程控衰减器毕业论文
投资成本过高 这也是目前大家比较熟悉的一种情况。而且这样的问题大多出现在企业核心员工身上， 虽然企业都希望用较经济的使用成本获取核心员工，并给企业创造最大的价值，也知道这才是最好的使用成本控制，但为了获得急需的人才，常常不惜代价，答应很多人员调入的附加条件；在工资、福利保障、学习提高、以及办公出行等方面也同意提供优厚的待遇，以致使人力的获取和使用成本过高。可经常是由于种种原因，招进来的人不能为企业创造高于企业对其投资的新增价值，因此形成回报率呈负数的状态；从另一个角度看，有些高薪引进的人才，可能在一定的时期、一定的条件下，给企业带来了效益，却在后来的工作或决策时出现多次或重大失误，给企业带来的损失大于所作出的贡献。 在目前人才市场和劳动力市场上，由于人力资源评估中存在大量的非量化因素和诸多的可变性，这样的情况屡屡出现，正是由于这种风险的存在，常常会使很多企业因此在人才引进问题上经常处于进退两难的境地。 专用性障碍 从现代社会的发展看，劳动能力有着不断专业化的趋势，社会分工越来越细，在这样的条件下，企业员工的劳动能力就会因为适应这些日益精细的职务，不断的以这样的标准修正 改造自己，而逐渐变得程序化，甚至连个性特征等方面都会越来越靠近职务特征，而这样的定势一旦形成，往往是不可逆转的。一方面这样的人才在企业产品、流程、服务更新或升级时，表现得难以适应，另一方面，企业在招聘或者使用这样的员工时，也需要花费更多的投资，同时也具有更大的风险。 尽管存在着这样的风险，但这并不意味着公司内部人员应频繁流动，甚至于把员工都培养成多面手，相反，在同一岗位时间不能达到足够长，相应的技能无法达到十分熟练掌握，就难以在某一方面取得优势。 企业人力资源投资的隐性风险分析 离职成本 离职成本中包含了三个方面，其中除了离职补偿成本是显性支出以外，其余两项则都是以隐形形式表现出来的。首先是离职低效成本，员工即将离开企业时，受到心理、环境等各方面的影响，大多会产生一定的情绪波动，造成工作业绩下降；其次就是空职成本，员工离职后，由于职位空缺会使工作的完成时间受到不良影响，因而也会给企业带来损失。 机会成本 人力资源的评估中有很多不可量化的因素，同时还具有诸多变数，因为在招聘中要鉴别所选人才的真假已属不易，再想比较优劣则更加困难。一旦选择了其中之一，势必会失去选择另一个的机会，就是说如果目前的选择不是最佳的，那么就会付出较大的机会成本。近来的研究显示，几乎80%的员工流失与招聘阶段的失误有关，失误的主要原因就是没有恰当的选择既能够很好的适应本企业文化，同时又具有所在工作岗位专业技能的员工，使企业不得不承受损失。 知识衰减 在企业为培养和留住员工付出巨大投资之中，员工的各类学习、培训的费用是一笔不小的开支，企业出于组织可持续性发展的长远考虑，常会做出对部分员工进行长线培训的决定，或进行一些专业性较强的大规模的全员培训，但由于决策者和组织者个人能力、知识、视野、经验等等局限，会出现一些可能的失误，一是长线培训周期过长，当员工回到工作岗位后，有些知识已经过时了，如当年的新会计制度实施前后，就出现了这种现象；二是科技的发展，特别是计算机的普遍使用，使生产流程和工艺的淘汰与更新的频率越来越快，大范围的高投入，如果取得持续优势的时间过短，则会得不偿失。
如果满意再追加100分。 2009-03-22 19:31可以再充分点吗？谢谢了
微藻素是一种从蓝藻细菌引起的水华中产生的细菌肝毒素，一种固定有表面细胞质粒基因组的生物传感器已经制得，用于测量水中微藻素的含量，它直接的测量范围是50~1000 �0�710-6g/l[22]。一种基于酶的抑制性分析的多重生物传感器用于测量毒性物质的设想也已经提出。在这种多重生物传感器中，应用了两种传导器—对pH敏感的电子晶体管和热敏性的薄膜电极，以及三种酶—尿素酶、乙酰胆碱酯酶和丁酰胆碱酯酶。该生物传感器的性能已经得到测试，效果较好[23]。除了发酵工业和环境监测，生物传感器还深入的应用于食品工程、临床医学、军事及军事医学等领域，主要用于测量葡萄糖、乙酸、乳酸、乳糖、尿酸、尿素、抗生素、谷氨酸等各种氨基酸，以及各种致癌和致变物质。三、 讨论与展望 美国的Harold 指出，生物传感器商品化要具备以下几个条件：足够的敏感性和准确性、易操作、价格便宜、易于批量生产、生产过程中进行质量监测。其中，价格便宜决定了传感器在市场上有无竞争力。而在各种生物传感器中，微生物传感器最大的优点就是成本低、操作简便、设备简单，因此其在市场上的前景是十分巨大和诱人的。相比起来，酶生物传感器等的价格就比较昂贵。但微生物传感器也有其自身的缺点，主要的缺点就是选择性不够好，这是由于在微生物细胞中含有多种酶引起的。现已有报道加专门抑制剂以解决微生物电极的选择性问题。除此之外，微生物固定化方法也需要进一步完善，首先要尽可能保证细胞的活性，其次细胞与基础膜结合要牢固，以避免细胞的流失。另外，微生物膜的长期保存问题也待进一步的改进，否则难于实现大规模的商品化。总之，常用的微生物电极和酶电极在各种应用中各有其优越之处。若容易获得稳定、高活性、低成本的游离酶，则酶电极对使用者来说是最理想的。相反的，若生物催化需经过复杂途径，需要辅酶，或所需酶不宜分离或不稳定时，微生物电极则是更理想的选择。而其他各种形式的生物传感器也在蓬勃发展中，其应用也越来越广泛。随着固定化技术的进一步完善，随着人们对生物体认识的不断深入，生物传感器必将在市场上开辟出一片新的天地。
我也是这个专业的，去年写的论文，记得当时还是找铭文网的老师帮忙的，很不错，从开题报告到最后的修改定稿，帮我省了好多事，老师一会让我改任务书，一会让我给他看修改的稿件，铭文网的王老师都不厌其烦的帮我弄好，搞得我都不好意思了。如果想咨询这方面的文章，可以参考下哦。~嘻嘻
程控放大器毕业论文
宽带放大器摘 要 本作品基于压控对数放大器设计，由主放大及输入输出电路、增益控制电路、显示及处理模块、测量电路和电源模块组成，具有宽带数字程控和数字AGC功能。其中的AD603的使用方便了程控增益，AD844的使用提高了输出电压的有效值范围。由于综合应用了电容去耦、磁珠滤波等降噪措施，较好地抑制了放大器的噪声。 关键词： 压控对数放大器 宽带数字程控 数字AGC 降噪一：方案比较与论证 分析题目要求，我们将本设计分为：主放大电路及输入输出电路、增益控制、键盘显示及处理、测量和稳压电源五大功能模块。各模块间的关系如图1-1所示。 图1-1 各模块的关系 1．主放大器及输入输出电路 方案一：采用分立元件设计。此方案元器件成本低，易于购置。但是设计、调试难度太大，周期很长，尤其是短时间内手工制作难以保证可靠性及指标，故不采用此方案。 方案二：采用高速宽带集成运放设计。此方案优势是电路容易实现，指标和可靠性容易得到保证。故采用此方案。 2．增益控制电路 方案一：采用场效应管或三极管控制增益。主要利用场效应管的可变电阻区（或三极管等效为压控电阻）实现增益控制，电路简单，调试复杂。 方案二：采用高速乘法器型D/A实现。利用D/A转换器的VRef作信号的输入端，D/A的输出端做输出。用D/A转换器的数字量输入端控制传输衰减实现增益控制。此方案简单易行，但经实验知：当信号频率较高时，系统容易发生自激，因此不选此方案。 方案三：利用能够压控增益的放大器实现。其特点是可以用单片机方便地预置增益。 由于主放大器可以找到压控增益的器件，本系统采用方案三。 3. 有效值测量电路 方案一：采用真有效值转换器件测量，此方案电路简单、精度高。但价格较贵，同时器件难找。现有的有效值转换器件如AD637、AD737在较高频率段无法满足本题测量要求。 方案二：采用峰值检波测量。采用峰值检波电路，检出峰值经A/D转换后由单片机转换为有效值。电路简单可靠，但前提是信号是正弦波，否则误差较大。考虑到本题要求测量的是标准正弦波，因此选择本方案。 4. 稳压电源 方案一：线性稳压电源。其中包括并联型和串联型两种结构。并联型电路复杂，效率低，仅用于对调整速率和精度要求较高的场合；串联型电路比较简单，效率较高，尤其是若采用集成三端稳压器，更是方便可靠。 方案二：开关稳压电源。此方案效率高，但电路复杂, 开关电源的工作频率通常为几十～几百KHz，基波与很多谐波均在本放大器通频带内，极容易带来串扰。 电源模块选择方案一中的串联型稳压电源。 总体系统框图如图1-2所示。 图1-2 系统框图二．理论分析与参数计算 放大器链路的组成如图2-1所示： 图2-1 主放大器电路图 图中注明了设计中每级增益的分配，并在下方依据器件的官方资料给出了各级-3dB通频带的上限。通频带计算 如图2-1，系统通频带由BUF634缓冲器、两级AD603放大器和AD844放大器共同决定，由频率响应公式可知系统增益与频率的关系如下： (式2-1) 式中：, , ，为器件资料中相应运放的通频带，为放大链路中各级放大器的中频电压放大倍数。 经计算，系统3dB带宽，符合设计要求。 2．增益控制范围及精度 为实现60dB放大能力，本设计采取两级AD603级联和后级AD844放大电路的增益分配方式。依据资料，AD603采用的是增益为-11dB～31dB、带宽90MHz的工作方式，其每级增益为： GAD603（dB）=40×Vg+10 （式2-2） 式中，Vg为AD603的增益控制电压，范围为～。 按图3-3接法，AD844放大电路增益为 ,前级输入衰减6dB, 所以整个放大器的增益为： G（dB）=2×GAD603+×Vg+ （式2-3） Vg的变化范围为～，因此理论上的增益控制范围为～ dB。 单片机通过D/A的输出电压控制AD603的增益，若采用的是8位D/A转换器，则D/A输入值KDA与AD603控制电压的对应关系为： （式2-4） 式中，KDA为D/A的输入值。 由式2-3及式2-4可知增益G与D/A输入值KDA的对应关系为： （式2-5） 则可得增益控制的理论精度为： （式2-6） 由以上分析可知，该电路满足对增益控制范围及精度的指标要求。 3．自动增益控制范围 AGC范围的计算式为： G=20log（Vs2/Vs1）-20log(VOH/VOL) （式2-7） 式中，Vs2、Vs1分别为输入信号的最大和最小值；VOH、VOL分别为输出的最大和最小值。 由式2-7推知，当输入信号的有效值为时，要保证输出电压有效值为，则AGC范围为64dB。图2-2给出了放大器在进入AGC模式后的传输特性在matlab中的仿真结果。由图知，此功能满足题目要求。图2-2 4．系统噪声 本系统噪声主要由输入端电阻热噪声、BUF634电路噪声、AD603电路噪声及AD844电路噪声等引起。在最高增益60dB状态下，对系统各级噪声分别进行近似计算： = （式2-8） = （式2-9） = （式2-10） = （式2-11） = （式2-12） 在式（2-8）～（2-12）中：取K=、T=300K、R=、B=90MHz；、、和表示各器件噪声系数，分别为4、，和2；B1、B2、B3、B4和 G1、G2、G3m、G4m分别表示各器件的带宽和增益，具体数值如图2-1所示。由此进一步可推知，系统噪声有效值及峰峰值分别为： =（式2-13） Un峰峰== （式2-14） 由以上分析可知，该电路可满足题目对噪声的指标要求。 5.运放之间的耦合电容 AD603的输入阻抗为100，为了保证9KHz以上的信号通过，把高通滤波的截止频率设置为8KHz。 由 可得，两个AD603之间应该加的电容的大小为： C2====199nF （式2-15） 选标称值 C2=330 nF。 在buf634与AD603之间所加的电容值为： C1==== 99nF （式2-16） 为了留一定的余量，取标称值C1=220 nF 同理可得，在AD603与AD844之间的电容为：C3=220 nF 三、单元电路设计与实现 综合分析本题目的基本要求和发挥部分要求，我们确定的总设计目标为完成题目全部功能和指标。各单元电路设计如下： 1. 输入缓冲电路 为了使输入阻抗 1K，带宽8KHz~10MHz，采用BB公司的BUF634来完成，本级增益为0dB 。具体电路图如下所示： 图3-1 输入缓冲级电路图 考虑到通频带带宽的要求以及降低缓冲级的输入噪声，BUF634选用30MHz带宽的电路连接形式。BUF634具有高输入阻抗，为了降低系统引入的噪声和干扰，并且满足输入阻抗大于，在BUF634的输入端对地并接一电阻。 BUF634的输出端串接一100Ω电阻，与后级AD603的输入阻抗（100Ω）构成一衰减倍数为的衰减器，以保证输入信号有较大的范围。 2．主放大电路 此电路可以由ADI公司的AD603完成。AD603在宽频带工作模式下，增益控制范围为-11dB～+31dB ，且控制电压与增益dB 数成线性关系，为达到设计目标可用两级级联。AD603的噪声谱密度只有 ，能够满足低噪声的设计要求。 图3-2 主放大电路 其具体电路如上图2-2所示，其每级增益为 （式3-1） 其中，为AD603的增益控制电压，单位伏特，范围～。故两级AD603的可控增益范围为-22dB～62dB，可以保证本电路有较大的增益预置范围和AGC控制范围。3． 输出级放大电路 本级采用AD844放大电路完成，AD844具有高达2000V/us的压摆率和很强的带负载能力，开环输出电阻15，在电源为±15V、负载电阻为600Ω时，就能够使输出电压的有效值达到。AD844的全功率带宽为20MHz,满足放大器带宽的要求。电路如图2-3所示。 图 3-3 输出级电路 鉴于主放大器AD603的最大输出电压为，AD844输出阻抗约为15，为确保在600电阻负载上输出,则设计此级增益至少为： （式3-2） 调试完成后，测得增益为倍，即。 4． 增益控制电路 采用AD7528实现。电路图如图3-4所示。 图3-4 增益控制电路有效值测量电路 该电路由峰值检波（输出时电阻分压）和A/D转换电路实现。具体电路如图3-5所示。 图3-5 图3-5中，R1的作用是把检波电路输出的电压范围转换至A/D的输入电压范围0～。经过调试，最终确定输出电压有效值与A/D数值的关系为： U有效=KAD× （式中，U有效 的单位mV） （式3-3） 其中的检波电路采用最常见的峰值检波形式，检波时常数以通频带的低端频率（）为依据来设计。对应的周期为，则检波时常数取1ms。具体器件的参数为： R1=100K，C1=10nF 电路 图3-5 峰值包络检波电路图 multisim仿真结果 图3-6 若采用如图3-7所示的电路图，则可以解决小振幅电压的测量问题，但该电路调试比较麻烦，故不采用。 图3-7 一种可测小振幅电压的检波电路6． MCU及显示键盘系统 单片机采用AT89C55,键盘控制采用专用芯片ZLG7289A,使按键的处理和控制变得简单、易控。测量输出有效值、控制增益以及实现自动增益控制都可由具体的软件算法实现。采用128*64的图形液晶显示模块作为显示界面。 为了使放大器的实用性更好，我们还用PCF8583为系统扩展了掉电保护功能，可让预设的增益值长时间保持。7．电源部分 电源提供+5V/1A、5V/ 和15V/五路输出，以保证系统正常工作。参数计算 A）输出5V电压时，输出的电流至少为，变压器输出电压为。 在内稳压器件输入级电压变化为： = （式3-4） 式中，U=为变压器交流输出电压值，Ud=为LM323K的最小管压降。为二极管压降。 滤波电容C为： 式中，ΔUIP-P为稳压器输入端纹波电压的峰峰值； T为电容放电时间； IC为电容放电电流，可取Ic=I0。 取标程值 C=4700uf B）输出+15V电压时，输出的电流至少为，变压器输出电压为。 在内稳压器件输入级电压变化为： = （式3-5） 滤波电容C为： 为了进一步减小纹波，取 C=3300uf C）输出-15V电压时，输出的电流至少为，变压器输出电压为。 与+15V计算方法相同，确定滤波电容为； C=3300 uf （式3-7）电路图 图3-8 电源电路 8. 去耦和降噪 （1）放大器级联时采用电容耦合，电容值依据通频带下限频率确定。 （2）放大器板上所有运放电源线及数字信号线均加磁珠和电容滤波。磁珠可滤除电流上的高频毛刺，电容滤除较低频率的干扰，它们配合在一起可较好地滤除电路上的串扰。其电路形式如图3-9所示。安装时尽量靠近IC电源和地。 （3）在两个焊接板之间传递模拟信号时用同 图3-9轴线，以使传输阻抗匹配，并可减少空间电磁波对本电路的干扰。 （4）数字电路部分和模拟电路部分的电源严格分开，同时数字地和模拟地电源地一点相连。（5）在BUF634的输入端及AD844的输出端都并联有小电阻，以提高系统抗干扰能力，使系统更加稳定。 四：系统软件设计与控制算法分析 1．软件功能和结构 本系统软件采用结构化程序设计方法，功能模块各自独立，包括系统初始化、程控放大模块、自动增益控制模块、测量电压有效值、按键处理模块和显示模块。软件主体流程图如下图4-1所示。图4-1主程序流程图 图4-2自动增益控制流程图2．功能模块算法设计 （1）有效值测量模块 该模块利用峰值检波方式实现电压有效值的测量。采集峰值时，采取的是采样10次、均值滤波的方式，从而减小误差，使测量更准确。所测电压的有效值与A/D的值成线性对应关系，多测量几组数据，再由式3-3求出有效值。 （2）程控增益模块 增益控制字由式2-5确定。为了保护系统，软件对设置的增益范围进行了限定，当超出0~60dB时，则视为无效输入，并显示相应提示。 （3）自动增益控制（AGC）模块 当执行AGC功能时，输出信号经过检波后，由A/D转换送入单片机，然后与AGC输出电压范围的最大值和最小值作比较，根据三者之间的大小关系改变程控放大器的增益。单片机每次读取A/D的值经过运算输出控制电压总共需要60us左右的时间，本设计中软件增益控制约为100个执行周期，即。因此软件AGC的时常数约为6ms。根据不同的要求设定软件可方便的实现可变时常数AGC。其流程如图4-2所示。 （3）按键处理模块 此系统的按键功能包括选定设计要求的九级增益（数字键1～9）、任意增益（10dB～60dB）预设、AGC功能、日期时间的显示和预设。其中增益预设对输入数据的范围进行了限定，当输入数据超出范围时，显示相应的错误提示。 （4）显示模块 采用128*64的图形液晶显示模块显示预设的增益值以及输出电压的有效值，形象直观。预设时采用反显字符的方式提示正在进行的操作，界面友好。 （5）掉电保护功能 使用实时日历钟芯片PCF8583显示当前的时间、日期，并可对其预设，还利用其内部的低压RAM实现了掉电保护功能。 五：系统测试测试条件 室温25℃，工频220V交流电源测试仪器 胜利仪器 DT890 数字式万用表 Agilent 33120A 信号发生器 15MHZ Tektronix TDS 210 数字示波器 60MHZ测试方案、结果与结果分析输入阻抗测试图5-1 阻抗测试 图5-2 幅频特性测试 如图5-1连接，用示波器测量V和Vi,则输入电阻为： = （式5-1） 表5-1 （R=Ω）f(Hz) 5K 10K 20K 80K 500K 1M 2M 4M 6M 8M V(mV) 468 424 420 420 424 420 420 408 400 392 Vi(mV) 170 148 172 172 168 172 152 156 148 128 Ri(K) 结果分析：经过测量，在5KHz到6MHz范围内满足输入阻抗1K，满足并超过了设计要求。幅频特性测试 测试电路连接如下图5-3-2，改变不同频率，分别测试输入、输出电压，按下式计算增益，得出幅频特性。 ， G=20lg AV （式5-2） 表5-2f（Hz） 7K 10K 20K 500K 2M 5M 6M 12M G（dB） 结论：由上表可看出，本放大器的3dB 带宽为7KHz~12MHz， 在20KHz~6MHz频带内增益起伏1dB ，满足并超过了题目的要求。最大增益 G max=，电路接法同图（5-2） 表5-3 F 10K 50K 500K 6M Vop-p（V） Vip-p（mV） 20 20 20 20 Gm（ dB ） 结果分析，本放大器的最大增益满足了发挥部分58dB 的要求，并达到了60 dB。增益步进测试 测试电路如下图所示：图5-3 增益步进测试 6dB步进测试 G设（ dB ） 10 16 22 28 34 40 52 46 58 Vi（mV） 50 50 50 50 20 20 20 20 20 V0（V） V0/Vi G测 | -G设| 表5-4 f=500kHz 结论：从上表可看出，6dB步进时测试的增益与预置的增益最大差值为，达到发挥部分的要求。2dB 步进测试表 表5-5 f=500kHzG设（ dB ） 42 44 46 48 50 52 54 56 Vi（mV） 20 20 20 20 20 20 20 20 V0（V） V0/Vi G测 | G测-G设| 结论：由上表可以看出，预设增益2dB步进时测试的增益与预置的增益最大差值为，达到发挥部分的要求。输出有效值显示测试改变输入信号的幅度，观察不同输出电压时的示波器显示值与液晶显示值，比较并计算出其误差。测试结果如下表：表5-6 f=1MHz G=20dBVi(mV) 5 25 50 100 200 300 400 500 560 580 600 Vo液晶（V） （V） 测试结论：从上表可以看出，单片机测试显示的电压有效值在～之间时，误差较小。在此范围外，由于A/D的限制，无法正常测试显示。（前面已论述）最大有效值输出 图5-4 最大有效值输出测量 设置增益G=40dB，调节使输出最大且不失真。 表5-7 f（Hz） 50K 100K 1M 2M 5M 6M （V） 结论：在输出信号不失真的情况下，通频带内最大输出电压有效值大于，满足并超过设计基本及发挥部分的要求。（6）AGC性能测量 切换电路到AGC功能，使输入信号从一个较小值逐渐增大，观察输出，找出输出能够稳定在～之间的输入信号范围。 图5-5 AGC性能测量 表5-8 f= 500kHz Vi（mV） 50 100 2000 5000 10000 Vo 结论: 经测试，输入信号幅值从50mV～10V之间变化时，输出能够稳定在～之间。所以，AGC控制系统的调整范围为 ，输出电压有效值稳定在到之间，满足了设计发挥部分的要求。（7）输出噪声测试图5-6 输出噪声测试 结果分析： 经测试，在增益为58dB 情况下，输出噪声电压峰-峰值为300mV , 满足题目要求。（8） ‘其他’项功能测试 A：自动计时和校时功能 能够实时地显示年、月、日、小时、分钟和秒的时间信息。 B：掉电保护功能 在前面程控功能完成的前提下测试, 观察系统断电前后初始增益值是否改变。测试结果如下表：表5-9 断电前（dB） 10 28 40 重启后（dB） 10 28 40 结论：具有计时和校时的功能，掉电保护功能正常。 C. 输出限定提示 我们设定放大器的增益范围为8dB～60dB,当设定增益超过这个范围时，液晶将显示“Input Over!”的提示。经测试，此功能实现完好。（9）电源测试三路负载均为1K，用示波器测电压。 图5-7 电源输出电压测试表5-10 +5V +15V -15V 输出电压（V） 当输出电压降至95%时，电流为最大输出电流。 图5-8 电源最大电流测试表5-11 +5V +15V -15V 最大电流（A） 给三路电源同时加上500的负载，用示波器测其纹波。 图5-9 稳压电源纹波测试表5-12 +5V +15V -15V 纹波电压（mV） 12 15 18 结果分析：电源的各项参数均满足设计要求。 六：总体结论 综合上述各部分的测试结果：本设计圆满地完成了题目基本部分的要求，还较好地完成了题目发挥部分的要求并扩展了掉电存储和输入限定等功能。前级降压、后级升压的设计不但扩展了AGC的范围，还提高了输出电压幅度。各种去耦和降噪措施的综合应用保证放大器稳定工作并且降低了噪声如果能对输出增益进行进一步实测校正或者使用性能更好的器件，还可以进一步提高指标。 七．附录： 参考文献 （ 1 ）《电子线路设计、试验、测试》 谢自美主编 华中理工大学出版社出版 （ 2 ）《第四届全国电子设计竞赛获奖作品选编》第三届全国电子设计竞赛组委会编 北京理工大学出版社出版 （ 3 ）《全国大学生电子设计竞赛获奖作品精选 1994-1999 》全国大学生电子设计竞赛组委会编 北京理工大学出版社 （ 4 ）《 MCS-51 系列单片机应用系统设计》何立民编著 北京航空航天大学出版社出版 （ 5 ）《电子测量》 刘国林 殷贯西等编著 机械工业出版社出版 （ 6 ）《一种性能优良的自动增益控制电路》 张淑娥 杨再旺 李文田 华北电力大学 2.整个系统完整的电路图 （1）主要功能实现电路（2）最小系统板（3）电源部分 3．重要芯片资料器件特性：·“Linear in dB”Gain control·pin programmable gain ranges -11dB to +31dB with 90MHz · input noise spectral density·线性增益（以dB为单位）控制；·输入噪声谱密度；·275输出信号压摆率；·90MHz 带宽下可实现-11dB到+31dB增益变化范围； · dB典型增益控制精度；·带宽独立于可变增益。 BUF634特性：·HIGH OUTPUT CURRENT: 250mA·SLEW RATE: 2000V/s·PIN-SELECTED BANDWIDTH: 30MHz to 180MHz·WIDE SUPPLY RANGE: to 18V AD 844特性：·Wide Bandwidth: 60 MHz at Gain of –1·Wide Bandwidth: 33 MHz at Gain of –10·Very High Output Slew Rate: Up to 2000 V/_s·20 MHz Full Power Bandwidth, 20 V p-p, RL = 500 _·Fast Settling: 100 ns to (10 V Step)·Differential Gain Error: at MHz·Differential Phase Error: at MHz·High Output Drive: 650 mA into 50 _ Load·Low Offset Voltage: 150 mV Max (B Grade)·Low Quiescent Current: mA·Available in Tape and Reel in Accordance with·EIA-481A Standard
学参数测量技术涉及范围广，特别是微电压、微电流、高电压以及待测信号强弱相差极大的情况下，既要保证弱信号的测量精度又要兼顾强信号的测量范围，在技术上有一定的难度。传统的低成本仪表在测量电压、电阻时都采用手动选择档位的方法来转换量程。在使用中，当忘记转换档位时，会造成仪表测量精度下降或损坏。 现代电子测量对系统的精度要求越来越高且智能化程度也越来越高。全量程无档自动量程转换电压表和电阻表是在保证测量精度不下降的前提条件下省去手动转换量程的工作，得到了广泛应用。 本文介绍了一种基于AT89S52单片机的智能多用表。该表能在单片机的控制下完成直流电压、电阻和直流电流的测量。测量电流部分采用了简单的I/V转换电路完成测试；测量电压部分结合模拟开关CD4051和运算放大器OP07构成程控放大器，实现了自动量程转换；测量电阻部分也由模拟开关CD4051和运算放大器OP07相结合，在单片机控制下完成了自动量程转换。电流、电压和电阻的最终测量信号都在单片机的控制下由12位A/D转换器TLC2543进行采集，采集的信号经单片机数据处理后通过LCD（12864）显示出来，测量结果还可以由带有串行EEPROM的CPU存储器和监控器的X25045进行多个数据保存。 关键词：TLC2543 自动量程转换 程控增益放大器 电压 电阻 电流 目录 摘要1 Abstract 2 第一章 绪论 5 1. 1 概述 5 1. 2 智能仪器/仪表国内外发展概况 5 1. 3 课题研究目的及意义 6 第二章 系统结构及功能介绍 8 2. 1 系统功能和性能指标 8 2. 1. 1 仪表功能 8 2. 1. 2 性能指标 8 2. 1. 3 本机特色 8 2. 1. 4 系统使用说明 9 2. 2 系统工作原理概述 9 第三章 方案设计与论证 11 3. 1 量程选择的设计与论证 11
你这不是03年的题 是09年的C题吧
1、论文题目：要求准确、简练、醒目、新颖。2、目录：目录是论文中主要段落的简表。（短篇论文不必列目录）3、提要：是文章主要内容的摘录，要求短、精、完整。字数少可几十字，多不超过三百字为宜。4、关键词或主题词：关键词是从论文的题名、提要和正文中选取出来的，是对表述论文的中心内容有实质意义的词汇。关键词是用作机系统标引论文内容特征的词语，便于信息系统汇集，以供读者检索。 每篇论文一般选取3-8个词汇作为关键词，另起一行，排在“提要”的左下方。主题词是经过规范化的词，在确定主题词时，要对论文进行主题，依照标引和组配规则转换成主题词表中的规范词语。5、论文正文：（1）引言：引言又称前言、序言和导言，用在论文的开头。 引言一般要概括地写出作者意图，说明选题的目的和意义, 并指出论文写作的范围。引言要短小精悍、紧扣主题。〈2）论文正文：正文是论文的主体，正文应包括论点、论据、 论证过程和结论。主体部分包括以下内容：a.提出-论点；b.分析问题-论据和论证；c.解决问题-论证与步骤；d.结论。6、一篇论文的参考文献是将论文在和写作中可参考或引证的主要文献资料，列于论文的末尾。参考文献应另起一页，标注方式按《GB7714-87文后参考文献著录规则》进行。中文：标题--作者--出版物信息（版地、版者、版期）：作者--标题--出版物信息所列参考文献的要求是：（1）所列参考文献应是正式出版物，以便读者考证。（2）所列举的参考文献要标明序号、著作或文章的标题、作者、出版物信息。
减速器毕业论文目论
A single-stage cylindrical gear reducer, mainly by the owners, driven shift gears, bearings, ring, cover, owners, vice shell, spline shaft, which sets the spline flange, gland, the bearings Block Group into. Characterized by active gear shift is a step-like, one end of the Department of shift gears and gear driven link, and the other end with bearings, ring fixed connection, the bearings and bearing the coat connection, bearing housing and sub-surface connection. Because of this reducer the main, from the use of gear shift gear and take the initiative to shift gears to increase the other side of the Department of bearings, bearing, cantilever past, and to strengthen the work of gear strength, increased the life span of reducer. The following is a design statement: Modified parameters: the work of a conveyor belt pulling force: 2300N Conveyor belt speed: / s Roller diameter: 400mm Daily working hours: 24h Transmission Work Experience: 3 years
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=
减速器测绘毕业论文
我认为到中国知网找，最好
谁能把下面这段改造C618普通车床的文字,用AutoCAD制作一下,然后截大图发过来,急急急急急急急急急 高分悬赏 !!!!!!!!!!!!!!!(毕业论文赶时间)qq 3627923751、进给机构改造 拆掉普通丝杆、光杆进给箱、溜板箱，换上滚珠丝杠螺母副；安装螺距6的滚珠丝杠，X和Z轴配置三相混合式步进电机，其减速箱速比为1︰4，为提高加工精度，采用双片齿轮错齿法消除间隙。另外，在2个轴的床身上分别按装限位保护和机械原点用的接近开关。纵向进给机构的改造：利用原机床进给箱的安装孔和销孔安装齿轮箱体。滚珠丝杠仍安装在原丝杠的位置，两端采用原固定方式，这样可减小改装现场，并由于滚珠丝杠的摩擦系数小于原丝杠，从而使纵向进给整体刚性略优于以前。横向进给机构改造：保留原手动机构，用于调整操作，原有的支撑结构也保留，步进电机、齿轮箱体安装在中拖板的后侧。纵、横向齿轮箱和丝杠全部加防护罩，以保持防尘和机床整体美观。改造后的横向进给系统如图2所示。2、换刀机构的改造改造 在车床加工中常用外圆刀、内园刀、切割刀、螺纹切削刀4种，因此，电动刀架选择四工位免抬刀式。拆除原手动刀架和小拖板，装上数控电动刀架上。3、主轴进给机构改造 保留原主轴变速箱和手动换档机构，增加主轴电机正反转、电磁制动的电控装置，加装光电编码器并使其与主轴保持1︰1的比例关系。编码器与车床主轴之间用弹性元件联结，具体用波纹管联结。三、电气系统改造设计1、主控电路的设计主轴变速以及正、反转控制采用变频器调速控制，数控刀架正、反转通过改变电路相序来实现，2、主控电路设计主控电路完成数控系统、主轴电机、数控刀架以及驱动系统供电控制。数控系统I/0接口主要实现与编码器接口、步进电机控制接口、数控刀架接口和开关量输入输出接口。主轴编码器反馈信号接口。9芯D型插座，接受主轴编码器的头脉冲、码道脉冲，所选编码器每转脉冲应为1024P。X轴、Z轴及主轴控制接口。15芯D型插座，用来控制X轴、Z轴步进电机的运动和主轴的转速。开关量输入输出接口。37芯D型插座，开关量输入输出类型：①冷却液控制口；②辅助输入输出口；③刀架控制信号；④主轴控制信号；⑤主轴换档控制口；⑥超程信号输入口；⑦回零信号输入口。RS-232通讯接口。9芯D型插座，用于连接RS232C接口的计算机或外部设备。
第2章主减速器的结构设计过程 设计方案的确定 主减速比的计算主减速比对于主减速器的结构形式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高单位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。 的选择应在汽车总体设计时和传动系统的总传动比一起由则和那个车动力计算来确定。可利用在不同的功率平衡图来计算对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择 值，可是汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。 为了得到足够的功率儿使得最高车速稍微有所下降，一般选的比最小值大10%~25%，即按照下是选择：i =()=() 2400/(80 1 1 )=式中：r ——车轮的滚动半径 i ——变速器最高档传动比（为直接档） i ——分动器或动力器的最高档传动比 i ——轮边减速器的传动比 主减速器结构方案的确定（1）双曲面齿轮具有一系列的优点，因此比螺旋齿轮应用更加广泛。本次设计也采用双曲面齿轮。 （2）主减速器主动锥齿轮的支撑形式及其安装方式的选择，本次设计用：主动锥齿轮：悬臂式支撑（圆锥滚子轴承） 从动锥齿轮：跨置式支撑（圆锥滚子轴承） （3）从动锥齿轮的支撑方式和安装方式的选择 从动锥齿轮的两端支撑多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端相向外。为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。主减速器从动锥齿轮采用无辐式结构并采用细牙螺钉以精度较高的紧配固定在差速器壳的凸缘上。（4）主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 支撑主减速器的圆锥滚子轴承需要预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增加支撑刚度。分析可知，当轴向力于弹簧变形呈线性关系时，预紧使轴向位移减小至原来的1/2。预紧力虽然可以增大支撑刚度，改善齿轮的啮合和轴承工作条件，但当预紧力超过某一个理想值时，轴承寿命会急剧下降。主减速器轴承的预紧值可以取为发动机最大转矩时换算做得轴向力的30%。主动锥齿轮轴承预紧度的调整采用波形套筒，从动齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母。（5）主减速器的减速形式 主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、主减速及其轮边减速等。减速形式的选择与汽车的类别及使用条件有关，有时也与制造厂的产品系列及其制造条件有关，但是它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求得主减速比的大小及其驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及其布置形式等。通常主减速比不大于的各种中小汽车上。 主减速器的基本参数选择与设计计算 主减速器齿轮载荷的计算通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档位传动比时和驱动车轮打滑两种情况作用下主减速器从动齿轮上的转矩(T ，T )较小者，作为载货汽车计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即式中：T ——发动机最大转矩1070N*M i ——由发动机所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比根据同类型的车型的变速器传动比选择i =式中： ——上述传动部分的效率，取 = k ——超载系数，取k = n——驱动桥数目2 G ——汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷，N；但是后桥来说还应该考虑到汽车加速时负荷增大值，但是可以取 ，i ——分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比，分别是和由式（2—1）,式（2—2）求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即是主减速器的平均计算转矩为式中：G ——汽车满载总重32000 G ——所牵引的挂车满载总重，N，仅用于牵引车取G =0 f ——道路滚动阻力系数，货车通常取， f ——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。货车通常取，可以取f = f ——汽车性能系数当 主减速器齿轮参数的选择z （1）齿数的选择 对于单级主减速器，i 6时，z 的最小值可以取为5，但是为了啮合平稳及提高疲劳强度，z 最好大于5.当i 较小时，z 可以取7~12，但是这时常常会因为主动齿轮、从动齿轮的尺寸太大而不能保证所要求桥下离地间隙为了磨合均匀，主动齿轮、从动齿轮的齿数之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于载货汽车应不少于40.多以取为z 17 ，z2为38.（2）节圆直径的选择 根据从动锥齿轮大的计算转矩（见式2—2，式2—3）并取两者中较小的一个为计算依据，按照经验公示选出： 式中：K ——直径系数，取K =13~16 T ——计算转矩，N*M，取T =T =*M计算得，d =,考虑到此车是重型载重卡车，其经常工作在超载的情况下，初取d =286mm。 （3）齿轮断面模数的选择 d 选定后，可以按式m= 算出从动齿轮大端模数，m=5,并用下式校核 （4）齿面宽的选择 汽车主减速器螺旋锥齿轮齿面宽度推荐为：F= =,考虑其超载情况，可初取F=60mm。（5）双齿面齿轮的偏移距E 轿车、轻型客车和轻型载货汽车主减速器的E值，不应超过从动齿轮节锥距A 的40%(接近于从动齿轮节圆直径d 的20%)；传动比则E也越大，大传动比的双曲面齿轮传动，偏移距E可达到从动齿轮节圆直径d 的20%-30%。当E大于d 的20%时，应检查是否发生根切。（6）双曲面齿轮的偏移方向 由从动齿轮的锥顶向其齿面看去并使主动齿轮右侧，这时如果主动齿轮在从动齿轮下方时为下偏移。下偏移时主动齿轮的旋转方向为左旋，从动齿轮为右旋。（7）螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋方向 对着齿面看去，如果齿轮的弯曲方向从其小端到大端为顺时针走向时则称为右旋齿，反时针时则成为左旋齿。主从动齿轮螺旋方向是不同的。螺旋锥齿轮与双曲面齿轮在传动时所产生的轴向力，其方向决定于齿轮的螺旋方向和旋转方向。判断齿轮的旋转方向是顺时针还是逆时针时，要向齿轮背面看去。所以主动齿轮螺旋方向是左旋，旋转方向是顺时针。（8）螺旋角的选择 双曲面齿轮传动，由于有了偏移距而使主从动齿轮的名义螺旋角不等，且主动齿轮的大，而从动齿轮的小。螺旋角应满足足够大以使m =.。因越大就越平稳噪声就越低。螺旋角过大时会引起轴向力也越大因此有一个适当的范围。 “格里森”制推荐用下式，近似的预选为主动齿轮螺旋角的名义值式中： ——主动齿轮名义（中点）螺旋角的预选值 预选 后尚需要用刀号来加以校正。首先要求出近似刀号近似刀号=式中 ， ——主、从动齿轮的齿根角，以“分”表示。 按照近似刀号选取与其最接近的标准刀号（计有：然后按照选定的标准刀号反着算螺旋角 ：式中 标准刀号为3 最后选用的 与 之差不得超过5. （9）齿轮法向压力角的选择 格里森规定载货汽车和重型汽车则应该分别选用20 和22 30 的发向压力角，对于双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿的法相压力角不等，因此应按照平均压力角考虑，载货汽车选用22 30 的平均压力角。（10）铣刀盘名义直径2r 的选择 按照从动齿轮节圆直径d 选取刀盘名义直径r =。 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算与强度计算有附录1计算（1） 主减速器圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算 双重收缩齿的优点在于能够提高小齿轮粗切工序。双重收缩齿的齿轮参数，其大、小齿轮根锥角的选定是考虑到用一把使用上最大的刀顶距地粗切刀，切出沿着齿面宽的方向正确的吃后收缩来。当打齿轮直径大于刀盘半径时采用这种方法是最好的。圆弧齿双面齿轮的这一计算方法适用于轴交角为90 的所有传动比，但是应该使z 6 , z + z 40。此计算方法限制用于格里森刀盘切齿。对于大齿轮直径超过650mm或小齿轮轴线偏移距E大于100mm时候，必须另行考虑。由附录双曲面齿轮计算用表第65项求的的齿轮线曲率半径 r 与第7项选定的刀盘半径r 的1%。否则需要重新计算20项至65项。如果r Wheel gears spreading to move is a the most wide kind of the application spreads to move a form in the modern main advantage BE:The① spreads to move to settle, work than in a moment steady, spread to move accurate credibility, can deliver space arbitrarily sport and the motive of the of two stalks；Power and speed scope② applies are wide；③ spreads to move an efficiency high, =；④ work is dependable, service life long；⑤ Outline size outside the is small, structure tightly wheel gear constituted to；；；from wheel gear, stalk, bearings and box body decelerates a machine, useding for prime mover and work machine or performance organization of, have already matched to turn soon and deliver a function of turning , the application is extremely extensive in the modern machine.⑥ Local deceleration machine much with the wheel gear spread to move, the pole spread to move for lord, but widespread exist power and weight ratio small, or spread to move ratio big but the machine efficiency lead a low are also many weaknesses on material quality and craft level moreover, the especially large deceleration machines problem is more outstanding, the service life isnt deceleration machine of abroad, with Germany, Denmark and Japan be placed in to lead a position, occupying advantage in the material and the manufacturing craft specially, decelerating the machine work credibility like, service life it spreads to move a form to still take settling stalk wheel gear to spread to move as lord, physical volume and weight problem, dont also resolve likeThe direction which decelerates a machine to is the facing big power and spread to move ratio, small physical volume, high machine efficiency and service life to grow greatly nowadays the connecting of machine and electric motor body structure is also the form which expands strongly, and have already produced various structure forms and various products of power model close to ten several in the last yearses, control a technical development because of the modern calculator technique and the number, make the machine process accuracy, process an efficiency to raise consumedly, pushed a machine to spread the diversification of movable property article thus, the mold piece of the whole machine kit turns, standardizing, and shape design the art turn, making product more fine, the beauty a set a machine material in 21 centuries medium, the wheel gear is still a machine to spread a dynamic basic tool machine and the craft technical development, pushed a machine to spread to move structure to fly to develop spreading to move the electronics control, liquid in the system design to press to spread to move, wheel gear, take the mixture of chain to spread to move, will become become soon a box to design in excellent turn to spread to move a combination of academics that is in spread move the design crosses, will become new spread a movable property article the important trend of the character：Reduction gear、 Bearing 、gear 、mechanical drive摘要齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式.它的主要优点是：① 瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，可传递空间任意两轴之间的运动和动力；② 适用的功率和速度范围广；③ 传动效率高，=；④ 工作可靠、使用寿命长；⑤ 外轮廓尺寸小、结构紧凑.由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器,用于原动机和工作机或执行机构之间,起匹配转速和传递转矩的作用,在现代机械中应用极为广泛.国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题.另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长.国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长.但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好.当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展.减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品.近十几年来,由于近代计算机技术与数控技术的发展，使得机械加工精度，加工效率大大提高，从而推动了机械传动产品的多样化，整机配套的模块化，标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精致，美观化.在21世纪成套机械装备中,齿轮仍然是机械传动的基本部件.CNC机床和工艺技术的发展,推动了机械传动结构的飞速发展.在传动系统设计中的电子控制、液压传动、齿轮、带链的混合传动,将成为变速箱设计中优化传动组合的方向.在传动设计中的学科交叉,将成为新型传动产品发展的重要趋势.关键字：减速器 轴承 齿轮 机械传动SummaryThis time graduate the design to have the contents a to design concerning the machine that decelerate the complets the machine is a kind of from close to move in the rigid wheel gear in the hull is an independent complete organization .Pass thisa design can then the first step controls general simple a set of complete designs step and methods of the time graduate the design to introduce the type function of the deceleration machine and constitute the etc. primarily , made use of learned the knowledge .Such as:Machine graphics ,the metals material craft learns the theories knowledge that business trip learn. In actual production can analysis definitely reach agreement .The general type that decelerate the machine has:The cylinder wheel gear decelerates the machine ,cone wheel gear decelerates the machine ,wheel pole decelerates the machine ,stalk park type decelerates machine ,assembles type decelerate machine ,couplet type decelerate machine ,couplet type decelerate machine .Further educated in this time design independent ability that engineering design, set up the right design thought controls the in common use machine spare parts ,the machine spread to move the device with the simple machine design of method with step ,the consideration that request synthesize usage the request of economic craft etc . make sure the reasonable design project .Key phrase: reducer rigidity technolic components/zeroporatPrecent/project摘要这次毕业设计是由封闭在刚性壳内所有内容的齿轮传动是一独立完整的机构.通过这一次设计可以初步掌握一般简单机械的一套完整的设计及方法，构成减速器的通用零部件.这次毕业设计主要介绍了减速器的类型作用及构成等，全方位的运用所学过知识.如：机械制图，金属材料工艺学公差等以学过的理论知识.在实际生产中得以分析和解决.减速器的一般类型有：圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器、齿轮.蜗杆减速器、轴装式减速器、组装式减速器、轴装式减速器、联体式减速器.在这次设计中进一步培养了工程设计的独立能力，树立正确的设计思想掌握常用的机械零件，机械传动装置和简单机械设计的方法和步骤，要求综合的考虑使用经济工艺等方面的要求.确定合理的设计方案.关键词：减速器 刚性 工艺学 零部件 方案Planetary gear reducer gear reducer than the normal small size, light weight, high efficiency and transmission power range, etc, widely applied gradually. At the same time its drawbacks are: material quality, complex, high precision manufacturing, more difficult to install, design complex calculations than the average speed reducer. but on the planet as people drive technology further in-depth understanding and knowledge as well as the introduction of foreign planetary transmission and absorption of technology to drive the structure and contain its way are constantly improving, and continuously improve the level of production technology, can produce a better planetary gear to a general load of gear strength, geometric dimensions of the design calculation, and then to carry out transmission ratio conditions, concentric condition, the assembly conditions, design and calculation of the adjacent conditions, thanks to the number of planetary gear transmission, also must be contained institutions and the design of floating volume gear drive according to the composition of basic enough pieces can be divided into: 2KH, 3K, and KHV are three. If the meshing of gears by the way, can be divided into: NGW-type, NN-based, WW-type, WGW type, NGWN type and N-type and so on. I designed planetary gear is 2KH NGW planetary transmission type.行星轮系减速器较普通齿轮减速器具有体积小、重量轻、效率高及传递功率范围大等优点，逐渐获得广泛应用.同时它的缺点是：材料优质、结构复杂、制造精度要求较高、安装较困难些、设计计算也较一般减速器复杂.但随着人们对行星传动技术进一步的深入地了解和掌握以及对国外行星传动技术的引进和消化吸收，从而使其传动结构和均载方式都不断完善，同时生产工艺水平也不断提高，完全可以制造出较好的行星齿轮传动减速器.根据负载情况进行一般的齿轮强度、几何尺寸的设计计算，然后要进行传动比条件、同心条件、装配条件、相邻条件的设计计算，由于采用的是多个行星轮传动，还必须进行均载机构及浮动量的设计计算.行星齿轮传动根据基本够件的组成情况可分为：2KH、3K、及KHV三种.若按各对齿轮的啮合方式，又可分为：NGW型、NN型、WW型、WGW型、NGWN型和N型等.我所设计的行星齿轮是2KH行星传动NGW型.● What is the ball screw?So that the movement of objects, generally speaking, the movement will need to generate power, directly or indirectly through other organizations to convey to the Department of the final movement. Case of the automobile, gasoline engine, due to the combustion piston to move up and down, and through intermediaries ultimately delivered to the wheels to make it happen rotary 's world, able to represent the mechanical and plant a variety of sports organizations, we can say without exception, have some form of motor conduction institutions. Ball screw is rotary motion into linear motion, or linear motion into rotary motion of the most reasonable product.● ball screw specialties1, compared with the sliding torque of ball screw 1 / 3As the ball screw of the screw shaft and the wire between the mother doing a lot of ball rolling motion, so the movement can get higher efficiency. And compared to the last slide ball screw drive torque to 1 / 3 of the following, that is required to achieve the same results of dynamic movement to use the scroll ball screw 1 / 3. Was helpful in , high precision to ensureBall screw is made in Japan De mechanical device world's highest level of coherence produced, especially in research and cutting, assembly, Jian Chage processes of the factory environment, the temperature • humidity 进行 a strictly controlled quality management Youyuwanshan system so that accuracy can be fully , micro-feed mayAs the ball screw is the use of ball movement, so a very small starting torque, does not appear as a creeping phenomenon of sliding movement can ensure accurate , no backlash, high rigidityBall screw can be added to the pressure, the pressure due to the axial clearance can reach negative values, and then get a higher rigidity (within the ball screw ball through to add to the pressure in actual use mechanical devices, because of ball The repulsion can increase the rigidity of the Department of silk mother).5, high-speed feed mayBall screw, sport, high efficiency, small heat, so can achieve high-speed feed (Sports).●滚珠丝杠副是什么?使物体运动时，一般来讲需要将动力产生的运动直接或通过其他机构间接地传达到最终运动部。以汽车为例，在发动机内由于汽油的燃烧使活塞上下移动，再通过中间机构最终传递到车轮使之发生回转运动。当今世界中，能代表机械的、有各种运动机构的装置，可以说无一不是具有某种形式的运动传导机构。滚珠丝杠副是将回转运动转化为直线运动，或将直线运动转化为回转运动的最合理的产品。●滚珠丝杠副的特长1、与滑动丝杠副相比驱动力矩为1/3由于滚珠丝杠副的丝杠轴与丝母之间有很多滚珠在做滚动运动，所以能得到较高的运动效率。与过去的滑动丝杠副相比驱动力矩达到1/3以下，即达到同样运动结果所需的动力为使用滚动丝杠副的1/3。在省电方面很有帮助。2、高精度的保证滚珠丝杠副是用日本制造的世界最高水平的机械设备连贯生产出来的，特别是在研削、组装、检查各工序的工厂环境方面，对温度•湿度进行了严格的控制，由于完善的品质管理体制使精度得以充分保证。3、微进给可能滚珠丝杠副由于是利用滚珠运动，所以启动力矩极小，不会出现滑动运动那样的爬行现象，能保证实现精确的微进给。4、无侧隙、刚性高滚珠丝杠副可以加予压，由于予压力可使轴向间隙达到负值，进而得到较高的刚性（滚珠丝杠内通过给滚珠加予压力，在实际用于机械装置等时，由于滚珠的斥力可使丝母部的刚性增强）。5、高速进给可能滚珠丝杠副由于运动效率高、发热小、所以可实现高速进给（运动）。 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=减速器机构毕业论文