如圖所示齒輪傳動裝置中軸由兩個角接觸

❶ 變速器齒比怎麼算

手動變速器的傳動比可以通過相關傳動齒輪的齒數來計算。手動變速器由傳動機構、變速器殼體和操縱機構組成。傳動機構可以根據前進檔御含的數量或軸的形式來分類。按前進擋位數可分為三擋、四擋、五擋和多擋傳動；按軸的形式可分為定軸式(齒輪的旋轉軸是固定的)和旋轉軸式(齒輪的旋轉軸也是旋轉的，如行星齒輪傳動)。固定軸式手動變速器按軸數可分為兩軸式、中間軸式、雙中間軸式和多中間軸式。應該是數學幾何的規律。通俗地說，應該是變速器每個檔位的周長與發動機曲軸輸出齒輪(或皮帶輪)的周長以及車輛驅動輪外徑周長的比值。三點中的任何一點都不能隨意更改。變速器第一檔的齒輪周長最大，其他檔位依次減小。變速箱傳動比的計算方信枝法：1.用齒數多的齒輪的齒數除以齒數少的齒輪的齒數，就是傳動比。傳動比=使用扭矩9550電機功率電機功率輸入轉數使用系數；2.傳動比=驅動輪的速度值除以從動輪的速度=它們的分度圓滑拆敏直徑比的倒數。即i=n1/n2=z2/z1，傳動比：當兩個直徑不同的齒輪一起轉動時，直徑較大的齒輪自然會比直徑較小的齒輪轉得慢，它們的轉速比實際上與齒輪直徑成反比；3.汽車發動機的轉速在傳遞給車輪之前，由變速器中的齒輪組來改變。在變速器中，有幾組不同傳動比的齒輪供駕駛員選擇，以匹配速度和負載。開車時，換擋就是選擇不同傳動比的組合。

❷ 帶式輸送機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器

機械設計的一般過程
設計任何一部新機械大件上都需要經過這樣一個過程：設計任務 總體設版計 結構權設計 零件設計 加工生產 安裝調試。
安裝調試之後需要看是否能完成滿足設計要求，如不能滿足預先制定的設計要求還要重新審視總體設計，結構設計等各環節的設計是否合理，對有問題的環節應作相應的改進指導完全滿足設計要求為止。課程設計的步驟在課程設計中我們不可能完整履行機械設計的全過程，而只能進行其中的一些重要設計環節。

❸ 如圖所示，為齒輪傳動裝置，主動軸O上有兩個半徑分別為R和r的輪，O′上的輪半徑為r′，且R=2r=3r′/2．則

❹ 二級直齒圓柱齒輪減速器課程設計 有的借看看咯~~

僅供參考
一. 課程設計書
設計課題:
設計一用於帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器.運輸機連續單向運轉,載荷變化不大,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8年(300天/年),兩班制工作,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V
表一:
題號

參數 1 2 3 4 5
運輸帶工作拉力（kN） 2.5 2.3 2.1 1.9 1.8
運輸帶工作速度（m/s） 1.0 1.1 1.2 1.3 1.4
捲筒直徑（mm） 250 250 250 300 300

二. 設計要求
1.減速器裝配圖一張(A1)。
2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3)。
3.設計說明書一份。

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. 設計V帶和帶輪
6. 齒輪的設計
7. 滾動軸承和傳動軸的設計
8. 鍵聯接設計
9. 箱體結構設計
10. 潤滑密封設計
11. 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，故沿軸向載升笑則荷分布不均勻，
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升冊齒輪減速器（展開式）。
傳動裝置的總效率
＝0.96× × ×0.97×0.96＝0.759；
為V帶的效率, 為第一對軸承的效率，
為第二對軸承的效率， 為第三對軸承的效率，
為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為7級精度，油脂潤滑.
因是薄壁防護罩,採用開式效率計算)。

2.電動機的選擇

電動機所需工作功率為： P ＝P /η ＝1900×1.3/1000×0.759＝3.25kW, 執行機構的曲柄轉速為n＝ =82.76r/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）×82.76＝1324.16～13241.6r/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 16.15 2.3 7.02

中心高
外型尺寸
L×（AC/2+AD）×HD 底腳安裝尺寸吵棚A×B 地腳螺栓孔直徑K 軸伸尺寸D×E 裝鍵部位尺寸F×GD
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41

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＝1440/82.76＝17.40
（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，則減速器傳動比為 ＝ ＝17.40/2.3＝7.57
根據各原則，查圖得高速級傳動比為 ＝3.24，則 ＝ ＝2.33

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
＝ / ＝193.24/2.33=82.93 r/min
= =82.93 r/min
（2） 各軸輸入功率
＝ × ＝3.25×0.96＝3.12kW
＝ ×η2× ＝3.12×0.98×0.95＝2.90kW
＝ ×η2× ＝2.97×0.98×0.95＝2.70kW
＝ ×η2×η4=2.77×0.98×0.97＝2.57kW
則各軸的輸出功率：
＝ ×0.98=3.06 kW
＝ ×0.98=2.84 kW
＝ ×0.98=2.65kW
＝ ×0.98=2.52 kW
（3） 各軸輸入轉矩
= × × N?m
電動機軸的輸出轉矩 =9550 =9550×3.25/1440=21.55 N?
所以: ＝ × × =21.55×2.3×0.96=47.58 N?m
＝ × × × =47.58×3.24×0.98×0.95=143.53 N?m
＝ × × × =143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N?m
= × × =311.35×0.95×0.97=286.91 N?m
輸出轉矩： ＝ ×0.98=46.63 N?m
＝ ×0.98=140.66 N?m
＝ ×0.98=305.12N?m
＝ ×0.98=281.17 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 3.25 21.55 1440
1軸 3.12 3.06 47.58 46.63 626.09
2軸 2.90 2.84 143.53 140.66 193.24
3軸 2.70 2.65 311.35 305.12 82.93
4軸 2.57 2.52 286.91 281.17 82.93

6.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 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 鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z =i×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 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 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：

V帶齒輪各設計參數附表

1.各傳動比
V帶 高速級齒輪 低速級齒輪
2.3 3.24 2.33

2. 各軸轉速n
(r/min)
(r/min) (r/min)
(r/min)
626.09 193.24 82.93 82.93

3. 各軸輸入功率 P
（kw）
（kw）
（kw）
(kw)

3.12 2.90 2.70 2.57

4. 各軸輸入轉矩 T
(kN?m)
(kN?m) (kN?m) (kN?m)
47.58 143.53 311.35 286.91

5. 帶輪主要參數
小輪直徑 （mm） 大輪直徑 （mm）
中心距a（mm） 基準長度 （mm）
帶的根數z
90 224 471 1400 5

7.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 =2.70KW =82.93r/min
=311.35N．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

❺ 90度銑刀傳動原理

90度銑刀是一種廣泛應用於機床加工中的刀具，它是通過傳動原理來驅動刀具旋轉，進而進行加工。常見的90度銑刀傳動方式主要有兩種：齒輪傳動和蝸桿傳動。

首先，齒輪傳動是指通過齒輪的嚙合來實現刀具旋轉的傳動方式。具體來說，90度銑刀的輸出軸與電機軸之間通過一個垂直的齒輪傳動系統連接。當電機啟動時，帶動輸入軸旋轉，進而通過齒輪傳動將轉矩傳遞到輸出軸，使得銑刀具有旋轉能力。齒輪傳動具有傳動效率高、轉矩傳遞平穩的特點，但同時也存在著雜訊大、易損耗等缺陷。

其次，蝸桿傳動是指通過蝸桿和蝸輪的嚙合來實現傳動的方式。具體來說，90度銑刀的輸出軸和電機軸之間通過一個垂直的蝸輪傳動系統連接。當電機啟動時，帶動蝸桿旋轉，進而通過蝸輪傳動將轉矩傳遞空凱到輸出軸，使得銑刀具有旋斗困喚轉能力。與齒輪傳動相比，蝸桿傳動具有結構緊湊、可靠性高等優點，但同尺扮時也存在著傳動效率低、功耗大等缺陷。

綜上所述，90度銑刀的傳動方式是通過齒輪或蝸桿的傳動來實現刀具旋轉的。在應用過程中，需要根據具體的加工需求和機床結構選擇合適的傳動方式。

❻ 簡單描述下汽車維修的基礎知識內容有哪些

汽車維修是一門很復雜的專業技能，專業的汽車維修工需要懂很多知識，例如汽車電路，汽車發動機工作原理，汽車變速箱工作原理等。

在掌握汽車維修的知識之前，需要對汽車有一個詳細的了解。汽車主要是由車身，發動機，變速箱，底盤組成的。那麼車身分為車身框架和車身覆蓋件。車身覆蓋件包括前後杠，前翼子板，前機蓋，後備箱蓋，車門。由於車頂和後翼子板與車身框架之間採用焊接連接，所以車頂和後翼子板算是車身結構件。

現在的汽車都採用承載式車身，這種車身的車殼和大梁整合在一起，那麼這種車身重量更輕，舒適性也更好，在發生碰撞時可以更好的分散碰撞力從而保護車內成員的安全。

承載式車身的底盤部件直接固定在車身上，承載式車身都有副車架，那麼副車架是為了加強車身剛性的，並且副車架也承載了一些關鍵部件。

前置發動機前輪驅動汽車的發動機變速箱和前懸架都是固定在前副車架上的，前置發動機後輪驅動車輛的發動機和前懸架固定在前副車架上，後副車架固定了後差速器和後懸架。

副車架在底盤中扮演了非常重要的角色，並且副車架在發生碰撞時還可以傳遞碰撞力。

汽車的變速箱有很多種類，變速箱分為cvt變速箱，雙離合變速箱，amt變速箱，at變速箱，手動變速箱等，每種變速箱的工作原理和容易出現的故障都是不同的。

能看懂汽車的電路圖也非常重要，汽車電路是最難掌握的一門專業知識，看懂汽車電路可以更快更精準的確定故障部位。現在有很多汽修工都看不懂汽車電路，那麼這種汽修工修車時就是在瞎猜故障。

在學習汽車維修知識之前，需要對汽車有一個詳細的了解，並且對汽車各個部件的作用要非常了解，最好還能知道各個部件容易出現的故障是什麼。
望採納

❼ 二級減速器齒輪設計中 高速齒輪設計中 計算結果為1.84 模數取什麼。

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，使用壽命較擾孫長，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、計緩嫌鏈算各軸轉速（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（Nmm） TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63Nm =9550×4.138/96 =411.645Nm =9550×4.056/96 =403.486Nm 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。者坦齒面精糙度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

❽ 變速器在換擋時，為避免同時掛入兩擋，必須裝設自鎖裝置

變速器換擋。是不可能同時掛入兩個檔位的。一次只能掛入一個檔位。萬黨的最大的問題就是你不熟練的時候可能應當掛一檔，而掛成三檔。會把發動機憋死。然後納橋仿就是掛檔的時候消枝發動機的轉速太高。突然掛上檔會。會。會造成劍術箱齒輪的損傷。這就是兩個比較大的問題。至於說換擋的時候同時掛入兩檔，這是根本不可能的。這是說的一種外行話。所以在操作的時候一定要。把速度調到。把發動機的轉速調到。合適的轉速。然洞纖後從一到慢慢的往上掛。這樣對發動機的齒輪是比較有好處的。有的人喜歡省事就直接掛上二檔三檔。熟練的情況下也能夠操作，但是對齒輪是有損傷的。這就是掛上擋以後離合器的操作也十分重要。突然放開離合，也會對齒輪造成沖擊。離合器應當。緩慢的，放開這樣對發動機和齒輪箱都有保護好處。

❾ 有三個正常齒制的標准齒輪,其模數和齒數

jsdaijing你好!
回答你的問題：
齒輪的基本公式為d=mz
式渣絕遲中：
d——分度圓直徑
m——齒輪模數
z——齒輪的齒數
一、計算模數m,以及小齒輪的參數
根據齒輪的計算公式,有：
da1=m（如李z1+2）
由上式轉變後,其模數m=（da1）/（z1+2）=78/（24+2）=3
小齒輪的分度圓直徑da=mz1=3×24=72mm
二、計算大齒輪的參數
中心距L=（da/2）+（db/2）
式中：
L——兩齒輪的中心距
da——小齒輪的分度圓直徑
db——大齒宏虛輪的分度圓直徑
由上式轉換為db=2L-da
所以,db=2L-da=2×135-72=198mm
大齒輪的齒數z2=db/m=198/3=66
三、計算傳動比ι
ι=z2/z1=66/24=2.75
希望以上能對你有所幫助