傳動裝置結構件圖

A. 求一級圓柱齒輪減速器裝配圖及零件圖~

根據你的傳動參數來設計。。

給你個例題！自己照著改動一下：

設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器

（1）工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩。

（2）原始數據：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；

滾筒直徑D=220mm。

運動簡圖

二、電動機的選擇

1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和條件，選用Y系列三相非同步電動機。

2、確定電動機的功率：

（1）傳動裝置的總效率：

η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒

=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95

=0.86

(2)電機所需的工作功率：

Pd=FV/1000η總

=1700×1.4/1000×0.86

=2.76KW

3、確定電動機轉速：

滾筒軸的工作轉速：

Nw=60×1000V/πD

=60×1000×1.4/π×220

=121.5r/min

根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min

符合這一范圍的同步轉速有960r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機型號、如下表

方案電動機型號額定功率電動機轉速（r/min）傳動裝置的傳動比

KW同轉滿轉總傳動比帶齒輪

1Y132s-6310009607.932.63

2Y100l2-431500142011.6833.89

綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。

4、確定電動機型號

根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為

Y100l2-4。

其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.2。

三、計算總傳動比及分配各級的傳動比

1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68

2、分配各級傳動比

（1）取i帶=3

（2）∵i總=i齒×i帶π

∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89

四、運動參數及動力參數計算

1、計算各軸轉速（r/min）

nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)

nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)

滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)

2、計算各軸的功率（KW）

PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW

PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、計算各軸轉矩

Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m

TI=9.55p2入/n1=9550x2.64/473.33=53.26N?m

TII=9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

五、傳動零件的設計計算

1、皮帶輪傳動的設計計算

（1）選擇普通V帶截型

由課本[1]P189表10-8得：kA=1.2P=2.76KW

PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW

據PC=3.3KW和n1=473.33r/min

由課本[1]P189圖10-12得：選用A型V帶

（2）確定帶輪基準直徑，並驗算帶速

由[1]課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75

dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30mm

由課本[1]P190表10-9，取dd2=280

帶速V：V=πdd1n1/60×1000

=π×95×1420/60×1000

=7.06m/s

在5~25m/s范圍內，帶速合適。

（3）確定帶長和中心距

初定中心距a0=500mm

Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0

=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450

=1605.8mm

根據課本[1]表（10-6）選取相近的Ld=1600mm

確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2

=497mm

(4)驗算小帶輪包角

α1=1800-57.30×(dd2-dd1)/a

=1800-57.30×(280-95)/497

=158.670>1200（適用）

（5）確定帶的根數

單根V帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本圖10-9得P1=1.4KW

i≠1時單根V帶的額定功率增量.據帶型及i查[1]表10-2得△P1=0.17KW

查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得KL=0.99

Z=PC/[(P1+△P1)KαKL]

=3.3/[(1.4+0.17)×0.94×0.99]

=2.26(取3根)

(6)計算軸上壓力

由課本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力：

F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062=134.3kN

則作用在軸承的壓力FQ

FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)

=791.9N

2、齒輪傳動的設計計算

（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬於閉式傳動，通常

齒輪採用軟齒面。查閱表[1]表6-8，選用價格便宜便於製造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；

精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。

(2)按齒面接觸疲勞強度設計

由d1≥(6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3

確定有關參數如下：傳動比i齒=3.89

取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1=×20=77.8取z2=78

由課本表6-12取φd=1.1

(3)轉矩T1

T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm

(4)載荷系數k:取k=1.2

(5)許用接觸應力[σH]

[σH]=σHlimZN/SHmin由課本[1]圖6-37查得：

σHlim1=610MpaσHlim2=500Mpa

接觸疲勞壽命系數Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn計算

N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109

N2=N/i=1.36x109/3.89=3.4×108

查[1]課本圖6-38中曲線1，得ZN1=1ZN2=1.05

按一般可靠度要求選取安全系數SHmin=1.0

[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610Mpa

[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa

故得：

d1≥(6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3

=49.04mm

模數：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm

取課本[1]P79標准模數第一數列上的值，m=2.5

(6)校核齒根彎曲疲勞強度

σbb=2KT1YFS/bmd1

確定有關參數和系數

分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm

d2=mZ2=2.5×78mm=195mm

齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm

取b2=55mmb1=60mm

(7)復合齒形因數YFs由課本[1]圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95

(8)許用彎曲應力[σbb]

根據課本[1]P116：

[σbb]=σbblimYN/SFmin

由課本[1]圖6-41得彎曲疲勞極限σbblim應為：σbblim1=490Mpaσbblim2=410Mpa

由課本[1]圖6-42得彎曲疲勞壽命系數YN：YN1=1YN2=1

彎曲疲勞的最小安全系數SFmin：按一般可靠性要求，取SFmin=1

計算得彎曲疲勞許用應力為

[σbb1]=σbblim1YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa

[σbb2]=σbblim2YN2/SFmin=410×1/1=410Mpa

校核計算

σbb1=2kT1YFS1/b1md1=71.86pa<[σbb1]

σbb2=2kT1YFS2/b2md1=72.61Mpa<[σbb2]

故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠

(9)計算齒輪傳動的中心矩a

a=(d1+d2)/2=(50+195)/2=122.5mm

(10)計算齒輪的圓周速度V

計算圓周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s

因為V＜6m/s，故取8級精度合適．

六、軸的設計計算

從動軸設計

1、選擇軸的材料確定許用應力

選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭轉強度估算軸的最小直徑

單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，

從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：

d≥C

查[2]表13-5可得，45鋼取C=118

則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm

考慮鍵槽的影響以及聯軸器孔徑系列標准，取d=35mm

3、齒輪上作用力的計算

齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582N

齒輪作用力：

圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N

徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N

4、軸的結構設計

軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。

（1）、聯軸器的選擇

可採用彈性柱銷聯軸器，查[2]表9.4可得聯軸器的型號為HL3聯軸器：35×82GB5014-85

（2）、確定軸上零件的位置與固定方式

單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置

在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠油環和套筒實現

軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸

承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定，軸通

過兩端軸承蓋實現軸向定位，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合

分別實現軸向定位和周向定位

（3）、確定各段軸的直徑

將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配（如圖），

考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm

齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大於d2，取d3=45mm，為便於齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大於d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環定位,軸環直徑d5

滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm.

(4)選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環直徑d5=52mm.

(5）確定軸各段直徑和長度

Ⅰ段：d1=35mm長度取L1=50mm

II段:d2=40mm

初選用6209深溝球軸承，其內徑為45mm,

寬度為19mm.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：

L2=（2+20+19+55）=96mm

III段直徑d3=45mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直徑d4=50mm

長度與右面的套筒相同，即L4=20mm

Ⅴ段直徑d5=52mm.長度L5=19mm

由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm

(6)按彎矩復合強度計算

①求分度圓直徑：已知d1=195mm

②求轉矩：已知T2=198.58N?m

③求圓周力：Ft

根據課本P127（6-34）式得

Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N

④求徑向力Fr

根據課本P127（6-35）式得

Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N

⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm

(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）

（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）

軸承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N

由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為

MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m

截面C在水平面上彎矩為：

MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m

(4)繪制合彎矩圖（如圖d）

MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m

(5)繪制扭矩圖（如圖e）

轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m

(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）

轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=0.2，截面C處的當量彎矩：

Mec=[MC2+(αT)2]1/2

=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m

(7)校核危險截面C的強度

由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453

=7.14MPa<[σ-1]b=60MPa

∴該軸強度足夠。

主動軸的設計

1、選擇軸的材料確定許用應力

選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭轉強度估算軸的最小直徑

單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，

從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：

d≥C

查[2]表13-5可得，45鋼取C=118

則d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm

考慮鍵槽的影響以系列標准，取d=22mm

3、齒輪上作用力的計算

齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265N

齒輪作用力：

圓周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N

徑向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N

確定軸上零件的位置與固定方式

單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置

在齒輪兩邊。齒輪靠油環和套筒實現軸向定位和固定

，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸

承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定，軸通

過兩端軸承蓋實現軸向定位，

4確定軸的各段直徑和長度

初選用6206深溝球軸承，其內徑為30mm,

寬度為16mm.。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36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。

(2)按彎扭復合強度計算

①求分度圓直徑：已知d2=50mm

②求轉矩：已知T=53.26N?m

③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得

Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N

④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得

Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N

⑤∵兩軸承對稱

∴LA=LB=50mm

(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N

(2)截面C在垂直面彎矩為

MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m

(3)截面C在水平面彎矩為

MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m

(4)計算合成彎矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（192+52.52）1/2

=55.83N?m

(5)計算當量彎矩：根據課本P235得α=0.4

Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2

=59.74N?m

(6)校核危險截面C的強度

由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)

=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此軸強度足夠

（7）滾動軸承的選擇及校核計算

一從動軸上的軸承

根據根據條件，軸承預計壽命

L'h=10×300×16=48000h

(1)由初選的軸承的型號為:6209,

查[1]表14-19可知:d=55mm,外徑D=85mm,寬度B=19mm,基本額定動載荷C=31.5KN,基本靜載荷CO=20.5KN,

查[2]表10.1可知極限轉速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1083N

根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力

FS=0.63FR則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N

(2)∵FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端

FA1=FS1=682NFA2=FS2=682N

(3)求系數x、y

FA1/FR1=682N/1038N=0.63

FA2/FR2=682N/1038N=0.63

根據課本P265表（14-14）得e=0.68

FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1

y1=0y2=0

(4)計算當量載荷P1、P2

根據課本P264表（14-12）取fP=1.5

根據課本P264（14-7）式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N

P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1083+0)=1624N

(5)軸承壽命計算

∵P1=P2故取P=1624N

∵深溝球軸承ε=3

根據手冊得6209型的Cr=31500N

由課本P264（14-5）式得

LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h

∴預期壽命足夠

二.主動軸上的軸承:

(1)由初選的軸承的型號為:6206

查[1]表14-19可知:d=30mm,外徑D=62mm,寬度B=16mm,

基本額定動載荷C=19.5KN,基本靜載荷CO=111.5KN,

查[2]表10.1可知極限轉速13000r/min

根據根據條件，軸承預計壽命

L'h=10×300×16=48000h

（1）已知nI=473.33(r/min)

兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1129N

根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力

FS=0.63FR則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N

(2)∵FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端

FA1=FS1=711.8NFA2=FS2=711.8N

(3)求系數x、y

FA1/FR1=711.8N/711.8N=0.63

FA2/FR2=711.8N/711.8N=0.63

根據課本P265表（14-14）得e=0.68

FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1

y1=0y2=0

(4)計算當量載荷P1、P2

根據課本P264表（14-12）取fP=1.5

根據課本P264（14-7）式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N

P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N

(5)軸承壽命計算

∵P1=P2故取P=1693.5N

∵深溝球軸承ε=3

根據手冊得6206型的Cr=19500N

由課本P264（14-5）式得

LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h

∴預期壽命足夠

七、鍵聯接的選擇及校核計算

1．根據軸徑的尺寸，由[1]中表12-6

高速軸(主動軸)與V帶輪聯接的鍵為：鍵8×36GB1096-79

大齒輪與軸連接的鍵為：鍵14×45GB1096-79

軸與聯軸器的鍵為：鍵10×40GB1096-79

2．鍵的強度校核

大齒輪與軸上的鍵：鍵14×45GB1096-79

b×h=14×9,L=45,則Ls=L-b=31mm

圓周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N

擠壓強度：=56.93<125~150MPa=[σp]

因此擠壓強度足夠

剪切強度：=36.60<120MPa=[]

因此剪切強度足夠

鍵8×36GB1096-79和鍵10×40GB1096-79根據上面的步驟校核，並且符合要求。

八、減速器箱體、箱蓋及附件的設計計算~

1、減速器附件的選擇

通氣器

由於在室內使用，選通氣器（一次過濾），採用M18×1.5

油麵指示器

選用游標尺M12

起吊裝置

採用箱蓋吊耳、箱座吊耳.

放油螺塞

選用外六角油塞及墊片M18×1.5

根據《機械設計基礎課程設計》表5.3選擇適當型號：

起蓋螺釘型號：GB/T5780M18×30,材料Q235

高速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86M8X12,材料Q235

低速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86M8×20,材料Q235

螺栓：GB5782～86M14×100，材料Q235

箱體的主要尺寸：

：

(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1=4.0625取z=8

(2)箱蓋壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1=3.45

取z1=8

(3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.5×8=12

(4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12

(5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.5×8=20

(6)地腳螺釘直徑df=0.036a+12=

0.036×122.5+12=16.41(取18)

(7)地腳螺釘數目n=4(因為a<250)

(8)軸承旁連接螺栓直徑d1=0.75df=0.75×18=13.5(取14)

(9)蓋與座連接螺栓直徑d2=(0.5-0.6)df=0.55×18=9.9(取10)

(10)連接螺栓d2的間距L=150-200

(11)軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)

(12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4(取6)

(13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8

(14)df.d1.d2至外箱壁距離C1

(15)Df.d2

(16)凸台高度：根據低速級軸承座外徑確定，以便於扳手操作為准。

(17)外箱壁至軸承座端面的距離C1＋C2＋（5～10）

(18)齒輪頂圓與內箱壁間的距離：＞9.6mm

(19)齒輪端面與內箱壁間的距離：=12mm

(20)箱蓋，箱座肋厚：m1=8mm,m2=8mm

(21)軸承端蓋外徑∶D＋（5～5．5）d3

D～軸承外徑

(22)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以Md1和Md3互不幹涉為准，一般取S＝D2.

九、潤滑與密封

1.齒輪的潤滑

採用浸油潤滑，由於為單級圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當m<20時，浸油深度h約為1個齒高，但不小於10mm，所以浸油高度約為36mm。

2.滾動軸承的潤滑

由於軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。

3.潤滑油的選擇

齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用於小型設備，選用GB443-89全損耗系統用油L-AN15潤滑油。

4.密封方法的選取

選用凸緣式端蓋易於調整，採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。

十、設計小結

課程設計體會

課程設計都需要刻苦耐勞，努力鑽研的精神。對於每一個事物都會有第一次的吧，而沒一個第一次似乎都必須經歷由感覺困難重重，挫折不斷到一步一步克服，可能需要連續幾個小時、十幾個小時不停的工作進行攻關；最後出成果的瞬間是喜悅、是輕松、是舒了口氣！

課程設計過程中出現的問題幾乎都是過去所學的知識不牢固，許多計算方法、公式都忘光了，要不斷的翻資料、看書，和同學們相互探討。雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設計，而且學到了，應該是補回了許多以前沒學好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學知識的能力。

十一、參考資料目錄

[1]《機械設計基礎課程設計》，高等教育出版社，陳立德主編，2004年7月第2版；

[2]《機械設計基礎》，機械工業出版社胡家秀主編2007年7月第1版

B. 液力傳動的液力傳動裝置

液力傳動裝置是以液體為工作介質以液體的動能來實現能量傳遞的裝置，常見的有液力耦合器、液力變矩器和液力機械元件。
目前，液力傳動元件主要有液力元件和液力機械兩大類。液力元件有液力耦合器和液力變矩器；液力機械裝置是液力傳動裝置與機械傳動裝置組合而成的，因此，它既具有液力傳動變矩性能好的特點，又具有機械傳動效率高的特徵。
液力傳動裝置主要由三個關鍵部件組成，即泵輪、渦輪、導輪。
泵輪：能量輸入部件，它能接受原動機傳來的機械能並將其轉換為液體的動能；
渦輪：能量輸出部分，它將液體的動能轉換為機械能而輸出；
導輪：液體導流部件，它對流動的液體導向，使其根據一定的要求，按照一定的方向沖擊泵輪的葉片。 下圖a是液力變矩器的實物模型圖，圖b是其結構原理簡圖。它主要由泵輪、渦輪、導輪等構成。泵輪、渦輪分別與主動軸、從動軸連接，導輪則與殼體固定在一起不能轉動。當液力變矩器工作時，因導輪D對液體的作用，而使液力變矩器輸入力矩與輸出力矩不相等。當傳動比小時，輸出力矩大，輸出轉速低；反之，輸出力矩小而轉速高。它可以隨著負載的變化自動增大或減小輸出力矩與轉速。因此，液力變矩器是一個無級力矩變換器。
下面以目前廣泛使用的三元件綜合式液力變矩器來具體說明其工作原理。
如圖4所示，泵輪與變矩器外殼連為一體，是主動元件；渦輪通過花鍵與輸出軸相連，是從動元件；導輪置於泵輪和渦輪之間，通過單向離合器及導輪軸套固定在變速器外殼上。
發動機啟動後，曲軸通過飛輪帶動泵輪旋轉，因旋轉產生的離心力使泵輪葉片間的工作液沿葉片從內緣向外緣甩出；這部分工作液既具有隨泵輪一起轉動的園周向的分速度，又有沖向渦輪的軸向分速度。這些工作液沖擊渦輪葉片，推動渦輪與泵輪同方向轉動。
從渦輪流出工作液的速度可以看為工作液相對於渦輪葉片表面流出的切向速度與隨渦輪一起轉動的圓周速度的合成。當渦輪轉速比較小時，從渦輪流出的工作液是向後的，工作液沖擊導輪葉片的前面。因為導輪被單向離合器限定不能向後轉動，所以導輪葉片將向後流動的工作液導向向前推動泵輪葉片，促進泵輪旋轉，從而使作用於渦輪的轉矩增大。
隨著渦輪轉速的增加，圓周速度變大，當切向速度與圓周速度的合速度開始指向導輪葉片的背面時，變矩器到達臨界點。當渦輪轉速進一步增加時，工作液將沖擊導輪葉片的背面。因為單向離合器允許導輪與泵輪一同向前旋轉，所以在工作液的帶動下，導輪沿泵輪轉動方向自由旋轉，工作液順利地迴流到泵輪。當從渦輪流出的工作液正好與導輪葉片出口方向一致時，變矩器不產生增扭作用（這時液力變矩器的工況稱為液力偶合工況）。
液力耦合器其實是一種非剛性聯軸器，液力變矩器實質上是一種力矩變換器。它們所傳遞的功率大小與輸入軸轉速的3次方、與葉輪尺寸的5次方成正比。傳動效率在額定工況附近較高：耦合器約為96～98.5%，變矩器約為85～92%。偏離額定工況時效率有較大的下降。根據使用場合的要求，液力傳動可以是單獨使用的液力變矩器或液力耦合器;也可以與齒輪變速器聯合使用,或與具有功率分流的行星齒輪差速器（見行星齒輪傳動）聯合使用。與行星齒輪差速器聯合組成的常稱為液力-機械傳動。
液力傳動裝置的整體性能跟它與原動機的匹配情況有關。若匹配不當便不能獲得良好的傳動性能。因此，應對總體動力性能和經濟性能進行分析計算，在此基礎上設計整個液力傳動裝置。為了構成一個完整的液力傳動裝置，還需要配備相應的供油、冷卻和操作控制系統。

C. 傳動系統由什麼組成

傳動系統
傳動系統一般由離合器、變速器、萬向傳動裝置、主減速器、差速器和半軸等組成。其基本功用是將發動機發出的動力傳給汽車的驅動車輪，產生驅動力，使汽車能在一定速度上行駛。

中文名
傳動系統
外文名
Transmission System
用途
汽車、貨車、客車
布置型式
前置後驅、後置後驅、前置前驅
作用
減速變速、中斷傳動、差速作用
組成
離合器、變速器、差速器
簡介
對於前置後驅的汽車來說，發動機發出的轉矩依次經過離合器、變速箱、萬向節、傳動軸、主減速器、差速器、半軸傳給後車輪，所以後輪又稱為驅動輪。驅動輪得到轉矩便給地面一個向後的作用力，並因此而使地面對驅動輪產生一個向前的反作用力，這個反作用力就是汽車的驅動力。汽車的前輪與傳動系一般沒有動力上的直接聯系，因此稱為從動輪。

傳動系的組成和布置形式是隨發動機的類型、安裝位置，以及汽車用途的不同而變化的。例如，越野車多採用四輪驅動，則在它的傳動系中就增加了分動器等總成。而對於前置前驅的車輛，它的傳動系中就沒有傳動軸等裝置。

布置型式
機械式傳動系常見布置型式主要與發動機的位置及汽車的驅動型式有關。可分為：

1、前置後驅—FR：即發動機前置、後輪驅動

這是一種傳統的布置型式。國內外的大多數貨車、部分轎車和部分客車都採用這種型式。

2、後置後驅—RR：即發動機後置、後輪驅動

在大型客車上多採用這種布置型式，少量微型、輕型轎車也採用這種型式。發動機後置，使前軸不易過載，並能更充分地利用車箱面積，還可有效地降低車身地板的高度或充分利用汽車中部地板下的空間安置行李，也有利於減輕發動機的高溫和雜訊對駕駛員的影響。缺點是發動機散熱條件差，行駛中的某些故障不易被駕駛員察覺。遠距離操縱也使操縱機構變得復雜、維修調整不便。但由於優點較為突出，在大型客車上應用越來越多。

3、前置前驅—FF：發動機前置、前輪驅動

這種型式操縱機構簡單、發動機散熱條件好。但上坡時汽車質量後移，使前驅動輪的附著質量減小，驅動輪易打滑；下坡制動時則由於汽車質量前移，前輪負荷過重，高速時易發生翻車現象。如今大多數轎車採取這種布置型式。

4、越野汽車的傳動系

越野汽車一般為全輪驅動，發動機前置，在變速箱後裝有分動器將動力傳遞到全部車輪上。輕型越野汽車普遍採用4×4驅動型式，中型越野汽車採用4×4或6×6驅動型式；重型越野汽車一般採用6×6或8×8驅動型式。

工作原理
AT傳動系統的結構與手動檔相比，在結構和使用上有很大的不同。手動檔主要由齒輪和軸組成，通過不同的齒輪組合產生變速變矩；而AT傳動系統是由液力變矩器、行星齒輪和液壓操縱系統組成，通過液力傳遞和齒輪組合的方式來達到變速變矩。其中液力變矩器是AT傳動系統最具特點的部件，它由泵輪、渦輪和導輪等構件組成，它直接輸入發動機動力並傳遞轉矩，同時具有離合作用。泵輪和渦輪是一對工作組合，它們就好似相對放置的兩台風扇，一台風扇吹出的風力會帶動另一台風扇的葉片旋轉，風力成了動能傳遞的媒介，如果用液體代替空氣成為傳遞動能的媒介，泵輪就會通過液體帶動渦輪旋轉，再在泵輪和渦輪之間加上導輪，通過反作用力使泵輪和渦輪之間實現轉速差就可以實現變速變矩了。由於液力變矩器自動變速變矩范圍不夠大，因此在渦輪後面再串聯幾排行星齒輪提高效率，液壓操縱系統會隨發動機工作變化自

D. 機械課程設計盤磨機傳動裝置

我做的是普通減速機，磨盤機不清楚，我只能復制個樣本給你
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

就這樣樓

E. 帶式輸送機傳動裝置的結構組成

伸縮膠帶輸送機分為固定部分和非固定部分兩大部分。 固定部分由機頭傳動裝置、儲帶裝置、收放膠帶裝置等組成；非固定部分由無螺栓連接的快速可拆支架、機尾等組成。
1、 機頭傳動裝置
機頭傳動裝置由傳動捲筒、減速器、液力聯軸器、機架、卸載滾筒、清掃器組成。
機頭傳動裝置是整個輸送機的驅動部分，兩台電機通過液力聯軸器、減速器分別傳遞轉距給兩個傳動滾筒（也可以用兩個齒輪串聯起來傳動）。用齒輪傳動時，應卸下一組電機、液力聯軸器和減速器。
液力聯軸器為YL-400型，它由泵輪、透平輪、外殼、從動軸等構成，其特點是泵輪側有一輔助室，電機啟動後，液流透過小孔進入工作室，因而能使負載比較平衡地啟動而電機則按近於堅載啟動，工作時殼體內加20號機械油，充油量為14m3，減速器採用上級齒輪減速，第一級為圓弧錐齒輪，第二、第三級為斜齒和直齒圓柱齒輪，總傳動比為25.564，與SGW-620/40T型刮板輸送機可通用互換，減速器用螺栓直接與機架連接。
傳動捲筒為焊接結構，外徑為Φ500毫米，捲筒表面有特製的硫化膠層，因此對提高膠帶與滾筒的eua值，防止打滑、減少初張力，具有較好的效果。
卸載端、頭部清掃器和帶式逆止器，便於卸載，機頭最前部有外伸的卸載臂，由卸載滾筒和伸出架組成，滾筒安裝在伸出架上，其軸線位置可通過軸承兩側的螺栓進行調節，以調整膠帶在機頭部的跑偏，在卸載滾筒的下部裝有兩道清掃器，由於清掃器刮板緊壓在膠帶上，故可除去粘附著的碎煤，帶式逆止器以防止停車時膠帶倒轉。
機架為焊接結構，用螺栓組裝，機頭傳動裝置所有的零部件均安裝在機架上。電動機和減速器可根據具體情況安裝在機架的左側或右側。
2、 儲帶裝置
儲帶裝置包括儲帶轉向架、儲帶倉架、換向滾筒、托輥小車、游動小車、張緊裝置、張緊絞車等。
儲帶裝置的骨架由框架和支架用螺栓連接而成，在機頭傳動裝置兩具轉框架上裝有三個固定換向滾筒與游動小車上的兩個換向滾筒一起供膠帶在儲帶裝置中往復導向，架子上面安裝固定槽形托輥和平托輥，以支撐膠帶，架子內側有軌道，供托輥小車和游動小車行走。
固定換向滾筒為定軸式，用於儲帶裝置進行儲帶時，用以主承膠帶，使其懸垂度不致過大，托輥小車隨游動小車位置的變動，需要用人力拉出或退回。
游動小車由車架、換向滾筒、滑輪組、車輪等組成，滑輪組裝在車身後都與另一滑輪組相適應，其位置可保證受力時車身不被抬起，這樣，對保持車身穩定，防止換向滾筒上的膠帶跑偏效果較好，車身下部還裝著止爬鉤，用以防止車輪脫軌掉道。
游動小車向左側移動時，膠帶放出，機身伸長，游動小車向右側移動時，膠帶儲存，機身縮短，通過鋼絲繩拉緊游動小車可使膠帶得到適當的張緊度。
在儲帶裝置的後部，設有張緊絞車，膠帶張力指示器和張力緩沖器，張力緩沖器的作用是使輸送機（在起動時讓膠帶始終保持一定的張力，以減少空載膠帶的不適度和膠帶層間的拍打）。
3、 收放膠帶裝置
收放膠帶裝置位於張緊絞車的後部，它由機架、調心托輥、減速器、電動機、旋桿等組成，其作用是將膠帶增補到輸送機機身上或從輸送機機身取下，機架的兩端和後端，各裝一旋桿，當增加或減少膠帶時用以夾緊主膠帶，調心托輥組供捲筒收放膠帶時導向。工作時將捲筒推進機架的一端用尾架頂起，另一端頂在減速器出軸的頂尖上，開動電動機通過減速器出軸的撥盤帶動捲筒，收卷膠帶，放出膠帶，放出膠帶時不開電機由外拖動捲筒反轉，在不工作時活動軌可用插銷掛在機架上，以縮小寬度，在活動軌上方應設置起重裝置懸弔捲筒，巷道寬度可視具體情況適當拓寬，以利膠帶收入時操作。 中間架：是無螺栓連接的快速可拆支架，由H型支架、鋼管、平托輥和掛鉤式槽形托輥、「V」型托輥等組成，是機器的非固定部分，鋼管可作為拆卸的機身，用柱銷固裝在鋼管上，用小錘可以打動，掛鉤式槽形托輥膠接式，槽形角30°，用掛鉤掛在鋼管的柱銷上，掛鉤上制動的圓弧齒槽，托輥就是通過齒槽掛在柱銷上的，可向前向後移動，以調節托輥位置控制膠帶跑偏。
上料裝置、下料裝置；上料裝置安裝在收放裝置後邊，由轉向轉導向接上料段，運送的物料從此段裝上運至下料段，下料裝置由下料段一組斜托輥將物料卸下，下料段直接機尾，機尾由導軌（Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ）和機尾滾筒座組成，導軌一端用螺栓固定在中支座上，並與另一導軌的前端用柱銷膠接，藉以適應底板的不平，機尾滾筒與儲帶裝置中的滾筒結構相同，能互換，其軸線位置可用螺栓調節，以調整膠帶中在機尾的跑偏，機尾滾筒前端設有刮煤板，可使滾筒表面的碎煤或粉煤刮下，並收集泥槽中，用特製的拉泥板取出，機尾加上裝有緩沖托輥組，受料時，可降低塊煤對膠帶的沖擊，有利於提高膠帶壽命。

F. 自行車傳動結構的示意圖

組成部分
系統結構
自行車的車架、輪胎、腳踏、剎車、鏈條等25個部件中，其基本部件缺一不可。其中，車架是自行車的骨架，它所承受的人和貨物的重量最大。按照各部件的工作特點，大致可將其分為導向系統、驅動系統、制動系統： 1、導向系統：由車把、前叉、前軸、前輪等部件組成。乘騎者可以通過操縱車把來改變行駛方向並保持車身平衡。 2、驅動（傳動或行走）系統：由腳蹬、中軸、牙盤、曲柄、鏈條、飛輪、後軸、後輪等部件組成。人的腳的蹬力是靠腳蹬通過曲柄，鏈輪、鏈條、飛輪、後軸等部件傳動的，從而使自行車不斷前進。 3、制動系統：它由車閘部件組成、乘騎者可以隨時操縱車閘，使行駛的自行車減速、停駛、確保行車安全。 此外，為了安全和美觀，以及從實用出發，還裝配了車燈，支架等部件。
組成
1、車體部分：包括車架、前叉、車把、鞍座和前叉合件等，是自行車的主體。
自行車(20張)傳動部分包括腳蹬、曲柄、鏈輪、鏈條、中軸和飛輪等，由人力踩動腳蹬，通過以上傳動件帶動車輪旋轉，驅車前行。 2、行動部分：即前後車輪、包括前後軸部件、輻條、輪輞（車圈）、輪胎等。 3、安全裝置：包括制動器（車閘）、車燈、車鈴、反射裝置等。 根據需要，還可增加一些附件，如支架、衣架、保險叉、擋泥板、氣筒等。另外，裝有變速機構的運動車、競賽車、山地車等還裝有變速控制器和前後撥鏈器等。

G. 傳動裝置的結構

傳動抄裝置：是將原動機的運襲動和動力傳給工作機構的中間裝置。.
對於前置後驅的汽車來說，發動機發出的轉矩依次經過離合器、變速箱、萬向節、傳動軸、主減速器、差速器、半軸傳給後車輪，所以後輪又稱為驅動輪。驅動輪得到轉矩便給地面一個向後的作用力，並因此而使地面對驅動輪產生一個向前的反作用力，這個反作用力就是汽車的驅動力。汽車的前輪與傳動系一般沒有動力上的直接聯系，因此稱為從動輪。
傳動系統的組成和布置形式是隨發動機的類型、安裝位置，以及汽車用途的不同而變化的。例如，越野車多採用四輪驅動，則在它的傳動系中就增加了分動器等總成。而對於前置前驅的車輛，它的傳動系中就沒有傳動軸等裝置。

H. 傳動機構由哪些部件組成有何功用

傳動系統主要由離合器、變速器、萬向節傳動裝置和驅動橋（包括減速器、差速器和驅動半軸等）四大部分組成。發動機產生的動力經離合器、變速器、萬向節傳動裝置、減速器、差速器和驅動半軸，最後傳給驅動輪，以驅動農用車行駛。傳動系的主要功用是傳遞動力、改變轉速、改變轉矩以改變車輛的速度；切斷動力或接合動力以實現車輛的停車、起步、前進或倒退。

206.離合器有哪些類型？有何功用？

離合器的類型很多，按工作原理一般可分為：摩擦式、液力式和電磁式。在拖拉機上廣泛使用的是摩擦式離合器。摩擦式離合器又可分為幾種不同形式：按摩擦盤的多少，可分為單片、雙片和多片式；按壓緊機構不同，又可分為常接合式和非常接合式，其中以前者應用最廣；按其作用又可分為單作用式和雙作用式兩種形式。

單作用式離合器，多採用一個從動盤（單片），如豐收180-3等型拖拉機，但也有用兩個從動盤（雙片）的，如東風-12型等手扶拖拉機和小四輪拖拉機。

離合器裝在柴油機與變速箱之間，其主要功用是切斷柴油機動力，以便於掛擋和換擋；接合柴油機的動力，保證拖拉機平穩起步；在超載時能引起傳動件打滑，防止傳動系過載而損壞機件，起到保護作用。

207.如何進行離合器的保養？

（1）定期潤滑

拖拉機每工作10～20小時，需向離合器前軸承和分離軸承加註黃油，加註黃油時，不要加註過多，一般用黃油槍打油3～5下即可，加註黃油過多容易玷污摩擦襯片，造成離合器打滑。有些機車的分離軸承採用封閉式結構，平時不打黃油，每工作200～300小時，應拆下分離軸承，用柴油清洗干凈，使之轉動靈活，然後浸入熔化了的耐高溫的黃油中，直到黃油滲滿軸承，待黃油冷卻凝固後取出重新安裝。

分離爪和軸承蓋斜面之間應經常保持清潔，並加機油黃油潤滑。分離爪上小油孔應經常滴入機油，潤滑分離爪和分離爪座。

（2）正確調整

為了保證離合器的正常工作，離合器分離杠桿頭部與分離軸承端面之間的間隙必須保持在2.5±0.5毫米，對應於離合器踏板的自由行程為20～30毫米。機車作業中，由於摩擦襯片的磨損或緊固螺栓松動等原因，會使離合器間隙發生變化，並影響其正常工作，因此要經常檢查、調整離合器間隙。定期調整離合器的操縱機構，清除泥土，擰緊所有連接螺栓，按規定潤滑離合器踏板軸。踏板回位彈簧損壞的應更換新件，不準用拉力器彈簧或廢舊的自行車內胎替代，以免因小失大。

（3）清洗摩擦襯片

在使用中，離合器浸入泥水，會使各零件生銹。這時必須拆卸離合器，用棉紗擦凈泥水，用汽油清洗油污、除去銹斑。離合器工作一段時間後，會因沾染油污而造成摩擦襯片打滑，應及時予以清洗。清洗時，先從檢視口加入汽油，然後啟動發動機，掛空擋使離合器在結合狀態下運轉3～4分鍾，熄火並放凈臟油，再另加清潔汽油，按同樣方法清洗，還要讓離合器在分離狀態下運轉一會兒，便可把摩擦襯片的表面清洗干凈，待摩擦片陰干或吹乾（不準烘曬）後裝復。

208.離合器使用時應注意哪些事項？

駕駛員在使用離合器時，必須掌握離合器的正確操作要領，保證離合器在工作時能有效可靠地傳遞發動機的輸出轉矩，減少離合器磨損。因此，操作時應注意以下方面：

（1）操縱離合器要快

踩下離合器踏板切斷動力快而徹底，以減少主、從動盤之間滑摩時間，避免壓緊彈簧長時間承受比接合時還要大的壓力，造成彈簧彈力減弱或折斷；松開踏板使離合器接合前2/3行程時要快，因這時主、從動盤開始接觸，雖然滑摩速度較大，但因兩盤之間壓力較小，滑摩時間短，故磨損不嚴重。

（2）離合器接合要慢而柔和

離合器從分離狀態到完全接合這一過程中，駕駛員抬腳要輕，讓離合器的主、從動盤在壓緊彈簧的彈力作用下處於受力均勻的壓緊狀態，這樣可以實現車輛起步平穩，還可減少對離合器摩擦襯片的磨損。如果在離合器接合過程中，駕駛員抬腳過快，離合器主、從動元件會接觸過猛，導致車輛起步不穩，或者熄火，甚至會產生一些意外的機械事故或人為事故。因此，松開踏板的後1/3行程要稍慢，以防離合器接合過猛，同時稍加油以保發動機不熄火，使車輛平穩起步。

（3）行駛時，腳離開離合器踏板

拖拉機行駛時，腳不要放在離合器踏板上，以免分離軸承和分離杠桿相接觸、離合器接合不緊造成分離軸承分離、杠桿和摩擦片發熱磨損。

（4）行駛中需要臨時停車時，不要只分離離合器而不摘擋

停車時，應掛空擋，以防止松抬離合器踏板時發生意外事故。正常停車應先收油門，再分離離合器，並適當配合使用制動器，使機車平穩停住；緊急情況下停車時，應迅速收油門，同時迅速踩下制動器踏板，然後再分離離合器。

209.離合器沾油如何清洗？

離合器沾油後，應查明油源並予以清除，如東方紅-75、鐵牛-55、上海-50、豐收-35、東方紅-28等型拖拉機曲軸箱或變速箱油封損壞，油會漏進離合器殼內，應先更換油封，再根據不同情況進行拆卸或不拆卸清洗。方法有：

（1）拆卸清洗方法

將離合器拆下，分解殼體內零部件，用煤油或汽油將所沾油污洗凈，晾乾後裝復即可。

（2）不拆卸清洗方法

向離合器內加灌適量煤油（以淹沒飛輪的1/3為宜），啟動發動機，在離合器分別處於接合和分離狀態下各運轉2～3分鍾，熄火後放出全部清洗油；然後再用適量的煤油按前法清洗2～3分鍾，再熄火徹底放凈離合器內清洗油，使其在分離狀態下晾乾1小時左右，晾乾後再擰復放油螺塞。

210.離合器要定期進行哪些方面的檢查調整？

離合器的調整有分離間隙的調整和離合器踏板自由行程的調整兩項內容。

（1）離合器分離間隙

離合器在接合狀態時，分離杠桿球頭與分離軸承之間要留有的間隙，稱為離合器的分離間隙，如圖3-25所示。離合器的分離間隙是為了保證離合器從動盤與主動盤之間完全接合與徹底分離設定的。如果分離間隙過大，離合器不能完全分離，造成動力不能完全切斷，導致換擋困難，摩擦片磨損加劇；如果分離間隙過小甚至沒有間隙，則可能使離合器處於半接合狀態，造成離合器打滑，同時加速離合器分離爪和分離軸承的磨損。同時要保證各分離杠桿內端頭與分離軸承端面間隙一致，並在同一旋轉平面上，以保證離合器在分離或接合過程中，各分離拉桿幾乎受力相等，使離合器的主、從動零件能在離合器軸上水平移動，不會造成離合器摩擦片的歪斜，減少摩擦片的磨損。若某一個或兩個分離杠桿內端頭與分離軸承端面間隙不一致，應視機型結構和具體數值來調整。

圖3-27 東方紅-30/35差速器總成

1.中央傳動主動齒輪（第二軸） 2.調整螺母 3.中央傳動從動齒輪

（4）後橋的保養

後橋的保養與變速器的保養同時進行，平時除檢查潤滑狀況和各連接處緊固狀況外，一般不需要進行特殊保養。在使用中，如發現拖拉機變速器體後部有異常聲響、半軸導管處漏油等，應立即停車檢查，將故障排除。

221.如何檢查前驅動橋潤滑油位？

（1）將車輛停放在較平的地方。

（2）關掉發動機並等待5分鍾左右。

（3）擦凈油位檢查孔邊緣及螺塞的油污，旋下油位檢查螺塞並察看油麵的高度，應與油孔下邊緣對齊。

（4）如果油液不足應補充相同級別的齒輪油到油液從檢查孔溢出為止，然後旋緊螺塞。

222.如何檢查調整後橋小圓錐齒輪軸承預緊力？

以上海-50型拖拉機為例，用千分表測得主動小圓錐齒輪軸向游隙超過0.10毫米時，應予調整。調整時，拆下小圓錐齒輪總成（包括齒輪、軸承及座），松開小圓錐齒輪軸上鎖緊調整螺母止退墊圈，擰動調整螺母，當用手稍用力能轉動小圓錐齒輪，鬆手後小圓錐齒輪又不會借慣性繼續自轉時，預緊力矩合適（1.57～2.35牛·米），再用止退墊圈鎖緊調整螺母。

223.如何檢查調整後橋大圓錐齒輪軸承預緊力？

以上海-50型拖拉機為例，用千分表測得大圓錐齒輪軸向游隙超過0.15毫米時，應予調整。方法是同時等量地減少左、右短半軸軸承座上的調整墊片，把左、右短半軸軸承座用螺栓壓在後橋殼體上，拆除主動螺旋錐齒輪總成及兩側最終減速大齒輪，當用手稍用力能扳轉大圓錐齒輪，鬆手後大圓錐齒輪又不會借慣性自轉時，軸承預緊力合適（1.96～2.94牛·米）。

224.如何檢查調整後橋大小錐齒輪齒側間隙？

以上海-50型拖拉機為例，用長為15～20毫米、寬5毫米、厚0.5毫米的3塊鉛片，沿齒輪大端圓周均勻地放置在大、小圓錐齒輪未嚙合的輪齒齒面之間，轉動齒輪後取出鉛片，用千分尺測量鉛片靠齒輪大端處被擠壓後的厚度，3塊鉛片擠壓後厚度的平均值即為齒側間隙，此間隙以0.20～0.35毫米為宜（其他車型齒側間隙：東方紅-75型為0.20～0.55毫米、鐵牛-55型為0.25～0.50毫米、豐收-35型為0.20～0.35毫米、東方紅-28型為0.15～0.50毫米），如不符合，可增加或減少小圓錐齒輪軸承座處及左、右短半軸軸承座處的調整墊片。

225.如何檢查調整後橋大小錐齒輪的嚙合印痕？

以上海-50型拖拉機為例，在大圓錐齒輪凹、凸面上均勻抹一薄層紅鉛油（拖拉機前進時，小圓錐齒輪凹面受力，紅鉛油塗在大圓錐齒輪凸面上；倒退時，小圓錐齒輪凸面受力，紅鉛油塗在大圓錐齒輪凹面上），轉動齒輪後留在小圓錐齒輪嚙合齒面上的印痕長度不應小於50%齒長，高度不應小於40%齒高；印痕應在齒面中部稍靠小端，距端邊不小於5毫米。如不符合，可增加或減少小圓錐齒輪軸承座處及左、右短半軸軸承座處的調整墊片。

I. 傳動系統有哪些部件組成

傳動系統一般由離合器、變速器、萬向傳動裝置、主減速器、差速器和半軸等組成。其基本功用是將發動機發出的動力傳給汽車的驅動車輪，產生驅動力，使汽車能在一定速度上行駛。
有主要可分為兩類：①靠機件間的摩擦力傳遞動力和運動的摩擦傳動，包括帶傳動、繩傳動和摩擦輪傳動等。②靠主動件與從動件嚙合或藉助中間件嚙合傳遞動力或運動的嚙合傳動，包括齒輪傳動、鏈傳動、螺旋傳動和諧波傳動等。
傳動方式分類
機械傳動按傳力方式分，可分為 ：
1 摩擦傳動。
2 鏈條傳動。
3 齒輪傳動。
4 皮帶傳動。
5 渦輪渦桿傳動。
6 棘輪傳動。
7 曲軸連桿傳動
8 氣動傳動。
9 液壓傳動（液壓刨）
10 萬向節傳動
11 鋼絲索傳動（電梯中應用最廣）
12 聯軸器傳動
13 花鍵傳動。
基本分類：減速機、制動器、離合器、連軸器、無級變速機、絲杠、滑軌等
舉例：液壓傳動系統中最基本的組成機構裝置如圖1所示。這個液壓傳動系統中主要由過濾網、輸油管、油泵、溢流閥、節流閥、換向閥和液壓油缸等零部件組成。

J. 傳動系有哪些主要部件組成，作業是什麼

傳動系的組成抄

傳動系一般由離合器、變速器、萬向傳動裝置、主減速器、差速器、飛輪，萬向節，傳動軸，半軸，車輪組成等組成。
傳動系可按能量傳遞方式的不同，劃分為機械傳動、液力傳動、液壓傳動、電傳動等。
傳動系具有減速、變速、倒車、中斷動力、輪間差速和軸間差速等功能，與發動機配合工作，能保證汽車在各種工況條件下的正常行駛，並具有良好的動力性和經濟性。傳動系的組成與作用（圖解）傳動系的組成與作用（圖解）

傳動系的作用

傳動系的基本功能是接受發動機的動力並傳給驅動輪。傳動系將發動機的動力傳給驅動車輪行駛。

具體過程就是：發動機運轉產生的動力，經由飛輪傳至離合器，由離合器軸傳至副軸，再傳到主軸或倒車軸，主軸接傳動軸，傳動軸將力量傳到差速器，經調整後帶動後車軸，最後車輪便轉動，使汽車行駛。