換擋軸檢測裝置方案設計課設

㈠ 請各位高手幫我搞篇論文，題目是《PLC實現機床主軸自動換擋》。

主軸是機床高速旋轉的運動機構，是機床的關鍵部件，其性能直接影響零件的加工質量。在實際加工過程中，對於不同的材料為了保證零件的表面粗糙度、形位公差及切削力等，需要主軸有不同的轉速。主軸的變速一般採用電控或變速箱來實現。電控主軸直接採用變頻系統控制主軸的轉速，而主軸變速箱則採用不同的齒輪組合實現幾擋不同轉速的控制。許多機床採用主軸變速箱形式。主軸的轉速與輸出功率必須配套，如果用單一的齒輪比，雖然可以改變主軸轉速，但不可能充分利用主軸電機的功率。為了兼顧主軸的轉速與功率，必須採用不同的齒輪組合。
今年初，我們成功地完成了一台五坐標數控龍門銑床的技術改造。其主軸採用變速箱變速，控制系統為西門子SINUMERIK 840C數控系統 ，坐標及主軸驅動採用西門子SIMODRIVER 611A。根據該機床的主軸換擋結構，結合控制系統的特點，通過內置式PLC控製程序，對主軸換擋進行了自動控制處理。

1 主軸換擋機構
該機床的主軸換擋機構由兩個雙向電磁閥(SOL1～SOL4)控制兩個油缸，分別推動兩個齒輪組上下移動，每組齒輪有上下兩個位置，變換齒輪變速比，產生4擋轉速。在主軸箱內安裝了4個擋位檢測開關(SW1～SW4)。壓力繼電器(PS1)檢測換擋液壓壓力。其換擋結構見圖1。
2 控制系統的信號與數據介面
控制系統由NCK和PLC模塊組成，它們之間靠數據塊傳遞消息。機床的輸入輸出點接入PLC的輸入輸出模塊中。NC系統給主軸發出速度指令電壓。系統主軸數據塊中存放有主軸換擋的有關數據，通過PLC程序，對這些數據進行實時操作。系統可以有8擋轉速控制。該機床採用了其中4擋，相鄰擋位間可以存在轉速的交叉。
為實現主軸的自動換擋，在機床數據中預先設置了主軸4個換擋轉速范圍。NC控制系統依據不同的擋位給主軸驅動裝置發出不同的指令電壓，對應主軸電機不同的轉速。
輸入信號：擋位檢測信號SW1～SW4，換擋液壓壓力PS1，主軸電機停轉Nmin，主軸電機實際轉速Nact；
輸出信號：換擋電磁閥SOL1～SOL4，電機驅動指令電壓Vist。
系統主軸數據塊包含擺動速度、擺動頻率、內置換擋范圍、當前擋位、換擋命令、目標擋位、換擋結束標志、主軸電機運行狀態、主軸禁止和主軸PLC控制等數據。控制系統的信號流見圖2。
系統可採用SW1～SW4檢測開關的狀態組合編碼作為當前主軸擋位的標志。電磁閥及檢測開關狀態見表1。

表1 主軸換擋狀態 換擋號 SOL1 SOL2 SOL3 SOL4 SW1 SW2 SW3 SW4
第一擋 1 0 1 0 1 0 1 0
第二擋 0 1 1 0 0 1 1 0
第三擋 1 0 0 1 1 0 0 1
第四擋 0 1 0 1 0 1 0 1

3 主軸自動換擋的PLC實現
主軸換擋的控制過程是在PLC中實現的。PLC接受到NCK發出的換擋命令，先檢查主軸電機是否處於停轉狀態，如果未停，PLC向主軸發「主軸禁止」命令，使主軸停止。PLC設定一個特定定時器，根據目標擋位，給相應的換擋液壓油缸(SOL1～SOL4)發出輸出命令，推動相應的齒輪運動。同時，啟動主軸擺動模式，設置擺動頻率，使齒輪在移動中嚙合。定時器定時到了以後，PLC檢測相應的擋位開關是否生效，如果生效，說明換擋齒輪嚙合到位，同時上報NCK換擋生效，並向數據塊填寫「當前擋位」。此時，主軸自動進入下一擋轉速。否則，PLC進行錯誤報警處理。主軸換擋控制流程見圖3。
在PLC設計中，必須注意的是：
為了使主軸換擋不致於混亂，在PLC程序的初始化模塊中，系統一通電就掃描機床擋位檢測開關，在數據塊中設置「當前擋位」，對系統狀態進行初始化。
必須把主軸的轉速降為零後，才能對運行中的主軸換擋，否則會造成齒輪碰壞。
在主軸轉入下一擋轉速前，相應的換擋油缸必須移動到位，使相應的齒輪嚙合。
為了更好地嚙合，油缸在移動過程中，控制主軸作輕微的來回擺動，這樣可縮短換擋時間，同時也避免齒輪硬頂造成撞傷和精度破壞。
4 結束語
當前，國內廣泛開展的機床改造翻新將涉及到主軸換擋的問題。主軸換擋控制處理得當，不僅可以提高機床的加工精度，而且可以延長主軸的使用壽命。
本課題針對SIEMENS 840C控制數據介面及機床換擋機構的特點，採用機電一體化，通過PLC程序的設計，實現了在數控程編中只要寫上主軸轉速，數控系統將自動實現換擋。改造後的主軸，換擋自如，運行可靠。對換擋過程中出現的油缸行程不到位、換擋壓力不夠都有及時的報警提示與錯誤處理。機床主軸的自我保護功能是設計者必須注意的問題。在換擋中可能會出現液壓方面的問題，如換擋壓力不夠、液壓電磁閥失靈造成油缸不到位。換擋超時時，系統要提出明確的報警，禁止主軸換擋，以保護主軸。在換擋過程中，巧妙地利用主軸的擺動模式可實現柔性換擋。同時應利用定時器，對輸出命令的響應作出定時檢查。

㈡ 機械設計課程設計帶式運輸機傳動裝置的設計

給你做個參考
一、前言
(一)
設計目的：
通過本課程設計將學過的基礎理論知識進行綜合應用，培養結構設計，計算能力，熟悉一般的機械裝置設計過程。
(二)
傳動方案的分析
機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、製造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。
本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案採用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。
帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。
齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計採用的是單級直齒輪傳動。
減速器的箱體採用水平剖分式結構，用HT200灰鑄鐵鑄造而成。
二、傳動系統的參數設計
原始數據：運輸帶的工作拉力F=0.2 KN；帶速V=2.0m/s；滾筒直徑D=400mm（滾筒效率為0.96）。
工作條件：預定使用壽命8年，工作為二班工作制，載荷輕。
工作環境：室內灰塵較大，環境最高溫度35°。
動力來源：電力，三相交流380/220伏。
1
、電動機選擇
（1）、電動機類型的選擇： Y系列三相非同步電動機
（2）、電動機功率選擇：
①傳動裝置的總效率：
=0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96
②工作機所需的輸入功率：
因為 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N
=FV/1000η
=1908×2/1000×0.96
=3.975KW
③電動機的輸出功率：
=3.975/0.87=4.488KW
使電動機的額定功率P ＝（1～1.3）P ，由查表得電動機的額定功率P ＝ 5.5KW 。
⑶、確定電動機轉速：
計算滾筒工作轉速：
=（60×v）/（2π×D/2）
=（60×2）/（2π×0.2）
=96r/min
由推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I』 =3~6。取V帶傳動比I』 =2~4，則總傳動比理時范圍為I』 =6~24。故電動機轉速的可選范圍為n』 =（6~24）×96=576~2304r/min
⑷、確定電動機型號
根據以上計算在這個范圍內電動機的同步轉速有1000r/min和1500r/min，綜合考慮電動機和傳動裝置的情況，同時也要降低電動機的重量和成本，最終可確定同步轉速為1500r/min ，根據所需的額定功率及同步轉速確定電動機的型號為Y132S-4 ，滿載轉速 1440r/min 。
其主要性能：額定功率：5.5KW，滿載轉速1440r/min，額定轉矩2.2，質量68kg。
2 、計算總傳動比及分配各級的傳動比
（1）、總傳動比：i =1440/96=15
（2）、分配各級傳動比：
根據指導書，取齒輪i =5（單級減速器i=3~6合理）
=15/5=3
3 、運動參數及動力參數計算
⑴、計算各軸轉速（r/min）
=960r/min
=1440/3=480(r/min)
=480/5=96(r/min)
⑵計算各軸的功率（KW）
電動機的額定功率Pm=5.5KW
所以
P =5.5×0.98×0.99=4.354KW
=4.354×0.99×0.96 =4.138KW
=4.138×0.99×0.99=4.056KW
⑶計算各軸扭矩（N•mm）
TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N•m
=9550×4.138/96 =411.645N•m
=9550×4.056/96 =403.486N•m
三、傳動零件的設計計算
（一）齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料及精度等級
考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪採用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45#鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據指導書選7級精度。齒面精糙度R ≤1.6~3.2μm
（2）確定有關參數和系數如下：
傳動比i
取小齒輪齒數Z =20。則大齒輪齒數：
=5×20=100 ，所以取Z
實際傳動比
i =101/20=5.05
傳動比誤差：（i -i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5% 可用
齒數比： u=i
取模數：m=3 ；齒頂高系數h =1；徑向間隙系數c =0.25；壓力角 =20°；
則 h *m=3，h ）m=3.75
h=（2 h ）m=6.75，c= c
分度圓直徑：d =×20mm=60mm
d =3×101mm=303mm
由指導書取 φ
齒寬： b=φ =0.9×60mm=54mm
=60mm ，
b
齒頂圓直徑：d ）=66，
d
齒根圓直徑：d ）=52.5，
d ）=295.5
基圓直徑：
d cos =56.38，
d cos =284.73
(3)計算齒輪傳動的中心矩a：
a=m/2(Z )=3/2(20+101)=181.5mm 液壓絞車≈182mm
（二）軸的設計計算
1 、輸入軸的設計計算
⑴、按扭矩初算軸徑
選用45#調質，硬度217~255HBS
根據指導書並查表，取c=110
所以 d≥110 (4.354/480) 1/3mm=22.941mm
d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm
∴選d=25mm
⑵、軸的結構設計
①軸上零件的定位，固定和裝配
單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則採用過渡配合固定
②確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d =25mm
， L =（1.5～3）d ，所以長度取L
∵h=2c
c=1.5mm
+2h=25+2×2×1.5=31mm
考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L =（2+20+55）=77mm
III段直徑：
初選用30207型角接觸球軸承，其內徑d為35mm,外徑D為72mm，寬度T為18.25mm.
=d=35mm，L =T=18.25mm，取L
Ⅳ段直徑：
由手冊得：c=1.5
h=2c=2×1.5=3mm
此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便於軸承的拆卸，應按標准查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：d =（35+3×2）=41mm
因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為41mm
+2h=35+2×3=41mm
長度與右面的套筒相同，即L
Ⅴ段直徑：d =50mm. ，長度L =60mm
取L
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=80mm
Ⅵ段直徑：d =41mm， L
Ⅶ段直徑：d =35mm， L ＜L3，取L
2 、輸出軸的設計計算
⑴、按扭矩初算軸徑
選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS）
根據課本P235頁式（10-2），表（10-2）取c=110
=110× (2.168/76.4) =38.57mm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則
d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm
∴取d=42mm
⑵、軸的結構設計
①軸的零件定位，固定和裝配
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位採用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。
②確定軸的各段直徑和長度
初選30211型角接球軸承，其內徑d為55mm，外徑D=100mm，寬度T為22.755mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長42.755mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
則 d =42mm L = 50mm
L = 55mm
L = 60mm
L = 68mm
L =55mm
L
四、滾動軸承的選擇
1 、計算輸入軸承
選用30207型角接觸球軸承，其內徑d為35mm,外徑D為72mm，寬度T為18.25mm.
2 、計算輸出軸承
選30211型角接球軸承，其內徑d為55mm，外徑D=100mm，寬度T為22.755mm
五、鍵聯接的選擇
1 、輸出軸與帶輪聯接採用平鍵聯接
鍵的類型及其尺寸選擇：
帶輪傳動要求帶輪與軸的對中性好，故選擇C型平鍵聯接。
根據軸徑d =42mm ，L =65mm
查手冊得，選用C型平鍵，得： 卷揚機
裝配圖中22號零件選用GB1096-79系列的鍵12×56
則查得：鍵寬b=12，鍵高h=8，因軸長L ＝65，故取鍵長L=56
2 、輸出軸與齒輪聯接用平鍵聯接
=60mm,L
查手冊得，選用C型平鍵，得：
裝配圖中 赫格隆36號零件選用GB1096-79系列的鍵18×45
則查得：鍵寬b=18，鍵高h=11，因軸長L ＝53，故取鍵長L=45
3 、輸入軸與帶輪聯接採用平鍵聯接 =25mm L
查手冊
選A型平鍵，得：
裝配圖中29號零件選用GB1096-79系列的鍵8×50
則查得：鍵寬b=8，鍵高h=7，因軸長L ＝62，故取鍵長L=50
4 、輸出軸與齒輪聯接用平鍵聯接
=50mm
L
查手冊
選A型平鍵，得：
裝配圖中26號零件選用GB1096-79系列的鍵14×49
則查得：鍵寬b=14，鍵高h=9，因軸長L ＝60，故取鍵長L=49
六、箱體、箱蓋主要尺寸計算
箱體採用水平剖分式結構，採用HT200灰鑄鐵鑄造而成。箱體主要尺寸計算如下：
七、軸承端蓋
主要尺寸計算
軸承端蓋：HT150 d3=8
n=6 b=10
八、減速器的
減速器的附件的設計
1
、擋圈 ：GB886-86
查得：內徑d=55，外徑D=65，擋圈厚H=5，右肩軸直徑D1≥58
2
、油標 ：M12：d =6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20，D
3
、角螺塞
M18
×
1.5 ：JB/ZQ4450-86
九、
設計參考資料目錄
1、吳宗澤、羅聖國主編.機械設計課程設計手冊.北京：高等教育出版社，1999.6
2、解蘭昌等編著.緊密儀器儀表機構設計.杭州：浙江大學出版社，1997.11

㈢ 電能計量裝置設計與現場檢查 課程設計

一、 計量裝置設計
1、計量裝置的設置
a) 發電站上網關口計量點一般設在產權分界處，如發電站與電網公司產權分界點在發電站側的，應在發電站出線側、發電機升壓變高壓側（對三圈變增加中壓側）、啟備變高壓側均按貿易結算的要求設置計量點。
b) 局考核所屬各供電所供電量的關口點一般設在35kV變電站的主變高壓側；所屬各供電所相互間供電量的計量關口點一般設置在產權分界處。
c) 其他貿易結算用計量點，設置在產權分界處。
d）考慮到旁路代供的情況，各關口計量點的旁路也作為關口計量點。
e) 10KV及以上電壓供電的用戶應配置防竊電高壓計量裝置，在用電客戶配電線路高壓計量裝置前端T介面裝設隔離刀閘，方便外校及處理計量裝置的故障。
2、計量方式
對於非中性點絕緣系統的關口電能計量裝置採用三相四線的計量方式，對於中性點絕緣系統的關口電能計量裝置應採用三相三線的計量方式。
3、電能表的配置
a) 同一關口計量點應裝設兩只相同型號、相同規格、相同等級的電子式多功能電能表，其中一隻定義為主表，一隻定義為副表。
b) 安裝於局所屬變電站內電能表應具有供停電時抄表和通信用的輔助電源。
c) 關口計量點應裝設能計量正向和反向有功電量以及四象限無功電量的電能表。
d) 電能表的標定電流值應根據電流互感器二次額定電流值進行選擇，電能表的標定電流值不得大於電流互感器二次額定電流值。電能表的最大電流值應選擇4倍及以上標定電流值。
e) 10kV及以上貿易結算計量點，應配置具有失壓報警計時功能的電能表或失壓計時儀。
4、互感器的配置
a) 電壓互感器選型應滿足《廣西電網公司系統主要電氣設備選型原則》要求，110kV及以下計量用電壓互感器應選用呈容性的電磁式電壓互感器。
b) 電壓互感器二次應有獨立的計量專用繞組。根據需要，宜選用具有四個二次繞組的電壓互感器，即：計量繞組、測量繞組、保護繞組和剩餘繞組。
c) 電壓互感器二次額定容量的選擇參考下表選擇：
TV二次負荷核算值（VA） 0～10 10～20 20～30 30～50 50～70 70VA以上
TV額定二次負荷取值（VA） 20 30 50 75 100 按1.5倍取
對TV二次負荷處於0～10VA較小值時，考慮到選用過小的額定二次容量，不利於保證電壓互感器的產品質量，電壓互感器計量繞組的額定負荷宜選擇20VA。一般情況下，電壓互感器的計量、測量和保護繞組的額定負荷均應不大於50VA，如有充分的證據說明所接的負荷超過此值時，可按實際值確定。
d) 互感器在實際負載下的誤差不得大於其基本誤差限。
e) 對於非中性點絕緣系統的電壓互感器，應採用Y0/y0的連接方式。對於中性點絕緣系統的電壓互感器，35kV及以上的應採用Y/y的連接方式；35kV以下的 宜採用V/V的連接方式。
f) 貿易結算用的計量點設置在統調上網電廠側的，在出線側及主變高壓側均應安裝計量裝置。
5、電流互感器配置
a) 電能計量裝置宜採取獨立的電流互感器，除在局所屬35kV僅作為核計損耗電量用的計量點可採用套管式電流互感器外，其他計費用計量點不宜採用主變套管式的電流互感器。
b) 電流互感器應具有計量專用的二次繞組，如果二次繞組具有中間抽頭的，每一個抽頭的誤差都應符合準確度等級要求。
c) 每一個計量繞組只能對應一個計量點。
d) 電流互感器應保證其在正常運行時的實際負荷電流達到額定值的60％左右，至少應不小於20％，否則應更換變比。
e) 對二次額定電流為5A的電流互感器，其計量繞組的額定二次負載下限為3.75VA，額定二次負載最大值應不大於50VA（cosφ=0.8），一般地，當電能表與互感器安裝在同一地點時（如開關櫃），CT計量二次繞組的額定二次容量選10VA，對於二次繞組有中間抽頭的電流互感器，兩個抽頭的額定二次容量均應滿足上述要求。如有充分的證據說明所接的負荷超過以上值時，可按實際值確定。
f) 對於二次繞組有中間抽頭的電流互感器，兩個抽頭的額定二次容量均應滿足上述要求。
6、互感器二次迴路配置
a) 電壓、電流互感器裝置端子箱內，以及電能表屏（櫃）內電能計量二次迴路應安裝試驗接線盒。
b) 電流和電壓互感器二次迴路的連接導線宜使用銅質單芯絕緣線，如果使用多股導線時，其連接接頭處應燙焊，再使用壓接的連接接頭。二次迴路導線截面的選擇，對整個電流二次迴路，連接導線截面積應按電流互感器的二次迴路計算負荷確定，至少應不小於4.0mm²。對電壓二次迴路，互感器出線端子至接電能表前接線盒間的連接導線截面應按機械可靠性及允許的電壓降計算確定，非就地計量的至少應不小於4mm²，就地計量的至少應不小於2.5mm²。
c) 主、副表應使用同一個電壓和電流互感器二次繞組。
d) 計量二次迴路應不裝設可分離二次迴路的插拔式插頭接點。35kV以上的電壓互感器二次迴路宜裝設空氣開關或熔斷器，電壓互感器二次迴路採用熔斷器的，應採用螺栓壓接的熔斷器。35kV及以下，除局所屬變電站外，電壓互感器二次迴路不得裝設任何空氣開關、熔斷器。
e) 對單母分段、雙母帶母聯接線方式的母線電壓互感器，為防止電壓反饋，計量用電壓二次迴路可接入經隔離開關輔助接點重動的繼電器切換迴路，其他計量二次迴路應不裝設隔離開關輔助接點。
f) 電壓互感器每相二次迴路電壓降應不得大於其額定二次電壓的0.2％。
g) 互感器二次迴路上除了裝設電能表、電力負荷管理終端和失壓計時儀外，原則上不得接入任何與計量無關的其他儀器、儀表等負載。
h) 計量裝置二次接線應順按一次設備所定的正向接線。
i) 互感器二次迴路導線（包括電纜芯線）各相必須以不同的顏色進行區分，其中：L1、L2、L3、N相導線分別採用黃、綠、紅、黑色，接地線為黃綠雙色導線。
j) 電壓、電流二次迴路的電纜、端子排和端子編號順序應按正相序自左向右或自上向下排列。
k）高壓計量用的電流、電壓互感器二次迴路應一點接地。電壓互感器二次迴路接地點一般設在主控室內；就地計量的電流互感器二次迴路接地點宜設置在計量櫃內的專用接地樁；非就地計量的電流互感器二次迴路接地點宜設置在端子箱處
二、電能計量裝置的安裝
1、電能表的安裝
a）電能表應垂直安裝在電能計量櫃（開關櫃、計量屏、計量箱）內，不得安裝在活動的櫃門上，安裝電能表空間應滿足要求：電能表與電能表之間的水平間距不應小於80mm，單相電能表相距的最小距離為30mm，電能表與屏邊的最小距離應大於40mm，與接線盒垂直間距至少80mm，電能表宜裝在對地0.8m～1.8m的高度（表水平中心線距地面尺寸），電能表距地面不應低於600mm。
b）電能表應垂直、牢固安裝，電能表所有的固定孔須採用鏍栓固定，固定孔應採用螺紋孔或採用其他方式確保單人工作就能在屏櫃正面緊固螺栓。表中心線向各方向的傾斜不大於1。
C）安裝在計量屏的電能表，應貼「××kV××線路電能表」；設置有主副表的，應以誤差較小的電能表設定為主表。
d）對安裝於客戶端的計量裝置，應在其安裝位置貼有用電分類的標簽。
2、互感器的安裝
a）為了減少三相三線電能計量裝置的合成誤差，安裝互感器時，宜考慮互感器合理匹配問題，即盡量使接到電能表同一元件的電流、電壓互感器比差符號相反，數值相近；角差符號相同，數值相近。當計量感性負荷時，宜把誤差小的電流、電壓互感器接到電能表的C相元件。
b）同一組的電流（電壓）互感器應採用製造廠、型號、額定電流（電壓）變比、准確度等級、二次容量均相同的互感器。
C）除特殊技術要求外，電流互感器一次電流的L1（P1）端、二次K1（S1）端應與所確定的電能計量正向保持一致，即當正向的一次電流自L1（P1）流向L2（P2）端時，二次電流應自K1（S1）端流出，經外部迴路流回到K2（S2）端。在影響互感器二次迴路查、接線的情況下，可同時調整互感器一次、二次安裝方向，確保與所確定的電能計量正向保持一致。同一個計量點各相電流（電壓）互感器進線端極性應一致。
3、接線盒的安裝
a）計量屏（櫃、箱）內各計量點的電能表與聯合接線盒相鄰上下布置，聯合接線盒安裝在電能表的下方，且與電能表安裝在同一個垂直平面上，每個電能表應對應安裝一個接線盒，安裝在就地計量櫃的接線盒受到空間位置的影響，兩個以上的電能表可共用一個接線盒。接線盒應安裝端正；接線盒所有的固定孔須採用鏍栓固定，固定孔應採用螺紋孔或採用其他方式確保單人工作就能在屏櫃正面緊固螺栓。接線盒向各方向的傾斜不大於1。
b）試驗接線盒與周圍殼體結構件之間的間距不應小於40mm，與電能表垂直間距至少80mm，接線盒下邊緣離地面距離不得小於300mm。
4、接線要求
基本要求是按圖施工、接線正確；導線無損傷、無裸露、絕緣良好；接線可靠、接觸良好；布線要橫平豎直，連接到各接線樁處的導線要做彎成一定的弧度，整齊美觀，線長充裕，接頭處不應受到拉力；各種接線標志齊全、不褪色。
a）引入盤、櫃的電纜標志牌清晰，正確，排列整齊，避免交叉，並應安裝牢固，不得使所接的接線盒受到機械應力。
b）盤、櫃內的電纜芯線，應按垂直或水平有規律地配置，不得任意歪斜交叉連接。備用芯長度應留有適當餘量。
c）三相電能表應按正相序接線。
d）用螺絲連接時，彎線方向應與螺釘旋入的方向一致，並應加墊圈。
e）盤、櫃內的導線不應有接頭，導線芯線應無損傷。
f）經電流互感器接入的低壓三線四線電能表，其電壓引入線應單獨接入，不得與電流線共用，電壓引入線的另一端應接在電流互感器一次電源側，並在電源側母線上另行引出，禁止在母線連接螺絲處引出。電壓引入線與電流互感器一次電源應同時切合。
g） TA裝置端子箱內電流迴路專用接線盒中電流進線與出線間應不經過電流連接片，採用直通連接方式；計量屏（櫃、箱）內，聯合接線盒中電流進線和出線間的連接應經過電流連接片。
h）主控室內計量櫃上下相鄰布置的電能表與接線盒之間導線的連接，應穿過面板上的穿線孔，每個穿線孔為圓形，孔徑適宜，與每根連接導線一一對應。穿線孔應打磨鈍化，並用塑料套套好，以保護導線不受損傷，塑料套粘貼牢靠，不應脫落。
i）壓接電流迴路、電壓迴路導線金屬部分的長度為25mm～30mm，確保接線樁的兩個螺絲皆能牢靠壓接導線且不得外露，各接線頭須按照施工圖套號編號套，編號套標志應整潔、正確、耐磨、不褪色。
三、電能計量裝置的驗收和實驗
1、驗收的技術資料
a) 電能計量裝置的計量方式原理接線圖，一、二次接線圖，設計和施工變更資料。
b) 電能表和電流、電壓互感器的安裝和使用說明書，出廠檢驗報告，計量檢定機構的檢定證書或測試報告。
c) 二次迴路導線或電纜的型號、規格及長度。
d) 高壓電氣設備的接地及絕緣試驗報告。
e) 施工過程中需要說明的其他資料。
2、現場核查內容
a) 計量器具型號、規格、計量法定標志、生產廠、出廠編號應與計量檢定證書、測試報告和技術資料的內容相符。
b) 產品外觀質量應無明顯瑕疵和受損。
c) 安裝工藝質量應符合有關標准要求。
d) 電能表、互感器及其二次迴路接線情況應和竣工圖一致。
3、驗收實驗
a) 電能表
電能表安裝前應在試驗室進行檢定，電能表應滿足公司《三相電子式多功能電能表訂貨及驗收技術標准》要求。
b) 電壓互感器
電磁式電壓互感器可在試驗室或現場進行誤差測試，電容式電壓互感器應在現場進行誤差測試。電壓互感器在額定負荷和實際負荷時的誤差都應合格。
c) 電流互感器
電流互感器可在試驗室或現場進行誤差測試，電流互感器在額定負荷時和實際負荷時的誤差都應合格。
d) 二次迴路
應在現場檢查電壓、電流互感器二次迴路接線是否正確；二次迴路中間觸點、熔斷器、試驗接線盒的接觸情況。
4、驗收結果的處理
a) 投產前的試驗項目必須合格方能投產，投產後的試驗如有不合格的必須在一個月內進行整改。
b) 經驗收合格的電能計量裝置應由驗收人員及時實施封印，並由運行人員或客戶對鉛封的完好簽字認可。封印的位置為互感器二次迴路的各接線端子、電能表接線端子、計量櫃（箱）門等。
c) 經驗收合格的電能計量裝置應由驗收人員填寫驗收報告，註明「計量裝置驗收合格」或者「計量裝置驗收不合格」及整改意見，整改後再行驗收。
d) 驗收不合格的電能計量裝置禁止投入使用,更改後再進行驗收,直至合格。
e) 驗收報告及驗收資料及時歸檔以便於管理。

電能計量裝置現場檢查的意義
供電企業的用電檢查人員根據《用電檢查辦法》到電能計量裝置的安裝地點進行檢查，能及時發現竊電、 電能計量裝置接線錯誤、 缺相 、倍率不符、 電能計量器具故障 、電能計量器具配置不合理等問題。對提高電能計量裝置的可靠性 ，減少計量差錯，降低線損，維護供電企業和客戶的經濟效益都具有實際意義，也是對客戶負責,優質服務的具體體現。

進行電能計量裝置現場檢查的准備工作
1.確定檢查工作人員，辦好必要的手續，帶好《用電檢查證》；
2.准備好交通工具；
3.帶好常用的電工工具，小備件等；並自帶簡單負荷；
4.帶好必需的電工儀表：萬用表、鉗形電流表、相序測定儀等；
5.帶好電表箱鎖匙、封表鉗、鉛封、封表線等；
6.帶好《電能計量裝置現場檢查卡》（包括上次的檢查卡）、秒錶、手電筒、計算器、記錄本、筆等；
7.如果對計量裝置計量的正確性有懷疑，先查閱有關資料，並詢問有關人員，了解情況；
8.檢查期間不要對待檢查戶停電，聯系客戶要求其帶正常負荷。

電能計量裝置現場檢查注意事項
1.實施檢查時檢查人員不得少於二人，檢查人員應主動向客戶出示《用電檢查證》；注意語言文明；
2.把電能錶行度記錄在《電能計量裝置現場檢查卡》上；
3.實施檢查時要求客戶派員觀察，協助檢查；檢查結束請客戶在《電能計量裝置現場檢查卡》客戶簽名欄上簽名，表示對這次檢查程序和評價的認可；
4.不得在檢查現場替代客戶進行電工作業；
5.檢查人員不得打開電能表外殼及其鉛封，更不能自行調整電能表的誤差調整裝置；打開按規定可以打開的封印後，應用專門的鉛封重新加封，並在《電能計量裝置現場檢查卡》上記錄新封印的號碼；
6.注意安全，防止觸電；防止誤操作引起開關跳閘；一次有電流時電流互感器二次嚴禁開路，電壓互感器二次嚴禁短路。

電能計量裝置現場檢查的內容
一、檢查外部
1.不應有繞越電能計量裝置用電的情況；
2.不應存在影響電能計量裝置正確計量的因素。
二、檢查封印以及與計量有關的接線
1.電表箱、電能表接線盒、電能表罩殼、電能計量專用接線盒蓋、電流互感器箱、電流互感器二次接線端鈕封蓋等供電部門或計量器具檢定部門所加的封印不應有被開啟或偽造，所有封印編號應是上次檢查或安裝時的編號；
2.電能表的進出線不應在表前被短路或被燒焦、破損；電能表接線盒和電能計量專用接線盒應沒有被燒焦的痕跡；
3.電能表接線盒內電壓連片連接應良好可靠；電能計量專用接線盒內電流、電壓連接片的位置應正確並連接良好可靠；
4.經電流互感器接入式電能表的電流二次連線不應在表前被短路或開路，絕緣不應破損，並且與電能表（或電能計量專用接線盒）連接正確良好可靠；
5.低壓計量的電壓線同電源線接觸應良好可靠，不應斷線或絕緣破損，連接點所包紮的絕緣應完好；高壓計量的二次電壓線同接線端子接觸應良好可靠；計量電壓線同電能表（或電能計量專用接線盒）的連接應正確，良好可靠。
三、檢查電能表的外觀
1.電能表銘牌上的廠家編號與抄表本上記錄的編號應一致；
2.電能表銘牌和玻璃不應有被熏黃的痕跡；
3.電能表外殼不應有變形或損壞；
4.電能表安裝的垂直情況應合符要求；
5.電能表不應被私自移動了安裝位置。
四、帶負荷檢查電能表的接線
用萬用表測量電能表接線盒內電壓接線端的電壓,應與電源相應電壓（經電壓互感器接入式是相應二次電壓）相符；用鉗形電流表測量進入電能表電流接線端的電流，應與相應負荷電流（經電流互感器接入式是相應二次電流）相符(當客戶的負荷太輕或者無負荷時，可以接入自帶的簡單負荷)；電能表的轉盤應不停地正向轉動。
各種計量方式電能表接線的檢查：
1.單相電能表
1)直接接入式單相電能表電源的火線應在接線盒的1孔接入，零線應在接線盒的3孔接入；
2)經電流互感器接入式電能表接線盒1、2孔分別是電流互感器K1、K2的進線，3、4孔分別是計量電壓的火線、零線；
3)三塊單相電能表計量三相負荷時零線應正確接入電能表；帶三相負荷時三塊電能表的轉盤都應正向不停地轉動。（負荷是單相380V電焊機，當功率因數低於0.5時有一個電表計量反轉，屬正常情況）；
2.三相四線有功電能表
1)直接接入式三相四線電能表在帶三相負荷時，用斷開電壓連接片（缺兩相）的方法來分相檢查每個元件能否使轉盤正向不停地轉動（負荷是單相380V電焊機，當功率因數低於0.5時有一個元件使轉盤反轉，屬正常情況）；
2)經電流互感器接入式的電能表無電壓連接片，在帶三相負荷時可利用電能計量專用接線盒的電壓或電流連接片來分相檢查每個元件能否使轉盤不停地正向轉動；若未裝有電能計量專用接線盒時，應拆計量電壓線來進行分相檢查。
3.三相三線有功電能表
在負荷穩定時，可作以下的檢查，若轉盤的轉向和轉速全部符合下列三點預期的情況，就表明電能表的接線正確。
1)轉盤應正向轉動；
2)用秒錶測轉盤的轉速，缺B相電壓時轉盤仍應正向轉動並且轉速是不缺B相電壓時的一半；
3)將任兩相電壓對調時，轉盤應不轉或微轉。
4.三相無功電能表
用相序儀在無功電能表的接線盒測量相序應為正相序,若是逆相序可將任兩相(包括電壓、電流）的進表線對調就變為正相序了（最好停電後在互感器進電能計量專用接線盒的接線調）。當負荷為感性時（若客戶有補償電容應先把電容退出運行），轉盤應正向轉動；負荷為容性時轉盤會反轉,若表內裝了止逆器則轉盤不轉。
在感性負荷穩定時，作以下的檢查，若轉盤轉向和轉速全部符合下列預期的情況，就表明電表的接線正確。
1)對於三相四線無功電能表，用秒錶測轉盤的轉速，任意缺一相電壓時轉盤仍應正向轉動並且轉速比不缺相時慢一半；將任兩相電壓對調時，轉盤應不轉或微轉；
2)對於三相三線無功電能表，用秒錶測轉盤的轉速 ，缺C相電壓時轉盤仍應正向轉動並且轉速比不缺C相電壓時慢一半；將A相電壓和B相電壓對調時，轉盤應不轉或微轉。
五、檢查電能表的運行情況
1.若所帶負荷電流達到電能表的起動電流時，電能表轉盤應不停地正向轉動，不帶負荷時轉盤轉動應不超過一圈；
2.在負荷穩定時用秒錶測量轉盤的轉速來計算電能表計量的平均功率，與實際功率相比較，以估計電表的計量誤差。
電能表計量平均功率的計算式：
平均功率=3600×迭定轉盤轉數×倍率÷電能表常數÷時間
平均功率：單位（千瓦）；
迭定轉盤轉數：根據轉盤轉速來確定（轉）；
倍率：電壓、電流互感器的合成倍率；
電能表常數：電能表銘牌上已標明（轉/千瓦時）；
時間：轉盤轉完迭定轉盤轉數所需的時間（秒）。
（電能表的誤差應由經授權的計量機構檢定，現場檢查的數據只能作為分析參考。）
3.校核計度器系數
1)計算計度器末位改變一個數字時的轉盤轉數：
（計算轉盤轉數）=電能表常數÷計度器小數位數
2)在電能表轉盤轉動時數轉盤轉數，當轉盤轉完（計算轉盤轉數）時，計度器末位應改變一個數字。
六、檢查電流互感器
二次電流線與電流互感器K1、K2端鈕接觸應良好可靠，並且與電能表及電能計量專用接線盒的連接應正確並接觸良好可靠；電流互感器銘牌所標電流比和抄表本上記錄的電流比應一致（穿芯式電流互感器還應根據導線穿芯匝數確定電流比）；用鉗形電流表分別測量電流互感器的一次電流值和二次電流值，以確定電流互感器的倍率（倍率＝一次電流值／二次電流值），所確定的倍率應和抄表本所記錄的倍率一致。
七、檢查電壓互感器
八、二次電壓線與電壓互感器二次端鈕（或接線端子）接觸應良好可靠，電壓互感器銘牌所標電壓比和抄表本上記錄的電壓比應一致。
九、檢查電能計量器具容量的配置
檢查應在用戶帶正常負荷時進行，測量進入電能表的電流以確定電能表和電流互感器容量的配置是否合理。《電能計量裝置技術管理規程》規定了配置的原則：
1.低壓供電，負荷電流為50A及以下時，宜採用直接接入式電能表；負荷電流為50A以上時，宜採用經電流互感器接入式的接線方式；
2.直接接入式電能表的標定電流應按正常運行負荷電流的30%左右進行迭擇；
3.進入電能表的電流宜不小於電能表的30%，不大於電能表的額定最大電流
4.經電流互感器接入的電能表，其標定電流宜不超過電流互感器額定二次電流的30%，其額定最大電流應為電流互感器額定二次電流的120%左右；
5.電流互感額定一次電流的確定，應保證其在正常運行中的實際負荷電流達到額定值的60%左右，至少不小於30%．
十、把檢查的情況填寫在《電能計量裝置現場檢查卡》上。
對電能計量裝置進行現場檢查還不只限於以上列舉的內容,應根據實際情況採取其它的檢查辦法。

附：用專用儀器對電能計量裝置進行現場檢查
對電能計量裝置進行現場檢查的專用儀器主要有：電能表現場校驗儀、電流互感器校驗儀、電壓互感器二次壓降測試儀等。
1.用電能表現場校驗儀在電能表接線盒（如果確定了電能表的接線正確，也可以在電能計量專用接線盒）測定進入電能表電壓的相序，測量電壓、電流以及相位、功率；分析電壓、電流相量圖，確定電能表接線是否正確；校準電能表的測量誤差
2.用電流互感器校驗儀測定電流互感器的實際二次負荷，應在25%∽100%額定二次負荷范圍內；校準電流互感器帶實際二次負載時的比差和角差；
3.用電壓互感器二次壓降測試儀測定電壓互感器二次迴路電壓降，Ⅰ、Ⅱ類電能計量裝置應不大於其額定二次電壓的0.2%，其它類電能計量裝置應不大於其額定二次電壓的0.5%

㈣ 機械設計課程設計---設計盤磨機傳動裝置！！！

我也在做這個題也 老兄
我只能提供樣本給你哈 具體的還是得靠你自己啦
目 錄

一 課程設計書 2

二 設計要求 2

三 設計步驟 2

1. 傳動裝置總體設計方案 3
2. 電動機的選擇 4
3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 5
4. 計算傳動裝置的運動和動力參數 5
6. 齒輪的設計 8
7. 滾動軸承和傳動軸的設計 19
8. 鍵聯接設計 26
9. 箱體結構的設計 27
10.潤滑密封設計 30
11.聯軸器設計 30

四 設計小結 31
五 參考資料 32

一. 課程設計書
設計課題:
設計一用於帶式運輸機上的兩級齒輪減速器.運輸機連續單向運轉,載荷有輕微沖擊，工作環境多塵，通風良好,空載起動,捲筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產,使用期限10年(300天/年),三班制工作,滾筒轉速容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V。
參數:
皮帶有效拉力F（KN） 3.2
皮帶運行速度V（m/s） 1.4
滾筒直徑D（mm） 400

二. 設計要求
1.減速器裝配圖1張(0號)。
2.零件工作圖2-3張(A2)。
3.設計計算說明書1份。
三. 設計步驟
1. 傳動裝置總體設計方案
2. 電動機的選擇
3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
4. 計算傳動裝置的運動和動力參數
5. 齒輪的設計
6. 滾動軸承和傳動軸的設計
7. 鍵聯接設計
8. 箱體結構設計
9. 潤滑密封設計
10. 聯軸器設計
1.傳動裝置總體設計方案:
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：

圖一:(傳動裝置總體設計圖)
初步確定傳動系統總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。
選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器。
傳動裝置的總效率
為V帶的傳動效率, 為軸承的效率，
為對齒輪傳動的效率，（齒輪為7級精度，油脂潤滑）
為聯軸器的效率， 為滾筒的效率
因是薄壁防護罩,採用開式效率計算。
取 =0.96 =0.98 =0.95 =0.99 =0.96
＝0.96× × ×0.99×0.96＝0.760；
2.電動機的選擇
電動機所需工作功率為： P ＝P/η ＝3200×1.4/1000×0.760＝3.40kW
滾筒軸工作轉速為n＝ = =66.88r/min，
經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i ＝2～4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i ＝8～40，
則總傳動比合理范圍為i ＝16～160，電動機轉速的可選范圍為n ＝i ×n＝（16～160）×66.88＝1070.08～10700.8r/min。
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，
選定型號為Y112M—4的三相非同步電動機，額定功率為4.0
額定電流8.8A，滿載轉速 1440 r/min，同步轉速1500r/min。

方案 電動機型號 額定功 率
P
kw 電動機轉速

電動機重量
N 參考價格
元 傳動裝置的傳動比
同步轉速 滿載轉速 總傳動 比 V帶傳 動 減速器
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 125.65 3.5 35.90

3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比

（1）總傳動比
由選定的電動機滿載轉速n 和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為 ＝n /n＝1440/66.88＝17.05
（2）分配傳動裝置傳動比
＝ ×
式中 分別為帶傳動和減速器的傳動比。
為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取 ＝2.3（實際的傳動比要在設計V帶傳動時，由所選大、小帶輪的標準直徑之比計算），則減速器傳動比為
＝ ＝17.05/2.3＝7.41
根據展開式布置，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，查圖得高速級傳動比為 ＝3.24，則 ＝ ＝2.29

4.計算傳動裝置的運動和動力參數
（1） 各軸轉速
＝ ＝1440/2.3＝626.09r/min
＝ ＝626.09/3.24＝193.24r/min
＝ / ＝193.24/2.29=84.38 r/min
= =84.38 r/min
（2） 各軸輸入功率
＝ × ＝3.40×0.96＝3.26kW
＝ ×η2× ＝3.26×0.98×0.95＝3.04kW
＝ ×η2× ＝3.04×0.98×0.95＝2.83kW
＝ ×η2×η4=2.83×0.98×0.99＝2.75kW
則各軸的輸出功率：
＝ ×0.98=3.26×0.98=3.19 kW
＝ ×0.98=3.04×0.98=2.98 kW
＝ ×0.98=2.83×0.98=2.77kW
＝ ×0.98=2.75×0.98=2.70 kW
（3） 各軸輸入轉矩
= × × N•m
電動機軸的輸出轉矩 =9550 =9550×3.40/1440=22.55 N•m
所以: ＝ × × =22.55×2.3×0.96=49.79 N•m
＝ × × × =49.79×3.24×0.96×0.98=151.77 N•m
＝ × × × =151.77×2.29×0.98×0.95=326.98N•m
= × × =326.98×0.95×0.99=307.52 N•m
輸出轉矩： ＝ ×0.98=49.79×0.98=48.79 N•m
＝ ×0.98=151.77×0.98=148.73 N•m
＝ ×0.98=326.98×0.98=320.44N•m
＝ ×0.98=307.52×0.98=301.37 N•m
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 3.40 22.55 1440
1軸 3.26 3.19 49.79 48.79 626.09
2軸 3.04 2.98 151.77 148.73 193.24
3軸 2.83 2.77 326.98 320.44 84.38
4軸 2.75 2.70 307.52 301.37 84.38
5.齒輪的設計
（一）高速級齒輪傳動的設計計算
1． 齒輪材料，熱處理及精度
考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪
（1）齒輪材料及熱處理
① 材料：高速級小齒輪選用45#鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數 =24
高速級大齒輪選用45#鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z = ×Z =3.24×24=77.76 取Z =78.
② 齒輪精度
按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。

2．初步設計齒輪傳動的主要尺寸
按齒面接觸強度設計

確定各參數的值:
①試選 =1.6
查課本 圖10-30 選取區域系數 Z =2.433
由課本 圖10-26
則
②由課本 公式10-13計算應力值環數
N =60n j =60×626.09×1×（2×8×300×8）
=1.4425×10 h
N = =4.45×10 h #(3.25為齒數比,即3.25= )
③查課本 10-19圖得：K =0.93 K =0.96
④齒輪的疲勞強度極限
取失效概率為1%,安全系數S=1,應用 公式10-12得:
[ ] = =0.93×550=511.5

[ ] = =0.96×450=432
許用接觸應力

⑤查課本由 表10-6得： =189.8MP
由 表10-7得: =1
T=95.5×10 × =95.5×10 ×3.19/626.09
=4.86×10 N.m
3.設計計算
①小齒輪的分度圓直徑d

=
②計算圓周速度

③計算齒寬b和模數
計算齒寬b
b= =49.53mm
計算摸數m
初選螺旋角 =14
=
④計算齒寬與高之比
齒高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
= =11.01
⑤計算縱向重合度
=0.318 =1.903
⑥計算載荷系數K
使用系數 =1
根據 ,7級精度, 查課本由 表10-8得
動載系數K =1.07,
查課本由 表10-4得K 的計算公式:
K = +0.23×10 ×b
=1.12+0.18(1+0.6 1) ×1+0.23×10 ×49.53=1.42
查課本由 表10-13得: K =1.35
查課本由 表10-3 得: K = =1.2
故載荷系數:
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82
⑦按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑
d =d =49.53× =51.73
⑧計算模數
=
4. 齒根彎曲疲勞強度設計
由彎曲強度的設計公式
≥
⑴ 確定公式內各計算數值
① 小齒輪傳遞的轉矩 ＝48.6kN•m
確定齒數z
因為是硬齒面，故取z ＝24，z ＝i z ＝3.24×24＝77.76
傳動比誤差 i＝u＝z / z ＝78/24＝3.25
Δi＝0.032％ 5％，允許
② 計算當量齒數
z ＝z /cos ＝24/ cos 14 ＝26.27
z ＝z /cos ＝78/ cos 14 ＝85.43
③ 初選齒寬系數
按對稱布置，由表查得 ＝1
④ 初選螺旋角
初定螺旋角 ＝14
⑤ 載荷系數K
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.35＝1.73
⑥ 查取齒形系數Y 和應力校正系數Y
查課本由 表10-5得:
齒形系數Y ＝2.592 Y ＝2.211
應力校正系數Y ＝1.596 Y ＝1.774
⑦ 重合度系數Y
端面重合度近似為 ＝[1.88-3.2×（ ）] ＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14 ＝1.655
＝arctg（tg /cos ）＝arctg（tg20 /cos14 ）＝20.64690
＝14.07609
因為 ＝ /cos ，則重合度系數為Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.673
⑧ 螺旋角系數Y
軸向重合度 ＝ ＝1.825,
Y ＝1－ ＝0.78
⑨ 計算大小齒輪的
安全系數由表查得S ＝1.25
工作壽命兩班制，8年，每年工作300天
小齒輪應力循環次數N1＝60nkt ＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
大齒輪應力循環次數N2＝N1/u＝6.255×10 /3.24＝1.9305×10
查課本由 表10-20c得到彎曲疲勞強度極限
小齒輪 大齒輪
查課本由 表10-18得彎曲疲勞壽命系數:
K =0.86 K =0.93
取彎曲疲勞安全系數 S=1.4
[ ] =
[ ] =

大齒輪的數值大.選用.
⑵ 設計計算
① 計算模數

對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m 大於由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標准模數,取m =2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d =51.73 來計算應有的齒數.於是由:
z = =25.097 取z =25
那麼z =3.24×25=81
② 幾何尺寸計算
計算中心距 a= = =109.25
將中心距圓整為110
按圓整後的中心距修正螺旋角
=arccos
因 值改變不多,故參數 , , 等不必修正.
計算大.小齒輪的分度圓直徑
d = =51.53
d = =166.97
計算齒輪寬度
B=
圓整的

（二） 低速級齒輪傳動的設計計算
⑴ 材料：低速級小齒輪選用45鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數 =30
速級大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS z =2.33×30=69.9 圓整取z =70.
⑵ 齒輪精度
按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。
⑶ 按齒面接觸強度設計
1. 確定公式內的各計算數值
①試選K =1.6
②查課本由 圖10-30選取區域系數Z =2.45
③試選 ,查課本由 圖10-26查得
=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71
應力循環次數
N =60×n ×j×L =60×193.24×1×(2×8×300×8)
=4.45×10
N = 1.91×10
由課本 圖10-19查得接觸疲勞壽命系數
K =0.94 K = 0.97
查課本由 圖10-21d
按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ,
大齒輪的接觸疲勞強度極限
取失效概率為1%,安全系數S=1,則接觸疲勞許用應力
[ ] = =
[ ] = =0.98×550/1=517
[ 540.5
查課本由 表10-6查材料的彈性影響系數Z =189.8MP
選取齒寬系數
T=95.5×10 × =95.5×10 ×2.90/193.24
=14.33×10 N.m
=65.71
2. 計算圓周速度
0.665
3. 計算齒寬
b= d =1×65.71=65.71
4. 計算齒寬與齒高之比
模數 m =
齒高 h=2.25×m =2.25×2.142=5.4621
=65.71/5.4621=12.03
5. 計算縱向重合度

6. 計算載荷系數K
K =1.12+0.18(1+0.6 +0.23×10 ×b
=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10 ×65.71=1.4231
使用系數K =1
同高速齒輪的設計,查表選取各數值
=1.04 K =1.35 K =K =1.2
故載荷系數
K＝ =1×1.04×1.2×1.4231=1.776
7. 按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑
d =d =65.71×
計算模數
3. 按齒根彎曲強度設計
m≥
一確定公式內各計算數值
（1） 計算小齒輪傳遞的轉矩 ＝143.3kN•m
（2） 確定齒數z
因為是硬齒面，故取z ＝30，z ＝i ×z ＝2.33×30＝69.9
傳動比誤差 i＝u＝z / z ＝69.9/30＝2.33
Δi＝0.032％ 5％，允許
（3） 初選齒寬系數
按對稱布置，由表查得 ＝1
（4） 初選螺旋角
初定螺旋角 ＝12
（5） 載荷系數K
K＝K K K K =1×1.04×1.2×1.35＝1.6848
（6） 當量齒數
z ＝z /cos ＝30/ cos 12 ＝32.056
z ＝z /cos ＝70/ cos 12 ＝74.797
由課本 表10-5查得齒形系數Y 和應力修正系數Y

（7） 螺旋角系數Y
軸向重合度 ＝ ＝2.03
Y ＝1－ ＝0.797
（8） 計算大小齒輪的

查課本由 圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限

查課本由 圖10-18得彎曲疲勞壽命系數
K =0.90 K =0.93 S=1.4
[ ] =
[ ] =
計算大小齒輪的 ,並加以比較

大齒輪的數值大,選用大齒輪的尺寸設計計算.
① 計算模數

對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m 大於由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標准模數,取m =3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d =72.91 來計算應有的齒數.
z = =27.77 取z =30
z =2.33×30=69.9 取z =70
② 初算主要尺寸
計算中心距 a= = =102.234
將中心距圓整為103
修正螺旋角
=arccos
因 值改變不多,故參數 , , 等不必修正
分度圓直徑
d = =61.34
d = =143.12
計算齒輪寬度

圓整後取

低速級大齒輪如上圖：

齒輪各設計參數附表
1. 各軸轉速n
(r/min)
(r/min)
(r/min)
(r/min)

626.09 193.24 84.38 84.38

2. 各軸輸入功率 P
（kw）
（kw）
（kw）
(kw)

3.26 3.04 2.83 2.75

3. 各軸輸入轉矩 T
(kN•m)
(kN•m)
(kN•m)
(kN•m)

49.79 151.77 326.98 307.52

6.傳動軸承和傳動軸的設計
1. 傳動軸承的設計
⑴. 求輸出軸上的功率P ，轉速 ，轉矩
P =2.83KW =84.38r/min
=326.98N．m
⑵. 求作用在齒輪上的力
已知低速級大齒輪的分度圓直徑為
=143.21
而 F =
F = F
F = F tan =4348.16×0.246734=1072.84N
圓周力F ，徑向力F 及軸向力F 的方向如圖示:
⑶. 初步確定軸的最小直徑
先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據課本 取

輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑 ,為了使所選的軸與聯軸器吻合,故需同時選取聯軸器的型號
查課本 ,選取

因為計算轉矩小於聯軸器公稱轉矩,所以
查《機械設計手冊》
選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm,半聯軸器的孔徑
⑷. 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
① 為了滿足半聯軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑 ;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑 半聯軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端上, 故Ⅰ-Ⅱ的長度應比 略短一些,現取
② 初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求並根據 ,由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組 標准精度級的單列角接觸球軸承7010C型.

D B

軸承代號
45 85 19 58.8 73.2 7209AC
45 85 19 60.5 70.2 7209B
45 100 25 66.0 80.0 7309B
50 80 16 59.2 70.9 7010C
50 80 16 59.2 70.9 7010AC
50 90 20 62.4 77.7 7210C
2. 從動軸的設計
對於選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的 ,故 ;而 .
右端滾動軸承採用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度 mm,
③ 取安裝齒輪處的軸段 ;齒輪的右端與左軸承之間採用套筒定位.已知齒輪 的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短於輪轂寬度,故取 . 齒輪的左端採用軸肩定位,軸肩高3.5,取 .軸環寬度 ,取b=8mm.
④ 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定) .根據軸承端蓋的裝拆及便於對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離 ,故取 .
⑤ 取齒輪距箱體內壁之距離a=16 ,兩圓柱齒輪間的距離c=20 .考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離 s,取s=8 ,已知滾動軸承寬度T=16 ,
高速齒輪輪轂長L=50 ,則

至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.
5. 求軸上的載荷
首先根據結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,
查《機械設計手冊》20-149表20.6-7.
對於7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.

傳動軸總體設計結構圖:

(從動軸)

(中間軸)

(主動軸)
從動軸的載荷分析圖:

6. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度
根據
= =
前已選軸材料為45鋼，調質處理。
查表15-1得[ ]=60MP
〈 [ ] 此軸合理安全
7. 精確校核軸的疲勞強度.
⑴. 判斷危險截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大.截面Ⅵ的應力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側需驗證即可.
⑵. 截面Ⅶ左側。
抗彎系數 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系數 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅶ的右側的彎矩M為
截面Ⅳ上的扭矩 為 =311.35
截面上的彎曲應力

截面上的扭轉應力
= =
軸的材料為45鋼。調質處理。
由課本 表15-1查得：

因
經插入後得
2.0 =1.31
軸性系數為
=0.85
K =1+ =1.82
K =1+ （ -1）=1.26
所以

綜合系數為： K =2.8
K =1.62
碳鋼的特性系數 取0.1
取0.05
安全系數
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
截面Ⅳ右側
抗彎系數 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系數 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅳ左側的彎矩M為 M=133560
截面Ⅳ上的扭矩 為 =295
截面上的彎曲應力
截面上的扭轉應力
= = K =
K =
所以
綜合系數為：
K =2.8 K =1.62
碳鋼的特性系數
取0.1 取0.05
安全系數
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
8.鍵的設計和計算
①選擇鍵聯接的類型和尺寸
一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.
根據 d =55 d =65
查表6-1取： 鍵寬 b =16 h =10 =36
b =20 h =12 =50
②校和鍵聯接的強度
查表6-2得 [ ]=110MP
工作長度 36-16=20
50-20=30
③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度
K =0.5 h =5
K =0.5 h =6
由式（6-1）得：
＜[ ]
＜[ ]
兩者都合適
取鍵標記為：
鍵2：16×36 A GB/T1096-1979
鍵3：20×50 A GB/T1096-1979
9.箱體結構的設計
減速器的箱體採用鑄造（HT200）製成，採用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，
大端蓋分機體採用 配合.
1. 機體有足夠的剛度
在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度
2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。
因其傳動件速度小於12m/s，故採用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H為40mm
為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗糙度為
3. 機體結構有良好的工藝性.
鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.
4. 對附件設計
A 視孔蓋和窺視孔
在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區的位置，並有足夠的空間，以便於能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便於機械加工出支承蓋板的表面並用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵製成，用M6緊固
B 油螺塞：
放油孔位於油池最底處，並安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，並加封油圈加以密封。
C 油標：
油標位在便於觀察減速器油麵及油麵穩定之處。
油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.
D 通氣孔：
由於減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便於排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.
E 蓋螺釘：
啟蓋螺釘上的螺紋長度要大於機蓋聯結凸緣的厚度。
釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.
F 位銷：
為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.
G 吊鉤：
在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環，用以起吊或搬運較重的物體.
減速器機體結構尺寸如下：

名稱 符號 計算公式 結果
箱座壁厚

10
箱蓋壁厚

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
軸承旁聯接螺栓直徑

M12
機蓋與機座聯接螺栓直徑
=（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
， ， 至外機壁距離
查機械課程設計指導書表4 34
22
18
， 至凸緣邊緣距離
查機械課程設計指導書表4 28
16
外機壁至軸承座端面距離
= + +（8~12）
50
大齒輪頂圓與內機壁距離
>1.2
15
齒輪端面與內機壁距離
>
10
機蓋，機座肋厚

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）
10. 潤滑密封設計
對於二級圓柱齒輪減速器，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.
油的深度為H+
H=30 =34
所以H+ =30+34=64
其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。
密封性來講為了保證機蓋與機座聯接處密封，聯接
凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗度應為
密封的表面要經過刮研。而且，凸緣聯接螺柱之間的距離不宜太
大，國150mm。並勻均布置，保證部分面處的密封性。
11.聯軸器設計
1.類型選擇.
為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯軸器.
2.載荷計算.
公稱轉矩：T=9550 9550 333.5
查課本 ,選取
所以轉矩
因為計算轉矩小於聯軸器公稱轉矩,所以
查《機械設計手冊》
選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm

㈤ 手自一體換擋手柄研究或設計的目的和意義 ，可以從各個方面寫得具體點嗎 字數越多越好，謝謝了，有獎賞。

手自一體變速箱是一種結合了手動變速與自動變速功能的變速裝置。這一技術是為了提高自動變速箱的經濟性和操控性而產生的，能夠讓由電腦自動決定的換擋時機重新回到駕駛員手中，從而提高駕駛的操作性，豐富駕駛者的體驗。 在結構上，手自一體變速器主要由普通的齒輪箱（和手動變速器一樣）、電子控制離合器、自動換擋操縱機構和電子控制部分等組成。電子控制離合器的作用是根據需要自動地使離合器分離、接合或者"；吊"；離合器，工作時由變速器ECU控制步進電機推動離合器撥叉，使離合器分離或接合。自動換擋操縱機構的作用是根據需要自動地掛入相應的擋位，一般設置兩個步進電機，都由變速器ECU來控制。其排擋桿的設置和普通自動變速器相似、沒有離合器踏板。該變速器的工作實際上是利用自動控制部分來模擬人工的換擋工作，正常駕駛時和液壓自動變速器沒有什麼區別，只是在停車時，離合器是分離的，所以如果停在坡道上時，一定要踩剎車，否則會溜車。如果使用手動模式，會覺得好象是在駕駛手排擋車一樣，動力來得非常直接，還省去了踩離合器的動作，而且不需要一擋一擋地加減擋，可以跳躍加減擋。 總體上看，手自一體變速器實際上就是一款電控的液壓自動變速器，其硬體方面只是在排擋桿的操縱台下面增加了三個感測器，分別為加擋感測器、減擋感測器和手動模式感測器；軟體方面，在控制系統里增加了一些手動控制的程序，利用感測器來感知變速器是否處於手動模式，接收加擋或減擋信號，控制系統根據加減擋信號去控制變速器的升擋或減擋。另外還增加了一些保護措施，例如當發動機轉速超過6000轉時，控制系統就會發出升擋的指令，使變速器自動升擋，當發動機轉速和車速都比較低時，如果駕駛員加擋，則控制系統還是不會發出升擋的指令，相反，如果此時擋位較高，而駕駛員沒有減擋，則控制系統就會發出降擋的指令，使變速器降入低擋位。所以其在本質上和自動變速器沒有太大的區別。 另外，在手自一體變速器的控制系統中多增加了三個感測器，如果其中有一個損壞的話，變速器也會被鎖擋。 3 產品類型 編輯 一，在自動變速器的基礎上面加裝了電子和液壓控制裝置。這一類型即便在手動模式時自動變速系統仍然隨時處於控制狀態，如果你忘了加擋它會幫你做，如果你在車速很快時掛入低擋它會不執行；起步時它會自動地將擋位掛入1或2擋；當車輛打滑它會自動轉到「惡劣性天氣模式」防止車輪打滑。譬如保時捷、奧迪所選裝的Tiptronic系統、寶馬Steptronic系統及阿爾法羅米歐選用的Q系統都屬於這一類，他們之間不同的只是操作方式。如保時捷、奧迪可以利用方向盤上的按鍵加減擋，也可用擋桿手動加減擋；寶馬Steptronic和阿爾法羅米歐的Q系統則只能用換擋桿加減擋。這類變速器造價很高，但手動模式的換擋響應不算快。而在國產車型方面，東風307採用這套系統後，完全繼承了原系統反應敏捷、換擋柔順的特點。城市道路行駛狀態下，把擋位放入D擋，使其處於自動擋的模式下。有效減少駕駛疲勞。而在郊區路段就可以使用手動模式，換擋桿推向「+」符號時完成加擋操作，推向「－」符號時則完成減擋操作。東風標致307將手動擋的駕駛樂趣和自動擋的方便舒適完美融和在一起。讓消費者魚與熊掌不可兼得的苦惱得到真正的解決。 手自一體變速器能給我們帶來更多的方便和樂趣，但有一點不得不提。先進技術的應用往往意味著較高的維護成本及苛刻的使用要求。所以消費者在選購一款帶有手自一體變速器的車型時，技術是否先進、系統是否穩定成熟顯得格外重要。否則，消費者不僅不能享受到手自一體給你帶來獨特的享受，還會給自己帶來無盡的煩惱。 二，由普通「H」型換擋方式的手動變速器和自動離合器相結合的變速系統。其目的只是使離合器自動化，而不改動普通手動變速器傳統的換擋機構。譬如雷諾的Easy System、薩博的Sensonic、菲亞特的Seicento城市自動系統以及賓士A級車都採用了這種技術。這種變速系統結構簡單，就是離合器踏板被一個電動機所取代，它會根據微處理器的命令來將液壓系統加壓，使離合器分離和接合。感測器會感應當時的擋位、車輛的速度、油門位置以及駕駛人是否要換擋等等。啟動的時候駕駛人只需要掛上擋等油門就行了，其換擋按普通的做法進行，在換擋時抬起油門，系統會自動地將離合器分離開。系統一直監按期著車輛的速度及發動機的轉速，計算機可以阻止不合時宜的加擋或減擋，有些時候，如果有需要，還會提醒駕駛人選擇較低的擋位。在國產車型之中，奧拓的「自動離合器」也採用了這種技術，對於不喜歡踩離合的朋友而言是個福音。 三，以手動變速箱為基礎，把自動離合器和電子—液壓順序換擋結合到一起。寶馬的SMG及雷諾的BVR都屬於此類，法拉利的F355 F1、阿爾法羅米歐的156「雙火花」也有此系統，它們的原理和賽車上所用的一樣。所不同的是變速器和離合器總成在設計上不是順序的，它們是傳統的手動變速器與電子選擋機構的結合。 4 使用技巧 編輯 各擋位操作 P：駐車擋。請注意是駐車，不是停車。長時間車輛停放時使用，並配合手剎使用。 R：倒車擋。一般停車入庫時使用。 N：空擋。請勿用N擋滑行，短距離拖車可以用N擋，較長時間紅燈（兩三分鍾以上的），可以N擋等待，也可以P擋等待。 D：前進擋。和自動擋的車前進擋功能一樣。 S：運動擋。升擋時機延後，一般至少2500以上換擋，並且不再使用第6擋，也就是說S擋只有5擋。 D（+、-）：手動擋。可手動切換擋位，上推一下升一擋，下拉一下降一擋。可2擋實現起步。高擋時松油門不踩剎車不會降擋，給了油，如果速度太低，則自動降到合適擋位。行駛中不會主動升擋，可踩至紅線轉速。 各擋間切換 P到R、R到P都要按排擋鎖，要剎車。 R到N不用按排擋鎖，不用剎車。 N到R要按排擋鎖，要剎車。 N到D不用按排擋鎖，要剎車。 D到S要按排擋鎖，不用松油不用剎車。 S到D直接推就行，不用松油不用剎車。 D到D（+、-）不用松油不用剎車，好像要按排擋鎖。推過去之後直接就是D擋對應的擋位。 D（+、-）到D不用松油不用剎車，直接撥。撥回來之後會按照轉速、扭矩等，變成D擋合適的擋位。也就是說，D（+、-）的3擋5000轉，可能切到D就是5擋2000轉了。 D（+、-）加減擋不用按排擋鎖，不用松油不用剎車。但我沒踩到過紅線，不知會不會自動斷油。 只有P和N可以打火，但任何擋位都可以熄火。強調：非P擋，鑰匙拔不下來。 手擋使用 手動模式下加速超車技巧 超車時手動模式的應用。開過自動擋的人都知道，自動擋的加速性沒有手動擋痛快，特別是在超車的時候，放在D擋上，車速不會因為你猛踩油門而迅速提升，只能是順序加擋。有了A/MT情況就不一樣了，加速超車的時候，換入手動模式，這時候不需要踩剎車，直接把擋把撥入手工模式就行。這時候猛踩油門，車速會迅速提升，加速超車得心應手，響應的速度不比手動擋差。 手動模式下下坡技巧 下坡的時候如果開手動擋，正確的操作模式是換入低速擋，帶擋滑行。如果開自動擋，車速會不受控制地不斷提升，那就只能滑行的時候適時踩剎車。如果使用手自一體變速器的手動模式，這一切就簡單了，下坡時掛入手動模式，並向後撥擋把，降入低速擋，這時候可以充分利用發動機制動降低車速，駛入坡底時可以迅速加擋或者換入自動模式，會很快恢復正常駕駛。在實際應用中下地庫的時候採用手動模式很實用，甚至不用踩剎車。 手動模式下高速行車技巧 高速行車的時候最好選用手動模式，這樣不但提速快，而且還可以在急剎車的時候使用發動機制動。在高速行駛的時候，如果想剎車，那麼在踩剎車踏板的同時，迅速向後連續撥擋把，使車強制降入低速擋，會產生強大的發動機制動，加快減速。 手動模式下彎道技巧 過彎道的時候，通常都會在入彎的時候踩剎車減速，通過彎心後加速出彎。但是這時候發動機的轉速和車速就會降得很低，加速需要一個過程。如果使用手動模式，在入彎前通過減擋利用發動機制動減速，過彎時只需保持車身穩定，此時由於強制降擋，發動機會自動維持高轉速，出彎道後，可以迅速拉高速度。 手動模式下溜車技巧 在開車的時候經常會遇到需要溜車滑行，比如遇到紅燈。很多人會在這時候松開油門踩剎車，但由於自動擋收油後減速迅速，所以會導致提前停下，不得不又加油前行。而如果換入空擋，滑行的距離是遠了，但是大大增加了危險，因為此時的車失去了動力，大大降低了機動性和反應能力。此時使用手動模式就很方便了，車緩慢降擋，可以平穩滑行很遠，而且動力還沒有切斷，遇到緊急情況可以迅速踩油門加速躲避。[1] 5 技術發展 編輯 如今，隨著技術日趨成熟和成本降低等因素，這種以前堪稱奢侈的裝備離我們普通消費者越來越近。這種手動/自動變速系統首先由德國專業高性能跑車生產廠家保時捷在其911車型上推出，稱之為Tiptronic。作為保時捷的扛鼎之作，自問世7年以來，以其高穩定性及領先的科技，在世界范圍內廣受各方贊譽。它的出現使得高性能跑車不必受限於傳統的自動擋的束縛。讓駕駛者也能享受手動換擋的樂趣。

㈥ 跪求《感測器與檢測技術》課程設計 欲做振動設備動態監測系統的設計，要用到感測器及單片機

要做振動動態監測，你要測振動的哪些項目？振幅？頻率？加速度？設計的量程、精版度、分辨權率有什麼要求？監測方法首先確定，然後進行感測器選型，采購還是研發？光電式的還是壓電式的，或者電容式的，選則感測器時考慮信號傳輸與採集，甚至數模模數轉換，以及單片機是否要做數據處理，輸出顯示等等，多查資料，如果你自己認真做好，肯定會有收獲的

㈦ 大眾朗逸拔檔桿左右旋轉是什麼問題，怎麼解決

螺絲滑了，從新換一個就可以了

㈧ 自動擋汽車換擋器檢測的工裝夾具及其使用方法是什麼

1、近年來，隨著低碳環保理念深入人心，純電動汽車應運而生，並成為全球新能源汽車的重要組成部分。引起了各國的廣泛關注和重視。對於純電動汽車，「配置變速箱」可以有效提升其整體運動性能。因此，本文主要針對電動汽車動力保持機械式自動兩檔換擋，本文對兩檔變速器進行模擬研究的主要目的是實現純電動汽車動力傳動系統的高效不間斷運行。

4、具體是基於一致的模擬環境模擬模型和動力保持機械兩檔變速器車輛模型比較兩組模擬數據，實驗結果如下第一動力保持機械兩檔變速器具有更好的動力性能，第二個兩檔變速器具有更好的驅動電機工作效率第三個自動兩檔變速器具有更高的節能性第四個自動兩檔變速器可以有效解決以前電動汽車的動力中斷問題換檔時，從而大大提高純電動汽車的經濟性能和動力性能。

㈨ 求一份機械原理相關的課程設計

已發去機械原理相關的課程設計4份，供參考。