日產(chǎn)新天籟轎車點火系統(tǒng)故障的診斷排除及螺旋輸送機傳動裝置設計

廣東交通職業(yè)技術學院畢業(yè)論文論文題目：日產(chǎn)新天籟轎車點火系統(tǒng)故障的診斷排除院系：汽車學院專業(yè)：汽車運用技術班級：汽運（2）班姓名：學號：指導老師：日產(chǎn)新天籟轎車點火系統(tǒng)故障的診斷排除摘要：本文針對一臺日產(chǎn)新天籟轎車點火系統(tǒng)出現(xiàn)的故障，結合該車點火系統(tǒng)的結構和原理，對這一故障進行比較深入的分析和探究通過對其原理的分析，從源頭查起,并一一加以排除，最終診斷出是高壓包護套故障。關鍵詞：新天籟點火系統(tǒng)故障診斷排除一、引言隨著人民生活水平的提高，對使用汽車的動力性要求也越來越高，點火系統(tǒng)成為了汽車必不可少的一部分。點火系統(tǒng)應在發(fā)動機各種工況和使用條件下保證可靠而準確地點火。汽車的點火系統(tǒng)有助于讓發(fā)動機發(fā)揮最大功率，同時將污染降到最小。一輛日產(chǎn)新天籟小轎車入廠維修時發(fā)現(xiàn)，該車發(fā)動機故障亮，動力不足。清油路，換火花塞無效。維修技師跟車主路試中發(fā)現(xiàn)確實有車主反映的故障現(xiàn)象。用電腦提取故障碼（P0158）是氧傳感器電壓故障。用電腦數(shù)據(jù)監(jiān)控氧傳感器（發(fā)動機3000rpm)，電壓為1.3V，電壓明顯偏高。檢查油電路并作處理（清洗油路，更換火咀）。再次監(jiān)控氧傳感器數(shù)據(jù)依舊是1.3V。初步判斷，這應該是點火系統(tǒng)的一部分出現(xiàn)了問題，雖然不能具體確定故障部位，但是可以參考日產(chǎn)新天籟轎車點火系統(tǒng)的維修手冊及相關資料，熟悉其結構原理，掌握故障的診斷與排除方法。二、日產(chǎn)新天籟轎車點火系統(tǒng)的結構和工作原理2.1日產(chǎn)新天籟轎車點火系統(tǒng)的基本機構能夠按時在火花塞電極間產(chǎn)生電火花的全部設備稱為點火系統(tǒng)。其中日產(chǎn)的點火系統(tǒng)屬于單缸獨立點火系統(tǒng)。該系統(tǒng)由各缸獨立的高壓包和點火器、電控單元（ECU）等組成。發(fā)動機工作時，ECU根據(jù)曲軸轉角傳感器、空氣流量計、點火基準信號傳感器、冷卻液溫度傳感器及開關輸入信號，依據(jù)ROM中存儲的數(shù)據(jù)，計算后適時地輸出點火信號至點火器，由點火器中功率管分別接通、切斷各缸高壓包初級電路，從而在次級繞組中產(chǎn)生高壓。日產(chǎn)新天籟的點火系統(tǒng)的具體結構如下圖1所示：1.質量型空氣流量傳感器(有進氣溫度傳感器)2.電子節(jié)氣門控制執(zhí)行器(有內置節(jié)氣門位置傳感器和節(jié)氣門控制電機)3.EVAP碳罐清潔量控制電磁閥4.高壓包(有功率晶體管)和火花塞5.PCV閥6.動力轉向壓力傳感器7.進氣門正時控制電磁閥8.燃油噴射器9.冷卻風扇電機110.爆震傳感器11.凸輪軸位置傳感器(相位)12.發(fā)動機冷卻液溫度傳感器13.冷卻風扇電機214.ECM15.制冷劑壓力傳感器16.制冷劑壓力傳感器17.冷卻風扇繼電器318.冷卻風扇繼電器219.IPDME/R圖1日產(chǎn)新天籟點火系統(tǒng)組成2.2新天籟點火系統(tǒng)的工作原理微機控制點火系統(tǒng)的基本原理：微機根據(jù)曲軸位置傳感器提供的曲軸位置信號，判斷出發(fā)動機的活塞位置并且根據(jù)信號頻率計算出發(fā)動機的轉速值，再通過電控燃油噴射系統(tǒng)的節(jié)氣門傳感器（或空氣流量器）確定負荷的大小從而對發(fā)動機的運行工況作出比較精確的判斷。根據(jù)發(fā)動機的轉速和負荷的大小微機從存儲單元中查找出對應此工況地點火提前角和點火初級電路導通時間，由這些數(shù)據(jù)對電子點火器進行控制從而實現(xiàn)精確控制。另外微機系統(tǒng)還可以根據(jù)其它影響因素對這兩個因素進行修正實現(xiàn)點火系統(tǒng)的智能控制。2．3獨立點火系統(tǒng)控制系統(tǒng)（1）點火提前角的控制：因點火提前角對發(fā)動機的工作影響較大，因此對點火提前角控制就成為點火系統(tǒng)控制的重點。發(fā)動機的工作原理和各類實驗都表明：發(fā)動機的最佳點火提前角與發(fā)動機轉速及負荷有密切關系，并且發(fā)動機運行工況不同時，對其動力性、經(jīng)濟性和排放污染物量有不同的控制標準，這也意味著發(fā)動機最佳點火提前角在不同的工況有不同的標準；在怠速時最佳點火提前角應保證在發(fā)動機運轉平穩(wěn)的前提下排放污染物控制在最低限度；在部分負荷工況下以經(jīng)濟性為主，最佳提前角應保證發(fā)動機的最低燃油消耗量；在大負荷和加速工況下，以動力性為主，最佳提前角應保證使發(fā)動機獲得最大的輸出扭矩。最佳提前角是對發(fā)動機進行實驗而得，設計人員將這些數(shù)據(jù)存儲到微機的存儲單元中，在發(fā)動機工作時，微機根據(jù)各傳感器的測量數(shù)據(jù)確定發(fā)動機的運行工況，查出最佳點火提前角數(shù)值，再通過電子點火器對點火提前角進行控制。（2）通電時間控制：高壓包初級電流的大小與電路的接通時間有關，通電時間越長電流越大點火能量越就越大，但是電流過大將導致高壓包發(fā)熱甚至損壞且也造成能量的浪費；同時線圈中的的電流也受電源電壓的影響，在相同的通電時間內，電源電壓越高線圈電流越大。因此有必要對線圈電路的接通時間進行修正。通電時間的控制方法一般是由微機從通電時間與電源電壓關系曲線中查出通電時間，再根據(jù)發(fā)動機轉速換算出曲軸轉角以決定線圈中電流的大小。三、故障的診斷與排除由于該車的故障比較特殊，為了準確地找出點火系統(tǒng)的故障部位，按照以下步驟進行檢查和診斷。3.1先檢查會引起故障的幾大因素：（1）檢查制油路：油泵工作正常，系統(tǒng)沒有泄漏點，燃油充足。（2）檢查蓄電池：蓄電池良好。（3）檢查點火系統(tǒng)中涉及的傳感器：傳感器工作良好。（4）檢查ECU：ECU工作良好。（5）檢查點火線圈，并檢查點火提前角。（正常）（6）檢查火花塞：火花塞正常。（7）檢查點火系統(tǒng)電路：無破損、開路、短路。3.2點火系統(tǒng)的檢查（1）讀取故障碼最先使用二代電腦進行檢測，測出來的故障碼為P0158，查閱故障碼表得知是氧傳感器2電路的高電壓故障。（2）檢查氧傳感器1.加熱型氧傳感器1的線束接頭2.加熱型氧傳感器13.加熱型氧傳感器2的線束接頭4.加熱型氧傳感器2圖2氧傳感器位置圖加熱型氧傳感器位于三元催化器（ 岐管）之后，用于監(jiān)測每缸廢氣中的氧含量。即使加熱型1的開關特性改變，空燃比仍然可以根據(jù)加熱型氧傳感器2發(fā)出的信號，控制在化學計量比范圍內。該傳感器由氧化鋁陶瓷制成。氧化鋁會產(chǎn)生電壓，在氧氣充足時大約為1V，而在含氧稀薄時減小到0V。在正常情況下，加熱型氧傳感器2不用于發(fā)動機控制操作。a.斷開ECM線束接頭。b.按如下方法檢查ECM的端口和HO2S2端口之間的線束是否導通。DTC端口氣缸側體ECM傳感器P01585512應該導通c.檢查下列端口和接地之間的線束是否導通DTC端口氣缸側體ECM傳感器P01585512應該不導通d.檢查線束是否與電源短路。（正常）3.用下列方法讀取加熱型氧傳感器2的數(shù)據(jù)流。在發(fā)動機暖機狀態(tài)，發(fā)動機保持3500～4000rpm轉速空載運行1分鐘，然后空載怠速運行1分鐘。滿足上述條件后，發(fā)動機轉速迅速從怠速升高至3000rpm。此時監(jiān)測到加熱型氧傳感器2的電壓大約為1.3V異常，正常為0～1V。3.3排除故障對此車進行初步診斷：檢查油路和電路并做初步處理，洗油路更換火花塞此車故障依舊存在。對油路進行細致的檢查未發(fā)現(xiàn)能引起此故障的問題。對電路進行細致的檢查發(fā)現(xiàn)2缸點火能量不足，拆卸2缸的火花塞發(fā)現(xiàn)2缸的次級地火線圈的護套內部斷路（正常值為2000歐姆左右）。更換護套后電腦監(jiān)測氧傳感器數(shù)據(jù)正常，路試動力正常。故障排除。阻值無限大正常阻值阻值無限大正常阻值圖3高壓包正常電阻圖4故障車高壓包電阻高壓包護套內部電阻斷路高壓包護套內部電阻斷路圖5故障車高壓包內部情況3.4排除故障后的試驗更換高壓包護套后用2代電腦清除故障碼，再讀取故障碼未再次重現(xiàn)。在發(fā)動機暖機狀態(tài)，發(fā)動機保持3500～4000rpm轉速空載運行1分鐘，然后空載怠速運行1分鐘滿足上述條件后，發(fā)動機轉速迅速從怠速升高至3000rpm。此時用2代電腦監(jiān)測到加熱型氧傳感器2的電壓大約為0.6V正常（正常為0～1V）。四、分析造成故障的原因由于2缸高壓包護套內部電阻斷路，造成2缸的點火能量不足，使得2缸的混合氣體無法充分燃燒，導致氧傳感器的高電壓故障,形成了此車發(fā)動機故障燈亮，行駛無力的怪異現(xiàn)象。五、結束語通過維修這輛新天籟轎車，使我較深入地了解該車點火系統(tǒng)的結構、原理、和檢修方法。當高壓包護套內部電阻斷路后會造成點火能量不足，使得混合氣體無法充分燃燒，最終會導致車輛明顯動力不足，發(fā)動機故障燈點亮的現(xiàn)象。使得ECU誤以為氧傳感器故障，由于氧傳感器測的是空燃比又因為其是由熱敏電阻構成的，所以ECU會點亮發(fā)動機故障燈，最終會形成發(fā)動機故障燈點亮，行駛明顯動力不足的現(xiàn)象。致謝由于本人理論水平有限，分析不夠深入，如有錯漏，敬請各位老師批評指正。本文的撰寫得到廣東交通職業(yè)技術學院汽車學院各位老師的悉心指導和大力幫助，特別是老師提出寶貴修改意見，在此表示衷心的感謝！參考資料[1]蒙留紀，蒙倩娜編著新型日產(chǎn)轎車的檢測與維修人民郵電出版社出版日期2010年4月[2]趙祥玉編著天籟/奇駿轎車新技術解析與電氣維修機械工業(yè)出版社出版日期2011年1月[3]于萬還編著汽車電氣設備原理與檢修(第2版)高職高專電子工業(yè)出版社出版日期2008年4月華南農(nóng)業(yè)大學設計名稱：螺旋輸送機傳動裝置設計姓名：學號：班級：車輛一班指導老師：設計任務書電動機的選擇計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)傳動件的設計計算軸的設計計算箱體的設計鍵聯(lián)接的選擇及校核計算滾動軸承的選擇及計算聯(lián)連軸器的選擇減速器附件的選擇潤滑與密封機械設計課程設計任務書題目：設計一個螺旋輸送機傳動裝置，用普通V帶傳動和圓柱齒輪傳動組成減速器。輸送物料為粉狀或碎粒物料，二班制，使用期限10年（每年工作日300天），大修期四年，小批量生產(chǎn)。(一)、總體布置簡圖(二)、工作情況：工作時載荷基本穩(wěn)定，運送方向不變。(三)、原始數(shù)據(jù)輸送機工作軸上的功率Pw(kW)：2.6輸送機工作軸上的轉速n(r/min)：80(四)、設計內容電動機的選擇與運動參數(shù)計算；斜齒輪傳動設計計算軸的設計滾動軸承的選擇鍵和連軸器的選擇與校核；裝配圖、零件圖的繪制設計計算說明書的編寫(五)、設計任務1.減速器總裝配圖1張2.零件圖3到4張3.不少于30頁的設計計算說明書1份(六)、設計進度第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算第二階段：軸與軸系零件的設計第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫

電動機的選擇1、電動機類型和結構的選擇：選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。2、電動機容量選擇：電動機所需工作功率為：式（1）：Ｐd＝ＰＷ／ηa(kw)由電動機至輸送機的傳動總效率為：η總=η１×η２4×η３×η４×η5根據(jù)《機械設計課程設計》Ｐ10表2-2式中：η1、η2、η3、η4、η5分別為聯(lián)軸器1、滾動軸承（一對）、圓柱直齒輪傳動、聯(lián)軸器2和圓錐齒輪傳動的傳動效率。取η１=0.99，η２＝0.99，η３＝0.97，η４＝０.９9、η5＝0.93則：η總=0.99×0.994×0.97×0.99×0.93=0.85所以：電機所需的工作功率：Pd=ＰＷ/η總=2.6/0.85=3.1(kw)因載荷平穩(wěn),電動機額定功率Ped略大于Pd即可。3、確定電動機轉速輸送機工作軸轉速為：nＷ＝80r/min根據(jù)《機械設計課程設計》Ｐ10表2-3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。取開式圓錐齒輪傳動的傳動比Ｉ１’=２～3。則總傳動比理論范圍為：Ｉa’＝Ｉ’×Ｉ１’=６～18。故電動機轉速的可選范為Nd’=Ｉa’×nＷ=(6～18)×80=480～1440r/min則符合這一范圍的同步轉速有：750、1000和1500r/min根據(jù)容量和轉速，由相關手冊查出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)電動機重量(N)參考價格傳動裝置傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比V帶傳動減速器1Y132S-45.515001440650120018.63.55.322Y132M2-65.51000960800150012.422.84.443Y160M2-85.5750720124021009.312.53.72綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和圓錐齒輪帶傳動、減速器傳動比，可見第2方案比較適合。此選定電動機型號為Y132M2-6，其主要性能：中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底角安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D×E裝鍵部位尺寸F×GD132520×345×315216×1781228×8010×41電動機主要外形和安裝尺寸計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（一）確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速n1、可得傳動裝置總傳動比為：ia=nm/nＷ=960/80=12總傳動比等于各傳動比的乘積分配傳動裝置傳動比ia=i0×i（式中i0、i分別為開式圓錐齒輪傳動和減速器的傳動比）2、分配各級傳動裝置傳動比：根據(jù)指導書P10表2-3，取i0=3（圓錐齒輪傳動i=2～3）因為：ia＝i0×i所以：i＝ia／i0＝12/3＝4四、傳動裝置的運動和動力設計：將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為Ⅰ軸，Ⅱ軸，以及i0,i1為相鄰兩軸間的傳動比η01，η12，為相鄰兩軸的傳動效率PⅠ，PⅡ，為各軸的輸入功率（KW）TⅠ，TⅡ，為各軸的輸入轉矩（N·m）nⅠ,nⅡ,為各軸的輸入轉矩（r/min）可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù)。1、運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算（1）計算各軸的轉速：Ⅰ軸：nⅠ=nm=960（r/min）Ⅱ軸：nⅡ=nⅠ/i=960/4=240r/minIII軸：nⅢ=nⅡ螺旋輸送機：nIV=nⅢ/i0=240/3=80r/min（2）計算各軸的輸入功率：Ⅰ軸：PⅠ=Pd×η01=Pd×η1=3.1×0.99=3.069（KW）Ⅱ軸：PⅡ=PⅠ×η12=PⅠ×η2×η3=3.069×0.99×0.97=2.95（KW）III軸：PⅢ=PⅡ·η23=PⅡ·η2·η4=2.95×0.99×0.99=2.89（KW）螺旋輸送機軸：PIV=PⅢ·η2·η5=2.89×0.99×0.93=2.66（KW）（3）計算各軸的輸入轉矩：電動機軸輸出轉矩為：Td=9550·Pd/nm=9550×3.1/960=30.84N·mⅠ軸：TⅠ=Td·η01=Td·η1=30.84×0.99=30.53N·mⅡ軸：TⅡ=TⅠ·i·η12=TⅠ·i·η2·η3=30.53×4×0.99×0.97=117.3N·mIII軸：TⅢ=TⅡ·η2·η4=117.3×0.99×0.99=114.97N·m螺旋輸送機軸：TIV=TⅢ·i0·η2·η5=317.5N·m（4）計算各軸的輸出功率：由于Ⅰ～Ⅲ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：故：P’Ⅰ=PⅠ×η軸承=3.069×0.99=3.04KWP’Ⅱ=PⅡ×η軸承=2.95×0.99=2.95KWP’Ⅲ=PⅢ×η軸承=2.89×0.99=2.86KWP’Ⅳ=PⅣ×η軸承=2.66×0.99=2.64KW（5）計算各軸的輸出轉矩：由于Ⅰ～Ⅲ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則：T’Ⅰ=TⅠ×η軸承=30.53×0.99=30.22N·mT’Ⅱ=TⅡ×η軸承=117.3×0.99=116.1N·mT’Ⅲ=TⅢ×η軸承=114.97×0.99=113.8N·mT’Ⅳ=TⅣ×η軸承=317.5×0.99=314.5N·m綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下：軸名功效率P（KW）轉矩T（N·m）轉速nr/min傳動比i 效率η輸入輸出輸入輸出電動機軸3.130.8496010.99Ⅰ軸3.073.0430.5330.229600.964Ⅱ軸2.952.95117.3116.12400.98Ⅲ軸2.892.86115113.824030.92輸送機軸2.662.64317.5314.580傳動零件的設計計算(一)、減速器內傳動零件設計(1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。螺旋輸送機為一般工作機械，齒輪精度初選8級。(2)、初選主要參數(shù)Z1=21，u=4Z2=Z1·u=21×4=84由表10-7選取齒寬系數(shù)φd＝1（3）按齒面接觸疲勞強度計算計算小齒輪分度圓直徑d1t≥確定各參數(shù)值試選載荷系數(shù)K=1.3計算小齒輪傳遞的轉矩T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×3.04/960=3.02×104N·mm材料彈性影響系數(shù)由《機械設計》表10-5取ZE=189.8區(qū)域系數(shù)ZH=2.5由圖10-25d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。由式10－15計算應力循環(huán)次數(shù)N1＝60n1jLh＝60×960×1×（2×8×300×10）＝2.764×109N2＝N1/4＝6.912×1087）由圖10-23取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.93；KHN2＝0.978）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由式（10－14）得[σH]1＝＝0.93×600MPa＝558MPa[σH]2＝＝0.97×550MPa＝533.5MPa取兩者中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞需用應力，即[σH]＝[σH]2＝533.5MPa（4）、計算試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入[σH]中較小值d1t≥=3=42.66mm計算圓周速度v=πd1n160×1000計算齒寬b及模數(shù)mtb=φd*d1t=1×42.66mm=42.66mmmt==42.6621=2.03mmh=2.25mt=2.25×2.03mm=4.568mmb/h=42.66/4.568=9.339計算載荷系數(shù)K已知工作載荷平穩(wěn)，所以取KA=1，根據(jù)v=2.1m/s,8級精度，由圖10—8查得動載系數(shù)KV=1.11；由表10—4用插值法查得8級精度，小齒輪相對軸承對稱布置時，KHβ=1.343由圖10—13查得KFβ=1.28直齒輪KHα=KFα=1。故載荷系數(shù)K=KA*KV*KHα*KHβ=1×1.11×1×1.343=1.491按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10—12）得：d1==42.66×31.491/1.3mm=44.65計算模數(shù)mm=44.6521mm=2.13mm（5）按齒根彎曲強度設計由式(10—7)得彎曲強度的設計公式為m≥確定計算參數(shù)計算載荷系數(shù)K=KA*KV*KHα*KHβ=1×1.11×1×1.343=1.491查取齒型系數(shù)由圖10－17查得YFa1=2.76；YFa2=2.228查取應力校正系數(shù)由表10－18查得Ysa1=1.56；Ysa2=1.762計算彎曲疲勞許用應力由圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σF1=500Mpa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限σF2=380Mpa；由圖10-22取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.856，KFN2=0.892取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-14）[σF]=得：[σF]1=428Mpa[σF]2=242.11MPa計算大、小齒輪的并加以比較==0.01005==0.01621大齒輪的數(shù)值大。（6）、設計計算m≥32×1.3×3.02×10對比計算結果，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.42并就近圓整為標準值m=1mm按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=44.65mm，算出小齒輪齒數(shù)Z1=d1/m=44.65/1=44.65取Z1=45大齒輪齒數(shù)Z2=4x45=180（7）、幾何尺寸計算計算分度圓直徑d1=m·Z1=2×45=90mmd2=m·Z2=2×180=360mm計算中心距a=m·（Z1+Z2）/2=2×（45+180）/2=225mm計算齒輪寬度b=d1·φd=90取B2=95mmB1=90mm（8）、結構設計大齒輪采用腹板式，如圖10-37（《機械設計》）減速器外傳動件設計(1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。直齒圓錐齒輪，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪：45鋼。調質處理，齒面硬度為230HBS；大齒輪：45鋼。正火處理，齒面硬度為190HBS。齒輪精度初選8級(2)、初選主要參數(shù)Z1=26，u=3Z2=Z1·u=26×3=78?。?）確定許用應力A:確定極限應力和齒面硬度：小齒輪按230HBS，大齒輪按190HBS查圖10-25d得=580Mpa,=550Mpa查圖10-24c得=450Mpa,=380MpaB:計算應力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)kHN,kFNN1=60n3jLh=60×240×1×（2×8×300×10）=6.912×108N2=N1/u=6.912×108/3=2.304×108查圖10—23得kHN1=0.96,kHN2=0.98C：計算接觸許用應力取由許用應力接觸疲勞應力公式查圖10-18得kFE1=0.89kFE2=0.91（4）初步計算齒輪的主要尺寸因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算按式（10—29）試算，即dt≥確定各參數(shù)值試選載荷系數(shù)K=1.3計算小齒輪傳遞的轉矩T1=9.55×106×P/n3=9.55×106×2.64/240=1.05×105N·mm材料彈性影響系數(shù)由《機械設計》表10-5取ZE=189.84）試算小齒輪分度圓直徑d1td1t≥==86.54mm5）計算圓周速度v===1.087m/s因為有載荷平穩(wěn)，查表10-2得KA=1。根據(jù)v=1.09m/s,8級精度，由圖10—8查得動載系數(shù)KV=1.03；取KHβ=1.2,KHα=1。故載荷系數(shù)K=KA*KV*KHα*KHβ=1×1.03×1×1.2=1.236按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10—13）得d1==mm=85.1mm85.1=72.335mm計算大端模數(shù)mm=mm=3.27mm（5）、齒根彎曲疲勞強度設計由式(10—27)mn≥確定計算參數(shù)計算載荷系數(shù)由表10-4查得KHβbe=1.25則KFβ=1.5KHβbe=1.875K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1×1.875=1.93齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)因為齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)按當量齒數(shù)算。其中zv1=26/0.95=27.37Zv2=78/0.32=243.75 查圖10-17齒形系數(shù)YFa1=2.57；YFa2=2.06查圖10-18應力修正系數(shù)Ysa1=1.60；Ysa2=1.973）計算大、小齒輪的并加以比較==0.01437==0.01643大齒輪的數(shù)值大。4）設計計算mn≥==3.06對比計算結果，可取由彎曲強度算得的模數(shù)3.06并就近圓整為標準值m=3mm按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=85.1mm，算出小齒輪齒數(shù)Z1=d1/m=85.1/3=28.4取Z1=29大齒輪齒數(shù)Z2=3x29=87（7）、幾何尺寸計算1）計算分度圓直徑d1=m·Z1=2×29=58mmd2=m·Z2=2×87=174mm2)計算錐距R==91.73)計算齒輪寬度b=R·φR=91.7x0.3=27.51取B2=35mmB1=28mm軸的設計計算（一）、減速器輸入軸（I軸）1、初步確定軸的最小直徑選用45#調質，硬度217--255HBS軸的輸入功率為PI=3.07KW轉速為nI=960r/min根據(jù)課本（15-2）式，并查表15-3，取A0=115d2、求作用在齒輪上的受力因已知道小齒輪的分度圓直徑為d1=58mm而Ft1==1042NFr1=Ft=379.3N圓周力Ft1，徑向力Fr1的方向如下圖所示。3、軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案1，5—滾動軸承2—軸3—齒輪軸的輪齒段6—密封蓋7—軸承端蓋8—軸端擋圈9—半聯(lián)軸器2）確定軸各段直徑和長度eq\o\ac(○,1)從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取Φ=22mm，根據(jù)計算轉矩TC=KA×TI=1×30.53=30.53Nm，查標準GB/T5014—1986，選用YL6型凸緣聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=52mm,軸段長L1=50mmeq\o\ac(○,2)右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取Φ30mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為L2=74mmeq\o\ac(○,3)右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6207型軸承，其尺寸為d×D×B=35×72×17，那么該段的直徑為Φ35mm，長度為L3=20mmeq\o\ac(○,4)右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D4=Φ45mm，長度取L4=22.5mmeq\o\ac(○,5)右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為Φ62mm，分度圓直徑為Φ58mm，齒輪的寬度為65mm，則，此段的直徑為D5=Φ62mm，長度為L5=65mmeq\o\ac(○,6)右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D6=Φ45mm長度取L6=22.5mmeq\o\ac(○,7)右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=Φ35mm，長度L7=20mm4、求軸上的的載荷1）根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2=521N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么RA’=RB’=Fr/2=189.7N作出軸上各段受力情況及彎矩圖判斷危險截面并驗算強度eq\o\ac(○,1)右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知MeC2=70.36Nm,由課本表15-1有:［σ-1］=60Mpa則：σe=MeC2/W=MeC2/(0.1·D43)=70.36×1000/(0.1×453)=7.72<［σ-1］eq\o\ac(○,2)右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面：σe=MD/W=MD/(0.1·D13)=35.4×1000/(0.1×243)=25.61Nm<［σ-1］所以確定的尺寸是安全的。（二）、減速器輸出軸（II軸）1、初步確定軸的最小直徑選用45#調質，硬度217--255HBS軸的輸入功率為PI=2.95KW轉速為nI=240r/min根據(jù)課本（15-2）式，并查表15-3，取A0=115d2、求作用在齒輪上的受力因已知道大齒輪的分度圓直徑為d2=360mm而Ft1==645NFr1=Ft=235N圓周力Ft1，徑向力Fr1的方向如下圖所示。3、軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案1，5—滾動軸承2—軸3—齒輪4—套筒6—密封蓋7—鍵8—軸承端蓋9—軸端擋圈10—半聯(lián)軸器2）確定軸各段直徑和長度eq\o\ac(○,1)從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取Φ32mm，根據(jù)計算轉矩TC=KA×TⅡ=1×117.3=117.3N.m，查標準GB/T5014—1985，選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=82mm,軸段長L1=80mmeq\o\ac(○,2)右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取Φ40mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為L2=74mmeq\o\ac(○,3)右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6209型軸承，其尺寸為d×D×B=45×85×19，那么該段的直徑為Φ45mm，長度為L3=41mmeq\o\ac(○,4)右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%，大齒輪的分度圓直徑為180mm，則第四段的直徑取Φ50mm,齒輪寬為b=50mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=48mmeq\o\ac(○,5)右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=Φ56mm,長度取L5=6mmeq\o\ac(○,6)右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D6=Φ60mm長度取L6=20mmeq\o\ac(○,7)右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=Φ45mm，長度L7=19mm4、求軸上的的載荷1）根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2=322.5N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么RA’=RB’=Fr/2=117.5N作出軸上各段受力情況及彎矩圖判斷危險截面并驗算強度eq\o\ac(○,1)右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知MeC2=121.83Nm,由課本表15-1有:［σ-1］=60Mpa則：σe=MeC2/W=MeC2/(0.1·D43)=124.83×1000/(0.1×503)=9.75<［σ-1］eq\o\ac(○,2)右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面：σe=MD/W=MD/(0.1·D13)=106×1000/(0.1×323)=32.35Nm<［σ-1］所以確定的尺寸是安全的。箱體的設計窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內和潤滑油飛濺出來。放油螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件。通氣器減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內熱漲氣自由逸出，達到集體內外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。啟蓋螺釘機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結后結合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調整。定位銷為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結構是對的，銷孔位置不應該對稱布置。調整墊片調整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調整軸承間隙。有的墊片還要起調整傳動零件軸向位置的作用環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。密封裝置在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應根據(jù)具體情況選用。箱體結構尺寸選擇如下表：名稱符號尺寸（mm）機座壁厚δ10機蓋壁厚δ110機座凸緣厚度b15機蓋凸緣厚度B115機座底凸緣厚度B225地腳螺釘直徑df20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)結螺栓直徑d116機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d212軸承端蓋螺釘直徑d310窺視孔蓋螺釘直徑d48定位銷直徑d8df，d1,d2至外機壁距離C128,24,20df，d1,d2至凸緣邊緣距離C224,20，16軸承旁凸臺半徑R112,8凸臺高度h根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準外機壁至軸承座端面距離l135大齒輪頂圓與內機壁距離△112齒輪端面與內機壁距離△220機蓋、機座肋厚m1,m2