某傳動裝置兩支點反裝一對7307

『壹』 求兩支點反力、繪制剪力圖、彎矩圖，並求最大彎矩

P和q的關系？否則彎矩圖不確定。

『貳』 求 齒輪減速器傳動設計說明書裝配圖，零件圖 做課程設計，滿意答復追加50分。

單級斜齒圓柱減速器設計說明書

院（系） 機械與汽車工程學院
專 業
班 級
學 號
姓 名

專業教研室、研究所負責人
指導教師
年 月 日
XXXXXXX 大 學
課 程 設 計 （ 論 文 ） 任 務 書

茲發給 車輛工程 班學生 課程設計（論文）任務書，內容如下：
1． 設計題目：V帶——單級斜齒圓柱減速器
2． 應完成的項目：
（1） 減速器的總裝配圖一張(A1)
（2） 齒輪零件圖 一張(A3)
（3） 軸零件圖一張(A3)
（4） 設計說明書一份
3． 本設計（論文）任務書於2008 年 月 日發出，應於2008 年 月 日前完成，然後進行答辯。
專業教研室、研究所負責人 審核 年 月 日
指導教師 簽發 年 月 日

程設計（論文）評語：課程設計（論文）總評成績：
課程設計（論文）答辯負責人簽字：
年 月 日

目 錄

一． 傳動方案的確定―――――――――――――――5
二． 原始數據――――――――――――――――――5
三． 確定電動機的型號――――――――――――――5
四． 確定傳動裝置的總傳動比及分配――――――――6
五． 傳動零件的設計計算―――――――――――――7
六． 減速器鑄造箱體的主要結構尺寸設計――――――13
七． 軸的設計――――――――――――――――――14
八． 滾動軸承的選擇和計算――――――――――――19
九． 鍵聯接的選擇和強度校核―――――――――――22
十． 聯軸器的選擇和計算―――――――――――――22
十一． 減速器的潤滑―――――――――――――――22
十二． 參考文獻―――――――――――――――――2計算過程及計算說明
一、傳動方案擬定二、原始數據：
帶拉力：F=5700N, 帶速度：v=2.28m/s, 滾筒直徑：D=455mm
運輸帶的效率： 工作時載荷有輕微沖擊；室內工作，水份和灰份為正常狀態，產品生產批量為成批生產，允許總速比誤差 4％，要求齒輪使用壽命為10年，二班工作制；軸承使用壽命不小於15000小時。

三、電動機選擇
(1) 選擇電動機類型： 選用Y系列三相非同步電動機
(2) 選擇電動機功率：:
運輸機主軸上所需要的功率：
傳動裝置的總效率：
， ， ， ， 分別是：V帶傳動，齒輪傳動（閉式，精度等級為8），圓錐滾子軸承（滾子軸承一對），聯軸器（剛性聯軸器），運輸帶的效率。查《課程設計》表2-3，
取：
所以：
電動機所需功率: ，
查《課程設計》表16-1 取電動機Y200L1-6的額定功率
（3）選擇電動機的轉速
取V帶傳動比范圍(表2-2) ≤2～4；單級齒輪減速器傳動比 ＝3～6
滾筒的轉速：
電動機的合理同步轉速：
查表16-1得電動機得型號和主要數據如下（同步轉速符合）
電動機型號 額定功率(kW) 同步轉速(r/min) 滿載轉速nm
(r/min) 堵載轉矩
額定轉矩 最大轉矩
額定轉矩
Y200L1-6 18.5 1000 970 1.8 2.0
查表16-2得電動機得安裝及有關尺寸
中心高
H 外形尺寸
底腳安裝尺寸
地腳螺栓孔直徑
軸伸尺寸
鍵公稱尺寸
200 775×(0.5×400+310) ×310 318×305 19 55×110 16×
五、計算總傳動比及分配各級的傳動比
傳動裝置得總傳動比 ：
取V帶傳動比： ；單級圓柱齒輪減速器傳動比：
(1) 計算各軸得輸入功率
電動機軸：
軸Ⅰ（減速器高速軸）:
軸Ⅱ（減速器低速軸）:
(2) 計算各軸得轉速
電動機軸:
軸Ⅰ :
軸Ⅱ :
（3）計算各軸得轉矩
電動機軸
軸Ⅰ :
軸Ⅱ :
上述數據製表如下：
參數
軸名 輸入功率
（ ）
轉速
（ ）
輸入轉矩
（ ）
傳動比
效率
電動機軸 15.136 970 182.14 1.6893 0.95
軸Ⅰ（減速器高速軸） 14.379 574.20 239.15 6 0.97
軸Ⅱ（減速器低速軸） 13.669 95.70 1364.07
五、傳動零件的設計計算
1. 普通V帶傳動得設計計算
① 確定計算功率
則： ，式中，工作情況系數取 ＝1.3
② 根據計算功率 與小帶輪的轉速 ，查《機械設計基礎》圖10-10，選擇SPA型窄V帶。
③ 確定帶輪的基準直徑
取小帶輪直徑: ，
大帶輪直徑 :
根據國標：GB/T 13575.1-1992 取大帶輪的直徑
④ 驗證帶速:
在 之間。故帶的速度合適。
⑤確定V帶的基準直徑和傳動中心距
初選傳動中心距范圍為： ，初定
V帶的基準長度：

查《機械設計》表2.3，選取帶的基準直徑長度
實際中心距：
⑥ 驗算主動輪的最小包角
故主動輪上的包角合適。
⑦ 計算V帶的根數z
,由 ， ，
查《機械設計》表2.5a，得 ，由 ，查表2.5c，得額定功率的增量: ,查表2.8，得 ，查表2.9，得
， 取 根。
⑧ 計算V帶的合適初拉力
查《機械設計》表2.2，取
得
⑨ 計算作用在軸上的載荷 :

⑩ 帶輪的結構設計 （單位）mm
帶輪
尺寸
小帶輪
槽型 C
基準寬度
11
基準線上槽深
2.75
基準線下槽深
11.0
槽間距
15.0 0.3

槽邊距
9
輪緣厚
10
外徑
內徑
40
帶輪寬度
帶輪結構 腹板式
V帶輪採用鑄鐵HT150或HT200製造，其允許的最大圓周速度為25m/s.
2. 齒輪傳動設計計算
（1）擇齒輪類型，材料，精度，及參數
① 選用斜齒圓柱齒輪傳動（外嚙合）；
② 選擇齒輪材料：由課本附表1.1選大、小齒輪的材料均為45鋼，並經調質後表面淬火，齒面硬度為HRC1=HRC2=45；
③ 選取齒輪為7級的精度（GB 10095－88）；
④ 初選螺旋角
⑤ 選 小齒輪的齒數 ；大齒輪的齒數
（2）按齒面接觸疲勞強度設計
由設計計算公式進行試算，即
A. 確定公式內各個計算數值
① 試選載荷系數Kt=1.5
② 小齒輪傳遞的轉矩：
③ 由《機械設計》表12.5得齒寬系數 （對硬齒面齒輪， 取值偏下極限）
④ 由《機械設計》表12.4彈性影響系數
⑤ 節點區域系數
所以，得到 =2.4758
⑥ 端面重合度

＝
＝
代入上式可得：
⑦ 接觸疲勞強度極限σHlim1=σHlim2=1000Mpa (圖12.6)
⑧ 應力循環次數
N1=60 nⅠjLh=60x574.20x1x(2x8x300x10)=16.5x108
N2= N1/i2=16.5x108/6=2.75x108
⑨ 接觸疲勞壽命系數 根據圖12.4
⑩ 接觸疲勞許用應力 取
=0.91 1000/1.2Mpa=758.33 MPa
=0.96 1000/1.2Mpa=800 Mpa
因為 =779.165MPa<1.23 =984MPa, 故取 ＝779.165 Mpa

B. 計算
① 試算小齒輪分度圓

② 計算圓周速度： =
③ 計算齒寬： = 1 57.24 = 57.24 mm
④ 齒寬與齒高之比：
/(2.25 )
⑤ 計算載荷系數K
根據v=2.28m/s，7級精度，由附圖12.1查得動載系數 =1.07
由附表12.2查得 ； 由附表12.1查得 .25
參考課本附表12.3中6級精度公式，估計 <1.34,對稱
1.313取 =1.313
由附圖12.2查得徑向載荷分布系數 =1.26
載荷系數
⑥ 按實際的載荷系數修正分度圓直徑
＝
⑦ 計算模數

3、按齒根彎曲疲勞強度設計

A. 確定公式中的各參數
① 載荷系數K：
則
② 齒形系數 和應力校正系數
當量齒數 ＝ ＝21.6252，
＝ ＝112.2453

③ 螺旋角影響系數
軸面重合度 ＝ ＝0.9385
取 ＝1得 =0.9374
④ 許用彎曲應力

查課本附圖6.5得 ，取 =1.4，則
＝0.86 500/1.4Mpa＝307 Mpa
=0.88 500/1.4Mpa＝314 Mpa
⑤ 確定
=2.73 1.57/307=0.01396
=2.17 1.80/314=0.01244
以 代入公式計算
B. 計算模數mn

比較兩種強度計算結果，確定

4、幾何尺寸的計算
① 中心距 ＝3 （21＋126）/ (2cos80)=223mm
取中心距
② 修正螺旋角：

③ 分度圓直徑：

④ 齒寬 ，取B2=65 mm，B1=70 mm
⑤ 齒輪傳動的幾何尺寸，製表如下：(詳細見零件圖)
名稱 代號 計算公式 結果
小齒輪 大齒輪
中心距

223 mm
傳動比

6
法面模數
設計和校核得出 3
端面模數

3.034
法面壓力角
螺旋角
一般為
齒頂高
3mm
齒根高
3.75mm
全齒高
6.75mm
頂隙 c
0.75mm
齒數 Z
21 126
分度圓直徑
64.188mm 382.262 mm
齒頂圓直徑
70.188 mm 388.262mm
齒根圓直徑
57.188 mm 375.262 mm
齒輪寬 b
70mm 65mm
螺旋角方向
左旋 右旋
六、減速器鑄造箱體的主要結構尺寸設計
查《設計基礎》表3-1經驗公式，及結果列於下表。
名稱 代號 尺寸計算 結果(mm)
底座壁厚
8
箱蓋壁厚

8
底座上部凸圓厚度

12
箱蓋凸圓厚度

12
底座下部凸圓厚度

20
底座加強筋厚度 e
8
底蓋加強筋厚度

7
地腳螺栓直徑 d 或表3.4
16
地腳螺栓數目 n 表3--4 6
軸承座聯接螺栓直徑
0.75d 12
箱座與箱蓋聯接螺栓直徑
(0.5—0.6)d 8
軸承蓋固定螺釘直徑
(0.4—0.5)d 8
視孔蓋固定螺釘直徑
(0.3—0.4)d 5
軸承蓋螺釘分布圓直徑

155/140
軸承座凸緣端面直徑

185/170
螺栓孔凸緣的配置尺寸
表3--2 22，18，30
地腳螺栓孔凸緣配置尺寸
表3--3 25，23，45
箱體內壁與齒輪距離

12
箱體內壁與齒輪端面距離

10
底座深度 H
244
外箱壁至軸承端面距離

45

七、軸的設計計算
1. 高速軸的設計
① 選擇軸的材料：選取45號鋼，調質，HBS＝230
② 初步估算軸的最小直徑
根據教材公式，取 =110，則: =32.182mm

因為與V帶聯接處有一鍵槽,所以直徑應增大5%
③ 軸的結構設計:
考慮帶輪的機構要求和軸的剛度，取裝帶輪處軸徑 ，根據密封件的尺寸，選取裝軸承處的軸徑為:
兩軸承支點間的距離： ，
式中： ―――――小齒輪齒寬，
―――――― 箱體內壁與小齒輪端面的間隙，
――――――― 箱體內壁與軸承端面的距離，
――――― 軸承寬度，選取30310圓錐滾子軸承，查表13-1，得到
得到：
帶輪對稱線到軸承支點的距離
式中： ------------軸承蓋高度，
t ――――軸承蓋的凸緣厚度， ,故，
―――――螺栓頭端面至帶輪端面的距離，
―――――軸承蓋M8螺栓頭的高度，查表可得 mm
――――帶輪寬度，
得到：
2.按彎扭合成應力校核軸的強度。
①計算作用在軸上的力
小齒輪受力分析
圓周力：
徑向力：
軸向力：
②計算支反力
水平面：
垂直面：

所以:

③ 作彎矩圖
水平面彎矩：
垂直面彎矩：

合成彎矩：

④ 作轉矩圖 （見P22頁） T1=239.15Nm
當扭轉剪力為脈動循環應變力時，取系數 ，
則：
⑤ 按彎扭合成應力校核軸的強度
軸的材料是45號鋼，調質處理，其拉伸強度極限 ，對稱循環變應力時的許用應力 。
由彎矩圖可以知道，A剖面的計算彎矩最大 ，該處的計算應力為：

D 剖面的軸徑最小，該處的計算應力為：
（安全）
⑥ 軸的結構圖見零件圖所示

2.低速軸的設計

(1).選擇軸的材料:選擇45號鋼,調質,HBS=230
(2). 初步估算軸的最小直徑:取A=110,
兩個鍵，所以 mm
考慮聯軸器的機構要求和軸的剛度，取裝聯軸器處軸徑 ，根據密封件的尺寸，選取裝軸承處的軸徑為: 選30214 軸承 T=26.25

(3).軸的結構設計,初定軸徑及軸向尺寸:考慮

---螺栓頭端面至帶輪端面的距離,
k ----軸承蓋M12螺栓頭的高度,查表可得k=7.5mm ，選用6個
L---軸聯軸器長度,L=125mm
得到:

(4).按彎曲合成應力校核軸的強度

①計算作用的軸上的力
齒輪受力分析:圓周力: N
徑向力:
軸向力:
③ 計算支反力:
水平面:
垂直面: ，

，

③ 作彎矩圖
水平面彎矩：
垂直面彎矩：

合成彎矩：

④ 作轉矩圖 T2=1364.07Nm
當扭轉剪力為脈動循環應變力時，取系數 , 則:

⑤ 按彎扭合成應力校核軸的強度
軸的材料是45號鋼，調質處理，其拉伸強度極限 ，對稱循環變應力時的許用應力 。
由彎矩圖可以知道，C剖面的計算彎矩最大 ，該處的計算應力為：

D 剖面的軸徑最小，該處的計算應力為：
（安全）
（5）軸的結構圖見零件圖所示：

八、滾動軸承的選擇和計算
1.高速軸滾動軸承的選擇和壽命計算

① 選取的軸承：型號為30310圓錐滾子軸承（每根軸上安裝一對）
②軸承A的徑向載荷
軸承B的徑向載荷：

對於30310型圓錐滾子軸承，其內部派生軸向力

所以軸承A被「放鬆」，而軸承B被「壓緊」，則

計算當量動載荷

對於軸承1
對於軸承2 (根據《機械設計》表9.1)
軸向載荷：

因為 ,按照軸承 A驗算壽命

（由表13-1可查C=122kN）
故滿足壽命要求

2. 低速軸滾動軸承的選擇和壽命計算

①選取的軸承：型號為30214圓錐滾子軸承

『叄』 傳動系統的常見故障

1．發動機斷缸缺火。這種異響比較好識別，異響伴隨發動機強烈抖動，且聲音頻率與內抖動頻率相同。如容遇到這種情況，不要慌張，就近找一家服務站檢查發動機供油、點火、供氣以及發動機電腦，排除故障即可。

2．發動機潤滑系統工作效率下降引起機件過度摩擦。也許是長期不做換油保養引起的發動機潤滑油變質失效，或者潤滑系密封性下降導致的機油壓力不夠，都會使發動機潤滑效果下降，導致摩擦件過度損壞產生異響。這種機械異響的震動頻率與發動機轉速（激勵頻率）有直接關系，發動機正常工作轉速在800－5000 r／min。產生噪音的頻率很高，人耳只能聽到連續或間斷時間很短的響聲，隨著發動機轉速升高，異響在音量和頻率上都隨之增加。如果您的愛車出現了上述異狀，就要做好心理准備了，最起碼是解體發動機中修檢查磨損情況。

『肆』 汽車離合器的作用是什麼

1、保證汽車平穩起步

起步前汽車處於靜止狀態，如果發動機與變速箱是剛性連接的，一旦掛上檔，汽車將由於突然接上動力突然前沖，不但會造成機件的損傷，而且驅動力也不足以克服汽車前沖產生的巨大慣性，使發動機轉速急劇下降而熄火。

2、便於換檔

汽車行駛過程中，經常換用不同的變速箱檔位，以適應不斷變化的行駛條件。如果沒有離合器將發動機與變速箱暫時分離，那麼變速箱中嚙合的傳力齒輪會因載荷沒有卸除，其嚙合齒面間的壓力很大而難於分開。

3、防止傳動系統過載

汽車緊急制動時，車輪突然急劇降速，而與發動機相連的傳動系由於旋轉的慣性，仍保持原有轉速，這往往會在傳動系統中產生遠大於發動機轉矩的慣性矩，使傳動系的零件容易損壞。

由於離合器是靠摩擦力來傳遞轉矩的，所以當傳動系內載荷超過摩擦力所能傳遞的轉矩時，離合器的主、從動部分就會自動打滑，因而起到了防止傳動系過載的作用。

4、降低扭振沖擊

汽車發動機的工作原理決定了其輸出扭矩的不平穩。在做功沖程，燃燒室氣體爆炸產生極大沖擊扭矩，而在其他沖程，卻是靠慣性反拖發動機。

(4)某傳動裝置兩支點反裝一對7307擴展閱讀：

分類

1、液力耦合器

靠工作液（油液）傳遞轉矩，外殼與泵輪連為一體，是主動件；渦輪與泵輪相對，是從動件。當泵輪轉速較低時，渦輪不能被帶動，主動件與從動件之間處於分離狀態；隨著泵輪轉速的提高，渦輪被帶動，主動件與從動件之間處於接合狀態。

2、電磁離合器

靠線圈的通斷電來控制離合器的接合與分離。如在主動與從動件之間放置磁粉，則可以加強兩者之間的接合力，這樣的離合器稱為磁粉式電磁離合器。

3、自動離合器

隨著電子技術在汽車上應用，一種自動離合器系統也進入了汽車領域。這種由控制單元（ECU）控制的離合器已經應用在一些轎車上，使手動變速器換檔的一個重要步驟—離合器的斷開與接合能夠自動地適時完成，簡化了駕駛員的操縱動作。

『伍』 機械設計-課程設計-帶式運輸機傳動裝置-二級齒輪減速器

一、 設計題目：二級直齒圓柱齒輪減速器
1． 要求：擬定傳動關系：由電動機、V帶、減速器、聯軸器、工作機構成。
2． 工作條件：雙班工作，有輕微振動，小批量生產，單向傳動，使用5年，運輸帶允許誤差5%。
3． 知條件：運輸帶捲筒轉速 ，
減速箱輸出軸功率 馬力，
二、 傳動裝置總體設計：
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，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：

三、 選擇電機
1. 計算電機所需功率 ： 查手冊第3頁表1-7：
－帶傳動效率：0.96
－每對軸承傳動效率：0.99
－圓柱齒輪的傳動效率：0.96
－聯軸器的傳動效率：0.993
—捲筒的傳動效率：0.96
說明：
－電機至工作機之間的傳動裝置的總效率：

2確定電機轉速：查指導書第7頁表1：取V帶傳動比i=2 4
二級圓柱齒輪減速器傳動比i=8 40所以電動機轉速的可選范圍是：

符合這一范圍的轉速有：750、1000、1500、3000
根據電動機所需功率和轉速查手冊第155頁表12-1有4種適用的電動機型號，因此有4種傳動比方案如下：
方案 電動機型號 額定功率 同步轉速
r/min 額定轉速
r/min 重量 總傳動比
1 Y112M-2 4KW 3000 2890 45Kg 152.11
2 Y112M-4 4KW 1500 1440 43Kg 75.79
3 Y132M1-6 4KW 1000 960 73Kg 50.53
4 Y160M1-8 4KW 750 720 118Kg 37.89
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、和帶傳動、減速器的傳動比，可見第3種方案比較合適，因此選用電動機型號為Y132M1-6，其主要參數如下：

額定功率kW 滿載轉速 同步轉速 質量 A D E F G H L AB
4 960 1000 73 216 38 80 10 33 132 515 280
四 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比：
總傳動比：
分配傳動比：取 則
取 經計算
註： 為帶輪傳動比， 為高速級傳動比， 為低速級傳動比。
五 計算傳動裝置的運動和動力參數：
將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1軸、2軸、3軸、4軸
——依次為電機與軸1，軸1與軸2，軸2與軸3，軸3與軸4之間的傳動效率。
1. 各軸轉速：

2各軸輸入功率：

3各軸輸入轉矩：

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 3.67 36.5 960
1軸 3.52 3.48 106.9 105.8 314.86
2軸 3.21 3.18 470.3 465.6 68
3軸 3.05 3.02 1591.5 1559.6 19.1
4軸 3 2.97 1575.6 1512.6 19.1
六 設計V帶和帶輪：
1.設計V帶
①確定V帶型號
查課本 表13-6得： 則
根據 =4.4, =960r/min,由課本 圖13-5，選擇A型V帶，取 。
查課本第206頁表13-7取 。
為帶傳動的滑動率 。
②驗算帶速： 帶速在 范圍內，合適。
③取V帶基準長度 和中心距a：
初步選取中心距a： ，取 。
由課本第195頁式（13-2）得： 查課本第202頁表13-2取 。由課本第206頁式13-6計算實際中心距： 。
④驗算小帶輪包角 ：由課本第195頁式13-1得： 。
⑤求V帶根數Z：由課本第204頁式13-15得：
查課本第203頁表13-3由內插值法得 。

EF=0.1
=1.37+0.1=1.38

EF=0.08

查課本第202頁表13-2得 。
查課本第204頁表13-5由內插值法得 。 =163.0 EF=0.009
=0.95+0.009=0.959

則
取 根。
⑥求作用在帶輪軸上的壓力 ：查課本201頁表13-1得q=0.10kg/m，故由課本第197頁式13-7得單根V帶的初拉力：
作用在軸上壓力：
。
七 齒輪的設計：
1高速級大小齒輪的設計：
①材料：高速級小齒輪選用 鋼調質，齒面硬度為250HBS。高速級大齒輪選用 鋼正火，齒面硬度為220HBS。
②查課本第166頁表11-7得： 。
查課本第165頁表11-4得： 。
故 。
查課本第168頁表11-10C圖得： 。
故 。
③按齒面接觸強度設計：9級精度製造，查課本第164頁表11-3得：載荷系數 ，取齒寬系數 計算中心距：由課本第165頁式11-5得：
考慮高速級大齒輪與低速級大齒輪相差不大取
則 取
實際傳動比：
傳動比誤差： 。
齒寬： 取
高速級大齒輪： 高速級小齒輪：
④驗算輪齒彎曲強度：
查課本第167頁表11-9得：
按最小齒寬 計算：
所以安全。
⑤齒輪的圓周速度：
查課本第162頁表11-2知選用9級的的精度是合適的。
2低速級大小齒輪的設計：
①材料：低速級小齒輪選用 鋼調質，齒面硬度為250HBS。
低速級大齒輪選用 鋼正火，齒面硬度為220HBS。
②查課本第166頁表11-7得： 。
查課本第165頁表11-4得： 。
故 。
查課本第168頁表11-10C圖得： 。
故 。
③按齒面接觸強度設計：9級精度製造，查課本第164頁表11-3得：載荷系數 ，取齒寬系數
計算中心距： 由課本第165頁式11-5得：

取 則 取
計算傳動比誤差： 合適
齒寬： 則取
低速級大齒輪：
低速級小齒輪：
④驗算輪齒彎曲強度：查課本第167頁表11-9得：
按最小齒寬 計算：
安全。
⑤齒輪的圓周速度：
查課本第162頁表11-2知選用9級的的精度是合適的。
八 減速器機體結構尺寸如下：
名稱 符號 計算公式 結果
箱座厚度

10
箱蓋厚度

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
軸承旁聯結螺栓直徑

M12
蓋與座聯結螺栓直徑
=（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
， ， 至外箱壁的距離
查手冊表11—2 34
22
18
， 至凸緣邊緣距離
查手冊表11—2 28
16
外箱壁至軸承端面距離
= + +（5 10）
50
大齒輪頂圓與內箱壁距離
>1.2
15
齒輪端面與內箱壁距離
>
10
箱蓋，箱座肋厚

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）
九 軸的設計：
1高速軸設計：
①材料：選用45號鋼調質處理。查課本第230頁表14-2取 C=100。
②各軸段直徑的確定：根據課本第230頁式14-2得： 又因為裝小帶輪的電動機軸徑 ，又因為高速軸第一段軸徑裝配大帶輪，且 所以查手冊第9頁表1-16取 。L1=1.75d1-3=60。
因為大帶輪要靠軸肩定位，且還要配合密封圈，所以查手冊85頁表7-12取 ，L2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。
段裝配軸承且 ，所以查手冊62頁表6-1取 。選用6009軸承。
L3=B+ +2=16+10+2=28。
段主要是定位軸承，取 。L4根據箱體內壁線確定後在確定。
裝配齒輪段直徑：判斷是不是作成齒輪軸：
查手冊51頁表4-1得：
得：e=5.9＜6.25。
段裝配軸承所以 L6= L3=28。
2 校核該軸和軸承：L1=73 L2=211 L3=96
作用在齒輪上的圓周力為：
徑向力為
作用在軸1帶輪上的外力：
求垂直面的支反力：

求垂直彎矩，並繪制垂直彎矩圖：

求水平面的支承力：
由 得
N
N
求並繪制水平面彎矩圖：

求F在支點產生的反力：

求並繪制F力產生的彎矩圖：

F在a處產生的彎矩：

求合成彎矩圖：
考慮最不利的情況，把 與 直接相加。

求危險截面當量彎矩：
從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：（取摺合系數 ）

計算危險截面處軸的直徑：
因為材料選擇 調質，查課本225頁表14-1得 ，查課本231頁表14-3得許用彎曲應力 ，則：

因為 ，所以該軸是安全的。
3軸承壽命校核：
軸承壽命可由式 進行校核，由於軸承主要承受徑向載荷的作用，所以 ，查課本259頁表16-9，10取 取
按最不利考慮，則有：

則 因此所該軸承符合要求。
4彎矩及軸的受力分析圖如下：

5鍵的設計與校核:
根據 ，確定V帶輪選鑄鐵HT200，參考教材表10-9,由於 在 范圍內，故 軸段上採用鍵 ： ,
採用A型普通鍵:
鍵校核.為L1=1.75d1-3=60綜合考慮取 =50得 查課本155頁表10-10 所選鍵為：
中間軸的設計：
①材料：選用45號鋼調質處理。查課本第230頁表14-2取 C=100。
②根據課本第230頁式14-2得：
段要裝配軸承，所以查手冊第9頁表1-16取 ，查手冊62頁表6-1選用6208軸承，L1=B+ + + =18+10+10+2=40。
裝配低速級小齒輪，且 取 ，L2=128，因為要比齒輪孔長度少 。
段主要是定位高速級大齒輪，所以取 ，L3= =10。
裝配高速級大齒輪，取 L4=84-2=82。
段要裝配軸承，所以查手冊第9頁表1-16取 ，查手冊62頁表6-1選用6208軸承，L1=B+ + +3+ =18+10+10+2=43。
③校核該軸和軸承：L1=74 L2=117 L3=94
作用在2、3齒輪上的圓周力：
N
徑向力：

求垂直面的支反力

計算垂直彎矩：

求水平面的支承力：

計算、繪制水平面彎矩圖：

求合成彎矩圖，按最不利情況考慮：

求危險截面當量彎矩：
從圖可見，m-m,n-n處截面最危險，其當量彎矩為：（取摺合系數 ）

計算危險截面處軸的直徑：
n-n截面:
m-m截面:
由於 ，所以該軸是安全的。
軸承壽命校核：
軸承壽命可由式 進行校核，由於軸承主要承受徑向載荷的作用，所以 ，查課本259頁表16-9，10取 取

則 ，軸承使用壽命在 年范圍內，因此所該軸承符合要求。
④彎矩及軸的受力分析圖如下：
⑤鍵的設計與校核：
已知 參考教材表10-11，由於 所以取
因為齒輪材料為45鋼。查課本155頁表10-10得
L=128-18=110取鍵長為110. L=82-12=70取鍵長為70
根據擠壓強度條件，鍵的校核為：

所以所選鍵為:
從動軸的設計：
⑴確定各軸段直徑
①計算最小軸段直徑。
因為軸主要承受轉矩作用，所以按扭轉強度計算，由式14-2得：
考慮到該軸段上開有鍵槽，因此取
查手冊9頁表1-16圓整成標准值，取
②為使聯軸器軸向定位，在外伸端設置軸肩，則第二段軸徑 。查手冊85頁表7-2，此尺寸符合軸承蓋和密封圈標准值，因此取 。
③設計軸段 ，為使軸承裝拆方便，查手冊62頁，表6-1，取 ，採用擋油環給軸承定位。選軸承6215: 。
④設計軸段 ，考慮到擋油環軸向定位，故取
⑤設計另一端軸頸 ，取 ，軸承由擋油環定位，擋油環另一端靠齒輪齒根處定位。
⑥ 輪裝拆方便，設計軸頭 ，取 ，查手冊9頁表1-16取 。
⑦設計軸環 及寬度b
使齒輪軸向定位，故取 取
,
⑵確定各軸段長度。
有聯軸器的尺寸決定 (後面將會講到).

因為 ,所以
軸頭長度 因為此段要比此輪孔的長度短

其它各軸段長度由結構決定。
（4）．校核該軸和軸承：L1=97.5 L2=204.5 L3=116
求作用力、力矩和和力矩、危險截面的當量彎矩。
作用在齒輪上的圓周力：

徑向力：

求垂直面的支反力：

計算垂直彎矩：

.m
求水平面的支承力。

計算、繪制水平面彎矩圖。

求F在支點產生的反力

求F力產生的彎矩圖。

F在a處產生的彎矩：

求合成彎矩圖。
考慮最不利的情況，把 與 直接相加。

求危險截面當量彎矩。
從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：（取摺合系數 ）

計算危險截面處軸的直徑。
因為材料選擇 調質，查課本225頁表14-1得 ，查課本231頁表14-3得許用彎曲應力 ，則：

考慮到鍵槽的影響，取
因為 ，所以該軸是安全的。
（5）．軸承壽命校核。
軸承壽命可由式 進行校核，由於軸承主要承受徑向載荷的作用，所以 ，查課本259頁表16-9，10取 取
按最不利考慮，則有：
則 ,
該軸承壽命為64.8年,所以軸上的軸承是適合要求的。
（6）彎矩及軸的受力分析圖如下：
（7）鍵的設計與校核：
因為d1=63裝聯軸器查課本153頁表10-9選鍵為 查課本155頁表10-10得
因為L1=107初選鍵長為100,校核 所以所選鍵為:
裝齒輪查課本153頁表10-9選鍵為 查課本155頁表10-10得
因為L6=122初選鍵長為100,校核
所以所選鍵為: .
十 高速軸大齒輪的設計
因 採用腹板式結構
代號 結構尺寸和計算公式 結果
輪轂處直徑

72
輪轂軸向長度

84
倒角尺寸

1
齒根圓處的厚度

10
腹板最大直徑

321.25
板孔直徑

62.5
腹板厚度

25.2
電動機帶輪的設計

代號 結構尺寸和計算公式 結果

手冊157頁 38mm

68.4mm

取60mm

81mm

74.7mm

10mm

15mm

5mm
十一.聯軸器的選擇：
計算聯軸器所需的轉矩： 查課本269表17-1取 查手冊94頁表8-7選用型號為HL6的彈性柱銷聯軸器。
十二潤滑方式的確定：
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。
十三.其他有關數據見裝配圖的明細表和手冊中的有關數據。
十四.參考資料：
《機械設計課程設計手冊》(第二版)——清華大學 吳宗澤，北京科技大學 羅聖國主編。
《機械設計課程設計指導書》（第二版）——羅聖國，李平林等主編。
《機械課程設計》（重慶大學出版社）——周元康等主編。
《機械設計基礎》（第四版）課本——楊可楨 程光蘊 主編。

『陸』 一個重力是G,半徑為R的球放在等高,寬為a的縫間,此時球對兩支點的壓力是多少

先畫圖 才好理解
球的中心（在圖上是圓心）O和兩個接觸點的連線就是球受到支持力版的方向.由題意知道權,兩個支點的壓力是相等的.
分析球的受力,重力G,兩個支持力N
G=2Nsinθ
cosθ=a/2R
由這兩個式子可以求出支持力N
也就可以得出其相反力 壓力

『柒』 設計用於帶式運輸機的二級傳動裝置，運輸帶工作拉力2800N，運輸帶工作速度1.4m/s，捲筒直徑350mm

有些東西顯示不出來給郵箱有更詳細的回答和圖紙

一、 設計題目：二級直齒圓柱齒輪減速器
1． 要求：擬定傳動關系：由電動機、V帶、減速器、聯軸器、工作機構成。
2． 工作條件：雙班工作，有輕微振動，小批量生產，單向傳動，使用5年，運輸帶允許誤差5%。
3． 知條件：運輸帶捲筒轉速 ，
減速箱輸出軸功率 馬力，
二、 傳動裝置總體設計：
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，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：
阿
三、 選擇電機
1. 計算電機所需功率 ： 查手冊第3頁表1-7：
－帶傳動效率：0.96
－每對軸承傳動效率：0.99
－圓柱齒輪的傳動效率：0.96
－聯軸器的傳動效率：0.993
—捲筒的傳動效率：0.96
說明：
－電機至工作機之間的傳動裝置的總效率：

2確定電機轉速：查指導書第7頁表1：取V帶傳動比i=2 4
二級圓柱齒輪減速器傳動比i=8 40所以電動機轉速的可選范圍是：

符合這一范圍的轉速有：750、1000、1500、3000
根據電動機所需功率和轉速查手冊第155頁表12-1有4種適用的電動機型號，因此有4種傳動比方案如下：
方案 電動機型號 額定功率 同步轉速
r/min 額定轉速
r/min 重量 總傳動比
1 Y112M-2 4KW 3000 2890 45Kg 152.11
2 Y112M-4 4KW 1500 1440 43Kg 75.79
3 Y132M1-6 4KW 1000 960 73Kg 50.53
4 Y160M1-8 4KW 750 720 118Kg 37.89
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、和帶傳動、減速器的傳動比，可見第3種方案比較合適，因此選用電動機型號為Y132M1-6，其主要參數如下：

額定功率kW 滿載轉速 同步轉速 質量 A D E F G H L AB
4 960 1000 73 216 38 80 10 33 132 515 280
四 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比：
總傳動比：
分配傳動比：取 則
取 經計算
註： 為帶輪傳動比， 為高速級傳動比， 為低速級傳動比。
五 計算傳動裝置的運動和動力參數：
將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1軸、2軸、3軸、4軸
——依次為電機與軸1，軸1與軸2，軸2與軸3，軸3與軸4之間的傳動效率。
1. 各軸轉速：

2各軸輸入功率：

3各軸輸入轉矩：

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 3.67 36.5 960
1軸 3.52 3.48 106.9 105.8 314.86
2軸 3.21 3.18 470.3 465.6 68
3軸 3.05 3.02 1591.5 1559.6 19.1
4軸 3 2.97 1575.6 1512.6 19.1
六 設計V帶和帶輪：
1.設計V帶
①確定V帶型號
查課本 表13-6得： 則
根據 =4.4, =960r/min,由課本 圖13-5，選擇A型V帶，取 。
查課本第206頁表13-7取 。
為帶傳動的滑動率 。
②驗算帶速： 帶速在 范圍內，合適。
③取V帶基準長度 和中心距a：
初步選取中心距a： ，取 。
由課本第195頁式（13-2）得： 查課本第202頁表13-2取 。由課本第206頁式13-6計算實際中心距： 。
④驗算小帶輪包角 ：由課本第195頁式13-1得： 。
⑤求V帶根數Z：由課本第204頁式13-15得：
查課本第203頁表13-3由內插值法得 。

EF=0.1
=1.37+0.1=1.38

EF=0.08

查課本第202頁表13-2得 。
查課本第204頁表13-5由內插值法得 。 =163.0 EF=0.009
=0.95+0.009=0.959

則
取 根。
⑥求作用在帶輪軸上的壓力 ：查課本201頁表13-1得q=0.10kg/m，故由課本第197頁式13-7得單根V帶的初拉力：
作用在軸上壓力：
。
七 齒輪的設計：
1高速級大小齒輪的設計：
①材料：高速級小齒輪選用 鋼調質，齒面硬度為250HBS。高速級大齒輪選用 鋼正火，齒面硬度為220HBS。
②查課本第166頁表11-7得： 。
查課本第165頁表11-4得： 。
故 。
查課本第168頁表11-10C圖得： 。
故 。
③按齒面接觸強度設計：9級精度製造，查課本第164頁表11-3得：載荷系數 ，取齒寬系數 計算中心距：由課本第165頁式11-5得：
考慮高速級大齒輪與低速級大齒輪相差不大取
則 取
實際傳動比：
傳動比誤差： 。
齒寬： 取
高速級大齒輪： 高速級小齒輪：
④驗算輪齒彎曲強度：
查課本第167頁表11-9得：
按最小齒寬 計算：
所以安全。
⑤齒輪的圓周速度：
查課本第162頁表11-2知選用9級的的精度是合適的。
2低速級大小齒輪的設計：
①材料：低速級小齒輪選用 鋼調質，齒面硬度為250HBS。
低速級大齒輪選用 鋼正火，齒面硬度為220HBS。
②查課本第166頁表11-7得： 。
查課本第165頁表11-4得： 。
故 。
查課本第168頁表11-10C圖得： 。
故 。
③按齒面接觸強度設計：9級精度製造，查課本第164頁表11-3得：載荷系數 ，取齒寬系數
計算中心距： 由課本第165頁式11-5得：

取 則 取
計算傳動比誤差： 合適
齒寬： 則取
低速級大齒輪：
低速級小齒輪：
④驗算輪齒彎曲強度：查課本第167頁表11-9得：
按最小齒寬 計算：
安全。
⑤齒輪的圓周速度：
查課本第162頁表11-2知選用9級的的精度是合適的。
八 減速器機體結構尺寸如下：
名稱 符號 計算公式 結果
箱座厚度

10
箱蓋厚度

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
軸承旁聯結螺栓直徑

M12
蓋與座聯結螺栓直徑
=（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
， ， 至外箱壁的距離
查手冊表11—2 34
22
18
， 至凸緣邊緣距離
查手冊表11—2 28
16
外箱壁至軸承端面距離
= + +（5 10）
50
大齒輪頂圓與內箱壁距離
>1.2
15
齒輪端面與內箱壁距離
>
10
箱蓋，箱座肋厚

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）
九 軸的設計：
1高速軸設計：
①材料：選用45號鋼調質處理。查課本第230頁表14-2取 C=100。
②各軸段直徑的確定：根據課本第230頁式14-2得： 又因為裝小帶輪的電動機軸徑 ，又因為高速軸第一段軸徑裝配大帶輪，且 所以查手冊第9頁表1-16取 。L1=1.75d1-3=60。
因為大帶輪要靠軸肩定位，且還要配合密封圈，所以查手冊85頁表7-12取 ，L2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。
段裝配軸承且 ，所以查手冊62頁表6-1取 。選用6009軸承。
L3=B+ +2=16+10+2=28。
段主要是定位軸承，取 。L4根據箱體內壁線確定後在確定。
裝配齒輪段直徑：判斷是不是作成齒輪軸：
查手冊51頁表4-1得：
得：e=5.9＜6.25。
段裝配軸承所以 L6= L3=28。
2 校核該軸和軸承：L1=73 L2=211 L3=96
作用在齒輪上的圓周力為：
徑向力為
作用在軸1帶輪上的外力：
求垂直面的支反力：

求垂直彎矩，並繪制垂直彎矩圖：

求水平面的支承力：
由 得
N
N
求並繪制水平面彎矩圖：

求F在支點產生的反力：

求並繪制F力產生的彎矩圖：

F在a處產生的彎矩：

求合成彎矩圖：
考慮最不利的情況，把 與 直接相加。

求危險截面當量彎矩：
從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：（取摺合系數 ）

計算危險截面處軸的直徑：
因為材料選擇 調質，查課本225頁表14-1得 ，查課本231頁表14-3得許用彎曲應力 ，則：

因為 ，所以該軸是安全的。
3軸承壽命校核：
軸承壽命可由式 進行校核，由於軸承主要承受徑向載荷的作用，所以 ，查課本259頁表16-9，10取 取
按最不利考慮，則有：

則 因此所該軸承符合要求。
4彎矩及軸的受力分析圖如下：

5鍵的設計與校核:
根據 ，確定V帶輪選鑄鐵HT200，參考教材表10-9,由於 在 范圍內，故 軸段上採用鍵 ： ,
採用A型普通鍵:
鍵校核.為L1=1.75d1-3=60綜合考慮取 =50得 查課本155頁表10-10 所選鍵為：
中間軸的設計：
①材料：選用45號鋼調質處理。查課本第230頁表14-2取 C=100。
②根據課本第230頁式14-2得：
段要裝配軸承，所以查手冊第9頁表1-16取 ，查手冊62頁表6-1選用6208軸承，L1=B+ + + =18+10+10+2=40。
裝配低速級小齒輪，且 取 ，L2=128，因為要比齒輪孔長度少 。
段主要是定位高速級大齒輪，所以取 ，L3= =10。
裝配高速級大齒輪，取 L4=84-2=82。
段要裝配軸承，所以查手冊第9頁表1-16取 ，查手冊62頁表6-1選用6208軸承，L1=B+ + +3+ =18+10+10+2=43。
③校核該軸和軸承：L1=74 L2=117 L3=94
作用在2、3齒輪上的圓周力：
N
徑向力：

求垂直面的支反力

計算垂直彎矩：

求水平面的支承力：

計算、繪制水平面彎矩圖：

求合成彎矩圖，按最不利情況考慮：

求危險截面當量彎矩：
從圖可見，m-m,n-n處截面最危險，其當量彎矩為：（取摺合系數 ）

計算危險截面處軸的直徑：
n-n截面:
m-m截面:
由於 ，所以該軸是安全的。
軸承壽命校核：
軸承壽命可由式 進行校核，由於軸承主要承受徑向載荷的作用，所以 ，查課本259頁表16-9，10取 取

則 ，軸承使用壽命在 年范圍內，因此所該軸承符合要求。
④彎矩及軸的受力分析圖如下：
⑤鍵的設計與校核：
已知 參考教材表10-11，由於 所以取
因為齒輪材料為45鋼。查課本155頁表10-10得
L=128-18=110取鍵長為110. L=82-12=70取鍵長為70
根據擠壓強度條件，鍵的校核為：

所以所選鍵為:
從動軸的設計：
⑴確定各軸段直徑
①計算最小軸段直徑。
因為軸主要承受轉矩作用，所以按扭轉強度計算，由式14-2得：
考慮到該軸段上開有鍵槽，因此取
查手冊9頁表1-16圓整成標准值，取
②為使聯軸器軸向定位，在外伸端設置軸肩，則第二段軸徑 。查手冊85頁表7-2，此尺寸符合軸承蓋和密封圈標准值，因此取 。
③設計軸段 ，為使軸承裝拆方便，查手冊62頁，表6-1，取 ，採用擋油環給軸承定位。選軸承6215: 。
④設計軸段 ，考慮到擋油環軸向定位，故取
⑤設計另一端軸頸 ，取 ，軸承由擋油環定位，擋油環另一端靠齒輪齒根處定位。
⑥ 輪裝拆方便，設計軸頭 ，取 ，查手冊9頁表1-16取 。
⑦設計軸環 及寬度b
使齒輪軸向定位，故取 取
,
⑵確定各軸段長度。
有聯軸器的尺寸決定 (後面將會講到).

因為 ,所以
軸頭長度 因為此段要比此輪孔的長度短

其它各軸段長度由結構決定。
（4）．校核該軸和軸承：L1=97.5 L2=204.5 L3=116
求作用力、力矩和和力矩、危險截面的當量彎矩。
作用在齒輪上的圓周力：

徑向力：

求垂直面的支反力：

計算垂直彎矩：

.m
求水平面的支承力。

計算、繪制水平面彎矩圖。

求F在支點產生的反力

求F力產生的彎矩圖。

F在a處產生的彎矩：

求合成彎矩圖。
考慮最不利的情況，把 與 直接相加。

求危險截面當量彎矩。
從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：（取摺合系數 ）

計算危險截面處軸的直徑。
因為材料選擇 調質，查課本225頁表14-1得 ，查課本231頁表14-3得許用彎曲應力 ，則：

考慮到鍵槽的影響，取
因為 ，所以該軸是安全的。
（5）．軸承壽命校核。
軸承壽命可由式 進行校核，由於軸承主要承受徑向載荷的作用，所以 ，查課本259頁表16-9，10取 取
按最不利考慮，則有：
則 ,
該軸承壽命為64.8年,所以軸上的軸承是適合要求的。
（6）彎矩及軸的受力分析圖如下：
（7）鍵的設計與校核：
因為d1=63裝聯軸器查課本153頁表10-9選鍵為 查課本155頁表10-10得
因為L1=107初選鍵長為100,校核 所以所選鍵為:
裝齒輪查課本153頁表10-9選鍵為 查課本155頁表10-10得
因為L6=122初選鍵長為100,校核
所以所選鍵為: .
十 高速軸大齒輪的設計
因 採用腹板式結構
代號 結構尺寸和計算公式 結果
輪轂處直徑

72
輪轂軸向長度

84
倒角尺寸

1
齒根圓處的厚度

10
腹板最大直徑

321.25
板孔直徑

62.5
腹板厚度

25.2
電動機帶輪的設計

代號 結構尺寸和計算公式 結果

手冊157頁 38mm

68.4mm

取60mm

81mm

74.7mm

10mm

15mm

5mm
十一.聯軸器的選擇：
計算聯軸器所需的轉矩： 查課本269表17-1取 查手冊94頁表8-7選用型號為HL6的彈性柱銷聯軸器。
十二潤滑方式的確定：
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。
十三.其他有關數據見裝配圖的明細表和手冊中的有關數據。
十四.參考資料：
《機械設計課程設計手冊》(第二版)——清華大學 吳宗澤，北京科技大學 羅聖國主編。
《機械設計課程設計指導書》（第二版）——羅聖國，李平林等主編。
《機械課程設計》（重慶大學出版社）——周元康等主編。
《機械設計基礎》（第四版）課本——楊可楨 程光蘊 主編。

『捌』 變速箱齒輪我拆過，圖中上方的齒輪能一個個分解出來而且還有軸承，圖中一檔齒輪是怎麼實現的是不是檔位

手動變速器是一種變速裝置，用來改變發動機傳到驅動輪上的轉速和轉矩，在原地起步、爬坡、轉彎、加速等各種工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發動機工作在較為有利的工況范圍內。
工作原理

基本變速原理
手動變速器的原理其實不難，下面首先解釋單對齒輪減速增矩的原理，然後用2檔變速箱的簡單模型來說明變速器的換擋原理，最後看一個五檔變速器的例子。
下圖所示的是一對相互嚙合的齒輪，I是主動軸（動力輸入軸），Ⅱ是從動軸（動力輸出軸）。不妨設主動軸齒輪的齒數是Z1，轉速為n1，轉矩為T1，從動軸齒輪的齒數是Z2，轉速為n2，轉矩為T2。

由於齒輪連接是剛性連接，主從動輪上的嚙合點處的線速度是相同的，即有：n1×Z1=n2×Z2，可得n1/n2=Z2/Z1，該比值記為i，其名稱是傳動比。如果不記傳動過程中的摩擦等功率損失，則從動齒輪獲得的功率等於主動齒輪的功率，即有：n1×T1=n2×T2，可得n1/n2=T2/T1綜合這幾個式子，可得如下表達式。
i=n1/n2=Z2/Z1=T2/T1
從這個式子可以看出：如果主動輪的齒數比從動輪少，即Z1 <Z2，也就是i >1，則n1> n2，可見從動軸的轉速 n2下降了，再看轉矩關系，可以得到T2 > T1，可見從動軸的轉矩T2 增大了，這就是減速增矩作用；
反之，如果主動輪的齒數比從動輪多，那麼從動軸的轉速就會增加，而轉矩會減小。
在手動變速器中，每一對嚙合齒輪基本上都是減速增矩作用（超速檔除外）。
理解了單對齒輪的減速原理之後，就可以看一下變速器的變速原理了。為了更好的理解變速箱的工作原理，下面讓我們先來看一個2檔變速箱的簡單模型（如下圖所示），看看各部分之間是如何配合的：

輸入軸（綠色）通過離合器與發動機相連，軸和上面的齒輪是一個部件，稱之為齒輪軸；軸和齒輪（紅色）叫做中間軸。它們一起旋轉。軸（綠色）旋轉通過嚙合的齒輪帶動中間軸的旋轉，這時，中間軸就可以傳輸發動機的動力了；軸（黃色）是一個花鍵軸，是變速器的輸出軸，動力通過它輸出，在通過差速器來驅動汽車。車輪轉動會帶著花鍵軸一起轉動。
齒輪（藍色）空套在花鍵軸上，可以自由轉動。當發動機停止，但車輛仍在運動中時，齒輪（藍色）和中間軸都在靜止狀態，而花鍵軸依然隨車輪轉動。
齒輪（藍色）和花鍵軸是由套筒來連接的，套筒可以隨著花鍵軸轉動，同時也可以在花鍵軸上左右自由滑動來嚙合齒輪（藍色）。
如果操縱換擋手柄，通過換擋叉使套筒與右側的齒輪（藍色）嚙合，則變速器就掛入了1檔，如下圖所示。

此時，輸入軸（綠色）帶動中間軸，中間軸帶動右邊的齒輪（藍色），齒輪通過套筒和花鍵軸相連，傳遞能量至驅動橋上。在這同時，左邊的齒輪（藍色）也在旋轉，但由於沒有和套筒嚙合，所以它不對花鍵軸產生影響。
當套筒在兩個齒輪中間時，變速箱在空擋位置，兩個齒輪都在花鍵軸上自由轉動。
輸出軸的轉速是由發動機轉速、輸入軸齒輪齒數、中間軸上的齒輪齒數、齒輪（藍色）的齒數決定。
下圖是一個五檔變速器的示意圖。換擋原理與上面的2檔式變速器相同，值得注意的是，倒檔是通過增加一個小齒輪（倒檔中間齒輪）來實現的。

換檔桿通過三個連桿連接著三個換檔撥叉（如下圖所示）。

在換擋桿的中間有個旋轉點，你左右移動換檔桿時，實際上是在選擇不同的換檔叉（不同的套筒）；前後移動時則是選擇不同的齒輪（藍色）。
同步器工作原理
變速器在換擋過程中，必須使所選擋位的一對待嚙合齒輪輪齒的圓周速度相等（即同步），才能使之平順地進入嚙合而掛上擋。如果兩齒輪輪齒不同步時即強制掛擋，勢必因兩輪齒間存在速度差而發生沖擊和雜訊。這樣，不但不易掛擋，而且影響輪齒壽命，使齒端部磨損加劇，甚至使輪齒折斷。
為使換擋平順，駕駛員應採取較復雜的操作，並應在短時間內迅速而准確地完成。這對於即使是技術很熟練的駕駛員，也易造成疲勞。因此，要求在變速器結構上採取措施，既保證掛擋平順，又使操作簡化，減輕駕駛員勞。同步器正是為滿足該要求二設計出來的。
同步器是在接合套換擋機構基礎上發展起來的，其中除了接合套、花鍵轂、對應齒輪上的接合齒圈外， 還增設了使接合套與對應接合齒圈的圓周速度迅速達到並保持一致（同步）的機構，以及防止兩者在達到同步之前而進入接合以防止沖擊的機構。
同步器有常壓式、慣性式，自行增力式等類型，目前廣泛使用的是慣性式同步器。下圖所示的是鎖環式慣性同步器。

它主要由接合套、同步鎖環等組成，它的特點是依靠摩擦作用實現同步。接合套、同步鎖環和待接合齒輪的齒圈上均有倒角（鎖止角），同步鎖環的內錐面與待接合齒輪齒圈外錐面接觸產生摩擦。鎖止角與錐面在設計時已作了適當選擇，錐面摩擦使得待嚙合的齒套與齒圈迅速同步，同時又會產生一種鎖止作用，防止齒輪在同步前進行嚙合。當同步鎖環內錐面與待接合齒輪齒圈外錐面接觸後，在摩擦力矩的作用下齒圈轉速與同步鎖環轉速迅速相等，兩者同步旋轉，齒圈相對於同步鎖環的轉速為零，因而慣性力矩也同時消失，這時在駕駛員施加於接合套的軸向力的推動下，接合套便與同步鎖環齒圈接合，並進一步與待接合齒輪的齒圈接合而完成換檔過程。
操縱機構工作原理
手動變速器的操縱機構的作用是保證駕駛員根據汽車的運行狀態和使用條件，准確地將變速器換入所需檔位。主要包括兩種：直接操縱式和遠距離操縱式。
大多數汽車採用直接操縱式變速器操縱機構，其變速桿及所有換擋操縱裝置都設置在變速器蓋上，變速器布置在駕駛員座位的近旁，變速桿由駕駛室底板伸出，駕駛員可直接操縱變速桿來撥動變速器蓋內的換擋操縱裝置進行換擋，結構緊湊、簡單、操縱方便。
下圖所示的是6檔手動變速器的操縱機構示意圖。

撥叉軸的兩端均支撐於變速器蓋相應的孔中，可軸向滑動。所有撥叉和撥塊都以彈性固定於相應的撥叉軸上。三四檔撥叉的上端具有撥塊，3、4擋撥叉和所有撥塊的頂部制有凹槽。
變速器處於空擋時，各凹槽在橫向平面內對齊，叉形撥桿下端的球頭即伸入這些凹槽中。選檔時，可使變速桿繞其中部球形支點橫向擺動，則其下端推動叉形撥桿繞換擋軸的軸線轉動，從而使叉形撥桿下端球頭對准與所選檔位相應的撥塊凹槽，然後使變速桿縱向擺動，帶動撥叉軸及撥叉向前或向後移動，即可實現掛檔。
操縱機構應保證變速器能夠准確地掛入選定的檔位，並能可靠地在所選檔位上工作，故設置了自鎖裝置、互鎖裝置、倒檔鎖裝置。
（1）自鎖裝置
自鎖裝置能夠防止自動掛檔及自動脫擋，並保證各擋傳動齒輪以全齒長嚙合。下圖是某汽車的自鎖裝置。

在變速器蓋的前端凸起部鑽有三個深孔，在孔中裝入自鎖鋼球1和自鎖彈簧2，其位置正處於撥叉軸6的正上方。每根撥叉軸對於鋼球的表面沿軸向設有三個凹槽，槽的深度小於鋼球的直徑。
中間的凹槽對正鋼球時為空擋位置，前邊或後邊的凹槽對正鋼球時則處於某一工作檔位。凹槽正對鋼球時，鋼球便在自鎖彈簧的壓力作用下嵌入該凹槽內。撥叉軸的軸向位置便固定，其撥叉及相應的接合套或滑動齒輪便被固定在空擋位置或某一工作擋位，而不能自行掛擋或自行脫擋。
當需要換擋時，駕駛員通過變速桿對撥叉軸施加一定的軸向力，克服彈簧的壓力，而將自鎖鋼球從撥叉軸凹槽中擠出並推回孔內，撥叉軸便可滑過鋼球並帶動撥叉及相應的換擋元件軸向移動。當撥叉軸移至另一個凹槽與鋼球對正時，鋼球又被壓入凹槽，變速器剛好換入某一工作擋位或退入空擋。相鄰凹槽之間的距離保證齒輪處於全齒長嚙合或完全退出嚙合。
（2）互鎖裝置
互鎖裝置能夠保證不同時掛入兩個擋，以免使同時嚙合的兩檔齒輪因其傳動比不同而相互卡住，造成運動干涉甚至造成零件損壞。下圖是某汽車的互鎖裝置。

互鎖銷6裝在中間撥叉軸3的孔中，其長度相當於撥叉軸直徑減去互鎖鋼球的半徑；互鎖鋼球2、4裝於變速器蓋的橫向孔中。
在空擋位置時，左右撥叉軸1、5正對著鋼球2、4處開有深度相當於鋼球半徑的凹槽，中間撥叉軸則左右均開有凹槽，凹槽中開有裝鎖銷6的孔。
這種互鎖裝置可以保證變速器只有在空擋位置時，駕駛員才可以移動一個撥叉軸掛擋。若某一撥叉軸被移動而掛擋時，另兩個撥叉軸便被互鎖裝置固定在空擋位置而不能再軸向移動了。
（3）倒檔鎖裝置
倒檔鎖裝置能夠防止誤掛倒擋，防止汽車在前進中因誤掛倒擋造成極大的沖擊，使零件損壞，並防止在汽車起步時誤掛倒擋造成安全事故。
倒檔鎖裝置的作用是使駕駛員掛倒檔時，必須對變速桿施加較大的力，才能換上倒擋，起提醒作用，如下圖所示。

倒擋鎖銷1的桿部裝有倒擋鎖彈簧2，其右端的螺母可調整彈簧的預緊力和倒擋鎖銷的長度。駕駛員要掛倒擋時，必須用較大的力使變速桿的下端壓縮倒擋彈簧，將倒擋鎖銷推向右方後，才能使變速桿下端進入倒擋撥塊的凹槽內，以撥動Ⅰ、倒檔撥叉軸而退入倒擋。

『玖』 求兩支點反力

受力分析：

A點合力矩為0：F2×b=0，得 F2=0

Y方向合力為0：F1-F=0，得 F1=F