日产新天籁轿车点火系统故障的诊断排除及螺旋输送机传动装置设计

广东交通职业技术学院毕业论文论文题目：日产新天籁轿车点火系统故障的诊断排除院系：汽车学院专业：汽车运用技术班级：汽运（2）班姓名：学号：指导老师：日产新天籁轿车点火系统故障的诊断排除摘要：本文针对一台日产新天籁轿车点火系统出现的故障，结合该车点火系统的结构和原理，对这一故障进行比较深入的分析和探究通过对其原理的分析，从源头查起,并一一加以排除，最终诊断出是高压包护套故障。关键词：新天籁点火系统故障诊断排除一、引言随着人民生活水平的提高，对使用汽车的动力性要求也越来越高，点火系统成为了汽车必不可少的一部分。点火系统应在发动机各种工况和使用条件下保证可靠而准确地点火。汽车的点火系统有助于让发动机发挥最大功率，同时将污染降到最小。一辆日产新天籁小轿车入厂维修时发现，该车发动机故障亮，动力不足。清油路，换火花塞无效。维修技师跟车主路试中发现确实有车主反映的故障现象。用电脑提取故障码（P0158）是氧传感器电压故障。用电脑数据监控氧传感器（发动机3000rpm)，电压为1.3V，电压明显偏高。检查油电路并作处理（清洗油路，更换火咀）。再次监控氧传感器数据依旧是1.3V。初步判断，这应该是点火系统的一部分出现了问题，虽然不能具体确定故障部位，但是可以参考日产新天籁轿车点火系统的维修手册及相关资料，熟悉其结构原理，掌握故障的诊断与排除方法。二、日产新天籁轿车点火系统的结构和工作原理2.1日产新天籁轿车点火系统的基本机构能够按时在火花塞电极间产生电火花的全部设备称为点火系统。其中日产的点火系统属于单缸独立点火系统。该系统由各缸独立的高压包和点火器、电控单元（ECU）等组成。发动机工作时，ECU根据曲轴转角传感器、空气流量计、点火基准信号传感器、冷却液温度传感器及开关输入信号，依据ROM中存储的数据，计算后适时地输出点火信号至点火器，由点火器中功率管分别接通、切断各缸高压包初级电路，从而在次级绕组中产生高压。日产新天籁的点火系统的具体结构如下图1所示：1.质量型空气流量传感器(有进气温度传感器)2.电子节气门控制执行器(有内置节气门位置传感器和节气门控制电机)3.EVAP碳罐清洁量控制电磁阀4.高压包(有功率晶体管)和火花塞5.PCV阀6.动力转向压力传感器7.进气门正时控制电磁阀8.燃油喷射器9.冷却风扇电机110.爆震传感器11.凸轮轴位置传感器(相位)12.发动机冷却液温度传感器13.冷却风扇电机214.ECM15.制冷剂压力传感器16.制冷剂压力传感器17.冷却风扇继电器318.冷却风扇继电器219.IPDME/R图1日产新天籁点火系统组成2.2新天籁点火系统的工作原理微机控制点火系统的基本原理：微机根据曲轴位置传感器提供的曲轴位置信号，判断出发动机的活塞位置并且根据信号频率计算出发动机的转速值，再通过电控燃油喷射系统的节气门传感器（或空气流量器）确定负荷的大小从而对发动机的运行工况作出比较精确的判断。根据发动机的转速和负荷的大小微机从存储单元中查找出对应此工况地点火提前角和点火初级电路导通时间，由这些数据对电子点火器进行控制从而实现精确控制。另外微机系统还可以根据其它影响因素对这两个因素进行修正实现点火系统的智能控制。2．3独立点火系统控制系统（1）点火提前角的控制：因点火提前角对发动机的工作影响较大，因此对点火提前角控制就成为点火系统控制的重点。发动机的工作原理和各类实验都表明：发动机的最佳点火提前角与发动机转速及负荷有密切关系，并且发动机运行工况不同时，对其动力性、经济性和排放污染物量有不同的控制标准，这也意味着发动机最佳点火提前角在不同的工况有不同的标准；在怠速时最佳点火提前角应保证在发动机运转平稳的前提下排放污染物控制在最低限度；在部分负荷工况下以经济性为主，最佳提前角应保证发动机的最低燃油消耗量；在大负荷和加速工况下，以动力性为主，最佳提前角应保证使发动机获得最大的输出扭矩。最佳提前角是对发动机进行实验而得，设计人员将这些数据存储到微机的存储单元中，在发动机工作时，微机根据各传感器的测量数据确定发动机的运行工况，查出最佳点火提前角数值，再通过电子点火器对点火提前角进行控制。（2）通电时间控制：高压包初级电流的大小与电路的接通时间有关，通电时间越长电流越大点火能量越就越大，但是电流过大将导致高压包发热甚至损坏且也造成能量的浪费；同时线圈中的的电流也受电源电压的影响，在相同的通电时间内，电源电压越高线圈电流越大。因此有必要对线圈电路的接通时间进行修正。通电时间的控制方法一般是由微机从通电时间与电源电压关系曲线中查出通电时间，再根据发动机转速换算出曲轴转角以决定线圈中电流的大小。三、故障的诊断与排除由于该车的故障比较特殊，为了准确地找出点火系统的故障部位，按照以下步骤进行检查和诊断。3.1先检查会引起故障的几大因素：（1）检查制油路：油泵工作正常，系统没有泄漏点，燃油充足。（2）检查蓄电池：蓄电池良好。（3）检查点火系统中涉及的传感器：传感器工作良好。（4）检查ECU：ECU工作良好。（5）检查点火线圈，并检查点火提前角。（正常）（6）检查火花塞：火花塞正常。（7）检查点火系统电路：无破损、开路、短路。3.2点火系统的检查（1）读取故障码最先使用二代电脑进行检测，测出来的故障码为P0158，查阅故障码表得知是氧传感器2电路的高电压故障。（2）检查氧传感器1.加热型氧传感器1的线束接头2.加热型氧传感器13.加热型氧传感器2的线束接头4.加热型氧传感器2图2氧传感器位置图加热型氧传感器位于三元催化器（ 岐管）之后，用于监测每缸废气中的氧含量。即使加热型1的开关特性改变，空燃比仍然可以根据加热型氧传感器2发出的信号，控制在化学计量比范围内。该传感器由氧化铝陶瓷制成。氧化铝会产生电压，在氧气充足时大约为1V，而在含氧稀薄时减小到0V。在正常情况下，加热型氧传感器2不用于发动机控制操作。a.断开ECM线束接头。b.按如下方法检查ECM的端口和HO2S2端口之间的线束是否导通。DTC端口气缸侧体ECM传感器P01585512应该导通c.检查下列端口和接地之间的线束是否导通DTC端口气缸侧体ECM传感器P01585512应该不导通d.检查线束是否与电源短路。（正常）3.用下列方法读取加热型氧传感器2的数据流。在发动机暖机状态，发动机保持3500～4000rpm转速空载运行1分钟，然后空载怠速运行1分钟。满足上述条件后，发动机转速迅速从怠速升高至3000rpm。此时监测到加热型氧传感器2的电压大约为1.3V异常，正常为0～1V。3.3排除故障对此车进行初步诊断：检查油路和电路并做初步处理，洗油路更换火花塞此车故障依旧存在。对油路进行细致的检查未发现能引起此故障的问题。对电路进行细致的检查发现2缸点火能量不足，拆卸2缸的火花塞发现2缸的次级地火线圈的护套内部断路（正常值为2000欧姆左右）。更换护套后电脑监测氧传感器数据正常，路试动力正常。故障排除。阻值无限大正常阻值阻值无限大正常阻值图3高压包正常电阻图4故障车高压包电阻高压包护套内部电阻断路高压包护套内部电阻断路图5故障车高压包内部情况3.4排除故障后的试验更换高压包护套后用2代电脑清除故障码，再读取故障码未再次重现。在发动机暖机状态，发动机保持3500～4000rpm转速空载运行1分钟，然后空载怠速运行1分钟满足上述条件后，发动机转速迅速从怠速升高至3000rpm。此时用2代电脑监测到加热型氧传感器2的电压大约为0.6V正常（正常为0～1V）。四、分析造成故障的原因由于2缸高压包护套内部电阻断路，造成2缸的点火能量不足，使得2缸的混合气体无法充分燃烧，导致氧传感器的高电压故障,形成了此车发动机故障灯亮，行驶无力的怪异现象。五、结束语通过维修这辆新天籁轿车，使我较深入地了解该车点火系统的结构、原理、和检修方法。当高压包护套内部电阻断路后会造成点火能量不足，使得混合气体无法充分燃烧，最终会导致车辆明显动力不足，发动机故障灯点亮的现象。使得ECU误以为氧传感器故障，由于氧传感器测的是空燃比又因为其是由热敏电阻构成的，所以ECU会点亮发动机故障灯，最终会形成发动机故障灯点亮，行驶明显动力不足的现象。致谢由于本人理论水平有限，分析不够深入，如有错漏，敬请各位老师批评指正。本文的撰写得到广东交通职业技术学院汽车学院各位老师的悉心指导和大力帮助，特别是老师提出宝贵修改意见，在此表示衷心的感谢！参考资料[1]蒙留纪，蒙倩娜编著新型日产轿车的检测与维修人民邮电出版社出版日期2010年4月[2]赵祥玉编著天籁/奇骏轿车新技术解析与电气维修机械工业出版社出版日期2011年1月[3]于万还编著汽车电气设备原理与检修(第2版)高职高专电子工业出版社出版日期2008年4月华南农业大学设计名称：螺旋输送机传动装置设计姓名：学号：班级：车辆一班指导老师：设计任务书电动机的选择计算传动装置的运动和动力参数传动件的设计计算轴的设计计算箱体的设计键联接的选择及校核计算滚动轴承的选择及计算联连轴器的选择减速器附件的选择润滑与密封机械设计课程设计任务书题目：设计一个螺旋输送机传动装置，用普通V带传动和圆柱齿轮传动组成减速器。输送物料为粉状或碎粒物料，二班制，使用期限10年（每年工作日300天），大修期四年，小批量生产。(一)、总体布置简图(二)、工作情况：工作时载荷基本稳定，运送方向不变。(三)、原始数据输送机工作轴上的功率Pw(kW)：2.6输送机工作轴上的转速n(r/min)：80(四)、设计内容电动机的选择与运动参数计算；斜齿轮传动设计计算轴的设计滚动轴承的选择键和连轴器的选择与校核；装配图、零件图的绘制设计计算说明书的编写(五)、设计任务1.减速器总装配图1张2.零件图3到4张3.不少于30页的设计计算说明书1份(六)、设计进度第一阶段：总体计算和传动件参数计算第二阶段：轴与轴系零件的设计第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写

电动机的选择1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式（1）：Ｐd＝ＰＷ／ηa(kw)由电动机至输送机的传动总效率为：η总=η１×η２4×η３×η４×η5根据《机械设计课程设计》Ｐ10表2-2式中：η1、η2、η3、η4、η5分别为联轴器1、滚动轴承（一对）、圆柱直齿轮传动、联轴器2和圆锥齿轮传动的传动效率。取η１=0.99，η２＝0.99，η３＝0.97，η４＝０.９9、η5＝0.93则：η总=0.99×0.994×0.97×0.99×0.93=0.85所以：电机所需的工作功率：Pd=ＰＷ/η总=2.6/0.85=3.1(kw)因载荷平稳,电动机额定功率Ped略大于Pd即可。3、确定电动机转速输送机工作轴转速为：nＷ＝80r/min根据《机械设计课程设计》Ｐ10表2-3推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ｉ’=3～６。取开式圆锥齿轮传动的传动比Ｉ１’=２～3。则总传动比理论范围为：Ｉa’＝Ｉ’×Ｉ１’=６～18。故电动机转速的可选范为Nd’=Ｉa’×nＷ=(6～18)×80=480～1440r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min根据容量和转速，由相关手册查出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)电动机重量(N)参考价格传动装置传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y132S-45.515001440650120018.63.55.322Y132M2-65.51000960800150012.422.84.443Y160M2-85.5750720124021009.312.53.72综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和圆锥齿轮带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能：中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底角安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD132520×345×315216×1781228×8010×41电动机主要外形和安装尺寸计算传动装置的运动和动力参数（一）确定传动装置的总传动比和分配级传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n1、可得传动装置总传动比为：ia=nm/nＷ=960/80=12总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比ia=i0×i（式中i0、i分别为开式圆锥齿轮传动和减速器的传动比）2、分配各级传动装置传动比：根据指导书P10表2-3，取i0=3（圆锥齿轮传动i=2～3）因为：ia＝i0×i所以：i＝ia／i0＝12/3＝4四、传动装置的运动和动力设计：将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴，以及i0,i1为相邻两轴间的传动比η01，η12，为相邻两轴的传动效率PⅠ，PⅡ，为各轴的输入功率（KW）TⅠ，TⅡ，为各轴的输入转矩（N·m）nⅠ,nⅡ,为各轴的输入转矩（r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数。1、运动参数及动力参数的计算（1）计算各轴的转速：Ⅰ轴：nⅠ=nm=960（r/min）Ⅱ轴：nⅡ=nⅠ/i=960/4=240r/minIII轴：nⅢ=nⅡ螺旋输送机：nIV=nⅢ/i0=240/3=80r/min（2）计算各轴的输入功率：Ⅰ轴：PⅠ=Pd×η01=Pd×η1=3.1×0.99=3.069（KW）Ⅱ轴：PⅡ=PⅠ×η12=PⅠ×η2×η3=3.069×0.99×0.97=2.95（KW）III轴：PⅢ=PⅡ·η23=PⅡ·η2·η4=2.95×0.99×0.99=2.89（KW）螺旋输送机轴：PIV=PⅢ·η2·η5=2.89×0.99×0.93=2.66（KW）（3）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：Td=9550·Pd/nm=9550×3.1/960=30.84N·mⅠ轴：TⅠ=Td·η01=Td·η1=30.84×0.99=30.53N·mⅡ轴：TⅡ=TⅠ·i·η12=TⅠ·i·η2·η3=30.53×4×0.99×0.97=117.3N·mIII轴：TⅢ=TⅡ·η2·η4=117.3×0.99×0.99=114.97N·m螺旋输送机轴：TIV=TⅢ·i0·η2·η5=317.5N·m（4）计算各轴的输出功率：由于Ⅰ～Ⅲ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P’Ⅰ=PⅠ×η轴承=3.069×0.99=3.04KWP’Ⅱ=PⅡ×η轴承=2.95×0.99=2.95KWP’Ⅲ=PⅢ×η轴承=2.89×0.99=2.86KWP’Ⅳ=PⅣ×η轴承=2.66×0.99=2.64KW（5）计算各轴的输出转矩：由于Ⅰ～Ⅲ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：T’Ⅰ=TⅠ×η轴承=30.53×0.99=30.22N·mT’Ⅱ=TⅡ×η轴承=117.3×0.99=116.1N·mT’Ⅲ=TⅢ×η轴承=114.97×0.99=113.8N·mT’Ⅳ=TⅣ×η轴承=317.5×0.99=314.5N·m综合以上数据，得表如下：轴名功效率P（KW）转矩T（N·m）转速nr/min传动比i 效率η输入输出输入输出电动机轴3.130.8496010.99Ⅰ轴3.073.0430.5330.229600.964Ⅱ轴2.952.95117.3116.12400.98Ⅲ轴2.892.86115113.824030.92输送机轴2.662.64317.5314.580传动零件的设计计算(一)、减速器内传动零件设计(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。螺旋输送机为一般工作机械，齿轮精度初选8级。(2)、初选主要参数Z1=21，u=4Z2=Z1·u=21×4=84由表10-7选取齿宽系数φd＝1（3）按齿面接触疲劳强度计算计算小齿轮分度圆直径d1t≥确定各参数值试选载荷系数K=1.3计算小齿轮传递的转矩T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×3.04/960=3.02×104N·mm材料弹性影响系数由《机械设计》表10-5取ZE=189.8区域系数ZH=2.5由图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。由式10－15计算应力循环次数N1＝60n1jLh＝60×960×1×（2×8×300×10）＝2.764×109N2＝N1/4＝6.912×1087）由图10-23取接触疲劳寿命系数KHN1＝0.93；KHN2＝0.978）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－14）得[σH]1＝＝0.93×600MPa＝558MPa[σH]2＝＝0.97×550MPa＝533.5MPa取两者中较小者作为该齿轮副的接触疲劳需用应力，即[σH]＝[σH]2＝533.5MPa（4）、计算试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小值d1t≥=3=42.66mm计算圆周速度v=πd1n160×1000计算齿宽b及模数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计算载荷系数K已知工作载荷平稳，所以取KA=1，根据v=2.1m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4用插值法查得8级精度，小齿轮相对轴承对称布置时，KHβ=1.343由图10—13查得KFβ=1.28直齿轮KHα=KFα=1。故载荷系数K=KA*KV*KHα*KHβ=1×1.11×1×1.343=1.491按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—12）得：d1==42.66×31.491/1.3mm=44.65计算模数mm=44.6521mm=2.13mm（5）按齿根弯曲强度设计由式(10—7)得弯曲强度的设计公式为m≥确定计算参数计算载荷系数K=KA*KV*KHα*KHβ=1×1.11×1×1.343=1.491查取齿型系数由图10－17查得YFa1=2.76；YFa2=2.228查取应力校正系数由表10－18查得Ysa1=1.56；Ysa2=1.762计算弯曲疲劳许用应力由图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σF1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限σF2=380Mpa；由图10-22取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.856，KFN2=0.892取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14）[σF]=得：[σF]1=428Mpa[σF]2=242.11MPa计算大、小齿轮的并加以比较==0.01005==0.01621大齿轮的数值大。（6）、设计计算m≥32×1.3×3.02×10对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数1.42并就近圆整为标准值m=1mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=44.65mm，算出小齿轮齿数Z1=d1/m=44.65/1=44.65取Z1=45大齿轮齿数Z2=4x45=180（7）、几何尺寸计算计算分度圆直径d1=m·Z1=2×45=90mmd2=m·Z2=2×180=360mm计算中心距a=m·（Z1+Z2）/2=2×（45+180）/2=225mm计算齿轮宽度b=d1·φd=90取B2=95mmB1=90mm（8）、结构设计大齿轮采用腹板式，如图10-37（《机械设计》）减速器外传动件设计(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。直齿圆锥齿轮，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮：45钢。调质处理，齿面硬度为230HBS；大齿轮：45钢。正火处理，齿面硬度为190HBS。齿轮精度初选8级(2)、初选主要参数Z1=26，u=3Z2=Z1·u=26×3=78取（3）确定许用应力A:确定极限应力和齿面硬度：小齿轮按230HBS，大齿轮按190HBS查图10-25d得=580Mpa,=550Mpa查图10-24c得=450Mpa,=380MpaB:计算应力循环次数N，确定寿命系数kHN,kFNN1=60n3jLh=60×240×1×（2×8×300×10）=6.912×108N2=N1/u=6.912×108/3=2.304×108查图10—23得kHN1=0.96,kHN2=0.98C：计算接触许用应力取由许用应力接触疲劳应力公式查图10-18得kFE1=0.89kFE2=0.91（4）初步计算齿轮的主要尺寸因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（10—29）试算，即dt≥确定各参数值试选载荷系数K=1.3计算小齿轮传递的转矩T1=9.55×106×P/n3=9.55×106×2.64/240=1.05×105N·mm材料弹性影响系数由《机械设计》表10-5取ZE=189.84）试算小齿轮分度圆直径d1td1t≥==86.54mm5）计算圆周速度v===1.087m/s因为有载荷平稳，查表10-2得KA=1。根据v=1.09m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.03；取KHβ=1.2,KHα=1。故载荷系数K=KA*KV*KHα*KHβ=1×1.03×1×1.2=1.236按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—13）得d1==mm=85.1mm85.1=72.335mm计算大端模数mm=mm=3.27mm（5）、齿根弯曲疲劳强度设计由式(10—27)mn≥确定计算参数计算载荷系数由表10-4查得KHβbe=1.25则KFβ=1.5KHβbe=1.875K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1×1.875=1.93齿形系数和应力修正系数因为齿形系数和应力修正系数按当量齿数算。其中zv1=26/0.95=27.37Zv2=78/0.32=243.75 查图10-17齿形系数YFa1=2.57；YFa2=2.06查图10-18应力修正系数Ysa1=1.60；Ysa2=1.973）计算大、小齿轮的并加以比较==0.01437==0.01643大齿轮的数值大。4）设计计算mn≥==3.06对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数3.06并就近圆整为标准值m=3mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=85.1mm，算出小齿轮齿数Z1=d1/m=85.1/3=28.4取Z1=29大齿轮齿数Z2=3x29=87（7）、几何尺寸计算1）计算分度圆直径d1=m·Z1=2×29=58mmd2=m·Z2=2×87=174mm2)计算锥距R==91.73)计算齿轮宽度b=R·φR=91.7x0.3=27.51取B2=35mmB1=28mm轴的设计计算（一）、减速器输入轴（I轴）1、初步确定轴的最小直径选用45#调质，硬度217--255HBS轴的输入功率为PI=3.07KW转速为nI=960r/min根据课本（15-2）式，并查表15-3，取A0=115d2、求作用在齿轮上的受力因已知道小齿轮的分度圆直径为d1=58mm而Ft1==1042NFr1=Ft=379.3N圆周力Ft1，径向力Fr1的方向如下图所示。3、轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案1，5—滚动轴承2—轴3—齿轮轴的轮齿段6—密封盖7—轴承端盖8—轴端挡圈9—半联轴器2）确定轴各段直径和长度eq\o\ac(○,1)从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取Φ=22mm，根据计算转矩TC=KA×TI=1×30.53=30.53Nm，查标准GB/T5014—1986，选用YL6型凸缘联轴器，半联轴器长度为l1=52mm,轴段长L1=50mmeq\o\ac(○,2)右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ30mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mmeq\o\ac(○,3)右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6207型轴承，其尺寸为d×D×B=35×72×17，那么该段的直径为Φ35mm，长度为L3=20mmeq\o\ac(○,4)右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=Φ45mm，长度取L4=22.5mmeq\o\ac(○,5)右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为Φ62mm，分度圆直径为Φ58mm，齿轮的宽度为65mm，则，此段的直径为D5=Φ62mm，长度为L5=65mmeq\o\ac(○,6)右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=Φ45mm长度取L6=22.5mmeq\o\ac(○,7)右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ35mm，长度L7=20mm4、求轴上的的载荷1）根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2=521N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA’=RB’=Fr/2=189.7N作出轴上各段受力情况及弯矩图判断危险截面并验算强度eq\o\ac(○,1)右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=70.36Nm,由课本表15-1有:［σ-1］=60Mpa则：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处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：σe=MD/W=MD/(0.1·D13)=35.4×1000/(0.1×243)=25.61Nm<［σ-1］所以确定的尺寸是安全的。（二）、减速器输出轴（II轴）1、初步确定轴的最小直径选用45#调质，硬度217--255HBS轴的输入功率为PI=2.95KW转速为nI=240r/min根据课本（15-2）式，并查表15-3，取A0=115d2、求作用在齿轮上的受力因已知道大齿轮的分度圆直径为d2=360mm而Ft1==645NFr1=Ft=235N圆周力Ft1，径向力Fr1的方向如下图所示。3、轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案1，5—滚动轴承2—轴3—齿轮4—套筒6—密封盖7—键8—轴承端盖9—轴端挡圈10—半联轴器2）确定轴各段直径和长度eq\o\ac(○,1)从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取Φ32mm，根据计算转矩TC=KA×TⅡ=1×117.3=117.3N.m，查标准GB/T5014—1985，选用HL2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=82mm,轴段长L1=80mmeq\o\ac(○,2)右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ40mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mmeq\o\ac(○,3)右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6209型轴承，其尺寸为d×D×B=45×85×19，那么该段的直径为Φ45mm，长度为L3=41mmeq\o\ac(○,4)右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为180mm，则第四段的直径取Φ50mm,齿轮宽为b=50mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=48mmeq\o\ac(○,5)右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=Φ56mm,长度取L5=6mmeq\o\ac(○,6)右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=Φ60mm长度取L6=20mmeq\o\ac(○,7)右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ45mm，长度L7=19mm4、求轴上的的载荷1）根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2=322.5N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA’=RB’=Fr/2=117.5N作出轴上各段受力情况及弯矩图判断危险截面并验算强度eq\o\ac(○,1)右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=121.83Nm,由课本表15-1有:［σ-1］=60Mpa则：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处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：σe=MD/W=MD/(0.1·D13)=106×1000/(0.1×323)=32.35Nm<［σ-1］所以确定的尺寸是安全的。箱体的设计窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸（mm）机座壁厚δ10机盖壁厚δ110机座凸缘厚度b15机盖凸缘厚度B115机座底凸缘厚度B225地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d116机盖与机座联接螺栓直径d212轴承端盖螺钉直径d310窥视孔盖螺钉直径d48定位销直径d8df，d1,d2至外机壁距离C128,24,20df，d1,d2至凸缘边缘距离C224,20，16轴承旁凸台半径R112,8凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离l135大齿轮顶圆与内机壁距离△112齿轮端面与内机壁距离△220机盖、机座肋厚m1,m2