“传动机构”MMCAI课件的研究与设计

第一篇：“传动机构”MMCAI课件的研究与设计

“传动机构”MMCAI课件的研究与设计

摘要 多媒体计算机辅助教学（MMCAI）作为一种先进的教学手段已在教学中广泛使用。基于MMCAI的设计原则，根据MMCAI教学特点，针对机械设计基础中“传动机构”这一教学重点和难点，从教学设计和结构设计两方面进行了研究，并设计出传动机构MMCAI课件，在教学中获得了积极而又理想的教学效果。

关键词传动机构；多媒体；MMCAI

中图分类号：G436文件标识码：A 文章编号：1671-489X（2007）04－0059-04

Research and Design aboutTransmissionMechanism MMCAI Course Software//Chen Wei

Abstract Multimedia Computer Assisted Instruction(MMCAI)is an advanced method which is extensively used in the teaching.According to the MMCAI design principle and the MMCAI teaching characteristics，and aiming at focal point and difficult point in transmissionmechanism about the machine design foundation,the paper carries on the research from the teaching and structuredesign, and designstransmission mechanism MMCAI course software.It is obtained to ideal effect in the teaching.Key wordstransmissionmechanism, Multimedia, MMCAI

Author's addressJiangsu Radio & TV University, Nanjing 210036

1引言

在机械设计基础课程中，传动机构贯穿于整个课程的教学过程中，它是课程的核心内容，也是学习后继专业课程的重要基础。

在广播电视大学的机械设计基础课程中，传动机构一直是机械或机电类教学的重点、学生学习的难点。虽然教材对各种传动装置的结构、传动原理描述详细，加之授课老师精心讲解，由于学生没有感性认识，学生也很难尽快地理解和掌握；电视录像中图像不十分清晰，画面停留时间短暂，不能实现交互控制；应用教学挂图也不易把各种传动机构的结构和传动原理交代清楚，因为挂图毕竟是静态的。这些都一直困扰着教师和学生。

如何上好“传动机构”一直是教师们探讨的问题。计算机技术的飞速发展，给教学手段增添了新的工具。多媒体计算机辅助教学（MMCAI）作为一种先进的教学手段已在教学中广泛使用。它改变了传统的教学方法，使教学模式、教学思想、教学内容、教学手段，乃至教育思想和教育观念都发生了重大的变化。

根据多年的教学经验，在研究MMCAI课件的基础上，设计了“传动机构”MMCAI课件，并尝试着用于教学，使学生在课堂中就可以看到各种传动机构的结构、传动形式和传动过程，极大地增加了对传动机构的感性认识，获得积极而又理想的教学效果。MMCAI教学特点

多媒体技术的集成性、交互性和实时性决定了MMCAI在教学上的特点，主要表现为：

1）信息传递能力强。通过同时或交替呈现的文本、图形、图像、声音以及动画等多种信息形式，为学生提供了一个生动逼真的学习环境，激发学生的学习积极性，强化学生的记忆，提高学习效率，改善学习效果。

2）信息组织方式自然。采用非线性的超媒体技术管理信息，其结构类似于人类思维的联想跳跃方式，揭示和分解信息的复杂性，大大减少了学生的认知负担，便于学生很快接受知识。

3）个别化教学程度高。利用计算机的交互技术和高速检索技术，使学生可以迅速方便地选择教学内容，不仅有利于教师根据教学现场情况及时调整教学内容，而且学生也可根据自己的实际能力来安排学习时间和学习进度，因而实现了因材施教，可最大限度地发挥学生的主观能动性，为学生提供一个培养创造能力的机会。“传动机构”MMCAI课件的研究

3.1设计原则

1）应具有良好的学习机制。“传动机构”课件应当充分体现学生是学习的主体，教师是学习的主导这一教学基本规律。这就要求，既要发挥学生的学习主动性，又要发挥教师的指导作用。

2）应具有很强的实用性。使用课件的对象是学生，因此，要求课件具有很强的实用性。即课件的教学内容、教学功能和教学手段的运用上，都要突出实用性。

3）应突出重点。课件在教学内容上要突出重点，逻辑层次要清晰，要有一定的深度。切勿书本搬家，简单堆砌，也反对空洞的花架子。

4）应体现教学功能。在教学设计的总体构思、创意以及各种媒体的合理搭配上，要融合教师的教学经验以及学生的具体情况来进行。应体现出教学功能，采用启发引导教学，将抽象内容可视化，使之生动形象，而且图文切换迅速、方便。

5）应使用方便。课件要安装方便，运行安全可靠，用户界面友好，便于操作，还要便于自学。

6）应便于扩充，以适应补充教学内容的需要。

3.2总体构架

“传动机构”MMCAI课件的总体构架，如图1所示。

图1“传动机构”MMCAI课件的总体构架图

3.3教学设计

“传动机构”MMCAI是以中央广播电视大学出版社出版的《机械设计基础》中“第一篇中的第二至第五章”为蓝本，根据这些章节的教学内容的知识点，分析重点、难点，构造授课顺序，分析学生情况确定教学目标，进而合理选择设计教学媒体信息，充分利用文本、图形、图像、声音以及动画等媒体，并在系统中把它们进行有机地组合，形成优化的教学系统结构。

教学重点：各种传动机构的结构和工作原理；

教学难点：各种传动机构的传动关系。

3.4结构设计

“传动机构”MMCAI的结构主要是由平面连杆机构、凸轮机构、齿轮机构和其他传动机构等模块所构成，而每一模块又是由机构装置、传动演示、工作原理和知识点分析等子模块组成。整个系统突出了交互的特点和“动”的特征。在悦耳的音乐声中，系统进入选择形式的交互界面，有目的地选择不同模块，可以随时返回或退出系统。结构设计流程如图2

图2 结构设计流程

系统的结构采用模块化设计方法，每个模块都可单独挂接在系统主控模块之下，这样既可以使系统的开发工作按软件工程的要求进行，又十分有利于系统的维护，即系统投入运行使用后，若需对某个模块进行修改或添加新的模块时，都不会影响其他模块和整个系统，修改和新增的模块可十分方便地挂接于系统之中。这样也可使得采用本系统的用户对构成系统的各子模块进行选择，以适应自己的教学层次，同时又使系统十分方便地进行扩充。

1）编写脚本目标明确、思路清晰、内容精练。易于表达的脚本是一个好的课件的开始，它能大大提高软件制作的质量和效率。编制课件主要采用两种结构类型：树型和网型。

树型，结构层次明确，易于由浅入深地组织信息，并且能够比较容易遍历各页。缺点是形式不够活泼，信息交接速度慢。

网型（也称超媒体），类似于Internet上的网页，各页之间都有热点相互连接成网，可以加快信息的交接速度。缺点是容易打乱思路，且不易遍历各页。

因而，本MMCAI中各模块采用了树形结构与网型结构相结合的方式来编写脚本软件。其整个脚本程序思路清晰，角色生动活泼（脚本略）。

2）素材选用在本课件的设计中有大量的图形、图像、动画以及背景音乐和解说，合理地选用这些素材，对MMCAI极为重要。

声音 音乐采用MIDI音乐和WAV音乐。课间休息采用轻音乐以增加轻松愉快的气氛。考虑到课程的严肃性，在进行学习时可控制音乐的播放。

解说采用WAV格式的文件。在课程学习时，不但有文字、图形而且还伴随着解说，真正实现声、图、文并茂。

动听的背景音乐可使传动机构的演示效果更完美。在传动演示模块中，声音的处理分为背景音乐的录制、编辑和配音的合成处理3个部分。对声音录制时，采样频率、量化位数、通道个数是3个主要的技术指标，影响数字化声音的质量。当采样频率越高，量化位数越多，采用立体声获得音质越好。对录制结果在恢复时，应降低采样频率，避免失真。背景音乐是利用多媒体控制接口(MCI)与声卡联接，把ＣＤ光碟里的音乐录制下来。

在工作原理模块和知识点分析模块中，使用了配音解说，这个声音文件的制作处理过程与上述大致相同，只是在录制时，录入的不是ＣＤ音乐，而是麦克风上传来的声音。

图形传动机构中的图（机械制图）大多数是在AutoCAD下绘制的。由AutoCAD绘制的图形通常以DXF格式储存，以DXF格式储存的图形是ASCII或二进制的矢量图。对于PC机，大多数CAD应用软件（如AutoCAD、CadKey、FastCAD等）及一些图像应用软件（如CorelDRAW等）都支持这种格式。DXF已经成为事实上的工业标准，但这种格式存储效率不高，而且要全面读取DXF文件是相当困难的。所以，通常可以用AutoCAD软件将所需图形制作完成，然后将图形按窗口元文件格式（WMF）转存，或按位图格式（如PCX、GIF等）转存。WMF文件储存的仍然是矢量图形，当它转回到AutoCAD中或由其他基于Windows的应用软件读出时不会降低分辨率。知道文件格式的详细解释，在编制MMCAI课件时就可以用编语言对其进行解码调用。

（3）图像

凡是记录在纸上的，拍摄在照片上的，显示在屏幕上的所有具有视觉效果的画面都可以称为图像。根据图像记录方式的不同，图像可以分为两大类：一类是模拟（analog）图像，一类是数字（digital）图像。用计算机来进行处理的图像多是数字图像。

数字图像在计算机中以一定的文件格式储存在存贮设备上（如磁盘、光盘、磁带等）。常见的图形文件格式有：BMP、DIB、GIF、JPG、PCX、TGA 及TIFF等。

数字图像在多媒体CAI软件中是不可缺少的。数字图像主要通过3种方法获得，即，印刷品、照片、工程图纸一般通过扫描仪输入到计算机；视频图像须通过专用的视频输入系统输入计算机；数字图像也可通过专用绘画（paint）软件（如PhotoshopCorelDRAW等）或动画制作软件制作。

动画动画技术是MMCAI软件的重要组成部分，特别是机构的传动，应用动画技术可使学生迅速理解机构运动关系和工作原理。

在微机上实现动画的方法主要有帧动画、位块动画、实时动画和调色板动画。

帧动画和位块动画一般用专业动画软件事先制作完成并保存在磁盘上，在CAI软件中编制动画播放子程序，在需要的地方播放动画。帧动画和位块动画的主要区别在于：帧动画通常用于演示复杂的、具有真实感的三维实体模型的运动；而位块动画因其所占内存少、播放速度快。

实时动画则在动画实现过程中实时生成每一帧图像。实时动画对硬件要求较高，生成速度较慢，而且受到图像及物体相互运动的复杂程度的限制，其优点是实时动画可以让用户使用输入设备进行人机交互，更利于学习。在多媒体CAI软件中使用较频繁。

调色板动画的特点是采用彩色循环技术，使静止的画面通过颜色的变化产生动态的视觉效果。“传动机构”MMCAI课件设计

4.1环境要求

1）硬件要求：根据“传动机构”内容的要求，由于对声音、图像和动画的处理要用到大量的数据，对计算机的速度、容量有较高的要求。要求配置586以上的微机，内存不小于32兆，16位声卡。操作系统最好是Win98以上。SB16声卡、S3显卡、.28逐行彩显、有源音箱、平板式扫描仪。

2）软件要求（开发工具）：由于“传动机构”课件要求较高，因此在设计中所用到的软件也较多，具体有多媒体课件写作工具、动画制作工具、图形处理工具、声音处理工具以及其他一些工具。

①写作工具： Authorware在设置跟踪用户反应的交互方面更有优势，而Director在控制动画和声音方面更加灵活有效。因此，Director更适用于形象的塑造和渲染，Authorware更适合逻辑方面的教育思想传达和相互作用。另外，Authorware提供了对Director非常友好的接口。用Authorware做主控，用Director做交互要求较少而画面变化较复杂的动画控制。

②动画制作工具：对于三维动画选用3DS Max 5.0。该软件是目前在微机上制作三维动画的常用软件，只要画出一个动作的始态和终态，中间过渡就可以由软件自动生成。其做出的动画可以生成.AVI、.FLC等多种视频格式的文件；对于动画编辑软件，选用Premiere。

③图形处理工具：图形处理选择PhotoShop 7.0。它在功能、图形处理等方面都很强大。

④声音处理工具：声音处理软件用Cool Edit 96。它可实现声音的录入、格式转换以及声音的编辑等功能。

⑤其他工具：三维模型的建立和零件图的绘制运用AutoCAD 2002；在涉及到数据库的操作时用到了 Access 和ODBC（公用数据库接口）。

4.2“传动机构”中的差速传动的设计

图3为设计的差速传动装置中的一帧动画。1）建立三维模型用AutoCAD 2002软件建立差速传动装置中各零件的三维模型。

2）动画制作将建立的三维模型，通过接口输入到3DS MAX中。

在3DS Max中，建立一部摄像机和三盏泛光灯场景，并安置在较佳的位置上。在引入差速传动装置的三维模型之后，就可进行动画设计。

图3 差速传动装置

4.3“传动机构”MMCAI课件设计

用同样的方法可以设计出其他“传动机构”的动画演示，这就形成了传动演示模块。至于其他模块设计，其方法相似，不再赘述。将上述设计的模块连同背景图形、声音等合成到写作工具Authorware中，就完成了“传动机构”MMCAI课件的设计。将课件在教学中进行试用并进行评估，根据反馈的意见和建议进行修正、完善，这样就完成了课件的最终设计。结束语

随着多媒体网络技术的不断完善，为教师和学生之间、学生与学生之间建立起更为便捷的交流平台，可将教学中的各个环节和各种教学资源向学生开放，便于教师实行因材施教，也便于学生自主学习，优化教学过程。还可以进行远程教学，实现教学资源共享，解决教师资源不足等问题。因此，MMCAI是教学改革深入发展的必然，也是教学方法现代化的发展趋势。

第二篇：关于柔顺机构设计的探讨与研究论文

引言

相比传统的刚体机构，柔顺机构在功能、加工和维护等方面明显具有优势。由于力与变形之间是耦合的，这也就使柔顺机构的综合及建模面临着诸多的挑战。所以，我们需要了解柔顺机构的组织形式和建模与综合的基本信息，当然各种柔性单元、柔顺装置以及柔顺系统的结构化图库也必不可少。用材料的特性解决疲劳寿命、应力极限、变形及其他性能需求间的平衡;用改变截面惯性矩、单元的长度或单元串联的方法来解决实现预期的大行程运动。设计柔顺机构时的问题

相比传统的刚体机构，柔顺机构具有很多突出的潜在优势。与其他工程系统一样，在确定设计方案与设计参数时，同时也面临着多项性能之间的权衡。图库中的很多设计就是按照在某种情况下取得最佳性能的原则开发的，也可以称为最小化非期望的性能而最大化期望的性能。疲劳失效问题是我们在考虑使用柔顺机构时都会关注到的一个问题，因为我们都清楚要避免使用材料反复变形，特别是大变形。疲劳失效可以发生于拉压、扭转和弯曲变形，而弯曲变形才是造成疲劳失效的主要原因。刚开始时，我们也许无法想象有何种装备能够通过柔性单元的变形来实现预期的运动。但当我们看到简单的八宝粥的可折叠汤匙时，我们发现，其实在我们日常生活中，已经使用的很多装置都可呈现出大变形了。但是，当它反复弯曲变形时，折叠汤匙就会断裂。材料的特性和几何参数

虽然它的疲劳寿命问题确实值得关注，但是我们可以通过其他的办法来减轻疲劳的同时获得期望的性能。弯曲变形是形成疲劳失效的主要因素之一，当然也可能发生在拉压或扭转。谨慎的选择相应的材料，可以使得疲劳寿命、应力极限、变形及其他性能需求之间得到平衡。通过合理的设计，柔顺机构就能够满足苛刻的加载要求，在发生大变形的柔顺机构也是一样的。表 1 给出了部份材料的强度与杨氏模量比和回弹模量。作者简介： 冯剑炳(1985-)，男，浙江绍兴人，工程师，硕士，研究方向为机械工程及自动化、电子信息工程;陈文博(1987-)，男，浙江绍兴人，助理工程师，学士，研究方向为机械工程及自动化。表 1 部份材料的强度与杨氏模量比和回弹模量获得大变形的方法有三种，第一种是获得大变形最直接有效的方法，减小挠弯单元的截面惯性矩。这个方法虽然似显易见，但有时并不直观而且容易被忽视。第二种是增加挠弯单元的长度，可以在给定载荷条件下不增大应力水平而增大变形量。虽然这个方法的缺点就是会降低离轴刚度，但在很大程度上决定了许多柔顺机构的最大变形量。第三种是通过多个柔性单元串联的方法来解决单个柔性单元无法获得期望的变形量。不仅如此，这个方法还可以采用不同的结构，甚至不同的变形方式。比如图 1 中屏幕可 360 度旋转的联想笔记本 YOGA。建模的方法

在设计方案确定之后，要对进行建模，以及帮助我们确定柔性梁的厚度、长度等设计参数的取值或评估设计的性能。柔性单元的期望变形量与关键尺寸比可以帮助我们选择最合适的建模方法。我们知道小于柔性梁长度的 10%是小变形，不超过 10%的为中等变形，大于 10%为大变形。通常小变形的构型就像是结构不是机构。中等变形中精度非常重要，因为它许多用于精密装置上，比如定位和测量系统。而大变形的建模通常在柔顺性和直观性较为重要，而不是建模精度上。在精微运动的建模或需要最高的建模精度时，我们可以考虑使用非线性梁解析模型或大挠度变形单元建模，因为它们更加适合分析单个柔性单元，对复杂的机构系统所建的模型会导常复杂。而对大变形或更为复杂的机构系统时，我们可以选择伪刚体模型，它在对柔性机构建模时做了简化的假设，并且在很多地方还是具有足够精度的。当然还有不可不提的有限元分析。我们应该清楚明白的知道在处理柔顺机构中的大变形问题中，需要更加谨慎地选择建模单元类型、施加载荷及设置边界的条件。设计自己的柔顺机构

我们经常对柔顺性的变形等特性有着不同的要求，面对这样的问题，我们会考虑将设计中的基本单元用图库中的第一部分中可替代的单元替换，这通常也是最高效的方法。很多情况下，我们会考虑把现有的完成某种任务的刚体机构或硬件替换掉，这就是所谓的刚体替换综合法。它用于快速考察不同构型时非常有效，这种方法还充分利用了传统机构设计中已具备的经验和背景。有时候，为了产生新的思路，获得更加能够满足功能需求的设计，我们常常会选择从基本需求出发来进行柔顺机构综合。当功能需求已知的情况下综合小变形或中等变形的柔顺机构时，我们可以使用自由度 & 约束拓扑综合法。它是一种结构化的综合方法，以特有的几何形状图谱为基础，通过组合实现具有特定自由度并保持高离轴刚度的基本机构。这是在精密装置开发新机构时优先考虑的方法。如果我们对系统的总体性能非常熟悉，也清楚的知道能够满足子问题要求的基本模块，那我们可以使用模块化的思路，不过这种方法并不适合小变形的柔顺机构，也就是说它更适合中等变形或大变型的柔顺机构。这种方法是将模块与机构的基本功能关联起来，通过不同的组合方式来实现设计的目标。这种方法的直观性对那些习惯传统机构开发的人具有不小的吸引力。假设我们设计的柔顺机构的输入和输出的定义非常明确，那我们可以使用拓扑优化法，这是最通用的综合方法。这种方法能够产生独特的柔顺机构构型，我们通过组合已知单元几乎不可能获得这些机构。如果我们有明确的功能需求，且形状不规则的设计也不在意，这个方法是非常有吸引力的。总结

能够满足给定运动和力到变形需求，这样的机构种类太多太多，所以在选择或综合柔顺机构设计方案的过程总是令人生畏。对刚刚接触柔顺机构的人来说，应该要把目标定位在寻找一个实用且能够满足要求的概念设计上，并不是追求最好的方案。当然对那些有经验的人来说，可以选用更加复杂的方法来完成概念的设计。在很多情况下，我们还会将模型中的材料属性用容易加工的材料属性来替换，然后再用模型预测结果检验样机的物理特性。通过材料的特性解决疲劳寿命、应力极限、变形及其他性能需求间的平衡;利用改变截面惯性矩、单元的长度或单元串联的方法来解决实现预期的大行程运动。

第三篇：传动方案的设计

插床主体机构尺寸综合设计

机构简图如下：

已知O1O2=150mm，BC/BO21，行程H=150mm，行程比系数K=2，根据以上信息确定曲柄O1A,BC,BO2长度，以及O2到YY轴的距离 1.O1A长度的确定

图 1 极限位置

由K(1800)/(1800)，得极为夹角：

600，首先做出曲柄的运动轨迹，以O1为圆心，O1A为半径做圆，随着曲柄的转动，有图知道，当O2A转到O2A1，于圆相切于上面时，刀具处于下极限位置；当O2A转到O2A2，与圆相切于下面时，刀具处于上极限位置。于是可得到O2A1与O2A2得夹角即为极为夹角600。由几何关系知，A1O1O2A2O1O2，于是可得，A1O1O2A2O1O2600。由几何关系可得：

O1A1cosO1O2

代入数据，O1O2=150mm，600，得

O1A75mm

即曲柄长度为75mm 2.杆BC、BO2的长度的确定

图 2 杆BC，BO2长度确定 由图2 知道，刀具处于上极限位置C2和下极限位置C1时，C1C2长度即为最大行程H=150mm，即有C1C2=150mm。

在确定曲柄长度过程中，我们得到A1O1O2A2O1O2600，那么可得到B1O2B2600，那么可知道三角形B1B2O2等边三角形。

又有几何关系知道四边形B1B2C2C1是平行四边形，那么B2B1C2C1，又上面讨论知B1B2O2为等边三角形，于是有B1O2B2B1，那么可得到B2O2150mm,即BO2150mm

又已知BC/BO21，于是可得到

BCBO2150mm 即杆BC,BO2的150mm。3.O2到YY轴的距离的确定

B1

图 3

O2到YY轴的距离 有图我们看到，YY轴由y1y1移动到y3y3过程中，同一点的压力角先减小，后又增大，那么在中间某处必有一个最佳位置，使得每个位置的压力角最佳。

考虑两个位置：

1当YY轴与圆弧B2B1刚相接触时，即图3中左边的那条点化线，与圆弧B2B1相切与B1点时，当B点转到B2,B1，将会出现最大压力角。2.当YY轴与B2B1重合时，即图中右边的那条点化线时，B点转到B1时将出现最大压力角

为了使每一点的压力角都为最佳，我们可以选取YY轴通过CB1中点（C点为。又几何关系知道： O2B1与B2B1得交点）lO2BcosB2O2C(O2B2O2BcosB2O2C)/2

由上面的讨论容易知道B2O2C300，再代入其他数据，得：

l139.95mm

即O2到YY轴的距离为93.3mm 综上，插床主体设计所要求的尺寸已经设计完成。选取1:1 的是比例尺，画出图形如图纸一上机构简图所示。

第四篇：齿轮传动设计课程设计

机械原理大作业三

课程名称：

机械原理

设计题目：

齿轮传动设计

院

系：

机电学院

班

级：

设

计

者：

学

号：

指导教师：

设计时间：

2017年6月5日

XX大学

一、设计题目

如图所示，一个机械传动系统，运动由电动机1输入，经过机械传动系统变速后由圆锥齿轮16输出三种不同的速度。用表中第21组数据对该机构进行设计。

1.1机构运动简图

1.电动机

2，4.皮带轮

3.皮带

5，6，7，8，9，10，11，12，13，14.圆柱齿轮、15，16.圆锥齿轮

1.2机械传动系统原始参数

序号

电机转速（r/min）

输出轴转速（r/min）

带传动最大传动比

滑移齿轮传动

定轴齿轮传动

最大传动比

模数

圆柱齿轮

圆锥齿轮

一对齿轮最大传动比

模数

一对齿轮最大传动比

模数

745

≤2.5

≤4

≤4

≤4

二、传动比的分配计算

电动机转速n=745r/min，输出转速n1=40

r/min，n2=35

r/min，n3=30

r/min，带传动的最大传动比ipmax=2.5,滑移齿轮传动的最大传动比ivmax=4，定轴齿轮传动的最大传动比idmax=4。

根据传动系统的原始参数可知，传动系统的总传动比为

i1=nn1=745/40=18.625

i2=nn2=745/35=21.286

i3=nn3

=745/30=24.833

传动系统的总传动比由带传动、滑移齿轮传动和定轴齿轮传动三部分实现。设带传动的传动比为ipmax=2.5，滑移齿轮的传动比为iv1、iv2和iv3，定轴齿轮传动的传动比为if，则总传动比

i1=ipmaxiv1if

i2=ipmaxiv2if

i3=ipmaxiv3if

令iv3=ivmax=4

则可得定轴齿轮传动部分的传动比为if

=

i3ipmax×ivmax

=

24.8332.5×4=2.4833

滑移齿轮传动的传动比

iv1=i1ipmax×if

=

18.6252.5×2.4833

=3.0000

iv2=i2ipmax×if

=

21.2862.5×2.4833

=3.4287

定轴齿轮传动由3对齿轮传动组成，则每对齿轮的传动比为

id=3if=32.4833=1.3542≤idmax=4

三、齿轮齿数的确定

3.1

滑移齿轮传动齿数的确定

根据传动比符合ivi=3的要求，以及中心距必须和后两个齿轮对相同，齿数最好互质，不能产生根切以及尺寸尽可能小等一系列原则，初步确定滑移齿轮5,6为高度变位齿数分别为：z5=

18，z6=

53。变位系数x1=0.4，x2=-0.4

根据传动比符合iv2=3.4287的要求,以及中心距必须和其他两个齿轮对相同，齿数最好互质，不能产生根切以及尺寸尽可能小等一系列原则，初步确定齿轮7,8,9,10均为角度变位齿轮，齿数分别为z7=16，z8=

55，变位系数x1=0.53,x2=0.567

z9=14，z10=57，变位系数x1=0.53,x2=0.567

它们的齿顶高系数ha*=1，径向间隙系数c*=0.25，分度圆压力角α=20°，实际中心距a＇=67mm。

3.2

定轴传动齿轮齿数的确定

根据定轴齿轮变速传动系统中传动比符合id的要求，以及齿数最好互质，不能产生根切以及尺寸尽可能小等一系列原则，可大致选择如下：

圆柱齿轮11、12、13和14为高度变位齿轮，其齿数：z11=z13=17，z12=z14=23。变位系数x1=0.120,x2=-0.120，它们的齿顶高系数ha*=1，径向间隙系数c*=0.25，分度圆压力角α=20°。

圆锤齿轮15和16选择为标准齿轮z15=17，z16=23，齿顶高系数ha*=1，径向间隙系数c*=0.2，分度圆压力角α=20°。

四、滑移齿轮变速传动中每对齿轮几何尺寸及重合度的计算

4.1滑移齿轮5和齿轮6

序号

项目

代号

计算公式及计算结果

齿数

齿轮5

z5

齿轮6

z6

模数

m

压力角

α

20°

齿顶高系数

ha*

顶隙系数

c*

0.25

标准中心距

a

=

(z5+z6)/2=71mm

实际中心距

a＇

71mm

啮合角

α＇

α＇=arccosacosαa＇=20°

变位系数

齿轮5

x5

0.40

齿轮6

x6

-0.40

齿顶高

齿轮5

ha5

ha5=mha*+x5-∆y=2.800mm

齿轮6

ha6

ha6=mha*+x6-∆y=1.200mm

齿根高

齿轮5

hf5

hf5=mha*+c*-x5=1.700mm

齿轮6

hf6

hf6=mha*+c*-x6=3.300mm

分度圆直径

齿轮5

d5

d5=mz5=36.000mm

齿轮6

d6

d6=mz6=106.000mm

齿顶圆直径

齿轮5

da5

da5=d5+2ha5=41.600mm

齿轮6

da6

da6=d6+2ha6=108.400mm

齿根圆直径

齿轮5

df5

df5=d5-2hf5=32.600mm

齿轮6

df6

df6=d6-2hf6=99.400mm

齿顶圆压力角

齿轮5

αa5

αa5=arccosd5cosαda5=35.591°

齿轮6

αa6

αa6=arccosd6cosαda6=23.236°

重合度

ε

ε=[z5tanαa5-tanα＇+z6tanαa6-tanα＇]

/2π=1.559

4.2滑移齿轮7和齿轮8

序号

项目

代号

计算公式及计算结果

齿数

齿轮7

z7

齿轮8

z8

模数

m

压力角

α

20°

齿顶高系数

ha*

顶隙系数

c*

0.25

标准中心距

a

=

(z7+z8)/2=71mm

实际中心距

a＇

73mm

啮合角

α＇

α＇=arccosacosαa＇=23.943°

变位系数

齿轮7

x7

0.53

齿轮8

x8

0.567

齿顶高

齿轮7

ha7

ha7=mha*+x7-∆y=2.866mm

齿轮8

ha8

ha8=mha*+x8-∆y=2.940mm

齿根高

齿轮7

hf7

hf7=mha*+c*-x7=1.440mm

齿轮8

hf8

hf8=mha*+c*-x8=1.366mm

分度圆直径

齿轮7

d7

d7=mz7=32.000mm

齿轮8

d8

d8=mz8=110.000mm

齿顶圆直径

齿轮7

da7

da7=d7+2ha7=37.732mm

齿轮8

da8

da8=d8+2ha8=115.880mm

齿根圆直径

齿轮7

df7

df7=d7-2hf7=29.12mm

齿轮8

df8

df8=d8-2hf8=107.268mm

齿顶圆压力角

齿轮7

αa7

αa7=arccosd7cosαda7=37.161°

齿轮8

αa8

αa8=arccosd8cosαda8=26.873°

重合度

ε

ε=[z7tanαa7-tanα＇+z8tanαa8-tanα＇]

/2π=1.553

4.3滑移齿轮9和齿轮10

序号

项目

代号

计算公式及计算结果

齿数

齿轮9

z9

齿轮10

z10

模数

m

压力角

α

20°

齿顶高系数

ha*

顶隙系数

c*

0.25

标准中心距

a

=

(z9+z10)/2=71

实际中心距

a＇

啮合角

α＇

α＇=arccosacosαa＇=23.943°

变位系数

齿轮9

x9

0.53

齿轮10

x10

0.567

齿顶高

齿轮9

ha9

ha9=mha*+x9-∆y=2.866mm

齿轮10

ha10

ha10=mha*+x10-∆y=2.940mm

齿根高

齿轮9

hf9

hf9=mha*+c*-x9=1.440mm

齿轮10

hf10

hf10=mha*+c*-x10=1.366mm

分度圆直径

齿轮9

d9

d9=mz9=28.000mm

齿轮10

d10

d10=mz10=114.000mm

齿顶圆直径

齿轮9

da9

da9=d9+2ha9=33.732mm

齿轮10

da10

da10=d10+2ha10=119.880mm

齿根圆直径

齿轮9

df9

df9=d9-2hf9=25.120mm

齿轮10

df10

df10=d10-2hf10=111.268mm

齿顶圆压力角

齿轮9

αa9

αa9=arccosd9cosαda9=38.738°

齿轮10

αa10

αa10=arccosd10cosαda10=26.67°

重合度

ε

ε=[z9tanαa9-tanα＇+z10tanαa10-tanα＇]

/2π=1.531

五、定轴齿轮变速传动中每对齿轮几何尺寸及重合度的计算

5.1圆柱齿轮11与齿轮12

(齿轮13同齿轮11，齿轮14同齿轮12)

序号

项目

代号

计算公式及计算结果

齿数

齿轮11

z11

齿轮12

z12

模数

m

压力角

α

20°

齿顶高系数

ha*

顶隙系数

c*

0.25

标准中心距

a

=

(z11+z12)/2=60

实际中心距

a＇

啮合角

α＇

α＇=arccosacosαa＇=20°

变位系数

齿轮11

x11

0.120

齿轮12

x12

-0.120

齿顶高

齿轮11

ha11

ha11=mha*+x11-∆y=3.360mm

齿轮12

ha12

ha12=mha*+x12-∆y=2.640mm

齿根高

齿轮11

hf11

hf11=mha*+c*-x11=3.390mm

齿轮12

hf12

hf12=mha*+c*-x12=4.110mm

分度圆直径

齿轮11

d11

d11=mz11=51mm

齿轮12

d12

d12=mz12=69mm

齿顶圆直径

齿轮11

da11

da11=d11+2ha11=57.720mm

齿轮12

da12

da12=d12+2ha12=74.280mm

齿根圆直径

齿轮11

df11

df11=d11-2hf11=44.220mm

齿轮12

df12

df12=d12-2hf12=60.780mm

齿顶圆压力角

齿轮11

αa11

αa11=arccosd11cosαda11=33.916°

齿轮12

αa12

αa12=arccosd12cosαda12=29.203°

重合度

ε

ε=[z11tanαa11-tanα＇+z12tanαa12-tanα＇]

/2π

=1.549

5.2圆锥齿轮15与16

序号

项目

代号

计算公式及计算结果

齿数

齿轮15

z15

齿轮16

z16

模数

m

压力角

α

20°

齿顶高系数

ha*

顶隙系数

c*

0.2

分度圆锥角

齿轮15

δ15

δ15=arccot(z16/z15)=36.469°

齿轮16

δ16

δ16=90°-δ15=53.531°

分度圆直径

齿轮15

d15

d15=mz15=51.000mm

齿轮16

d16

d16=mz16=69.000mm

锥距

R

R=12d152+d162=42.901mm

齿顶高

齿轮15

ha15

ha15=mha*=3.000mm

齿轮16

ha16

ha16=mha*=3.000mm

齿根高

齿轮15

hf15

hf15=mha*+c*=3.600mm

齿轮16

hf16

hf16=mha*+c*=3.600mm

齿顶圆直径

齿轮15

da15

da15=d15+2ha15cosδ15=55.825mm

齿轮16

da16

da16=d16+2ha16cosδ16=72.566mm

齿根圆直径

齿轮15

df15

df15=d15-2hf15cosδ15=45.210mm

齿轮16

df16

df16=d16-2hf16cosδ16=64.720mm

当量齿数

齿轮15

zν15

zν15=z15cosδ15=21.140

齿轮16

zν16

zν16=z16cosδ16=38.695

当量齿轮

齿顶圆压力角

齿轮15

ανa15

ανa15=arccosmzν15cosαmzν15+2ha15=30.854°

齿轮16

ανa16

ανa16=arccosmzν16cosαmzν16+2ha16=26.682°

重合度

ε

ε=[zν15tanανa15-tanα＇+zν16tanανa16-tanα＇]

/2π=1.640

六、输出转速的检验

n1=n*iv1＇*if＇*ipmax＇=745×1853×1723×1723×1723×12.5=40.86rmin

(要求值40r⁄min)

n2=n*iv1＇*if＇*ipmax＇=745×1655×1723×1723×1723×12.5=35.00rmin

(要求值35r⁄min)

n3=n*iv1＇*if＇*ipmax＇=745×1457×1723×1723×1723×12.5=29.56rmin

(要求值30r⁄min)

可以看出，当输入转速为745

r⁄min时，所设计齿轮传动机构能输出符合所要求的转速。

第五篇：实训十一转向传动机构的拆装与检修

实训十一

转向传动机构的拆装与检修

学时：2学时

一、目的要求

1.掌握转向传动机构的结构；

2.掌握转向传动机构的拆装步骤及要求； 3.掌握转向传动机构的检查、调整及修理。

二、实训仪器设备

货车转向传动机构2套；轿车转向传动机构2套；常用工、量具2套。

三、内容及步骤

（一）拆卸

1.直拉杆总成的拆卸及解体

拆下转向节臂与前桥左转向节上端相固装的四条螺栓，取下直拉杆，从直拉杆前端抽出调整螺塞的止动开口销，卸下调整螺塞，依次取下弹簧座、弹簧、前球销座、垂臂连同球头销合件、后球销座和止推块，同样方法可分解直拉杆后端并取出转向节臂连同球头销合件，如图11-1所示。

图11-1 转向直拉杆的分解

2.横拉杆总成的拆卸及解体 从前桥左、右转向节的下端面拆下梯形臂与转向节固定的紧固螺栓，取下横拉杆总成，抽出锁紧螺母的锁止开口锁，拧下锁紧螺母，用铜锤敲击梯形臂的球头销锥轴座孔外面，取下梯形臂。依次取下密封圈、防尘罩，抽出调整螺塞中的锁止开口销，拧下螺塞，依次取出弹簧、限位套、上球碗、球头销和下球碗、卸下卡箍的定位紧固螺栓，取下卡箍、从横拉杆的一端拧下横拉杆接头，横拉杆一端球头节分解完毕，另一端球头节分解方法下上述相同，如图11-2所示。

图11-2 转向横拉杆的分解

3.转向节的分解：拧下楔形锁销的锁紧螺母，取出弹簧垫圈，在锁销的螺纹端用手锤敲出锁销，用手锤和铜棒向下冲出主销，从前轴上取下左转向节，止推轴承及调整垫片，以同样的方法取下右转向节的各部件。

（二）检修 1.转向摇臂的检查

（1）用磁力探伤法检查转向摇臂是否有裂纹，若有裂纹应更换。

（2）检查转向摇臂上端的锯齿花键有无磨损、损坏，若有应更换。

（3）检查转向摇臂的锁紧螺母，其螺纹不应有损伤，否则应更换。

（4）检查转向摇臂下端和转向拉杆球头销的连接应牢固、可靠，切不可松旷，否则应修复。

2.转向拉杆的检查

（1）检查横拉杆杆体有无裂纹、弯曲，其直线度误差一般不大于 2mm，否则应校直，直拉杆8字孔磨损不超过2mm。

（2）各螺纹部位不应有损坏，与螺塞配合不松旷，否则应更换。

（3）球头销、球座体及钢碗无裂纹、不起槽；球头销颈部磨损不超过lmm，球面磨损失圆不大于0.50mm，螺纹完好；弹簧不应折断或弹力减弱。

（4）防尘装置应齐全有效。3.转向节臂和梯形臂的检查

（1）转向节臂和梯形臂是否有裂纹，若有应更换。（2）检查两端部的固定与连接部位不应有松动，要求牢固、可靠。

4.转向臂及横拉杆的检查

（1）检查槽形螺母是否松脱，如松脱应予拧紧。同时，也应检查开口销、盖等的装配情况。

（2）使转向盘从直行状况向左、向右方向反复转过60°左右，此时检查横拉杆、转向臂等是否松脱、松旷。

（三）装配与调整，如图11-3所示：

图11-3 转向拉杆球头销的调整

1-转向拉杆；2-调整螺塞；3-开口销；4-偏置螺钉旋具 1.直拉杆的装配与调整：清洗各零件后，按拆卸的相反顺序装合直拉杆总成。调整方法是将调整螺塞拧到底，再退1/4～3/4圈使锁止开口销对准相应孔，穿好锁止开口销，装合调整完毕，从油嘴处注入润滑脂。

2.横拉杆的装配与调整：先将下球碗的球面涂以润滑脂，放入横拉杆接头的座人，从上向下穿出球销的锥形轴，然后按住球头销，从横拉杆接头下面依次往球销锥形轴上套装防尘罩、密封圈、梯形臂，拧紧锁紧螺母，垫牢梯形臂锥形座孔端，用铜棒抵住球销上端平面后，使手锤用力打击铜棒，以使球销锥形轴与梯形臂座紧密配合，再拧入锁紧螺母插好锁止开口销，依次装上球头销、球碗、限位套、弹簧、拧上调整塞并拧到底，再退回螺塞的1/4～1/2圈，使锁止开口锁能对准相应的孔时，穿好锁止开口销，再将该球节的卡箍套入横拉杆相应端，并插上定位紧固螺栓，拧上其螺母即可，最后将球节合件拧入横拉杆一端。

3.转向节的装配与调整：在主销、主销孔上抹上一层润滑脂，将止推轴承注满润滑脂，将止推轴承、转向节放在前轴相应部位，用调整片调整好转向节上凸耳下端面与前轴主销孔上端面的间隙(不大于0.15mm)，然后将主销压入，使锥形锁销重合，将锥形锁销锁紧，装上左、右梯形臂连同横拉杆总成，装下转向节臂连同直拉杆总成，装上右转向上盖，转向节与前轴间隙，调整是通过增减调整垫片厚度来调整的。

四、注意事项

1.转向传动装置的技术状况直接影响到行车安全，因此在检修过程中，一定要细心检查，确保万无一失，防止安全事故的发生。2.球头销预紧度调整要按规范进行，过紧过松会影响汽车行驶方向稳定性。

五、实训报告

写出转向拉杆球头销预紧度的调整方法。