减速器概述 、减速器的主要型式及其特性减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮—蜗杆传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代机措中应用很广。 减速器类型很多，按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等。 圆柱齿轮减速器当传动比在8以下时，可采用单级圆柱齿轮减速器。大于8时，最好选用二级(i=8—40)和二级以上(i>40)的减速器。单级减速器的传动比如果过大，则其外廓尺寸将很大。二级和二级以上圆柱齿轮减速器的传动布置形式有展开式、分流式和同轴式等数种。展开式最简单，但由于齿轮两侧的轴承不是对称布置，因而将使载荷沿齿宽分布不均匀，且使两边的轴承受力不等。为此，在设计这种减速器时应注意：1)轴的刚度宜取大些；2)转矩应从离齿轮远的轴端输入，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀；3)采用斜齿轮布置，而且受载大的低速级又正好位于两轴承中间，所以载荷沿齿宽的分布情况显然比展开好。这种减速器的高速级齿轮常采用斜齿，一侧为左旋，另一侧为右旋，轴向力能互相抵消。为了使左右两对斜齿轮能自动调整以便传递相等的载荷，其中较轻的龆轮轴在轴向应能作小量游动。同轴式减速器输入轴和输出轴位于同一轴线上，故箱体长度较短。但这种减速器的轴向尺寸较大。圆柱齿轮减速器在所有减速器中应用最广。它传递功率的范围可从很小至40 000kW，圆周速度也可从很低至60m/s一70m／s，甚至高达150m／s。传动功率很大的减速器最好采用双驱动式或中心驱动式。这两种布置方式可由两对齿轮副分担载荷，有利于改善受力状况和降低传动尺寸设计。关键词：减速器 刚性 零部件 方案
垃圾啊 你学的什么啊 你有何用 唉、、、、、
本学期所带这门课----《公差配合与测量技术》是机械类各专业一门重要的技术基础课，具有联系各门基础课和专业课的作用，在一年级第二学期有一定基础后学习也很合理。本册教材内容丰富而又相对集中，主要就围绕着公差相关内容和有关测量概念展开的，本着准确，清楚，易懂，详略得当，并重点突出实用性的原则进行教授。一、教材处理 本册教材共十章，教学用时将近百节，而且有些内容确实远离生活，考虑到各方面的原因，根据实际情况对教材内容进行了适当删减和补充，如：第一章的学习时，淡化了优先数的概念，而增加了互换性的应用与发展的相关内容；第十章，圆柱齿轮传动的公差机齿轮测量内容改为让学生自己小组互助学习为主，教师提示指导为辅。等等..二、学习内容的处理 1、严格执行国家最新标准，力争和生活接轨，如：滑圆柱体结合的极限与配合中，详细介绍了国家相关标准，在教学中严格执行GB/T~—1998，在学生心中牢固建立国家标准的概念，并且要求学生在实践中不断体会。2、严谨对待每一个概念、术语和定义，对涉及道德概念、术语、定义均严格按标准给出，并强调相互之间的区别和联系三、注重理论知识学习和生活实际的联系 强调公差标准的实际应用，结合教材中给出的例题和练习，紧密与生产生活相联系，深入浅出的分析生活中的实例，尽量让学生体会到理论指导生产实际，更让学生在生活中明白基础理论的重要意义。四、思想教育教学过程中不断灌输思想教育，让学生不仅理解理论与生活的重要意义，更是要让学生初步建立认真，严谨，灵活的学习和工作态度，从而推而广之，人生途中人生观，价值观以及世界观的树立莫不如此五、有待提高的地方由于教者本身理论水平有限，再加之实践生产经验也不足，导致在教学中难免有巧妇难为无米之炊的尴尬。总之，我也是在教学中不断学习和进步，相信只要有付出就获得等值的回报的，通过不断努力，相信定会使教育教学工作不断取得更大进步的！
日！不过关！
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输入参数都没有，传动比怎么定啊？
这个吗
我有一个 送给你 说不定能帮你啊
仅供参考一、传动方案拟定第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=；带速V=；滚筒直径D=220mm。运动简图二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=××××(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000η总=1700××、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=60×1000V/πD=60×1000×π×220=根据【2】表中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表查出有三种适用的电动机型号、如下表方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮1 Y132s-6 3 1000 960 3 Y100l2-4 3 1500 1420 3 综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y100l2-4。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/、分配各级传动比（1） 取i带=3（2） ∵i总=i齿×i 带π∴i齿=i总/i带=四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=nm/i带=1420/3=(r/min)nII=nI/i齿=(r/min)滚筒nw=nII=(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=Pd×η带=××η轴承×η齿轮=××、 计算各轴转矩Td=×入/n1 = =入/n2=五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本[1]P189表10-8得：kA= P=×据PC=和n1=由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×()= mm由课本[1]P190表10-9，取dd2=280带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×95×1420/60×1000=在5~25m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心距初定中心距a0=500mmLd=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2×500+(95+280)+(280-95)2/4×450=根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+()/2=497mm(4) 验算小带轮包角α1= ×(dd2-dd1)/a=×(280-95)/497=>1200（适用）（5） 确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=查[1]表10-3，得Kα=；查[1]表10-4得 KL= PC/[(P1+△P1)KαKL]=[() ××]= (取3根)(6) 计算轴上压力由课本[1]表10-5查得q=，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV[（α）-1]+qV2=[()]+ =则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×()=、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=取z2=78由课本表6-12取φd=(3)转矩T1T1=×106×P1/n1=×106×(4)载荷系数k : 取k=(5)许用接触应力[σH][σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算N1=60××10×300×18= /×108查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=故得：d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=模数：m=d1/Z1=取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=(6)校核齿根弯曲疲劳强度σ bb=2KT1YFS/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=×20mm=50mmd2=mZ2=×78mm=195mm齿宽：b=φdd1=×50mm=55mm取b2=55mm b1=60mm(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=(8)许用弯曲应力[σbb]根据课本[1]P116：[σbb]= σbblim YN/SFmin由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1计算得弯曲疲劳许用应力为[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa校核计算σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=< [σbb1]σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=< [σbb2]故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=(d1+d2)/2= (50+195)/2=(10)计算齿轮的圆周速度V计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=××50/60×1000=因为V＜6m/s，故取8级精度合适．六、轴的设计计算从动轴设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。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=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C查[2]表13-5可得，45钢取C=118则d≥118×()1/3mm=考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=×106P/n=×106× N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N4、轴的结构设计轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。（1）、联轴器的选择可采用弹性柱销联轴器，查[2]表可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85（2）、确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位（3）、确定各段轴的直径将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.(5）确定轴各段直径和长度Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mmII段:d2=40mm初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+19+55）=96mmIII段直径d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mmⅤ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm(6)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=195mm②求转矩：已知T2=③求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=2×④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=×tan200=⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=×96÷2=截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=×96÷2=(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=（)1/2=(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=×（P2/n2）×106=(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[(×)2]1/2=(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）σe=×453=< [σ-1]b=60MPa∴该轴强度足够。主动轴的设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。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=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C查[2]表13-5可得，45钢取C=118则d≥118×()1/3mm=考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=×106P/n=×106× N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，4 确定轴的各段直径和长度初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(2)按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知d2=50mm②求转矩：已知T=③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2×④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=×⑤∵两轴承对称∴LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=(2) 截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=×100/2=19N?m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=×100/2=(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（192+）1/2=(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=[MC2+(αT)2]1/2=[(×)2]1/2=(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）σe=Mec/（）=(×303)=<[σ-1]b=60Mpa∴此轴强度足够（7） 滚动轴承的选择及校核计算一从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10×300×16=48000h(1)由初选的轴承的型号为: 6209,查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=, 基本静载荷CO=,查[2]表可知极限转速9000r/min（1）已知nII=(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS= 则FS1=FS2=(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N(3)求系数x、yFA1/FR1=682N/1038N = =根据课本P265表（14-14）得e=
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减速器概述 、减速器的主要型式及其特性减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮—蜗杆传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代机措中应用很广。 减速器类型很多，按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等。 圆柱齿轮减速器当传动比在8以下时，可采用单级圆柱齿轮减速器。大于8时，最好选用二级(i=8—40)和二级以上(i>40)的减速器。单级减速器的传动比如果过大，则其外廓尺寸将很大。二级和二级以上圆柱齿轮减速器的传动布置形式有展开式、分流式和同轴式等数种。展开式最简单，但由于齿轮两侧的轴承不是对称布置，因而将使载荷沿齿宽分布不均匀，且使两边的轴承受力不等。为此，在设计这种减速器时应注意：1)轴的刚度宜取大些；2)转矩应从离齿轮远的轴端输入，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀；3)采用斜齿轮布置，而且受载大的低速级又正好位于两轴承中间，所以载荷沿齿宽的分布情况显然比展开好。这种减速器的高速级齿轮常采用斜齿，一侧为左旋，另一侧为右旋，轴向力能互相抵消。为了使左右两对斜齿轮能自动调整以便传递相等的载荷，其中较轻的龆轮轴在轴向应能作小量游动。同轴式减速器输入轴和输出轴位于同一轴线上，故箱体长度较短。但这种减速器的轴向尺寸较大。圆柱齿轮减速器在所有减速器中应用最广。它传递功率的范围可从很小至40 000kW，圆周速度也可从很低至60m/s一70m／s，甚至高达150m／s。传动功率很大的减速器最好采用双驱动式或中心驱动式。这两种布置方式可由两对齿轮副分担载荷，有利于改善受力状况和降低传动尺寸设计。关键词：减速器 刚性 零部件 方案
测量汽缸的圆度和圆柱度前要先把汽缸内用干净布擦干净,把百分表装好并校好，测量时每个汽缸要测N个面,每个面至少3个数 ，测量完成后用每个面里最大的减最小的除以2就是圆度 。N个面里最大的圆度为这个缸的圆度， 用N个面里所有的数中最大的减最小除以2就是这个缸的圆柱度。
测量方法
1、两点法
测出各给定横截面内零件回转一周过程指示表的最大示值与最小示值， 并以所有各被测截面示值中的最大值与最小值的一半作为圆柱度误差值。
2、三点法
测出各给定横截面内零件回转一周过程指示表的最大示值与最小示值的一半作为圆柱度误差值。
扩展资料
测得的半径差由电子计算机按最小条件确定圆柱度误差。在配有电子计算机和相应程序的三坐标测量机上利用坐标法也可测量圆柱度。
一般量仪主轴、测杆外圆、陀螺仪轴颈、一般机床主轴、较精密机床主轴箱孔、柴油机、汽油机活塞、活塞销孔、铣床动力头、轴承箱座孔、高压空气压缩机十字头销、活塞、较低精度滚动轴承配合的轴。
大功率低速柴油机曲轴、活塞、活塞销、连杆、气缸、高速柴油机箱体孔、千斤顶或压力油缸活塞、液压传动系统的分配机构、机车传动轴、水泵及一般减速器轴颈。
参考资料来源：百度百科-气缸
一、摘要本文主要介绍一台东风牌汽车发动机大修镶新丝套后，出现了窜油故障，但检测有关部件的密封配合， 以及用量缸表测量气缸体圆度、圆柱度偏差，均符合技术要求。后经拆检分析发现，窜油故障是由气缸体承孔加工不符合标准要求，精度偏差超过极限所致。关键词：窜烧机油；气缸体承孔加工精度低；外径配合不良二、前言发动机燃烧机油是汽车的一种常见故障，而故障通常由活塞连杆组、配气机构、汽缸体等部件的密封配合不良，或机油加注过量等造成的。但在修理过程中，如没有注意零件材料质量的优劣，或者维修加工工艺不规范、不标准，技术精度达不到要求，同样会引起发动机窜油的故障。以下内容跟帖回复才能看到三、正文(一)发动机窜烧机油的故障现象我曾对一台东风车用的发动机进行大修，该车大修后不久，就出现了窜油现象，表现为：汽车行驶时，低、中、高速都有蓝烟，且机油压力低，起动困难，行驶乏力。动力性能和经济性能大大下降，燃油和机油损耗增加，机油约5天时间补加一次，废气排放超标。打开机油加注口察看，有一定的脉动烟雾冒出；检查曲轴和进气口，有刺激气味烟雾窜出；看排气管口，有油湿现象，检查火嘴，积炭明显。以上特征表明发动机窜油现象突出。(二)造成发动机窜机油故障的原因分析发动机在正常温度下运转，要取得动力性和经济性，工作时就必须要使进入燃烧室的混合气的压缩力符合设计要求，而且保证进气充分并且燃烧彻底，因为只有压缩压力达到最大要求和进气充分，才能保证发动机做功时能产生足够的爆破力，从而产生足够的动力，带动发动机曲轴高速运转。而要保证发动机气缸压缩力达到最大要求，则要求发动机配气机构以及曲轴连杆机构等各配合部件密封配合良好。保证密封配合良好，则要求各配合间隙符合技术要求。一旦发动机各密封配合件磨损过大，将会影响其密封性，使发动机出现窜烧机油的故障，最终令其输出功率下降且不能正常行驶。造成发动机窜烧机油有以下几个原因：1．由配气机构引起配气机构的气门、气门杆、气门导管的磨损，令其配合间隙增大。当气门杆和气门导管由于修理工艺及磨损不均匀时，会造成密封配合不良，产生漏油现象。配气机构出现上述故障，将使机油窜入燃烧室燃烧，从而影响发动机的动力性和经济性。2．由曲柄连杆机构引起(1)活塞环磨损或失效、各环环口对口。活塞环是活塞连杆组中磨损最快的零件，尤其是第一道活塞环的磨损更为剧烈。在燃烧的作用下，环背产生很大的压力，当然大的环背压力有助于密封，但另一方面也加速了环背的磨损。活塞环磨损或失效后，弹力减弱，开口间隙、边隙以及背隙增大，令活塞环与气缸体的配合间隙增大，使气缸内密封性变差而出现窜油，造成发动机的动力性能降低，机油消耗升高，引致通风系统严重冒烟，排气冒蓝烟和燃烧室表面积炭。(2)活塞磨损引起的窜油。活塞磨损最快的部位，是活塞环槽与活塞销座孔环槽的磨损，其中第一道环槽磨损最严重，由上至下，依此减轻，环槽的磨损，使活塞环槽中配合间隙增大，结果容易引起窜油现象。3．由气缸磨损引起气缸的工作表面，在正常情况下一般是在活塞环运动的区域形成不均匀的磨损，沿气缸轴线方向磨成上大下小的圆锥形，磨损产生圆柱度误差，最大的磨损部位是活塞在上止点位置时，第一道环所对应的缸壁处，而沿横向截面是磨成不规则的椭圆形，磨损产生圆度误差。最大的磨损在进气门对面的气缸壁上，由于此处受新鲜混合气流较强冲袭作用，导致润滑油膜稀释磨料增多，温度降低，使该部位磨损严重。4．由机油加注过多而造成由于机油加注过量，发动机高速运转时，飞溅润滑的油多，使气缸壁产生过量机油，而活塞环亦无法把其完全刮掉而窜到燃烧室燃烧。(三)排除故障的措施和方法根据以上分析，围绕着发动机出现窜烧机油的问题，本人针对以上得出的可能产生的原因，逐项进行解体检查分析。首先，拆下气缸盖检查，发现有个别排气门座有灰白的积炭，进气门有油湿。我将有问题的气门进行导管与杆的配合间隙的测量，发觉其配合间隙大于原厂标准以上，造成个别进排气门与座的配合密封不良而产生积炭。显然这是由于维修工艺不规范或材质不佳而造成的。而部分气门杆与导管的配合间隙过大，同样不排除工艺与材质的因素。于是我重新更换气门、气门导管和气门油封。与此同时，我又重点检查活塞环几个重要数据，没有发现对口现象；个别环的漏气弧长所对应的圆心角度偏大，＞45�0�2；环的端隙、背隙和侧隙均符合标准，弹力正常，端隙为～。背隙低于环槽岸表面通常为0～。我怀疑环的材质有问题，因为目前市面上的正、副厂原件都有，质量参差不齐，而环的工作条件恶劣，受高温、高压的影响。高温达到600K，压力有时会达到5MPa以上。润滑条件差，如环的材质跟不上，会使磨损加快。于是，我又选一副原厂生产、认为质量可靠的活塞环试配，重新装好发动机启动试运转，燃烧机油和动力不足现象有明显改善，但尚有蓝烟从排气管排出。即发动机窜烧机油的故障还未排除。我又重新用量缸表测量汽缸体的圆度和圆柱度误差，圆度误差为，圆柱度误差为，且无拉伤痕迹，符合大修标准。但检查汽缸表面的粗糙度时，发现气缸有局部位置与活塞环无接触的痕迹。根据这种情况，估计故障可能是气缸体承孔与气缸套外径配合不良造成，因为如果气缸套与承孔……另有·《基于神经网络的电控汽油发动机的智能故障诊断研究》 ·《基于波形分析的电控发动机故障诊断技术的研究》 ·《针对汽车发动机的故障诊断方法研究》 ·《大型柴油机横向异常振动诊断的理论与实践》 ·《汽油发动机点火正时及故障模式的仿真模拟研究》 ·《发动机电喷系统故障模拟显示系统的研究》 ·《基于波形分析法的电喷汽油机空燃比控制系统故障诊断研究》 ·《基于虚拟仪器的发动机功率检测与故障诊断的研究》 ·《基于神经网络的汽车发动机智能故障诊断研究》 ·《异常条件下发动机气门失效仿真分析系统研究》 ·《基于神经网络的汽车发动机故障诊断系统》 ·《汽车发动机故障诊断方法研究》 ·《基于子带能量法的发动机振动信号分析研究》 ·《发动机机械加工设备状态监测策略研究》 ·《汽车发动机故障诊断中不确定性问题的贝叶斯网络解法》 ·《基于波形分析法的电喷汽油机故障诊断研究》任选，发给你
内径千分卡。和角尺
测量汽缸的圆度和圆柱度前要先把汽缸内用干净布擦干净,把百分表装好并校好 ，测量时每个汽缸要测N个面,每个面至少3个数 ，测量完成后用每个面里最大的减最小的除以2就是圆度 。N个面里最大的圆度为这个缸的圆度， 用N个面里所有的数中最大的减最小除以2就是这个缸的圆柱度。
测量方法
1、两点法
测出各给定横截面内零件回转一周过程指示表的最大示值与最小示值， 并以所有各被测截面示值中的最大值与最小值的一半作为圆柱度误差值。
2、三点法
测出各给定横截面内零件回转一周过程指示表的最大示值与最小示值的一半作为圆柱度误差值。
按公差等级，可划分以下应用：
1、高精度量仪主轴、高精度机床主轴、滚动轴承滚珠和滚柱等。
2、精密量仪主轴、外套、阀套、高压油泵柱塞及套、纺锭轴承、高速柴油机进、排气门、精密机床主轴轴颈、针阀圆柱表面、喷油泵柱塞及柱塞套。
3、小工具显微镜套管外圆、高精度外圆磨床轴承、磨床砂轮主轴套筒、喷油嘴针阀体、高精度微型轴承内、外圈。
4、较精密机床主轴、精密机床主轴箱孔、高压阀门活塞、活塞销、阀体孔、小工具显微镜顶针、高压油泵柱塞、较高精度滚动轴承配合的轴、铣床动力头箱体孔。
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浅谈齿轮强度设计几个问题的探讨论文
0 引言
齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一。公元前300 多年，古希腊哲学家亚里士多德在《机械问题》中，就阐述了用青铜或铸铁齿轮传递旋转运动的问题。17 世纪末到18 世纪初，人们开始对齿轮的强度问题进行研究。欧洲工业革命以后，齿轮技术得到高速发展，齿轮传动在机械传动及整个机械领域中的应用极其广泛。齿轮设计成为机械设计中重要的设计内容之一。目前国际上比较常见的有关齿轮强度设计公式，除了我国的国家标准( GB) 有关齿轮强度的计算方法以外主要有: 国际标准化组织( ISO) 计算方法; 美国齿轮制造商协会( AGMA) 标准计算方法;德国工业标准( DIN) 计算方法; 日本齿轮工业会( JGMA)计算方法; 英国BS 计算方法等。作者在从事机械设计特别对齿轮设计的教学中，发现不少地方的知识点描述比较简单，不容易理解，为此，在文中对齿轮设计的几个问题如齿轮的失效方式、齿轮强度设计的历史、现状进行了深入分析，探讨我国齿轮强度设计的历史来源以及在齿轮设计中的一些困惑。通过深入的分析，有助于大家更好地理解齿轮设计公式的意义和来龙去脉。
1 齿轮失效方式的探讨
齿轮在传动过程中会出现各种形式的失效，甚至丧失传动能力。齿轮传动的失效方式与齿轮的材料、热处理方式、润滑条件、载荷大小、载荷变化规律以及转动速度等有关。人们对齿轮失效的认识是一个发展的过程。18 世纪中叶人们就开始对齿轮的失效进行研究。对齿轮摩擦磨损、点蚀形成和齿面胶合有了初步的认识。1928 年，白金汉发表了有关齿轮磨损的论文，并将齿面失效分为点蚀、磨粒磨损、胶合、剥落、擦伤和咬死等6 种失效形式。1939 年，Rideout 将齿轮损伤分为正常磨损、点蚀、剥落、胶合、擦伤、切伤、滚轧和锤击等8 种形式。1953 年Borsoff 和Sorem 将齿轮损伤分为6 类。1967 年尼曼根据大量试验，对渐开线齿轮的4 种失效形式画出了承载能力的限制关系图，并指出当齿轮转速较低时，影响软齿面齿轮承载能力的主要因素是点蚀，影响硬齿面齿轮承载能力的是断齿; 而对于高速重载传动齿轮，影响因素往往是胶合。自上世纪50 年代以来，一些国家以标准的形式对齿轮损伤形式进行分类，对名词术语、表现特征、引发原因等都有规定。如1951 年美国将齿轮损伤分为两大类，一类是齿面损坏，包括磨损、塑性变形、胶合、表面疲劳等，另一类是轮齿的折断。前一大类齿面损坏是齿轮作为高副由于摩擦学原因而引起的表面损伤; 后一大类轮齿的折断是轮齿作为受力构件由于体积强度不够而发生的破坏。1968 年奥地利国家标准规定了齿轮损伤的名词术语。
1983 年，我国颁布了齿轮轮齿损伤的术语、特征和原因国家标准( GB /T3481 - 83) ，将齿轮损伤形式分为5 大类，即磨损、齿面疲劳( 包括点蚀和剥落) 、塑性变形、轮齿折断和其他损伤，共26 种失效形式。1997 年，我国颁布了对GB/T3481 - 1983 修订的GB/T3481 -1997 国家标准。目前我国在大多数的机械设计教材和机械设计手册中齿轮失效方式都进行了简化，一般分为5 大类，即轮齿折断、齿面疲劳点蚀、齿面胶合、齿面磨损和塑性变形。
2 齿轮强度设计的探讨
2. 1 轮齿弯曲强度计算
1785 年，英国瓦特提出了齿根弯曲强度的计算方法，把轮齿看成为矩形截面的板状悬臂梁，随后出现多种弯曲强度计算公式。1893年，路易斯发表了轮齿弯曲强度计算式，而且用内切抛物线法找齿轮的危险截面，这一方法称为“抛物线法”[12]，如图1 所示。路易斯以载荷作用于齿顶推导出齿根弯曲应力公式，但是对于重合度大于1 小于2 的齿轮传动，理论上只有当单对齿啮合时，载荷才全部由一个齿承受。对于重合度大于2 小于3 的足够精密的齿轮，因为同时有2 对以上的齿轮在啮合，其最大弯曲应力的作用点要低。
在此之后，又出现30°切线法、尼曼法、白金汉法等。1980 年， ISO 提出“渐开线圆柱齿轮承载能力的基本原理”( ISO 6336 - 1980) ，公布了轮齿弯曲强度、齿面接触强度的计算方法。
过去，我国的齿轮强度计算方法一直比较混乱，没有统一的标准，对生产、科研以及教学带来诸多问题。于是， 1981 年我国成立了“渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法”国家标准课题组，以ISO6336—1980为根据，开展全面的研究工作。1983 年颁布了渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法的国家标准( GB /T3480—1983) 。
目前，我国有关齿轮弯曲强度的设计公式基本上采用30° 切线法，即作与轮齿对称中心线成30°夹角并与齿根圆角相切的斜线，两切点的连线是齿根危险截面位置。而且以单对齿啮合区的最高点作为最不利载荷作用点，这时产生的弯曲应力最大，如图2 所示。另外，弯曲疲劳强度计算公式中，齿形系数在许多机械设计中只是说明与齿数有关，与模数无关，并未做详细说明，不容易理解。下面对相关问题进行详细分析。如图2 所示，齿根弯曲应力为σF =MW= FnhFcosαFbS2F /6 = 6KFthFcosαFbS2Fcosα= KFtbm6( hFm) cosαF( SFm)2cosα( 1)式中，αF为齿顶圆压力角。令式( 1) 中的YF =6( hFm) cos αF( SFm)2cos α式中，YF称为齿形系数，由路易斯在其轮齿弯曲强度计算式中首次引用。可以看出，YF是与齿轮形状的几何参数有关的一个系数。因为，根据齿轮形成原理，齿数的变化将引起轮齿上hF、SF、aF等参数的变化，由于hF、SF、aF均与齿轮模数成正比，致使齿形系数中的模数可以约去。因此，齿形系数不受模数的影响，而只与齿数有关，齿数越多YF越小，反之YF越大。这就是在机械设计的教材中经常会看到“标准齿轮的齿形系数只与齿数有关而与模数无关”的原因。
2. 2 齿轮压应力对弯曲应力的影响
根据30°切线法及齿轮受力分析。将法向力Fn移至轮齿中线并分解成相互垂直的两个分力，即圆周力Ft和径向力Fr。根据力学理论，Ft使齿根产生弯曲应力为σF，Fr则产生压应力σy。因此齿根危险截面上受到的应力为弯曲和压缩组成的组合应力，并导致齿根两边的应力大小不相等。然而，在相关的机械设计资料中都没有将由于径向力产生的压应力计算在齿轮的弯曲强度计算公式中，而且在大多数的相关教材中都认为: 压应力相对于齿根最大弯曲应力比较小，可以忽略不计。但是压应力到底多少，为什么可以忽略不计，很少有人进行计算，下面对压应力与弯曲应力进行探讨。如图2 中，Ft产生其弯曲应力σF如式( 1) 所示。由Fr产生压应力σy为σy = Fnsin αFbSF( 2)由式( 1) 及式( 2) 可得σyσF= SF6hFtan αF设OD = h'，则SF = 2h' tan30°，因此σyσF= tan 30tan αF3h'hF假设标准齿轮模数为m，齿数z。则齿顶圆压力角为cos αF = rbra= zz + 2cos α，由于h'hF< 1，因此，当不考虑h'hF的影响时，σyσF的大小取决于齿轮的齿数。为了便于讨论，取ξ = σyσF称为压应力对弯曲应力的影响系数。则根据计算可以得到ξ 与齿数的对应关系，如图3 所示。可见，压应力对弯曲应力的影响与齿数有关，而模数无关，而且随着齿数的变化而变化，齿数越少其影响越大，反之影响就越小，最终趋于一水平线。最小约为最大弯曲应力的8%，特别当h'hF< 1 时，压应力更小，可以忽略不计。这就是为了简化计算，在计算轮齿弯曲强度时一般只考虑弯曲应力的原因。从图2 可知，弯曲应力分为拉伸侧的拉应力和压缩侧的压应力。实际证明，拉伸侧是危险侧，因拉伸侧的`裂纹扩展速度较大。压缩侧有时虽裂纹出现较早，但发展速度较慢。所以大多数的公式以拉伸侧的应力作为设计时的计算应力。而且根据齿轮弯曲疲劳实验分析证明，考虑弯曲应力、压应力与只考虑弯曲应力的结果，实际上没有多大差别。因此，在齿轮弯曲疲劳强度计算中只考虑弯曲应力。
2. 3 齿面接触疲劳强度计算
图4 赫兹接触应力模型齿面接触疲劳强度计算是针对齿轮齿面疲劳点蚀失效进行计算的强度计算。1881 年，赫兹提出两个圆柱体接触时接触面上载荷分布公式，该式作为齿面强度计算的理论基础，如图4 所示。根据赫兹接触应力理论，在载荷作用下接触区产生的最大接触应力为σH = Fnπb·1ρ1± 1ρ21 - μ21E1+ 1 - μ22槡 E2( 3)式中，Fn为作用在圆柱体上的载荷; b 为接触长度;μ1、μ2分别为两圆柱体材料的泊松比; E1、E2为两圆柱体材料的弹性模量。ρ1、ρ2为两圆柱体接触处的半径，式中“+”号用于外接触，“-”号用于内接触。1898 年，拉塞根据法向力应用“压强”原理研究齿面的接触疲劳强度问题。1908 年，奥地利的维德基将赫兹的两个圆柱体的接触应力理论应用于计算轮齿齿面应力，并绘出了沿啮合线最大接触应力变化图。1932 年，英国BS 根据实验数据提出基础表面应力作为齿面强度计算方法。1940 年，美国AGMA 采用齿面强度最重负荷点的接触应力最大值计算方法。
1949 年，白金汉提出节圆上齿面接触应力不超过许用值的计算方法，后来该方法被许多计算方法所采用。1954 年，尼曼采用最大负荷点上滚动压力。至今，我国皆以赫兹公式作为计算齿面接触疲劳强度的理论基础，即以赫兹应力作为点蚀的判断指标。通常令1ρΣ= 1ρ1± 1ρ2，ρΣ称为综合曲率，对于标准齿轮，1ρΣ= 2d1 sin αi ± 1i 。并令式( 3 ) 中的ZE =1π 1 - μ21E1+ 1 - μ22E 槡为弹性影响系数。从而，获得渐开线直齿圆柱齿轮接触疲劳强度的基本公式为σH = ZEZH2KT1bd21i ± 1槡 i #[ σ ] H( 4) 式中，ZH = 2槡sin αcos α，称为区域系数，对于压力角α= 20°的标准齿轮，ZH≈2. 5。在机械设计手册或机械设计教材中，有关齿轮接触疲劳强度公式有很多版本，其中最常见的是将一对钢制标准齿轮齿面接触强度校核公式进行简化，取钢制齿轮的E1 = E2 =2. 06 ×105MPa，μ1 =μ2 =0. 3，便获得机械设计中常用的校核公式。σH = 671 KT1bd21i ± 1槡 i ≤[ σ ] H( 5)
2. 4 齿面胶合强度计算
齿轮另外一个常见的失效是齿面胶合。有关齿轮胶合比较统一的说法是: 相互啮合的两金属齿面，在一定的压力下直接接触发生黏着，同时又随着齿面运动而使金属从齿面上撕落而引起的黏着磨损现象。胶合分为冷胶合和热胶合。对于高速重载的齿轮传动，齿面瞬时温度较高，相对滑动速度较大，则容易发生热胶合。对于低速重载的重型齿轮传动，由于齿面间压力过大，导致齿面油膜被破坏，尽管齿面温度不高，但也容易产生胶合，称为冷胶合。
对于齿轮齿面胶合强度计算的研究，目前主要基于两种理论，一是基于Pv 值( 压力与速度的乘积) 或PTv ( T 为啮合点到节点的距离) 值作为计算胶合的指标。另一种是以齿面温度作为判定胶合的准则的布洛克算法。1975 年，温特提出积分温度法。现在ISO 的标准中主要以这两种方法为主。2003年，我国颁布“圆柱齿轮、锥齿轮和准双曲面齿轮胶合承载能力计算方法”国家标准( GB - Z 6413. 1 - 2003和GB - Z 6413. 2 - 2003)。该标准等同采用了ISO/TR 13989 - 2000“圆柱齿轮、锥齿轮和准双曲面齿轮胶合承载能力计算方法”。曾经有人试图以按弹性流体动力润滑理论计算齿面间的油膜厚度作为胶合的评判依据。
我国多数的机械设计教材中齿轮强度设计一般只提供齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度两种计算方法，并未提供有关齿面胶合的强度计算公式。
3 结束语
文中分别对机械设计教学中有关齿轮的强度设计问题进行了分析和探讨，详细解读我国齿轮强度设计的历史沿革及现状，以及齿轮强度设计计算过程中让人困惑的问题及解决方法。研究指出，在齿轮弯曲疲劳强度的计算中，压应力对弯曲应力的影响是有限的，一般可忽略不计，只有当需要精确计算时，应当考虑其影响。论文的研究可以帮助齿轮设计人员和学生更好地理解齿轮设计中的相关内容，为将来从事机械设计工作打下良好的基础。
发动机无法启动的故障原因有很多，但经整理，无非可以归纳为以下几个方面:(1)启动系统方面。发动机无法启动，启动系统首当其冲应遭怀疑，主要是判断起动机是否能正常转动。有两种情况，第一是起动机不转，那可能是启动电路造成的，也可能是起动机自身故障;第二是起动机能转，但可能起动机转得无力，此时应将起动机拆卸下来，检查起动机的转速和转矩是否符合要求，若符合要求，则故障可能不在启动系统。(2)点火系统方面。可能是点火正时不正确，火花塞点火能量弱或不能点火，都会导致起动机无法启动。点火正时不正确可能是设置不当引起的，也可能是转速传感器故障引起。火花塞火花弱或缺火，可能是火花塞本身故障，或点火电路漏电、接触不良等。(3)燃油供给方面。燃油压力过低或是喷油器故障，都有可能引起发动机无法启动。燃油压力过低，可能是燃油滤清器堵塞，油管泄漏，或油压调节器故障引起。喷油器故障可能是喷油孔堵塞、电磁阀线圈烧坏引起的。(4)其他方面。空气滤清器堵塞严重、气缸压缩压力过低，都会引发动机无法启动。2发动机无法启动故障排除思路分析(1)先进行常规检查。主要检查蓄电池电压是否足够，保险丝盒、继电器盒有无烧蚀，各主要电路电线是否松动、接触不良、搭铁不良，空气滤清器堵塞情况，机油量是否足够，燃油量是否足够，油管、水管等是否泄漏。(2)检查启动系统。①从保险丝盒内拆卸燃油泵继电器;②变速杆在N或P位置(A/T)或踩下离合器踏板(M/T)时，将点火开关置于STATR位置。若起动机带动发动机正常转动，说明启动系统正常。若起动机根本没有带动发动机转动，转至下一步排查。若在钥匙回位时，它不能分开飞轮齿圈，则检查铁芯和开关故障、驱动齿轮受污染或单向离合器损坏。③检查蓄电池状态。检查蓄电池电气部件的连接部位、连接车身的蓄电池负极线束、发动机搭铁线束和起动机是否有松动和腐蚀的连接线束，并在此进行测试。若起动机带动发动机正常转动，说明启动系统正常，若起动机仍没有带动发动机转动，转至下一步排查。④分离电磁开关S端子连接器。用跨接线把电磁开关B端子和S端子短路。若起动机带动发动机转动，转至下一步排查。若起动机仍没有带动发动机转动，拆卸起动机按需要维修或更换。⑤按顺序检查下列项目，直至找到断路的电路为止。检查驾驶席下部保险丝/继电器盒和点火开关之间，以及保险丝/继电器和起动机之间的线束和连接器。检查点火开关。检查变速器挡位开关连接器或点火锁止开关连接器。检查起动机继电器。(3)检查点火系统。首先，检查和调整点火正时，再将火花塞拆卸下来，进行跳火测试，若跳火不正常，则检查火花塞的电极间隙，应在. 1 mm之间，间隙正常，则检查分缸高压线电阻和点火线圈电阻:测量端子(+)(-)之间的初级线圈电阻0. 62Ω±10%，若电阻都没问题，就检查点火器、转速传感器等是否有烧蚀现象，若有，更换新件。(4)燃油供给系。检测油路油压，油压若正常，则检查喷油器有无故障，油压若不正常，则检查燃油滤清器、油压调节器等有无故障。(5)若启动、点火、油路方面皆没问题，那就要考滤是否机械方面存在故障，可检测一下各气缸压力。望采纳，谢谢！
对具有故障的齿轮箱振动信号进行时域分析和频域分析，其中在频域分析中，除了传统的频谱分析外，还采用了细化谱分析以及解调分析法，并与正常状态下的振动信号进行比较，从而提取该故障的特征，进而提出行之有效的诊断方法希望对你有所帮助，望采纳！！！