螺距p、螺母为整体式、磨损后间隙不能调整可得φ。 根据为梯形螺纹h=0.5p 由螺纹副材料为钢对青铜，滑动速度为低速，根据表6.5
根据公式（6.20）d2≥ =25.24mm，再根据手册的表3-7取标准公称直径d，并检验螺距p满足条件。 再根据手册的表3-8查的：
（2）螺杆中径d2=d-2.5 螺杆小径d1=d-5.5
根据经验公式可知
（4）手柄孔径dk由手柄直径dp
决定，dk≥dp+0.5mm 螺纹退刀槽d4的直径比螺杆小径d1小约0.2~0.5mm 退刀槽宽度取1.5p
（7）螺杆上支撑手柄的大径D13=1.8d
（8）螺杆上支撑手柄的大径高度取1.5d
（9）螺杆下端挡圈直径D=d+（6~10）mm再由设计手册的表5-3取标准件 下端挡圈厚度H由表5-3取标准件5mm
（11）螺杆下端与挡圈靠螺钉固定，螺钉孔直径为0.25d
（12）螺杆总长度为H1+ H
（13）螺杆上所有倒角根据手册表1-28可知
（14）螺杆上超过支撑手柄大径的高度可取比托杯下端厚度厚3~4mm 1.4、自锁验算
（1）根据表6.7，螺纹副材料为钢对青铜（定期润滑）可知螺纹副的当量摩擦系数 v
（2）根据当量摩擦角定义可知 v=arctan v
（3）根据自锁条件 ≤ v，且螺纹中径处升角至少要比当量摩擦角小1°，可得中径升角
1.5、螺杆强度计算 （1）根据公式 （2）由手册表2-7知螺杆材料45钢的屈服强度δs （3）由表6.6可知螺杆许用应力[δ]=δs/4
（4）根据第四强度理论参考公式（6.23）可知螺杆受的应力δ= ,满足强度δ<[δ]。
1.6、稳定性计算
（1）由手册表1-6查的螺杆材料弹性模量E
（2）根据公式I= （3）螺杆为一端铰支，一端移动，可知长度系数β （4）根据经验可取举起重物后托杯底面到螺母中部的高度l=H+5p+1.5d （5）螺杆危险截面的惯性半径
（6）根据公式λs=βl/i可得螺杆柔度λs=42.13>40需要强度校核。
（7）由公式（6.24）螺杆稳定临界载荷Fcr= =115.84kN根据稳定性条件Fcr/F=3.86 2.5。 2、螺母设计与计算
2.1、选取螺母材料 螺母材料一般可选用青铜，对于尺寸较大的螺母可采用钢或铸铁制造，其内孔浇注青铜或巴氏合金。可初选材料为2CuAl10Fe3
2.2、确定螺母基本参数
（1）由经验公式H =φd2初步确定螺母高度H （2）根据初步选定的螺母高度根据公式u= H /p=7.65求得螺纹工作圈数，再考虑退刀槽的影响，实际螺纹圈数u = u+1.5=9.15最后对u 圆整得u =9，满足圈数不大于10的要求。
（3）根据求得的螺母实际圈数由式H =u p求得螺母高度
（4）由于螺杆与螺母配合，可知螺母公称直径D 由经验公式可知： （5）螺母下端外径D3=1.8D
（6）螺母上端台阶外径D4=1.4D3
（7）螺母上端台阶高度a= H /3 （8）为了安装简便螺母上端和下端倒角均为45° （9）螺母压入底座上的孔内，圆柱接触面间的配合常采用 （10）为了更可靠地防止螺母转动，还应装置紧定螺钉紧定螺钉直径常根据举重量选取，一般为6~12mm。
2.3、校核螺纹牙强度 螺纹牙剪切强度校核： （1）螺纹牙底宽度t1=0.634p
（2）相旋合螺纹圈数z=H /p
（3）根据设计手册表3-8可知螺母螺纹大径d =d+0.5
（4）根据表6.6可知螺母的许用剪切应力[ ]=30~40Mpa
（5）由公式6.21螺纹剪切强度 = =11.75Mpa≤[ ]
螺纹牙弯曲强度校核： （1）根据表6.6可知螺纹的许用弯曲强度[σb]=40~60Mpa
（2）根据公式6.22螺纹弯曲强度σb= =27.8Mpa
≤[σb] 螺纹副耐磨性校核： （1）根据表6.5可知螺纹副的许用压强[P]=18~25Mpa
（2）根据公式6.19螺纹副压强P= =16.65Mpa≤[P]
3、托杯的设计与计算
3.1、托杯材料与尺寸的确定
（1）托杯用来承托重物，可用铸钢铸成，也可用Q235钢模锻制成，取材料为Q235。
（2）根据经验托杯上圆壁厚度δ取10mm
（3）为了使托杯与重物接触良好和防止与重物之间出现相对滑动，在托杯上表面均匀的布置4个缺口其宽度取1.5δ，高度取δ/2
（4）托杯上表面圆直径D10=2.5d
（5）托杯高度取1.5d
（6）托杯下端圆直径D12应该比螺杆大端直径D13小2~4mm
下端壁厚取1.3δ
（7）下端开有螺杆通孔其直径D11=（0.6~0.7）d
（8）为了防止托杯从螺杆端部脱落，在螺杆上端应装有挡圈，并用螺钉连接，螺钉直径为（0.1~0.2）d，挡圈根据设计手册表5-3和托杯下端直径选标准值
3.2、强度验算
当螺杆转动时，托杯和重物都不作相对转动。因此在起重时，托杯底部与螺杆和接触面间有相对滑动，为了避免过快磨损，一方面需要润滑，另一方面还需要验算接触面间的压力强度P根据公式 ，再根据表6.5可查得许用压强[P]
4、手柄的设计与计算
3.1、手柄材料及基本尺寸的确定
（1）手柄常用材料Q235和Q215，选用Q235
（2）加于手柄上一个工人的臂力K，间歇工作时，约为150~250N，工作时间较长时为100~150N。
（3）螺旋副间的摩擦阻力矩
（4）根据手册查表1-10可知托杯与螺杆上表面摩擦因数f
（5）托杯与轴端支承面的摩擦力矩T2
=(D12+D11)fF/4
（6）根据扮动手柄时的力矩平衡方程K·Lp=T1+ T2得 。手柄计算长度Lp是螺杆中心到人手施力点的距离，考虑螺杆头部尺寸及工人握手距离，手柄实际长度还应加上 /2+（50~150）mm
（7）材料为Q235时手柄材料许用弯曲应力[ ]F=120Mpa。
（8）把手柄看成一个悬臂梁，按弯曲强度确定手柄直径dp，其强度条件为[ ]F= ≤[ ]F可知dp≥ =20.3mm
（9）手柄插入螺杆上端的孔中，为防止手柄从孔中滑出，在手柄两端面应加上挡环，挡环直径应比手柄直径大（6~10）mm挡环厚度取（4~6）mm，根据手册表5-3选B型标准件。
（10）挡圈与手柄用螺钉连接，根据手册表5-3知螺钉类型
5、底座的设计与计算
5.1、底座材料及基本尺寸的确定
（1）底座材料常用铸铁（HT150及HT200）选用HT150
（2）铸件的侧壁厚δ不应小于8~12mm，为了增加底座的稳定性，底部尺寸应大些，因此将其外形制成1∶10的斜度。
（3）底座厚度取1.3δ
（4）从底座下端到螺纹通孔高度H1应比最大提升高度H高（14~28）mm
（5）螺纹通孔段高度为螺纹总高度H -螺纹台阶高度a
（6）螺纹通孔内径D6应该比螺纹外径D3大（5~10）mm
（7）底座下端孔内径D7=D6+ H1/5
（8）底座下枕垫物的许用挤压应力[ ]p，对于木材取[ ]p=2~2.5MPa
（9）底座下端外径D8=
（10）过渡处倒角半径根据手册表1-27可知
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滚动轴承计算
在机械设计中，对于滚动轴承，主要是正确选择其类型、尺寸（型号）和合理进行轴与轴承的组合设计。在选定滚动轴承的类型、尺寸（型号），应综合考虑轴承的固定，轴承的组合定位，间隙的调整，轴承座圈与其他零件的配合，轴承的装拆和润滑、密封等问题，正确设计轴承部件的组合结构，以保证轴系的正常工作。而在设计轴时已初选轴承为滚子轴承，现只需计算校核。
一、安装蜗轮的轴的轴承计算
在设计轴时初选圆锥滚子轴承30312，e=0.35，Y=1.7，
径向力：
FrA==3247 N FrB==3408 N
派生力：
FdB ==1002 N FdA ==955 N
外载轴向力：Fa=468.93 N
轴向力：FaA=FdB+Fa2=1424 N FaB=FdB=1002 N
当量载荷：由于=0.43>e =0.29由于为一般载荷，则fp=1.2，故当量载荷为：
PA=fp(XAFrA+YAFaA)=4463.5 N
PB=fp(XBFrB+YBFaB)=4089.6 N
而Cr=170 kN，故轴承寿命
Lp===7756.02×104 h>292000 h
因此选用该轴承没问题。
二、蜗杆轴轴承的校核
设计轴时，两端均初选轴承30307，e=0.31，Y=1.9
径向力：
FrA==3327 N FrB==3327 N
派生力：
FdB==875.53 N FdA==875.53 N
轴向力：FaA=FdB+Fa1=7110.5 N FaB=FdB=875.53 N
当量载荷：由于==0.37>e，所以X=0.4，Y=1.9
由于为一般载荷，则fp=1.2，故当量载荷为：
PA=fp(XFrA+YFaA)=17808.9 N
而Cr=75.2 kN，故轴承寿命
Lp===1405.6×103 h>292000 h
因此选用该轴承也没问题。
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电动机驱动的带式运输机的两级减速器高速级的直齿圆柱齿轮传动
　　设计一电动机驱动的带式运输机的两级减速器高速级的直齿圆柱齿轮传动。已知传递的功率P1=5.5kW，小轮转速n1=960r/min，齿数比u=4.45。
解：
1．轮齿部分主要几何尺寸的设计与校核
① 选定材料、齿数、齿宽系数
由表10-7选择常用的调质钢
小轮：45调质 HB1=210～230，
大轮：45正火 HB2=170～210，
取小轮齿数Z1=22，则大轮齿数Z2=uZ1=4.45×22≈98，
对该两级减速器，取 d=1。
②确定许用应力：
许用接触应力
许用弯曲应力
式中 Hlim1=560MPa， Hlim2=520MPa（图8-7（c）），
Flim1=210MPa， Flim2=200MPa（图8-7（c））。
Flim按图8-26查取，应力修正系数YST=2，而最小安全系数 Hlim= Flim=1（表8-5），故
MPa
MPa
MPa
MPa
③ 按齿面接触强度设计
由式
d1≥
计算小轮直径。
载荷系数K=KAKVKβ
取KA=1（表8-2），KV=1.15，Kβ=1.09（表8-3），故
K=1×1.15×1.09=1.25
小轮传递的转矩
T1=9.55×106p/n=9.55×106×5.5/960=54713.5Nmm
弹性变形系数ZE=189.8（表10-5）。
节点区域系数ZH=2.5。
将以上数据代入上式得
d1≥mm
④确定主要参数
求中心距a
a=(d1+d2)/2=d1(1+i/2)=51.86×(1+4.45)/2=141.32 mm
圆整后，取a=145mm，则d1的计算值变为53.2mm。
计算模数
m=d1/z1=53.2/22=2.4mm
按表10-1取标准模数m=2.5mm。
求z1、z2
总齿数 zc=z1+z2=2a/m=2×145/2.5=116
若Zc不等于整数时，可改变模数值使之成为整数。因
zc=z1(1+i)
故 z1=zc/(1+i)=116/(1+4.45)=21.28
取z1=22（因最后d1必须大于接触强度公式所求d值）。则
z2=zc-z1=116-22=94
实际 i=z2/z1=94/22=4.27
传动比的变动量为
可用。
求小齿轮工作宽度
d1=z1m=22×2.5=55mm>51.86mm
计算齿轮的工作宽度
b= dd=1×55=55mm
取b2=55mm，b1=60mm.
⑤ 校核弯曲强度
由式
，
分别验算两轮齿根弯曲强度。
计算圆周力
N
齿形系数YFa、应力修正系数Ysa
可由图8-23、10-24查得，当
z1=22，YFa1=2.78，Ysa1=1.61，
z2=94，YFa2=2.22，Ysa2=1.87，
则
MPa
MPa
⑥ 主要几何尺寸
m=2.5mm，z1=22，z2=94，
d1=55mm，d2=z2m=94×2.5=235mm，
da1=m(z1+2)=2.5×(22+2)=60mm，
da2=m(z2+2)=2.5×(94+2)=240mm，
df1=m(z1-2.5)=2.5×(22-2.5)=48.75mm
df2=m(z2-2.5)=2.5×(94-2.5)=228.75mm
b=55，取b1=60mm，b2=55mm，
a=(d1+d2)/2=(55+235)/2=145mm
2．结构设计
上述齿轮轮齿部分的主要几何尺寸设计完成后、尚需根据工艺要求，材料特性等，按经验公式和资料来确定齿轮各部分的结构和尺寸。
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蜗杆蜗轮传动的设计
传动装置中传动零件的参数、尺寸和结构，对其他零部、件的设计起决定性的作用，因此，应首先设计计算传动零件。当减速器有传动件时，应先设计减速器外的传动零件。
一、蜗轮蜗杆材料及类型选择
1、选择蜗杆传动类型
根据GB/T10085-1988的推荐，选用渐开线蜗杆(ZI)。
2、选择材料
考虑到蜗杆传动的功率不大，速度中等，故蜗杆采用45刚；而又希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45～55HRC；蜗轮选用铸锡磷青铜（ZCuSn10P1）,砂模铸造；为了节约贵重有色金属，仅齿圈用青铜铸造，而轮芯用灰铸铁（HT100）制造。
二、设计计算
1、按齿面接触强度设计
根据闭式蜗杆蜗轮的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行计算，再校核齿根弯曲疲劳强度。由《机械设计》根据式子：m2d≥KT2
（1）确定载荷系数
因工作是有轻微振动，故取载荷分布不均匀系数=1，由《机械设计》表11-5选取使用系数=1，由于转速不是很高，冲击不大，可选取动载荷系数=1.1，则 K==1×1.05×1≈1.1
（2）确定弹性影响系数
因为选用的是锡磷青铜（ZCuSn10P1）的蜗轮和45刚蜗杆相配，故
（3）确定许用接触应力[]H
根据蜗轮材料为锡磷青铜（ZCuSn10P1），金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度＞45HRC，可从《机械设计》表11-7查得蜗轮的基本许用应力 =268 MPa。
应力循环次数N=60=60×1×40×（16×5×365）=7.008×，寿命系数 =0.784 ，则==0.784268=210.1 MPa
（4）计算m2d
由于z2=36，T2=709.09 N·m=709.09×103 N·mm，故
m2d≥KT2=1.1×709.09×103×=3144.33 mm3
因z1=1，故从《机械设计》表11-2中查取模数m=6.3 mm,蜗杆分度圆直径d1=112mm。
2、蜗杆与蜗轮主要参数与几何尺寸
(1)中心距 a= ==169.4
(2)蜗杆：
轴向齿距Pa=πm=3.14×6.3=19.78 mm；
直径系数q==17.78；
齿顶圆直径=d1+2ha1=d1+2ha*m=112+2×1×6.3=124.6 mm；
齿根圆直径=d1-2hf1=d1-2(ha*m+c)=112-2（1×6.3+1.6）=47.88mm；
分度圆导程角=arctan=3.22°（右旋）；轴向齿厚sa=πm=9.89 mm。
(3)蜗轮：
蜗轮齿数：=36；
变位系数=0；
螺旋角：30.96°（右旋）
蜗轮分度圆直径：=226.8 mm；
蜗轮喉圆直径：=+=239.4 mm；
蜗轮齿根圆直径：=+=211 mm；
蜗轮咽喉母圆半径：=a-=169.4-×239.4=49.7 mm；
蜗轮轮缘宽度：B=(0.67~0.7)=(83.48~87.22)mm,取B=85 mm。
3、校核齿根弯曲疲劳强度
当量齿数==36.173
根据=0，=36.173，从《机械设计》图11-17中可查得齿形系数2.44
螺旋系数==0.977
许用弯曲应力 =
从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56 MPa
寿命系数
==560.624=34.92 MPa
所以==≤56 MPa
即<,弯曲强度校核满足要求。
4、验算效率
已知=3.22°，=，与相对滑移速度有关，
m/s
从《机械设计》表11-18中用插值法查得=0.0175，=1°代入上式得
≈(0.7239~0.732)大于原估计值0.7203，因此不用重算,且进一步验证了电机选择的合理性。
5、精度等级公差和表面粗糙度的确定
考虑到所涉及的蜗杆传动是动力传动，属于机械减速器。从GB/10089-1988中，蜗轮圆周速度=n2πd2/60=0.47 m/s<1.5 m/s，故查《课程设计》表3.66选取蜗轮、蜗杆为9级精度，侧隙种类为f,标注为9f GB/10089-1988。
蜗杆与轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，与铸造贴心采用H7/r6配合。
查《课程设计》表3.80得蜗轮、蜗杆表面粗糙度如下：
齿面 顶圆
蜗杆 6.3, 3.2 6.3, 3.2
蜗轮 6.3, 3.2 12.5， 6.3
查《课程设计》表3.69得：
蜗杆轴向齿距极限偏差fpx=±25μm；
蜗杆轴向齿距累积公差fpxl=48μm；
蜗杆齿形公差ff1=45μm；
查《课程设计》表3.70得：
蜗杆齿槽径向跳动公差fr=40μm；
查《课程设计》表3.70得：
蜗轮齿距极限偏差fpt=40μm；
蜗轮齿形公差ff2=36μm。
6、热平衡计算
(1)估算散热面积S
S=
(2)验算油的工作温度
室温，通常取。
散热系数=8.15~17.45：取=17.5 W/(㎡·℃)；
啮合效率；轴承效率0.98~0.99，取轴承效率 2=0.99；搅油效率0.94~0.99，搅油效率3=0.98；
=1×2×3=0.88×0.99×0.98=0.85
56.77℃＜80℃油温未超过限度
7、主要设计结论
蜗杆 蜗轮
分度圆直径(mm) d1=112 d2=226.8
齿顶圆直径(mm) da1=124.6 da2=239.4
齿根圆直径(mm) df1=96.2 df2=211
头数(齿数) z1=1 z2=36
中心距(mm) a=169.4
齿顶高(mm) ha=6.3
齿根高(mm) hf=7.9
全齿高(mm) h=14.2
齿形角 α=20°
模数(mm) m=6.3
齿宽(mm) b1≥101.38 B2=85
蜗轮蜗杆均为9级精度、右旋，蜗杆直径系数q=17.78，蜗轮变位系数X2=0。
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键的选择计算
对于键连接，首先选择键的类型，决定键和键槽的剖面尺寸，然后校核键连接的强度。在设计轴时已初选轴承为滚子轴承，现只需计算校核。
1、输入轴与电动机轴采用平键连接
根据轴径d1=28mm，l1=58，可选用A型平键，由《机械设计》表6-1得：b×h×L=8×7×44，即：键7×44GB/T1096-2003。
键、轴和联轴器的材料都是钢，由表6-2查的许用应力[σp]=100~120MPa，取其平均值110MPa。键的工作长度：l=L-b=44-8=32mm，键与联轴器接触高度k=0.5h=3.5mm，则
σp==15.63 MPa<[σp]
所以此键强度符合设计要求
2、输出轴与联轴器连接采用平键连接
根据轴径d1=50mm，l1=82，可选用A型平键，得：b×h×L=14×9×70即：键9×70GB/T1096-2003。
键、轴和联轴器的材料都是钢，键的工作长度：l=L-b=70-14=56mm，键与联轴器接触高度k=0.5h=4.5，则：
σp==96.25 MPa<[σp]
所以此键强度符合设计要求。
3、输出轴与蜗轮连接用平键连接
根据轴径d4=65，l4=81，可选用A型平键，得：b×h×L=18×11×60，即：键11×60GB/T1096-2003，键、轴和联轴器的材料都是钢，键的工作长度：l=L-b=60-18=42mm，键与联轴器接触高度k=0.5h=5.5，则：
σp==94.45 MPa<[σp]
所以此键强度符合设计要求。
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轴的结构设计
轴是非标准零件，它没有固定的、一层不变的结构形式。轴的结构设计就是根据具体的工作条件，确定出轴的合理结构和结构尺寸。
一、安装蜗轮的轴设计计算
1、初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45刚，调质处理。根据《机械设计》式15-3，取A。=110，于是得。
由于轴上要有键槽，故取=50mm,查《课程设计》表6.8，选联轴器型号为HL4的弹性联轴器，孔直径D=50，轴孔长l=84mm。
2、求作用在蜗轮上的力
已知蜗轮的分度圆直径为=226.8mm，所以得
==，
，
。
3、蜗轮轴的设计
蜗轮轴草图
　　①确定各段直径和长度
为满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅶ-Ⅷ安装联轴器，其左端要制成一轴肩，Ⅵ-Ⅶ段安装轴承端盖，采用毡油封，故Ⅶ-Ⅷ段直径为d1=50mm，l1应比轴孔长l=84mm略短一些，故取l1=82mm，Ⅵ-Ⅶ段直径为d2=58mm。
初选滚子轴承，因轴承同时承受径向和轴向的力作用，故选圆锥滚子轴承，从《课程设计》表5.12中选轴承30312，其基本尺寸d×D×T=60mm×130mm×33.5mm，故d3=d7=60mm，而l7=33.5mm。
左端滚子轴承采用轴肩进行轴向定位，查表5.12得h=72-60=12mm，因此d6=72mm。轴承端盖总宽度为16mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖与半联轴器左端面的距离为L=30mm，故l2=16+30=46mm。
取安装蜗轮处的轴段IV-V的直径d4=65mm，蜗轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位，，为使套筒端面可靠的压紧蜗轮，则此段长度应略短于蜗轮宽度，故取l4=81mm，蜗轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(0.07~0.1) d4，则取d5=75mm，宽度b≥1.4h，则l5=10mm。
取蜗轮距箱体为a=25mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离s，取s=8mm，轴承宽度T=33.5mm，则l6=25+8-10=23mm，l3=T+s+a+(85-81)=70.5mm。
I-II II-III III-IV IV-V V-VI Ⅵ-Ⅶ Ⅶ-Ⅷ
直径 d7=60 d6=72 d5=75 d4=65 d3= 60 d2=58 d1=50
长度 l7=33.5 l6=23 l5=10 l4=81 l3=70.5 l2=46 l1=82
②轴上零件的周向定位
为了保证良好的对中性，蜗轮与轴选用A型普通平键联接，键的型号为b*h=18*11 GB1096-79,键槽用键槽铣刀加工，键长为60mm；同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，所以选择蜗轮与轮毂的配合为；联轴器与轴采用A型普通平键联接，键的型号为b*h=14*9 GB1096-79，键长为70mm；轴与轴承内圈配合轴径选用H7/m6的配合。
为保证30312轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1.5mm。其他轴肩圆角半径分别由具体轴径而定。根据标准轴的左端倒角均为2*45°，右端倒角均为1.6*45°。
③求轴上的载荷
根据结构图做出计算简图，简支梁L=l3+l4+l5+l6+l7-2×26.5=165mm。分别对B、D在水平面和垂直面求弯矩和，
==
可得到如下结果：
载荷 水平面H 垂直面V
支反力(N) FNH1=3050.7 FNH2=3202.3N FNV1=1110.6 FNV2=1165.8
弯矩(N.mm) MH=257785 MV1=93845.7 MV2=26032.5
扭矩(N.mm) =274336 M2=259096
总弯矩(N.mm) T3=694763
由计算可以作出如下弯矩图和扭矩图
④从轴的结构图及弯扭图可知C为危险截面，故只需对C截面进行校核，查《机械设计》表15-1和15-4，
===18.17≤强度够
⑤精确校核轴的疲劳强度
判断危险截面
截面Ⅶ、Ⅵ只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以它们均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅴ和Ⅳ处过盈处配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，中心截面上的应力最大。截面Ⅳ的应力集中的影响和截面Ⅴ的相近，但截面Ⅳ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。中心截面上虽然应力集中最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截中心面也不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面Ⅴ左右即可。
截面Ⅴ左侧：
抗扭截面系数
弯矩M=M1×=142849.5 N.mm
扭矩=694763 N.m
弯曲应力==6.6 MPa
扭转切应力=16.1 MPa
轴的材料为45钢，调质处理查《机械设计》表15-1得
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按《机械设计》附表3-2查取，因，
查《机械设计》附表3-2得,
又由附图3-1可知轴的材料敏性系数，
故有效应力集中系数
由附图3-2尺寸系数，
附图3-4
轴未经表面强化处理
又由附表3-1与表3-2的碳钢的特性系数
取； ，
计算安全系数
=5.59≥S＝1.5
故该轴在截面左侧强度是足够的
同理算得截面右侧＝7.53≥S＝1.5也安全
二、蜗杆轴设计计算
蜗杆上的功率P1=3.69kW，转速n1=1440r/min，转矩分T1=26260N.mm。
1、按扭矩初算轴最小直径
选用45钢调值，硬度为
查《机械设计》表15-3，取
2、求蜗杆的受力
3、轴的结构设计
　　　　　　　①确定各轴段的直径和长度
由于蜗杆啮合段的直径已在蜗杆设计时确定，为避免轴直径变化过大，现在以蜗杆直径为准确定该轴其他部分的直径大小，而各段的长度则是根据确定涡轮轴的方法来确定的。
由于电机伸出端直径为28mm，查表6.6选取YL5型凸缘联轴器，轴孔长度l=62mm,故取d1=28mm，l1=58mm。Ⅱ-Ⅲ安装端盖，d2起固定作用，定位轴肩高度可在(0.07~0.1) d1范围即取d2=33mm，轴承端盖的总宽度为16mm，根据端盖便于装拆及添加润滑脂，取其间间隙为30mm，则l2=30+16=46mm。Ⅲ-Ⅳ段安装轴承，从表5.12中选取轴承30307，其基本尺寸为d×D×T=35×80×22.75，故取d3=d7=35mm，l3=l7=22.75mm，可取d4=d6=d3+(0.07~0.1)d3=38mm；为使蜗杆蜗轮正确啮合，可取l4略短于蜗轮宽度，可取l4=l6=80mm。d5为蜗杆齿顶圆直径，d5=da1=124.6mm，l5为蜗杆轴向齿宽，l5=b≥101.38,取l5=105mm。
I-II II-III III-IV IV-V V-VI Ⅵ-Ⅶ Ⅶ-Ⅷ
直径 d1=28 d2=33 d3=35 d4=38 d5=124.6 d6=38 d7=35
长度 l1=58 l2=46 l3=22.75 l4=80 l5=105 l6=80 l7=22.75
②求轴上的载荷并校核
根据结构简图，简支梁跨距l=l3+l4+l5+l6+l7-2×16.8=276.9mm，
FNH1=FNH2=3126.5 N MH=432864 N.mm
FNV1=FNV2=1138.2 N MV1=26133.5 N.mm MV2=92648.6 N.mm
=433652 N.mm =442668 N.mm
T=T1=26260 N.mm
可知，截面C为危险截面，故只需校核C截面，查《机械设计》表15-1和15-4，可得，
===16.19≤
强度够。
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ZA型单级闭式蜗杆减速器
设计一ZA型单级闭式蜗杆减速器。已知传递的功率P1=7.5kW，转速n1=1440r/min，传动比i12=27，工作寿命5年，单向传动。工作平稳，每日工作8h。
解：设计步骤见表
计算与说明 主要结果
1. 选定蜗杆类型、材料、精度等级 根据题目要求，选用ZA型蜗杆传动 蜗杆：45钢，调质处理 硬度HRS 220～250； 蜗轮：ZCuSn10Pb1 金属模铸造； 8级精度 2．选择齿数 z1=2，z2=i z1=2×27=54 蜗轮转速：n2= n1/i=1440/27=53.33 3．按齿面接触强度设计 （1）工作转矩 效率η=0.805 （2）载荷系数 KA=1 KV=1 K =1 K= KAKV K =1×1×1=1 （3）确定许用应力 σHlim=200MPa σFlim=58MPa， 安全系数取SHlim=1 SFlim=1 N=60×53.33×5×300×8=3.84×107 得： （4）计算齿面接触应力 查得弹性变形系数：ZE=160 则： 查表得：m=6.3mm，d1=80mm，d2=mz2=6.3×54=340.2mm。 8°57’02” 4．校核弯曲强度 (1)当量齿数、齿形系数、螺旋角影响系数 查得：齿形系数YFa2=1.425， 螺旋角影响系数 则： 蜗轮轮齿弯曲强度足够。 5．主要几何尺寸 d1=80mm，z1=2，z2=54 a=(d1+d2)/2=(80+340.2)/2=210.1mm 6．其他尺寸计算及结构设计从略（略） 蜗杆45钢调质 硬度230HBW； 蜗轮： ZCuSn10Pb1 金属模铸造 z1=2 z2=54 T2=1081N.m K=1 ZN=0.845 YN=0.67 [σH]=169MPa [σF]=38.86MPa m2d2=2990.97mm2 m=6.3mm d1=80mm d2= 340.2mm 8°57’02” zv =54.67mm YFa2=1.425 Y ≈0.9357 σF=14.57MPa a=210.1 mm
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链传动设计
设计一带式输送机的滚子链传动。已知电动机的额定转速n1=970r/min，从动链轮转速n2=330r/min，传递功率P=9.7kW，载荷平稳。
解：（1）选择链轮齿数z1、z2
传动比i=n1/n2=970/330=2.94，
按表取小链轮齿数z1=25，大链轮齿数z2=iz1=2.94×25=73.5，取z2=73。
（2）确定中心距a0及链节数Lp
初定中心距a0=（30~50）p，取a0=30p。
求Lp：　
（3）计算功率PC
由表查得KA=1.0，计算功率为
PC=KAP=1.0×9.7=9.7kW，
取Lp=110。
（4）确定链条型号和节距p
根据链速估计链传动可能产生链板疲劳破坏，由表查得小链轮齿数系数Kz=1.34，查得KL=1.02，考虑传递功率不大，故选单排链，由表查得Kp=1。
所能传递的额定功率P0=PC／KzKLKp=9.7／（1.34×1.02×1）=7.09kW。
选择滚子链型号为10A，链节距p=15.875mm，由图证实工作点落在曲线顶点左侧，主要失效形式为链板疲劳，前面假设成立。
（5）计算链速v
（6）确定链长L和中心距a
链长
中心距
（7）计算作用在轴上的力
工作拉力F=1000P／v=1000×（9.7÷6.41）=1513N。
因载荷平稳，取FQ=1.2F=1.2×1513=1815.6N。
（8）选择润滑方式
根据链速v=6.41m/s，节距p=15.875mm，选择油浴或飞溅润滑方法。
设计结果：滚子链型号10A1×110GB 1243.1—1983，链轮齿数z1=25， z2=73，中心距a=468.47mm，压轴力FQ=1815.6N。
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电动机的选择
1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。
2、电动机容量选择：
电动机所需工作功率为：
式（1）：Ｐd＝ＰＷ／ηa　 (kw)
由电动机至输送机的传动总效率为：
η总=η１×η２4×η３×η４×η5
根据《机械设计课程设计》Ｐ10表2-2式中：η1、η2、 η3、η4、η5分别为联轴器1、滚动轴承（一对）、圆柱直齿轮传动、联轴器2和圆锥齿轮传动的传动效率。
取η１=0.99，η２＝0.99，η３＝0.97，η４＝０.９9、η5＝0.93
则：　η总=0.99×0.994×0.97×0.99×0.93
　　 =0.85
所以：电机所需的工作功率：
　　　　Pd　=ＰＷ/η总
=2.6/ 0.85
=3.1 (kw)
　　因载荷平稳,电动机额定功率Ped略大于Pd即可。
3、确定电动机转速
输送机工作轴转速为：
nＷ＝80 r/min
根据《机械设计课程设计》Ｐ10表2-3推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ｉ’=3～６。
取开式圆锥齿轮传动的传动比Ｉ１’=２～3 。则总传动比理论范围为：Ｉa’＝ Ｉ’ ×Ｉ１’=６～18。
故电动机转速的可选范为
Nd’=Ｉa’× nＷ
　　　　　 =(6～18)×80
=480～1440 r/min
则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min
根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表）
方案 电动机型号 额定功率 电动机转速 (r/min) 电动机重量(N) 参考价格 传动装置传动比
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器
1 Y132S-4 5.5 1500 1440 650 1200 18.6 3.5 5.32
2 Y132M2-6 5.5 1000 960 800 1500 12.42 2.8 4.44
3 Y160M2-8 5.5 750 720 1240 2100 9.31 2.5 3.72
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格
和圆锥齿轮带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。
此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能：
中心高H 外形尺寸 L×(AC/2+AD)×HD 底角安装尺寸 A×B 地脚螺栓孔直径 K 轴 伸 尺 寸 D×E 装键部位尺寸 F×GD
132 520×345×315 216×178 12 28×80 10×41
电动机主要外形和安装尺寸
计算传动装置的运动和动力参数
（一）确定传动装置的总传动比和分配级传动比
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n
1、可得传动装置总传动比为：
ia= nm/ nＷ=960/80=12
总传动比等于各传动比的乘积
分配传动装置传动比
ia=i0×i （式中i0、i分别为开式圆锥齿轮传动
和减速器的传动比）
2、分配各级传动装置传动比：
根据指导书P10表2-3，取i0=3（圆锥齿轮传动 i=2～3）
因为：　　　ia＝i0×i
所以：　　　i＝ia／i0
＝12/3
＝4
四、传动装置的运动和动力设计：
将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴，以及
i0,i1为相邻两轴间的传动比
η01，η12，为相邻两轴的传动效率
PⅠ，PⅡ，为各轴的输入功率 （KW）
TⅠ，TⅡ，为各轴的输入转矩 （N·m）
nⅠ,nⅡ,为各轴的输入转矩 （r/min）
可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数。
1、运动参数及动力参数的计算
（1）计算各轴的转速：
Ⅰ轴：nⅠ= nm=960（r/min）
　　Ⅱ轴：nⅡ= nⅠ/ i=960/4=240r/min
III轴：nⅢ= nⅡ
螺旋输送机：nIV= nⅢ/i0=240/3=80 r/min
（2）计算各轴的输入功率：
Ⅰ轴： PⅠ=Pd×η01 =Pd×η1
=3.1×0.99=3.069（KW）
Ⅱ轴： PⅡ= PⅠ×η12= PⅠ×η2×η3
=3.069×0.99×0.97=2.95（KW）
III轴： PⅢ= PⅡ·η23= PⅡ·η2·η4
=2.95×0.99×0.99=2.89（KW）
螺旋输送机轴：PIV= PⅢ·η2·η5=2.89×0.99×0.93=2.66（KW）
（3）计算各轴的输入转矩：
电动机轴输出转矩为：
Td=9550·Pd/nm=9550×3.1/960
=30.84 N·m
Ⅰ轴： TⅠ= Td·η01= Td·η1
=30.84×0.99=30.53 N·m
Ⅱ轴： TⅡ= TⅠ·i·η12= TⅠ·i·η2·η3
=30.53×4×0.99×0.97=117.3N·m
III轴：T Ⅲ= TⅡ·η2·η4=117.3×0.99×0.99=114.97 N·m
螺旋输送机轴：TIV = T Ⅲ ·i0·η2·η5=317.5N·m
（4）计算各轴的输出功率：
由于Ⅰ～Ⅲ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：
故：P’Ⅰ=PⅠ×η轴承=3.069×0.99=3.04KW
P’Ⅱ= PⅡ×η轴承=2.95×0.99=2.95KW
P’ Ⅲ= PⅢ×η轴承=2.89×0.99=2.86KW
P’Ⅳ = PⅣ×η轴承=2.66×0.99=2.64 KW
（5）计算各轴的输出转矩：
由于Ⅰ～Ⅲ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：
T’Ⅰ= TⅠ×η轴承=30.53×0.99=30.22 N·m
T’ Ⅱ= TⅡ×η轴承=117.3×0.99=116.1N·m
T’ Ⅲ= TⅢ×η轴承=114.97×0.99= 113.8N·m
T’ Ⅳ= TⅣ×η轴承=317.5×0.99= 314.5N·m
综合以上数据，得表如下：
轴名 功效率P （KW） 转矩T （N·m） 转速n r/min 传动比 i 效率 η
输入 输出 输入 输出
电动机轴 3.1 30.84 960 1 0.99
Ⅰ轴 3.07 3.04 30.53 30.22 960
0.96
4
Ⅱ轴 2.95 2.95 117.3 116.1 240
0.98
Ⅲ轴 2.89 2.86 115 113.8 240 3
0.92
输送机轴 2.66 2.64 317.5 314.5 80
传动零件的设计计算
(一)、减速器内传动零件设计
(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。螺旋输送机为一般工作机械，齿轮精度初选8级。
(2)、初选主要参数
Z1=21 ，u=4
Z2=Z1·u=21×4=84
由表10-7选取齿宽系数φd＝1
（3）按齿面接触疲劳强度计算
计算小齿轮分度圆直径
d1t≥
确定各参数值
试选载荷系数K=1.3
计算小齿轮传递的转矩
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×3.04/960
=3.02×104N·mm
材料弹性影响系数
由《机械设计》表10-5取 ZE=189.8
区域系数 ZH=2.5
由图10-25d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。
由式10－15计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60×960×1×（2×8×300×10）＝2.764×109
N2＝N1/4＝6.912×108
7）由图10-23取接触疲劳寿命系数KHN1＝0.93；KHN2＝0.97
8）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－14）得
[σH]1＝＝0.93×600MPa＝558MPa
[σH]2＝＝0.97×550MPa＝533.5MPa
取两者中较小者作为该齿轮副的接触疲劳需用应力，即
[σH]＝[σH]2＝533.5MPa
（4）、计算
试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小值
d1t≥
=
=42.66mm
计算圆周速度
v===2.1m/s
计算齿宽b及模数mt
b=φd*d1t=1×42.66mm=42.66mm
mt===2.03 mm
h=2.25mt=2.25×2.03mm=4.568mm
b/h=42.66/4.568=9.339
计算载荷系数K
已知工作载荷平稳，所以取KA=1，根据v=2.1m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；
由表10—4用插值法查得8级精度，小齿轮相对轴承对称布置时， KHβ=1.343
由图10—13查得KFβ=1.28
直齿轮KHα=KFα=1。故载荷系数
K=KA*KV*KHα*KHβ=1×1.11×1×1.343
=1.491
按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—12）得：
d1==mm=44.65mm
计算模数m
m =mm=2.13 mm
（5）按齿根弯曲强度设计
由式(10—7)得弯曲强度的设计公式为
m≥
确定计算参数
计算载荷系数
K=KA*KV*KHα*KHβ=1×1.11×1×1.343=1.491
查取齿型系数
由图10－17查得YFa1=2.76；YFa2=2.228
查取应力校正系数
由表10－18查得Ysa1=1.56；Ysa2=1.762
计算弯曲疲劳许用应力
由图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σF1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限σF2=380Mpa；
由图10-22取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.856，KFN2=0.892
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14）[σF]= 得：
[σF]1=428Mpa [σF]2=242.11MPa
计算大、小齿轮的并加以比较
==0.01005
==0.01621
大齿轮的数值大。
（6）、设计计算
m≥=1.42mm
对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数1.42并就近圆整为标准值m=1mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=44.65mm，算出小齿轮齿数
Z1=d1/m=44.65/1=44.65取Z1=45
大齿轮齿数 Z2=4x45=180
（7）、几何尺寸计算
计算分度圆直径
d1=m·Z1=2×45=90mm
d2=m·Z2=2×180=360mm
计算中心距
a=m ·（Z1+Z2）/2=2×（45+180）/2=225 mm
计算齿轮宽度
b= d1·φd=90
取B2=95mm B1=90mm
（8）、结构设计
大齿轮采用腹板式，如图10-37（《机械设计》）
减速器外传动件设计
(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
直齿圆锥齿轮，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮：45钢。调质处理，齿面硬度为230HBS；大齿轮：45钢。正火处理，齿面硬度为190HBS。齿轮精度初选8级
(2)、初选主要参数
Z1=26，u=3 Z2=Z1·u=26×3=78 取
（3）确定许用应力
A: 确定极限应力和
齿面硬度：小齿轮按230HBS，大齿轮按190HBS
查图10-25d得=580Mpa, =550 Mpa
查图10-24c得=450Mpa, =380Mpa
B: 计算应力循环次数N，确定寿命系数kHN,kFN
N1=60n3jLh =60×240×1×（2×8×300×10）=6.912×108
N2=N1/u=6.912×108/3=2.304×108
查图10—23得kHN1=0.96,kHN2=0.98
C：计算接触许用应力
取
由许用应力接触疲劳应力公式
查图10-18得kFE1=0.89 kFE2=0.91
（4）初步计算齿轮的主要尺寸
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算
按式（10—29）试算，即
dt≥
确定各参数值
试选载荷系数K=1.3
计算小齿轮传递的转矩
T1=9.55×106×P/n3=9.55×106×2.64/240
=1.05×105N·mm
材料弹性影响系数
由《机械设计》表10-5取 ZE=189.8
4）试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t≥
==86.54mm
5）计算圆周速度
v===1.087m/s
因为有载荷平稳，查表10-2得KA=1。根据v=1.09m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.03；
取KHβ=1.2,KHα=1 。
故载荷系数
K=KA*KV*KHα*KHβ=1×1.03×1×1.2
=1.236
按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—13）得
d1==mm=85.1mm
85.1=72.335mm
计算大端模数m
m =mm=3.27 mm
（5）、齿根弯曲疲劳强度设计
由式(10—27)
mn≥
确定计算参数
计算载荷系数
由表10-4查得KHβbe=1.25 则KFβ=1.5 KHβbe=1.875
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1×1.875=1.93
齿形系数和应力修正系数
因为齿形系数和应力修正系数按当量齿数算。其中
zv1=26/0.95=27.37
Zv2=78/0.32=243.75
查图10-17 齿形系数 YFa1=2.57；YFa2=2.06
查图10-18应力修正系数 Ysa1=1.60；Ysa2=1.97
3）计算大、小齿轮的并加以比较
==0.01437
==0.01643
大齿轮的数值大。
4）设计计算
mn≥
==3.06
对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数3.06并就近圆整为标准值m=3mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=85.1mm，算出小齿轮齿数
Z1=d1/m=85.1/3=28.4取Z1=29
大齿轮齿数 Z2=3x29=87
（7）、几何尺寸计算
1）计算分度圆直径
d1=m·Z1=2×29=58 mm
d2=m·Z2=2×87=174mm
2)计算锥距
R==91.7
3)计算齿轮宽度
b= R·φR=91.7x0.3=27.51
取B2=35mm B1=28mm
轴的设计计算
（一）、减速器输入轴（I轴）
1、初步确定轴的最小直径
选用45#调质，硬度217--255HBS
轴的输入功率为PI=3.07 KW
转速为nI=960r/min
根据课本（15-2）式，并查表15-3，取A0=115
2、求作用在齿轮上的受力
因已知道小齿轮的分度圆直径为d1=58mm
而 Ft1==1042N
Fr1=Ft=379.3N
圆周力Ft1，径向力Fr1的方向如下图所示。
3、轴的结构设计
1）拟定轴上零件的装配方案
1，5—滚动轴承 2—轴 3—齿轮轴的轮齿段 6—密封盖
7—轴承端盖 8—轴端挡圈 9—半联轴器
2）确定轴各段直径和长度
从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取Φ=22mm，根据计算转矩TC=KA×TI=1×30.53=30.53Nm，查标准GB/T 5014—1986，选用YL6型凸缘联轴器，半联轴器长度为l1=52mm,轴段长L1=50mm
右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径
取Φ30mm,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左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm
右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6207型轴承，其尺寸为d×D×B=35×72×17，那么该段的直径为Φ35mm，长度为L3=20mm
右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=Φ45mm，长度取L4= 22.5mm
右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为Φ62mm，分度圆直径为Φ58mm，齿轮的宽度为65mm，则，此段的直径为D5=Φ62mm，长度为L5=65mm
右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=Φ45mm 长度取L6= 22.5mm
右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ35mm，长度L7=20mm
4、求轴上的的载荷
1）根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =521N
垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0
那么RA’=RB’ =Fr/2=189.7N
作出轴上各段受力情况及弯矩图
判断危险截面并验算强度
右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知MeC2=70.36Nm ,由课本表15-1有:
［σ-1］=60Mpa 则：
σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)
=70.36×1000/(0.1×453)=7.72<［σ-1］
右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：
σe= MD/W= MD/(0.1·D13)
=35.4×1000/(0.1×243)=25.61 Nm<［σ-1］
所以确定的尺寸是安全的 。
（二）、减速器输出轴（II轴）
1、初步确定轴的最小直径
选用45#调质，硬度217--255HBS
轴的输入功率为PI=2.95KW
转速为nI=240r/min
根据课本（15-2）式，并查表15-3，取A0=115
2、求作用在齿轮上的受力
因已知道大齿轮的分度圆直径为d2=360mm
而 Ft1==645N
Fr1=Ft=235N
圆周力Ft1，径向力Fr1的方向如下图所示。
3、轴的结构设计
1）拟定轴上零件的装配方案
1，5—滚动轴承 2—轴 3—齿轮 4—套筒 6—密封盖
7—键 8—轴承端盖 9—轴端挡圈 10—半联轴器
2）确定轴各段直径和长度
从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取Φ32mm，根据计算转矩TC=KA×TⅡ=1×117.3=117.3N.m，查标准GB/T 5014—1985，选用HL2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=82mm,轴段长L1=80mm
右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ40mm,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左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm
右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则
轴承有径向力，而轴向力为零，选用6209型轴承，其尺寸为d×D×B=45×85×19，那么该段的直径为Φ45mm，长度为L3=41mm
右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为180mm，则第四段的直径取Φ50mm,齿轮宽为b=50mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=48mm
右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=Φ56mm ,长度取L5=6mm
右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=Φ60mm 长度取L6= 20mm
右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ45mm，长度L7=19mm
4、求轴上的的载荷
1）根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =322.5N
垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0
那么RA’=RB’ =Fr/2=117.5N
作出轴上各段受力情况及弯矩图
判断危险截面并验算强度
右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知MeC2=121.83Nm ,由课本表15-1有:
［σ-1］=60Mpa 则：
σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)
=124.83×1000/(0.1×503)=9.75<［σ-1］
右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：
σe= MD/W= MD/(0.1·D13)
=106×1000/(0.1×323)=32.35Nm<［σ-1］
所以确定的尺寸是安全的 。
箱体的设计
窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。
放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。
油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。
通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。
启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。
定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。
调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用
环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。
密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。
箱体结构尺寸选择如下表：
名称 符号 尺寸（mm）
机座壁厚 δ 10
机盖壁厚 δ1 10
机座凸缘厚度 b 15
机盖凸缘厚度 B1 15
机座底凸缘厚度 B2 25
地脚螺钉直径 df 20
地脚螺钉数目 n 4
轴承旁联结螺栓直径 d1 16
机盖与机座联接螺栓直径 d2 12
轴承端盖螺钉直径 d3 10
窥视孔盖螺钉直径 d4 8
定位销直径 d 8
df，d1, d2至外机壁距离 C1 28, 24, 20
df，d1, d2至凸缘边缘距离 C2 24, 20，16
轴承旁凸台半径 R1 12, 8
凸台高度 h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准
外机壁至轴承座端面距离 l1 35
大齿轮顶圆与内机壁距离 △1 12
齿轮端面与内机壁距离 △2 20
机盖、机座肋厚 m1 ,m2 8， 8
轴承端盖外径 D2 90， 105
轴承端盖凸缘厚度 t 10
轴承旁联接螺栓距离 S 尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2
键联接的选择及校核计算
1.输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d3=50mm L3=48mm TⅡ=117.3Nm
查手册 选用A型平键
A键 16×10 GB1096-2003 L=L1-b=48-16=32mm
根据课本（6-1）式得
σp=4 ·T/(d·h·L)
=4×116.1×1000/（16×10×32）
=90.7Mpa < [σR] (150Mpa)
输入轴与联轴器1联接采用平键联接
轴径d2=24mm L2=50mm TⅠ=30.22N·m
查手册 选C型平键 GB1096-2003
B键8×7 GB1096-79
l=L2-b=50-8-2=40mm h=7mm
σp=4 ·TⅠ/（d·h·l）
=4×30.22×1000/（8×7×40）
=53.96Mpa < [σp] (150Mpa)
3. 输出轴与联轴器2联接采用平键联接
轴径d2=32mm L2=80mm TⅠ=116.1N·m
查手册 选C型平键 GB1096-2003
C键10×8 GB1096-79
l=L2-b=80-10=70mm h=8mm
σp=4 ·TⅠ/（d·h·l）
=4×116.1×1000/（10×8×70）
=83Mpa < [σp] (150Mpa)
八、 滚动轴承的选择及计算
根据条件，轴承预计寿命
Lh=2×8×300×10=48000小时
1.输入轴的轴承设计计算
（1）初步计算当量动载荷P
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=379.3N
（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值
（3）选择轴承型号
选择6207轴承 Cr=19.8KN
∴预期寿命足够
∴此轴承合格
2.输入轴的轴承设计计算
（1）初步计算当量动载荷P
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=235N
（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值
（3）选择轴承型号
选择6209轴承 Cr=24.5KN
∴预期寿命足够
∴此轴承合格
联连轴器的选择
（1）类型选择
由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联轴器或凸缘联轴器。
（2）载荷计算
计算转矩TC2=KA×TⅡ=1×116.1=116.1Nm，
TC1=KA×TⅡ=1×30.22=30.22Nm，
其中KA为工况系数，KA=1
（3）型号选择
根据TC2，轴径d2，轴的转速n2， 查标准GB/T 5014—1985，输出轴选用HL2型弹性柱销联轴器，其额定转矩[T]=315Nm, 许用转速[n]=5600r/m ,故符合要求。
根据TC1，轴径d1，轴的转速n1， 查标准GB/T 5843—1985，输入轴选用YL6型凸缘联器，其额定转矩[T]=100Nm, 许用转速[n]=5200r/m ,故符合要求。
十、减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
油面指示器
选用游标尺M16
起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳
放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M16×1.5
十一、润滑与密封
齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。
滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。
密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
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闭式单级圆锥齿轮传动
设计一闭式单级圆锥齿轮传动。已知传递的功率P1=10kW，小齿轮转速n1=960r/min，传动比u=2.55，每天工作16h，使用寿命10年，小锥齿轮悬臂布置。
解：设计步骤见表
计算与说明 主要结果
1．选定材料、热处理方式、精度等级、齿数等 小轮：40Cr调质 HB1=241～286，取250HBW； 大轮：45调质 HB2=217～255，取220HBW； 7级精度 取z1=24，则大轮齿数z2=uz1=2.55×24=61， 2．确定许用弯曲应力 σHlim1=710MPa，σHlim2=580MPa， σFlim1=600MPa，σFlim2=450MPa， N1=60×960×10×300×16=2.76×109 N2= N1/u=2.76×107/2.55=1.08×109 安全系数取SH=1.1 SF=1.4 得：ZN1=ZN2=1 YN1=YN2=1 3．按齿面接触强度设计 （1）工作转矩 （2）载荷系数 KA=1 KV=1.12 K =1.13 K= KAKV K =1×1.12×1.13=1.27 （3）齿宽系数 bR=0.3 （4）分度圆直径 弹性变形系数：ZE=189.8 节点区域系数：ZH=2.5 则： 取dm1= d1（1-0.5ΦR）=93.74 ×(1-0.5×0.3)=80mm ，取m=4 mm 两轮大端分度圆直径： d 1=mz1=4×24=96mm d2=mz2=4×61=244mm 锥距： b=Φd R=0.3×131.10=39.33 mm 取齿宽b=40mm 4．校核弯曲强度 当量齿数 查得：YFa1=2.62，YSa1=1.59， YFa2=2.12，YSa2=1.82， 则： 大小齿轮满足强度要求。 5．齿轮结构设计（略） 小轮：40Cr调质硬260HBW； 大轮：45调质 硬度230HBW； z1=24 z2=61 σHlim1=710MPa σHlim2=580MPa σFlim1=600MPa σFlim2=450MPa， N1=2.76×109 N2= =1.08×109 ZN1=ZN2=1 YN1= YN2=1 [σH1]=620MPa [σH2]=500MPa [σF1]= 364.29MPa [σF2]=420MPa T1=99479N.mm K= 1.27 bR=0.3 ZE=189.8 ZH=2.5 m=4mm d =96mm b=244 mm YFa1=2.62， YSa1=1.59， YFa2=2.12， YSa2=1.82， σF1=94.87MPa σF2=300MPa
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发动机拆装实习报告
一、前言
发动机作为一辆汽车的心脏，没有发动机的汽车不能向前一步，它是整车的动力源，所以我们对本次拆装发动机的实习倍感重视。发动机为汽车的行走提供动力，关系着汽车的动力性、经济性、环保性。简单来说，发动机就是一个能量转换机构，即将汽油（柴油）或天然气的热能，通过在密封汽缸内燃烧气体膨胀，推动活塞作功，转变为机械能，这是发动机最基本的原理。其后在拆装过程中，我们从老师的讲解自己的实践动手操作中学习发动机知识，学习拆装工艺。发动机——是将某一种形式的能量转换为机械能的机器。其功用是将液体或气体的化学能通过燃烧后转化为热能，再把热能通过膨胀转化为机械能并对外输出动力。
二、实习目的与要求
实习目的：
⒈巩固和加强汽车发动机构造和原理课程的理论知识，为后续课程的学习奠定必要的基础。
⒉使学生把握汽车发动机总成、各零部件及其相互间的连接关系、拆装方法和步骤及注重事项。
⒊学习准确使佣拆装机器工具、量具的方法；
⒋了解安全操作常识，认识零部件拆装后的准确放置、分类，造就良好的工作习惯。
⒌锻炼和造就学生的动手能力。
实习要求：
1.学会汽车发动机常用和特殊拆装工具准确使用。
2.学会汽车发动机的总体拆装、调整和各系统主要零部件的准确拆装。
3.学会汽车发动机的主要零部件的检查测量。
4.把握汽车发动机的基本构造与基本工作原理。
5.理解汽车发动机各组成系统的结构与工作原理。
三、实习内容
为期两周的实习，我们七个人一组进行发动机的拆装，我们小组拆的是一个四缸直列水冷式发动机。发动机拆装分为两部分
（1）化油器
化油器主要有浮子系统、怠速系统、主供油系统加浓系统与加速系统等组成，其主要功用是在发动机任何转速、任何负荷、任何大气状况下，向发动机提供一定数量且成分符合发动机工作状况要求的可燃混合气。
浮子系统有浮子室、浮子和进气阀等组成，它是存储汽油并使浮子室内油面保持恒定的装置。当油面低于规定高度时，浮子下沉，带动进气针阀将进油孔开启，汽油充入浮子室；如果油面达到了规定高度，浮子升起并带动进气针阀将进油孔关闭，中断向浮子室供油。
怠速系统有怠速油道、怠速量孔、怠速喷口、怠速空气道、怠速空气量孔、过度喷口、怠速调整螺钉和节气门最小开度限止螺钉等组成，其功用是向在怠速工况工作的发动机提供浓混合气。
主供油系统有主喷管、主空气量孔和油井等组成，其功用是在怠速以外的所有工况都起供油作用，而且其供油量随发动机负荷的增加或节气门开度的增大而增加。
加浓系统按照其控制方式的不同可分为机械式和真空式加浓，当发动机由中等负荷或全负荷工作时，通过加浓系统额外的供给部分燃油，使混合气由经济混合气加浓到功率混合气，以保证发动机发出最大功率，满足理想化化油器特性在大负荷段的加浓要求。
加速系统又称加速泵，它有活塞式和膜片式两种，其功用是当节气门急速开大时将一定数量的汽油一次喷入喉管，维持一定的混合气成分，以满足汽车加速的需求。
最后，画出发动机化油器原理图。
（2）拆装发动机机体组件
1、拆下气缸盖13固定螺钉（注意螺钉应从两端向中间交叉旋松，并且分3次才卸下螺钉）。拆下气缸盖；取下气缸垫，注意气缸垫的安装朝向。
2、旋松油底壳20的放油螺钉，放出油底壳内机油。 翻转发动机，拆卸油底壳固定螺钉（注意螺钉也应从两端向中间旋松）。拆下油底壳和油底壳密封垫。
3、旋松机油粗滤清器固定螺钉，拆卸机油滤清器、机油泵链轮和机油泵。
4、拆卸发动机活塞连杆组
1）转动曲轴，使发动机1、 4缸活塞处于下止点。
2）分别拆卸1、4缸的连杆的紧固螺母，去下连杆轴承盖，注意连杆配对记号，并按顺序放好。
3）用橡胶锤或锤子木柄分别推出1、4缸的活塞连杆组件，用手在气缸出口接住并取出活塞连杆组件，注意活塞安装方向。
4）将连杆轴承盖，连杆螺栓，螺母按原位置装回，不同缸的连杆不能互相调换。
5）用样方法拆卸2、3缸的活塞连杆组。
5、拆卸发动机曲轴飞轮组
1）旋松飞轮紧固螺钉，拆卸飞轮，飞轮比较重，拆卸时注意安全。
2）拆卸曲轴前端和后端密封凸缘及油封。
3）按课本要求所示从两端到中间旋松曲轴主轴承盖紧固螺钉，并注意主轴承盖的装配记号与朝向，不同缸的主轴承盖及轴瓦不能互相调换。
4）抬下曲轴，再将主轴承盖及垫片按原位装回，并将固定螺钉拧入少许。注意曲轴推力轴承的定位及开口的安装方向。
6、发动机总体安装
1）按照发动机拆卸的相反顺序安装所有零部件。
2）安装注意事项如下：
1.安装活塞连杆组件和曲轴飞轮组件时，应该特别注意互相配合运动表面的高度清洁，并于装配时在相互配合的运动表面上涂抹机油。
2.各配对的零部件不能相互调换，安装方向也应该正确。
3.各零部件应按规定力矩和方法拧紧，并且按两到三次拧紧。
4.活塞连杆组件装入气缸前，应使用专用工具将活塞环夹紧，再用锤子木柄将活塞组件推入气缸。
5.安装正时齿轮带时，应注意使曲轴正时齿形带轮位置与机体记号对齐并与凸轮轴正时齿形带轮的位置配合正确。
6、拆装完后将所有工具及地面清理一遍，整个拆装实习才基本结束。
在明明确的分工下，整个拆装过程十分的顺利，拆装过程我们对汽车发动机的两大机构（曲轴连杆机构和凸轮轴机构）和五大系统（燃油系统、润滑系统、冷却系统、进排气系统、点火系统）都有了更加深入的了解。
我们主要对润滑系统和冷却系统进行了研究。
润滑系统有机油泵、机油滤清器、机油冷却器、机滤器等组成。其功用是在发动机工作时连续不断的把数量足够、温度适当的洁净机油送到全部传动件的，摩擦表面，并在摩擦表面之间形成油膜，形成液体摩擦，从而减小摩擦阻力、降低功率消耗、减轻机件磨损，以达到提高发动机工作可靠性和耐久性的目的。润滑液在发动机内部的润滑方式是不同的，一般有压力润滑、发件润滑、润滑脂润滑。（润滑系统的油路循环如附件一）。
冷却系统有风冷和水冷之分，以空气为冷却介质的冷却系统成为风冷系统；以冷却液为冷却介质的成为水冷系统，汽车发动机一般采用水冷系统，故以下主要介绍水冷系统。水冷系统均为强制循环水冷系统，即利用水泵提高冷却液的压力，强制冷却液在发动机中循环利用。它主要由水泵、散热器、冷却风扇节温器、补偿水桶、发动机机体和汽缸盖中的水套以及其它附加装置组成。其功用是是发动机在所有工况下都保持在 适当的温度范围内。冷却系统既要防止发动机过热，也要防止冬季发动机过冷。在发动机冷启动之后，冷却系统还要保持发动机迅速升温，尽快达到正常的工作温度。
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