A. 同步傳輸規程的特徵
答：
可靠性
容易安裝和維護
靈活性(有重新配置的能力）
費用
使用條件
最大傳輸率
數據的安全
抗干擾性
2、光纖的傳輸原理和傳輸特性是什麼？
答：
光纖原理：
光纖實際是指由透明材料做成的纖芯和在它周圍採用比纖芯的折射率稍低的材料做成的包層，並將射入纖芯的光信號，經包層界面反射，使光信號在纖芯中傳播前進的媒體。一般是由纖芯、包層和塗敷層構成的多層介質結構的對稱圓柱體。
光纖有兩項主要特性：即損耗和色散。
光纖每單位長度的損耗或者衰減（dB/km），關繫到光纖通信系統傳輸距離的長短和中繼站間隔的距離的選擇。
光纖的色散反應時延畸變或脈沖展寬，對於數字信號傳輸尤為重要。每單位長度的脈沖展寬（ns/km），影響到一定傳輸距離和信息傳輸容量。
3、DDN網有什麼特點？它可提供哪些服務？
答：
特點：
DDN是透明傳輸網。由於DDN將數字通信的規和和協議寄託在智能化程度的用戶終端來完成，本身不受任何規程的約束，所以是全透明網，是一種面向各類數據用戶的公用通信網，它可以看成是一個大型的中繼開放系統。
DDN是同步數據網。DDN彩數字方式來傳輸數據，必須要求全網的系統保持同步，否則網內各節點在實現互連和電路的轉接、分支時，就很難協調工作甚至會出現失步狀態，造成數據的定期掛失或重復現象。
DDN傳輸速率高，網路時延小。由於DDN用戶數據信息是根據事先的協議，在固定通道帶寬和預先約定速率的情況下順序連續網路這樣只需按時隙輥通道就可以准確地將數據信息送到目的地，從而免去了目的終端對信息的重組，因此減少了時延。另外，DDN數據傳輸通道彩了時分復用技術，可以直接傳送高速數據信號。
DDN可提供靈活的連接方式。DDN可以支持數據、語音、圖像傳輸等多種業務，它不僅可以和客戶終端設備進行連接，而且可以和用戶網路進行連接，為用戶網路互連提供靈活的組網環境。
DDN網服務：
由於DDN網是一個全透明網路，能提供多種業務來滿足各類用戶的需求。
提供速率可在一定范圍內（200bit/s—2Mbit/s）任選的信息量大實時性強的中高速數據通信業務。如區域網互連、大中型主機互連、計算機互聯網業務提供者（ISP）等。
h 為分組交換網、公用計算機互聯網等提供中繼電路。
h 可提供點對點、一點對多點的業務適用於金融證券公司、科研教育系統、政府部門租用DDN專線組建自己的專用網。
h 提供幀中繼業務，擴大了DDN的業務范圍。用戶通過一條物理電路可同時配置多條虛連接。
h 提供語音、G3傳真、圖像、智能用戶電報等通信。
h 提供虛擬專用網業務。大的集團用戶可以租用多個方向、較多數量的電路，通過自己的網路管理工作站，進行自己管理，自己分配電路帶寬資源，組成虛擬專用網
4、FDDI是什麼，有什麼特點，應用在什麼場合？
答：光纖分布式數據介面
（FDDI：Fiber Distributed Data Interface）
光纖分布式數據介面（FDDI）是由美國國家標准化組織（ANSI）制定的在光纜上發送數字信號的一組協議。FDDI 使用雙環令牌，傳輸速率可以達到 100Mbps。由於支持高寬頻和遠距離通信網路，FDDI 通常用作骨幹網。CCDI 是 FDDI 的一種變型，它採用雙絞銅纜為傳輸介質，數據傳輸速率通常為 100Mbps。
FDDI-2 是 FDDI 的擴展協議，支持語音、視頻及數據傳輸。FDDI 的另一個變種，稱為 FDDI 全雙工技術（FFDT），它採用與 FDDI 相同的網路結構，但傳輸速率可以達到 200Mbps 。
FDDI 使用雙環架構，兩個環上的流量在相反方向上傳輸。雙環由主環和備用環組成。在正常情況下，主環用於數據傳輸，備用環閑置。正如本篇後面所述，使用雙環的用意是能夠提供較高的可靠性和健壯性。
FDDI 詳細闡明了 OSI 參考模型的物理層和介質訪問層。實質上 FDDI 並不是單一規范，而是由四個子部分組成，每部分具有各自特定功能。各部分合起來使得 FDDI 能夠在上層協議（如 TCP/IP、IPX）和介質（如光纜）間提供高速連接。
FDDI 四個子規范為介質訪問控制（MAC）、物理層協議層（PHY）、物理介質相關層（PMD）以及站管理（SMT）。MAC 規定了怎樣訪問介質，包括協議所需要的幀格式、定址、令牌處理、循環冗餘校驗演算法（CRC）以及差錯恢復機制。PHY 規定了傳輸編碼和解碼程序、時鍾要求及其它功能；PMD 規定了傳輸介質應具備的特性，包括光纖鏈路（fiber-optic link）、功率電平（power level）、誤碼率（bit-error rate）、光纖器件（optical component）以及連接器（connector）。SMT 規定了 FDDI 站配置、環配置以及環控制等特徵，包括站的插入和刪除、啟動、故障分離和恢復、模式安排及統計集合。
5、用自己的話簡述對計算機網路的理解？
答：
研究計算機網路在規劃、設計、實施、測試、運行、應用、維護、管理等過程中的典型性問題及其解決方法的理論。它是一門綜合性應用科學，除直接利用通信理論與技術、計算機科學與技術之外，還涉及邏輯學、運籌學、統計學、模型論、圖論、資訊理論、控制論、模擬模擬、人工智慧、認知科學、神經網路等多種學科。鑒於計算機網路規模巨大、聯系面廣、涉及因素多，通常要劃分成各種特定問題，突出主要因素、忽略或弱化次要因素，並進行概括、抽象，建立典型化模型來加以研究。
計算機網路優化設計 組建計算機網路時，首先要解決的具體問題和理論問題。目的是在滿足應用需求和客觀約束條件下，以最少的投入（包括人力 、物力、財力、時間等)，設計、建造一個安全、可靠 、有效、運行良好 、適應性強、易管理、易維護、易改造、易擴充的計算機網路，並預計回答資金回收期限以及可能獲得的最大的社會效益和經濟效益等問題。優化設計分為 3個階段 ：① 需求分析與規劃階段。應對需求和環境進行調查 ，收集 、整理必要的資料與數據，包括應用目的、信息格式、通信量、響應時間、差錯率、可靠性要求、選用的標准，以及現有設備、用戶分布、地理環境、自然條件 、氣象特徵、外界影響等 ，目的是明確需求、找出關鍵環節、規劃項目的總體輪廓。②網路總體設計階段。在調查分析的基礎上，應根據應用需求，確定網路的總體框架和重要的網路參數，必須對一些重要的關鍵問題做出抉擇，如選用何種拓撲結構，設備的選型、安置和連接方法，通信介質的選擇、線路布局和容量分配，通信規程以及路由、流量和差錯控制技術，網路業務的種類、服務質量及高層協議的選擇等。③設計方案評測階段。根據評測目標，建立各種數學模型（如預測模型、優化模型、性能評價模型等），以便對網路的性能、費用、工期時限、效益概算、資金回收期限等進行分析與評價，給出技術與經濟可行性結論。如果結論達不到預計要求，應視情況，部分或全部進行重新網路優化設計。
網路體系結構研究 計算機網路體系結構是一組用於規劃、設計、組建計算機網路所需遵循的原則和依據，包括層次結構、功能劃分、協議規范、過程描述等內容。對計算機網路發展最有影響的網路體系結構是國際標准化組織（ISO）建議的開放系統互連（OSI）參考模型 。它是通過體系模型、服務定義和協議規范3 個抽象級別，逐步深入、逐步細化加以制定和描述的。體系結構模型是OSI 最高級別的抽象，它從功能和概念級上建造了一個抽象的、具有層次結構的體系模型，刻畫了開放系統的整體性能 、結構要素 、行為特徵、層次關系 、數據格式等內容 。OSI 體系結構模型由應用層、表示層、會話層、運輸層、網路層、數據鏈路層和物理層等7層組成。服務定義是OSI低一級別的抽象，它更詳細地定義每層提供的服務，規定各層的外特性和層間抽象介面，但不涉及是否實現和如何實現的細節。協議規范是 OSI最低級別的抽象，它精確地定義某層實體為了協同工作和交互活動所需傳送控制信息的語義和語法，以及採用什麼樣的規程去分析、解釋和加工它們。體系結構模型進一步發展趨向是研究、制定網路應用體系結構模型，目的是為網路用戶創造良好的運行環境和開發環境。例如，一些網路專家在 OSI模型的基礎上，提出開放應用體系結構（OAA）模型的設想。OAA由操作環境和開發維護環境兩部分組成。
路徑選擇、流量控制和擁擠控制 早期計算機領域中幾個熱門研究課題，成果多、文獻量大。路徑選擇的主要目的是在網路中選擇最佳路徑 ，將源站點發送的報文信息高速、有效地傳送到目的站點，其側重點是提高網路服務質量、減少延遲時間、降低傳輸費用。衡量路徑選擇演算法好壞的標准包括：①報文信息以最短的時間、最短的路徑或最少的費用，傳送到目的地。②演算法簡單、易於實現、適應性強（能適應網路故障和結構變化所帶來的影響）。③不過重增加網路和結點的開銷（包括處理機時間、存儲容量 、信息傳輸量等)。④有助於改善網路性能、保持穩定的吞吐率、降低平均傳輸延遲時間、均衡網路負載等。典型路徑選擇演算法有擴散式路徑選擇、隨機式路徑選擇、固定路徑選擇、自適應路徑選擇等。
流量控制和擁擠控制的目的是控制網路和各條通信線路上的信息流通量，保持網路處於穩定的工作狀態，以便提高網路吞吐率、減少平均延遲時間，其側重點是改善網路工作效率和資源利用率，防止擁塞和死鎖現象發生。流量控制可分為相鄰結點間流控、源結點與目的結點間流控、主機與結點間流控、主機與主機間流控四種類型。常用的控制方法有限定傳輸速率、拒收重傳、暫停發送、限定接收發送窗口大小、預約緩沖區等。用於擁擠控制的方法有預約緩沖區、限制管道流量、入網許可證、反向抑制等。
另外，差錯控制也是網路設計中的重要研究課題，其目的是根據應用要求、線路質量、設備性能和外界環境等因素，選擇適當的控制機制和方法，查出並糾正信息傳輸中的差錯，將其減少到允許程度之內。計算機網路中，通常採用兩種基本策略來處理信息傳輸中的差錯：①使用糾錯碼。即在要發送的信息報文中附加上足夠多的冗餘信息，使接收方不僅能夠查出、而且能夠糾正信息報文中的差錯。因信息冗餘量過大，且控制復雜，通常用於單向傳輸場合，或用作輔助措施。②使用檢錯碼。即在要發送的信息報文中附加一定的冗餘信息，使接收方能夠查出信息報文中的差錯（但不知什麼樣的差錯），並通知發送方重傳原來的信息報文。通信規程和網路協議通常採用這種方法。
協議工程 計算機網路領域中最活躍的研究課題之一 ，目的是把軟體工程的原理和方法用於計算機網路協議的描述、實現和驗證工作 。協議工程的主要研究內容包括3 個方面：①協議形式化描述及其形式化描述語言。②協議軟體的自動生成技術及其開發維護工具。③協議一致性測試技術及其測試工具 。協議工程的研究有助於加深理解計算機網路協議，有助於提高協議軟體的生產效率，有助於改善網路協議軟體的維護管理水平。但是，協議工程與軟體工程相比，無論在研究、開發、應用的深度和廣度上說，均有距離，尚有廣闊的開拓、發展前景。
我回答了這么多該給我分吧！
B. 汽車雙柱舉升機的結構、操作方法及注意事項
一、結構
汽車舉升機設計是汽車修理設備設計的重要內容。普通式雙柱舉升機設計主
要包括舉升裝置的設計、立柱的設計、支撐機構的設計、平衡機構的設計及保險
機構的設計。
二、操作
1. 使用前應清除舉升機附近妨礙作業的器具及雜物，
並檢查操作手柄是否正常。
2. 操作機構靈敏有效，液壓系統不允許有爬行現象。
3. 待舉升車輛駛入後，應將舉升機支撐塊調整移動對正該車型規定的舉升點，
舉升臂應盡量縮到最小長度，並調節舉升膠墊以便均勻接觸。
4. 支車時，四個支角應在同一平面上，調整支角膠墊高度使其接觸車輛底盤支
撐部位，使舉升臂升至舉升膠墊完全接觸車輛，檢查是否已牢固負載。
5. 舉升時人員應離開車輛，緩慢將車輛從地面升起確保平衡負載，再舉升至所
需工作高度。
6. 放開上升按鈕，將車輛降低至安全保險位置，即可進行維修工作。
7. 放下車輛前應先舉升車輛，將安全保險拉開，再按下降手柄使車輛緩慢下降
至舉升臂放至最低為止，移開舉升臂，駛出車輛。
8. 舉升器不得頻繁起落。
9. 有人作業時嚴禁升降舉升機。
10.發現操作機構不靈，電機不同步，托架不平或液壓部分漏油，應及時報修，
不得帶故障操作。
11.作業完畢應清除雜物，打掃舉升機周圍以保持場地整潔。
12.除保養及小修項目外，其它繁瑣笨重作業，不得在舉升機上操作修理。
三、雙柱舉升機使用注意事項以及保養說明
1、 舉升機操作注意事項：
車輛正在舉升或正在下降過程中，車輛底部或附近不能有人，確保人員安全，車輛舉升到指定高度後必須落鎖並確保鎖止有效後，工作人員方可進行車輛作業；車輛正在舉升或正在下降過程中，操作人員必須注視車輛的水平狀態及保險的狀態，確保保險有效後繼續上升或下降。
2、 舉升機保養說明：
每天檢查項目
1）操作的時候，更據聲音判斷安全鎖的咬合狀況
2）檢查鋼絲繩的連接，鏈條的連接狀況
3）檢查舉升臂齒牙齒塊的嚙合情況
每周檢查項目
1）檢查液壓油的容量，按上升鍵如無法上升到最高位置，說明液壓油不足，需要添加。
2）檢查液壓管的連接和有無漏油情況，必要時緊固或更換油管或接頭
每月檢查項目
1）在立柱與滑台的滑行軌道內加註黃油
2）檢查鋼絲繩的潤滑和磨損情況，並用黃油潤滑鋼絲繩
3）檢查膨脹螺絲的緊固情況，必要時緊固
4）檢查銷軸、滑台結構、舉升臂和相關部件的潤滑和磨損情況，一經發現損傷就要及時更換
（備註：四柱舉升機參照雙柱舉升機進行保養）
C. 控制同步傳輸的協議可以分為成兩個類型以及概念
實時傳送協議（RTP，Real-Time Transport Protocol）是一個為程序指定處理在單點或多點網路服務上傳輸多媒體數據的方式的英特網傳輸標准。
D. 一台液壓泵站向4隻油缸供油，如何讓4隻油缸同步舉升
可用分流集流閥，但必須缸徑相同，如果不同自行設計同步油缸，或用調速閥進行簡單的調整
E. 汽車雙柱舉升機的結構、操作方法及注意事項是什麼
結構
普通式雙柱舉來升源機設計主要包括舉升裝置的設計、立柱的設計、支撐機構的設計、平衡機構的設計及保險機構的設計。
操作
使用前應清除舉升機附近妨礙作業的器具及雜物，並檢查操作手柄是否正常。液壓系統不允許有爬行現象。
待舉升車輛駛入後，應將舉升機支撐塊調整移動對正該車型規定的舉升點，舉升臂應盡量縮到最小長度，並調節舉升膠墊以便均勻接觸。
支車時，四個支角應在同一平面上，調整支角膠墊高度使其接觸車輛底盤支撐部位，使舉升臂升至舉升膠墊完全接觸車輛，檢查是否已牢固負載。
放下車輛前應先舉升車輛，將安全保險拉開，再按下降手柄使車輛緩慢下降至舉升臂放至最低為止，移開舉升臂，駛出車輛。
作業完畢應清除雜物，打掃舉升機周圍以保持場地整潔。
雙柱舉升機使用注意事項
車輛正在舉升或正在下降過程中，車輛底部或附近不能有人，確保人員安全；
車輛舉升到指定高度後必須落鎖並確保鎖止有效後，工作人員方可進行車輛作業；
車輛正在舉升或正在下降過程中，操作人員必須注視車輛的水平狀態及保險的狀態，確保保險有效後繼續上升或下降。
F. 設計一個真實的機電一體化系統需要考慮哪些因素
1 二、名詞解釋題 1．（P2）系統：系統從廣義上可以定義為兩個或兩個以上事物組成的相互依存、相互作用，共同完成某種特定功能或形成某種事物現象的一個統一整體的總稱。在工程領域，系統可以是機械的、電力的、電子的，其他物理的、化學的、生物的、醫學的等等，或者是這些系統的某種組合。 2．（P3）機電一體化：其涵義是機械與電子的集成技術。定義為在設計產品或製造系統時所思考的精密機械工程、電子控制以及系統的最佳協同組合。它是在機構的主功能、動力功能、信息與控制功能上引進了電子技術，並將機械裝置與電子設備以及軟體等有機結合而成的系統總稱。 3．(P3)機電一體化系統：機電一體化系統是按照系統和機電一體化的定義，所有的機電一體化產品以及這些產品的集成體。 4．(P4)伺服系統：伺服系統又叫做隨動系統。它是一種反饋控制系統，它的受控變數是機械運動，如位置、速度及加速度。 5．（P5）數控機床：通過數字控制系統控制加工過程的機床稱為數控機床。 6．(P8)順序控制系統：順序控制系統是按照預先規定的次序完成一系列操作的系統。 7．( P9 )FMS:將計算機數控機床、工業機器人以及自動導引車連接起來的系統稱柔性製造系統。 8．( P10 )CIMS:通過計算機網路，將計算機輔助設計、計算機輔助規劃以及計算機輔助製造，統一連接成一個大系統稱為計算機集成製造系統。 三、簡答題 1．什麼是工業機器人？（P5） 答：工業機器人是一類數控機器，它是可編程多自由度的，用來通過一系列動作，搬運物料、零件、工具，或者其他裝置，以實現給定的任務。 2．什麼是順序控制系統？分為哪幾類？(P8) 答：順序控制系統是按照預先規定的次序完成一系列操作的系統。根據如何開始和終結操作．順序控制可以分為兩類：(1)當某一事件發生時，開始或結束操作的稱為事件驅動順序控制；(2)在某一時刻或一定時問陽J隔之後，開始或結束操作的稱為時間驅動順序控制。 3．典型的機電一體化系統結構包含哪幾個模塊？簡述各模塊的作用。（P13） 答：典型的機電一體化系統結構包含： (1)機械受控模塊 機械受控模塊代表系統的機械結構，通常包含機械傳動、支承和支座等。它的設計既涉及材料性能、結構特性、形狀、體積及重量等參數，也涉及系統的外貌。機械受控模塊在機電一體化系統中的主要功能是承載、傳遞力和運動，如改變速度、遠距離動作、力的放大和反饋、速度和力的參數調爺、同步傳動和傳送物料等。 (2)測量模塊 測量模塊的功能是採集有關系統狀態和行為的信息，由感測器、調理電路、變換電路等組成。對測量模塊的設計要求，就是不失真地反呋被測物理變數的時間變化曲線。 (3)驅動模塊 驅動模塊通常是指由電動機及其驅動電路組成的技術模塊。驅動模塊在系統中的作用是提供驅動力改變系統包含速度和方向的運行狀態，產生所希望的運動輸出。 (4)通信模塊 通信模塊的功能足傳遞信息，實現系統的內部、外部，近程和遠程通信。遠距離傳輸 多數採用光纜或無線電通信網路。在車間環境一卜．工作，為防止電雜訊干擾，紅外通信用得比較普遍。在製造系統中，普遍採用區域網( LA N)實現各個獨立設備之間的通信。 (5)微計算機模塊 微計算機模塊在系統中負責處理由測量模塊和介面模塊提供的信息。 (6)軟體模塊 軟體模塊包括系統的操作指令和預先定義的各種演算法，負責控制微計算機模塊工作。軟體模塊的特性和形式與所選用的微計算機模塊密切相關。軟體模塊的質量對機電一體化系統的柔性和智能化有著巨大的影響。 (7)介面模塊
2 介面模塊在系統內主要用於各級之問的信息傳遞。 4．機電一體化系統的設計指標和評價標准大體上應包括哪幾個方面？( P I4~ 15) 答：機電一體化系統的設計指標和評價標准大體上應包括以下幾個方面： (1)系統功能 任何系統都是供給最終用戶使用的口任何系統的功能要求，都應該從市場需求出發，尊重最終用戶的意見，結合技術上的可行性，再作出抉擇，不可片面追求功能的多寡。 （2）性能指標 性能指標是系統功能的定量度量。性能指標有解析度、靈敏度、精度、可靠性、線性度，速度和位移范圍，以及承載能力、功耗、體積、重量等。當系統功能決定後，每一項功能都應該滿足一定的性能指標，只有這樣，浚項功能才具有實用價值。制定性能指標時，必須有科學的依據，切不可輕率從事。否則，便會造成巨大的浪費。性能指標降低了，會使設計出來的系統不能實用；而性能指標高廠，將加大實現的難度和成本，而且可靠性可能降低。 (3)使用條件 任何系統都是在一定條件下運行的，其中包括客觀的環境條件和．主觀的人員素質。客觀的環境條件有溫度、濕度、振動、沖擊、雜訊、電磁干擾等，主觀因素應考慮系統適合何種文化水平的人員使用。這里必須滿足可操作性、可維修性、安全性及性能穩定性等一系列有關人身和設備的正常運轉的要求。在滿足客觀環境和主觀因素這兩方面的使用條件下，系統應具有一定的平均無故障時間和足夠的使用壽命。只有這樣，系統才能經久耐用，具有實用價值。 (4)社會經濟效益 所謂經濟效益．應從兩個方面考慮，一是從投資一方，花多少經費、人力及時問，可以開發出新一代產品並投放市場，估計在市場上佔有多大的份額，將有多大的收益；二是從最終用戶這一方，分析他們的費效比和經濟承受能力。 5．傳統的工程設計方法與機電一體化的工程設計方法之間有什麼不同？(P7) 答：不同點如下表所示：
傳統設計 機電一體化設計 傳統沒計 機電一體化設計 大批量系統 中小批量系統 機械同步 電子同步 復雜的機械繫統 簡化的機械繫統 笨重結構 輕巧結構 不可調的運動循環 可編程序運動 由機械公差決定精度 由反饋實現精度 常速度驅動 可變速度驅動 人工控制 自動化和可編程序控制 6．進行機電一體化設計時應遵循什麼原則處理「機」與「電」的關系？(P17～18) 答：在進行機電一體化系統設計時，通常，應遵循如下原則來處理「機」與「電」的關系： (1)替代機械繫統 在極端情況下，機械的功能可以完全由微計算機和執行器取代，從而使機械產品變成電子產品。 (2)簡化機械繫統 在許多情況下，機械繫統可採用機電一體化方法加以簡化。依靠微計算機和執行器可以提供諸如輪廓、速度以及定位控制任務的功能。 (3)增強機械繫統 將正常設計的機械與閉環控制迴路相組合，可以實現增強機械繫統的運動速度、精度以及柔性，有關的部件可以做得更輕、慣量更小。 (4)綜合機械繫統 採用嵌入式微處理系統，有能力綜合不同的機械繫統以及相關的功能。 7．一般機電一體化產品設計主要有哪幾個階段？（P20~24） 答：整個設計過程可以分為以下幾個階段： (1)市場調研、需求分析和技術預測； (2)概念設計； (3)可行性分析； (4)編制設計任務書；
G. 雙液壓油缸舉升的同步問題
同步不是要求很嚴的,就利用系統中液體壓強相同並根據受力情況自動平衡:如果在工作中某一時刻A缸供油量多了一點,A缸伸長多一點,A缸受力就比B缸大一點,缸內壓力也大一點.由於AB並連,這時A缸供油量自動減少而B缸的供油量又自動增加,使兩缸受力和供油平衡.
有流量調節閥，可能只是一個接頭一樣的東西，你沒有注意，可以手動調節到平衡狀態。
同意以上兩位的部分觀點，需要指出的是將同型號油缸串聯來達到同步是不行的
H. 設計已螺旋輸送機的驅動裝置設計說明書
計算內容 計算結果
一， 設計任務書
設計題目：傳送設備的傳動裝置
（一）方案設計要求：
具有過載保護性能（有帶傳動）
含有二級展開式圓柱齒輪減速器
傳送帶鼓輪方向與減速器輸出軸方向平行
（二）工作機原始數據：
傳送帶鼓輪直徑___ mm,傳送帶帶速___m/s
傳送帶主動軸所需扭矩T為___N.m
使用年限___年，___班制
工作載荷（平穩，微振，沖擊）
（三）數據：
鼓輪D 278mm，扭矩T 248N.m
帶速V 0.98m/s，年限 9年
班制 2 ，載荷 微振
二.電機的選擇計算
1. 選擇電機的轉速：
a. 計算傳動滾筒的轉速
nw= 60V/πd=60×0.98/3.14×0.278=67.326 r/min
b.計算工作機功率
pw= nw/9.55×10³=248×67.326/9.55×10³=1.748Kw
2. 工作機的有效功率
a. 傳動裝置的總效率
帶傳動的效率η1= 0.96
彈性聯軸器的效率η2= 0.99
滾筒的轉速
nw=67.326 r/min
工作機功率
pw=1.748Kw
計算內容 計算結果
滾動軸承的效率 η3=0.99
滾筒效率 η4=0.96
齒輪嚙合效率 η5=0.97
總效率 η=η1×η2×η34×η4×η5²=
0.95×0.99×0.994×0.96×0.97²=0.816
c. 所需電動機輸出功率Pr=Pw/η=1.748/0.816=2.142kw
3. 選擇電動機的型號：
查參考文獻[10] 表16-1-28得 表1.1
方案
號 電機
型號 電機
質量
(Kg) 額定
功率
(Kw) 同步
轉速(r/min) 滿載
轉速
(r/min) 總傳
動比
1 Y100L1-4 34 2.2 1500 1420 21.091
2 Y112M-6 45 2.2 1000 940 13.962
根據以上兩種可行同步轉速電機對比可見，方案2傳動比小且質量價格也比較合理，所以選擇Y112M-6型電動機。
三.運動和動力參數的計算
1. 分配傳動比取i帶=2.5
總傳動比 i=13.962
i減=i/i帶=13.962/2.5=5.585
減速器高速級傳動比i1= =2.746
減速器低速級傳動比i2= i減/ i1=2.034
2. 運動和動力參數計算:
總效率
η=0.816
電動機輸出功率
Pr=2.142kw
選用三相非同步電動機Y112M-6
p=2.2 kw
n=940r/min
中心高H=1112mm,外伸軸段D×E=28×60
i=13.962
i12=2.746
i23=2.034
P0=2.142Kw
計算內容 計算結果
0軸(電動機軸):
p0=pr=2.142Kw
n0=940r/min
T0=9.55103P0/n0=9.551032.119/940=21.762N.m
Ⅰ軸(減速器高速軸):
p1=p.η1=2.1420.95=2.035Kw
n1= n0/i01=940/2.5=376
T1=9.55103P1/n1=51.687 N.m
Ⅱ軸(減速器中間軸):
p2=p1η12=p1η5η3=2.0350.970.99
=1.954 Kw
n2= n1/i12=376/2.746=136.926 r/min
T2=9.55103 P2/n2=136.283N.m
Ⅲ軸(減速器低速軸):
p3=p2η23= p2η5η3=1.876 Kw
n3= n2/i23=67.319 r/min
T3=9.55103 P3/n3=266.133 N.m
Ⅳ軸(鼓輪軸):
p4=p3η34=1.839 Kw
n4= n3=67.319 r/min
T4=9.55103 P4/n4=260.884 N.m
四.傳動零件的設計計算
(一)減速器以外的傳動零件
1.普通V帶的設計計算
(1) 工況系數取KA=1.2
確定dd1, dd2:設計功率pc=KAp=1.22.2=2.64Kw n0=940r/min
T0=21.762N.m
p1=2.035Kw
n1=376r/min
T1=51.687N.m
p2=1.954Kw
n2=136.926 r/min
T2=136.283 N.m
p3=1.876Kw
n3=67.319 r/min
T3=266.133N.m
p4=1.839 Kw
n4=67.319r/min
T4=260.884 N.m
小帶輪轉速n1= n0=940 r/min
選取A型V帶 取dd1=118mm
dd2=(n1/n2)dd1=(940/376) 118=295mm
取標准值dd2=315mm
實際傳動i=dd1/ dd2=315/118=2.669
所以n2= n1/i=940/2.669=352.192r/min(誤差為6.3%>5%)
重取 dd1=125mm,
dd2=(n1/n2)dd1=(940/376)125=312.5mm
取標准值dd2=315mm
實際傳動比i= dd1/ dd2=315/125=2.52
n2= n1/i=940/2.52=373.016
(誤差為8% 允許)
所選V帶帶速v=πdd1 n1/(601000)=3.14
125940/(601000)=6.152m/s
在5 ~25m/s之間 所選V帶符合
(2)確定中心距
①初定a0 :0.7(dd1 +dd2)≤a0≤ 2(dd1 +dd2)
308≤a0≤880 取a0=550mm
②Lc=2 a0+(π/2)( dd1 +dd2)+( dd2 -dd1)²/4 a0
=2550+(3.14/2) (315+125)+(315-125)²/4550=1807.559
③取標准值:Ld=1800mm
④中心距:a=a0+ (LdLc)/2=550+(1800-1807.559)/2
計算內容 計算結果
=546.221mm
取a=547mm,a的調整范圍為:
amax=a+0.03 Ld=601mm
amin=a-0.015Ld=520mm
(2)驗算包角:
α≈180°-(dd2-dd1) 60° /a=180°-(315-125) 60°/547=159°>120°，符合要求。
(3)確定根數:z≥pc/p0』
p0』=Kα(p0+Δp1+Δp2)
Kα=1.25(1- )=0.948
對於A型帶:c1=3.7810-4,c2=9.8110-3,
c3=9.610-15,c4=4.6510-5
L0=1700mm
ω1= = =98.437rad/s
p0= dd1ω1[c1- - c3 (dd1ω1)²- c4lg(dd1ω1)]
=12598.437[3.7810-4- -9.6
10-15 (12598.437)²- 4.6510-5
lg(12598.437)]=1.327
Δp1= c4dd1ω1 =0.148
Δp2=c4dd1ω1 =0.0142
p0』=0.948 (1.327+0.149+0.0142)=1.413 Kw
確定根數：z≥ ≤Zmax
z= = 取z=2
（4）確定初拉力F0
F0=500 =500×
=175.633KN
（5）帶對軸的壓力Q
Q=2 F0zsin =2 =690.768KN
（二）減速器以內的零件的設計計算
1．齒輪傳動設計
（1）高速級用斜齒輪
① 選擇材料
小齒輪選用40Cr鋼，調質處理，齒面硬度250~280HBS大齒輪選用ZG340~ 640，正火處理，齒面硬度170 ~ 220HBS
應力循環次數N：
N1=60n1jLh=60×376×（9×300×16）=9.74×108
N2= N1/i1=9.74×108 ÷2.746=3.549×108
查文獻[2]圖5-17得：ZN1=1.02 Z N2=1.11（允許有一點蝕）
由文獻[2]式（5-29）得：ZX1 = ZX2=1.0，取SHmin=1.0，Zw=1.0，ZLVR=0.92
按齒面硬度250HBS和170HBS由文獻[2]圖（5-16（b））得：σHlim1=690Mpa, σHlim2=450 Mpa
許用接觸應力[σH]1 =（σHlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=647.496 Mpa，[σH]2=（σHlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR
=459.540 Mpa
因[σH]2〈[σH]1，所以計算中取[σH]= [σH]2 =459.540 Mpa
②按接觸強度確定中心距
初定螺旋角β=12° Zβ= =0.989
初取KtZεt2=1.12 由文獻[2]表5-5得ZE=188.9 ，減速傳動u=i1 =2.746，取Φa=0.4
端面壓力角αt=arctan(tanαn/cosβ)=arctan（tan20°/cos12°）=20.4103°
基圓螺旋角βb= arctan(tanβ×cosαt)= arctan(tan12°×cos20.4103°)=11.2665°
ZH= = =2.450
計算中心距a:
計算內容 計算結果
a≥
=
=111.178mm
取中心距 a=112mm
估算模數mn=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×=
0.784~2.24
取標准模數mn=2
小齒輪齒數
實際傳動比： 傳動比誤差 在允許范圍之內
修正螺旋角β=
10°50′39〃
與初選β=12°相近，Zβ，ZH可不修正。
齒輪分度圓直徑
圓周速度
由文獻[2]表5-6 取齒輪精度為8級
③驗算齒面接觸疲勞強度
按電機驅動，載荷平穩，由文獻[2]表5-3 取 KA=1.25
由文獻[2]圖5-4（b），按8級精度和
取KV=1.023
齒寬 ，取標准b=45mm
由文獻[2]圖5-7（a）按b/d1=45/61.091=0.737,取Kβ=1.051
由文獻[2]表5-4，Kα=1.2
載荷系數K= KAKVKβKα=
計算重合度：
齒頂圓直徑
端面壓力角：
齒輪基圓直徑： mm
mm
端面齒頂壓力角：
高速級斜齒輪主要參數：
mn=2
z1=30, z2=80
β=
10°50′39〃
mt= mn/cosβ=2.036mm
d1=61.091mm
d2=162.909mm
da1=65.091mm
da2=166.909mm
df1= d1-2(ha*+ c*) mn=56.091mm
df2= d2-2(ha*+ c*) mn=157.909mm
中心距a=1/2(d1+d2)=112mm
齒寬b2=b=
45mm
b1= b2+(5~10)=50mm
計算內容 計算結果
齒面接觸應力
安全
④驗算齒根彎曲疲勞強度
由文獻[2]圖5-18（b）得：
由文獻[2]圖5-19得：
由文獻[2]式5-23：
取
計算許用彎曲應力：
計算內容
計算結果
由文獻[2]圖5-14得：
由文獻[2]圖5-15得：
由文獻[2]式5-47得計算
由式5-48： 計算齒根彎曲應力：
均安全。
⑵低速級直齒輪的設計
①選擇材料
小齒輪材料選用40Cr鋼，齒面硬度250—280HBS,大齒輪材料選用ZG310-570，正火處理，齒面硬度162—185HBS
計算應力循環次數N：同高速級斜齒輪的計算 N1=60 n1jL h=1.748×108
N2= N1/i1=0.858×108
計算內容
計算結果
查文獻[2]圖5-17得：ZN1=1.12 Z N2=1.14
按齒面硬度250HBS和162HBS由文獻[2]圖（5-16（b））得：σHlim1=690Mpa, σHlim2=440 Mpa
由文獻[2]式5-28計算許用接觸應力：
[σH]1 =（σHlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=710.976 Mpa，[σH]2=（σHlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR
=461.472 Mpa
因[σH]2〈[σH]1，所以取[σH]= [σH]2 =461.472 Mpa
②按接觸強度確定中心距
小輪轉距T1=136.283N.m=136283N.m
初取KtZεt2=1.1 由文獻[2]表5-5得ZE=188.9 ，減速傳動u=i23=2.034，取Φa=0.35
計算中心距a: a≥
=145.294mm
取中心距 a=150mm估算模數m=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×150=
1．05~3
取標准模數m=2
小齒輪齒數
齒輪分度圓直徑
齒輪齒頂圓直徑：
齒輪基圓直徑： mm
mm
圓周速度
由文獻[2]表5-6 取齒輪精度為8級
按電機驅動，載荷平穩，而工作機載荷微振，由文獻[2]表5-3 取 KA=1.25
按8級精度和 取KV=1.02
齒寬 b= ,取標准b=53mm
由文獻[2]圖5-7（a）按b/d1=53/100=0.53,取Kβ=1.03
由文獻[2]表5-4，Kα=1.1
載荷系數K= KAKVKβKα=
計算端面重合度：
安全。
③校核齒根彎曲疲勞強度
按z1=50, z2=100,由文獻[2]圖5-14得YFa1=2.36 ,YFa2=2.22
由文獻[2]圖5-15得YSa1= 1.71，YSa2=1.80。
Yε=0.25+0.75/ εα=0.25+0.75/1.804=0.666
由文獻[2]圖5-18（b），σFlim1=290Mp, σFlim2=152Mp
由文獻[2]圖5-19，YN1= YN2=1.0,因為m=4〈5mm，YX1= YX2=1.0。
取YST=2.0，SFmin=1.4。
計算許用彎曲應力：
[σF1]= σFlim1YST YN1 YX1/SFmin=414Mp
[σF2]= σFlim2YST YN2 YX2/SFmin=217Mp
計算齒根彎曲應力：
σF1=2KT1YFa1YSa1Yε/bd1m=2×1.445×136283×2.36×1.71×0.666/53×100×2=99.866Mp〈[σF1]
σF2=σF1 YFa2YSa2/ YFa1YSa1=98.866Mp〈[σF2]
均安全。
五．軸的結構設計和軸承的選擇
a1=112mm, a2=150mm,
bh2=45mm, bh1= bh2+(5~10)=50mm
bl2=53mm, bl1= bl2+(5~10)=60mm
(h----高速軸，l----低速軸)
考慮相鄰齒輪沿軸向不發生干涉，計入尺寸s=10mm，考慮齒輪與箱體內壁沿軸向不發生干涉，計入尺寸k=10mm，為保證滾動軸承放入箱體軸承座孔內，計入尺寸c=5mm，初取軸承寬度分別為n1=20mm,n2=22，n3=22mm，3根軸的支撐跨距分別為：
計算內容
低速級直齒輪主要參數：
m=2
z1=50, z1=50 z2=100
u=2.034
d1=100mm
d2=200mm
da1=104mm
da2=204mm
df1=
d1-2(ha*+ c*) m=95mm
df2=
d2-2(ha*+ c*) m=195mm
a=1/2(d2+ d1)=150mm
齒寬b2 =b=53mm
b1=b2+
(5~10)=60mm
計算結果
l1=2(c+k)+bh1+s+bl1+n1=2×(5+10)+50+10+60+20=170mm
l2=2(c+k)+bh1+s+bl1+n2=2×(5+10)+50+10+60+20=
172mm
l3=2(c+k)+bh1+s+bl1+n3=2×(5+10)+50+10+60+20=172mm
(2)高速軸的設計：
①選擇軸的材料及熱處理
由於高速軸小齒輪直徑較小，所以採用齒輪軸，選用40r鋼，
②軸的受力分析：
如圖1軸的受力分析：
lAB=l1=170mm,
lAC=n1/2+c+k+bh1/2=20/2+5+10+50/2=50mm
lBC= lAB- lAC=170-50=120mm
(a) 計算齒輪嚙合力：
Ft1=2000T1/d1=2000×51.687/61.091=162.131N
Fr1=Ft1tanαn/cosβ1692.13×tan20°/cos10.8441°=627.083N
Fa1= Ft1tanβ×tan10.8441°=324.141N
(b) 求水平面內支承反力，軸在水平面內和垂直面的受力簡圖如下圖：
RAx= Ft1 lBC/ lAB=1692.131×120/170=1194.445N
RBx= Ft1-RAx=1692.131-1194.445=497.686N
RAy=(Fr1lBC+Fa1d1/2)/lAB=(627.083×120+324.141×
61.091/2)/170=500.888N
RBy= Fr1-RAy=627.083-500.888=126.195N
(c) 支承反力
彎矩MA= MB=0，MC1= RA lAC=64760.85N.mm
MC2= RB lBC=61612.32N.mm
轉矩T= Ft1 d1/2=51686.987N.mm
計算內容
計算結果
d≥ ③軸的結構設計
按經驗公式，減速器輸入端軸徑A0 由文獻[2]表8-2，取A0=100
則d≥100 ，由於外伸端軸開一鍵槽，
d=17.557（1+5%）=18.435取d=20mm，由於da1<2d,用齒輪軸，根據軸上零件的布置、安裝和定位的需要，初定軸段直徑和長度，其中軸頸、軸的結構尺寸應與軸上相關零件的結構尺寸聯系起來考慮。
初定軸的結構尺寸如下圖：
高速軸上軸承選擇：選擇軸承30205 GB/T297-94。
（2）中間軸（2軸）的設計：
①選擇軸的材料及熱處理
選用45號綱調質處理。
②軸的受力分析：
如下圖軸的受力分析：
計算內容
計算結果
lAB=l2=172mm,
lAC=n2/2+c+k+bh1/2=22/2+5+10+50/2=51mm
lBC= lAB- lAC=172-51=121mm
lBD=n2/2+c+k+bl1/2=22/2+5+10+60/2=56mm
(a) 計算齒輪嚙合力：
Ft2=2000T2/d2=2000×136.283/162.909=1673.118N
Fr2=Ft2tanαn/cosβ=1673.118×tan20°/cos10.8441°=620.037N
Fa2=Ft2tanβ=1673.118×tan10.8441°=320.499N
Ft3=2000T2/d3=2000×136.283/100=2725.660N
Fr3=Ft3tanα=2725.660×tan20°=992.059N
(b)求水平面內和垂直面內的支反力
RAx=(Ft2lBC+Ft3lBD )/lAB=(1673.118×121+2725.660×56)/172=2064.443N
RBx=Ft2+Ft3-RAX=1673.118+2725.660-2064.443=2334.35N
RAY=(Fa2d2/2-Fr2lBC+Fr3lBD)/lAB=(320.449×162.909/2-620.037×121+992.059×56)=190.336N
RBY=Fr3-Fr2-RAY=992.059-620.037-190.336=
計算內容
計算結果
181.656N
RA=2073.191N, RB=2341.392N
③軸的結構設計
按經驗公式, d≥A0 由文獻[2]表8-2，取A0=110
則d≥110 ，取開鍵槽處d=35mm
根據軸上零件的布置、安裝和定位的需要，初定軸段直徑和長度，其中軸頸、軸的結構尺寸應與軸上相關零件的結構尺寸聯系起來考慮。
初定軸的結構尺寸如下圖：
中間軸上軸承選擇：選擇軸承6206 GB/T276-94。
（3）低速軸（3軸）的設計：
①選擇軸的材料及熱處理
選用45號綱調質處理。
②軸的受力分析：
如下圖軸的受力分析：
計算內容
計算結果
初估軸徑：
d≥A0 =110
聯接聯軸器的軸端有一鍵槽，dmin=33.5（1+3%）=34.351mm，取標准d=35mm
軸上危險截面軸徑計算：d=（0.3~0.4）a=（0.3~0.4）×150=45~60mm 最小值dmin =45×（1+3%）=46.35mm，取標准
計算內容 計算結果
50mm
初選6207GB/T276-94軸承，其內徑，外徑，寬度為40×80×18
軸上各軸徑及長度初步安排如下圖：
③低速級軸及軸上軸承的強度校核
a、 低速級軸的強度校核
①按彎扭合成強度校核：
轉矩按脈動循環變化，α≈0.6
Mca1= Mc=106962.324N.mm
Mca2=
Mca3=αT=159679.800N.mm
計算彎矩圖如下圖：
計算內容
計算結果
Ⅱ剖面直徑最小，而計算彎矩較大，Ⅷ剖面計算彎矩最大，所以校核Ⅱ，Ⅷ剖面。
Ⅱ剖面:σca= Mca3/W=159679.8/0.1×35³=37.243Mp
Ⅷ剖面：σca= Mca2/W=192194.114/0.1×50³=15.376Mp
對於45號綱，σB=637Mp，查文獻[2]表8-3得
[σb] -1=59
Mp，σca<[σb] -1,安全。
②精確校核低速軸的疲勞強度
a、 判斷危險截面：
各個剖面均有可能有危險剖面。其中，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ剖面為過度圓角引起應力集中，只算Ⅱ剖面即可。Ⅰ剖面與Ⅱ剖面比較，只是應力集中影響不同，可取應力集中系數較大者進行驗算。Ⅸ--Ⅹ面比較，它們直徑均相同，Ⅸ與Ⅹ剖面計算彎矩值小，Ⅷ剖面雖然計算彎矩值最大，但應力集中影響較小（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），所以Ⅵ與Ⅶ剖面危險，Ⅵ與Ⅶ剖面的距離較接近（可取5mm左右），承載情況也很接近，可取應力集中系數較大值進行驗算。
計算內容
計算結果
b.較核Ⅰ、Ⅱ剖面疲勞強度：Ⅰ剖面因鍵槽引
起的應力集中系數由文獻[2]附表1-1查得：kσ=1.76, kτ=1.54
Ⅱ剖面配合按H7/K6，引起的應力集中系數由文獻[2]附表1-1得：kσ=1.97, kτ=1.51。Ⅱ剖面因過渡圓角引起的應力集中系數查文獻[2]附表1-2（用插入法）： （過渡圓角半徑根據D-d由文獻[1]表4.2-13查取） kτ=1.419，故應按過渡圓角引起的應力集中系數驗算Ⅱ剖面
Ⅱ剖面產生的扭應力、應力幅、平均應力為：
τmax =T/ WT=266.133/0.2×35³=31.036Mp,
τa=τm =τmax /2=15.52Mp
絕對尺寸影響系數查文獻[2]附表1-4得：εσ =0.88，ετ =0.81，表面質量系數查文獻[2]附表1-5：βσ =0.92，βτ =0.92
Ⅱ剖面安全系數為：
S=Sτ=
取[S]=1.5~1.8，S>[S] Ⅱ剖面安全。
b、 校核Ⅵ，Ⅶ剖面：
Ⅵ剖面按H7/K6配合，引起的應力集中系數查附表1-1，kσ=1.97, kτ=1.51
Ⅵ剖面因過渡圓角引起的應力集中系數查附表1-2， ，kσ=1.612,kτ=1.43
Ⅶ剖面因鍵槽引起的應力集中系數查文獻[2]附表1-1得：kσ=1.82, kτ=1.62。故應按過渡圓角引起
計算內容
計算結果
的應力集中系數來驗算Ⅵ剖面
MVⅠ=113 RA=922.089×113=104196.057N.mm, TVⅠ=266133N.mm
Ⅵ剖面產生的正應力及其應力幅、平均應力：
σmax= MVⅠ/W=104196.057/0.1×50³=8.336Mp
σa=σmax=8.366 σm=0
Ⅵ剖面產生的扭應力及其應力幅，平均應力為：
τmax =TⅥ/ WT=266133/0.2×50³
絕對尺寸影響系數由文獻[2]附表1-4得：εσ =0.84，ετ
=0.78
表面質量系數由文獻[2]附表1-5查得：βσ =0.92，βτ =0.92
Ⅵ剖面的安全系數：
Sσ =
Sτ=
S=
取[S]= 1.5~1.8，S>[S] Ⅵ剖面安全。
六．各個軸上鍵的選擇及校核
1．高速軸上鍵的選擇：
初選A型6×32 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm,查文獻[2]表2-10，許用擠壓應力[σp]=110Mp，σp= 滿足要求；
計算內容
高速軸上
選A型6×32 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm
中間軸
選A型10×32 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,
計算結果
2．中間軸鍵的選擇：
A處：初選A型10×32 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm, [σp]=110Mp
σp= 滿足要求;
B處：初選A型10×45 GB1095-79：
b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,[σp]=110Mp
σp= 滿足要求.
3. 低速軸上鍵的選擇：
a.聯軸器處選A型普通平鍵
初選A型10×50 GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm,查文獻[2]表2-10，許用擠壓應力[σp]=110Mp
σp= 滿足要求.
b. 齒輪處初選A型14×40 GB1096-79：b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm, [σp]=110Mp
σp= 滿足要求.
七．聯軸器的選擇
根據設計題目的要求，減速器只有低速軸上放置一聯軸器。
查表取工作情況系數K=1.25~1.5 取K=1.5
計算轉矩 Tc=KT=1.5×266.133=399.200Mp
選用HL3型聯軸器：J40×84GB5014-85，[T]=630N.m, Tc<[T],n<[n],所選聯軸器合適。
低速軸
聯軸器處選A型10×50GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm
低速軸
齒輪處初選A型14×40GB1096-79：
b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm
選用HL3型聯軸器：J40×84GB5014-85
參考資料：機械課程設計，理論力學