多级齿轮传动啮合参数优化研究

齿轮的基本参数和计算定律

87一基本参数 表示；α齿顶圆：轮齿齿顶所对应的圆称为齿顶圆，其直径用d 齿根圆：齿轮的齿槽底部所对应的圆称为齿根圆，直径用df表示。 齿厚：任意直径dk的圆周上，轮齿两侧齿廓间的弧长称为该圆上的齿厚，用sk表示；齿槽宽：任意直径dk的圆周上，齿槽两侧齿廓间的弧长称为该圆上的齿槽宽，用ek表示； 齿距：相邻两齿同侧齿廓间的弧长称为该圆上的齿距，用表示。设z 为齿数，则根据齿距定义可，故。 齿轮不同直径的圆周上，比值不同，而且其中还包含无理数;π k也是不等的。α又由渐开线特性可知，在不同直径的圆周上，齿廓各点的压力角 分度圆：为了便于设计、制造及互换，我们把齿轮某一圆周上的比值规定为标准值(整数或较完整的有理数)，并使该圆上的压力角也为标准值，这个圆称为分度圆，其直径以d表示。 表示，我国国家标准规定的标准压力角为20°α压力角：分度圆上的压力角简称为压力角，以

模数：分度圆上的齿距p对π的比值称为模数，用m表示，单位为mm，即。模数是齿轮的主要参数之一，齿轮的主要几何尺寸都与模数成正比，m越大，则p越大，轮齿就越大，轮齿的抗弯能力就越强，所以模数m又是轮齿抗弯能力的标志。 顶隙：顶隙c=c*m是指一对齿轮啮合时，一个齿轮的齿顶圆到另一个齿轮的齿根圆的径向距离。顶隙有利于润滑油的流动。 表示；α齿顶高：轮齿上介于齿顶圆和分度之间的部分称为齿顶，其径向高度称为齿顶高， 用 h 齿根高：轮齿上介于齿根圆和分度之间的部分称为齿根，其径向高度称为齿根高，用hf 表示 标准齿轮： 标准齿轮：分度圆上齿厚与齿槽宽相等，且齿顶高和齿根高为标准值的齿轮为标准齿轮。因此，对于标准齿轮有 模数和齿数是齿轮最主要的参数。 在齿数不变的情况下，模数越大则轮齿越大，抗折断的能力越强，当然齿轮轮坯也越大，空间尺寸越大； 模数不变的情况下，齿数越大则渐开线越平缓，齿顶圆齿厚、齿根圆齿厚相应地越厚；

汽车动力传动系参数优化设计

汽车理论Project 第一章汽车动力性与燃油经济性数学模型立 1.汽车动力性与燃油经济性的评价指标 1.1 汽车动力性评价 汽车的动力性是指汽车在良好路面上直线行驶时由汽车受到的纵向外力决定的、所能达到的平均行驶速度。汽车的动力性主要可由以下三方面的指标来评定： (1)最高车速：最高车速是指在水平良好的路面(混凝土或沥青)上汽车能达到的最高行驶速度。它仅仅反映汽车本身具有的极限能力，并不反映汽车实际行驶中的平均车速。 (2)加速能力：汽车的加速能力通过加速时间表示，它对平均行驶车速有着很大影响，特别是轿车，对加速时间更为重视。当今汽车界通常用原地起步加速时间与超车加速时间来表明汽车的加速能力。原地起步加速时间是指汽车由第I挡或第II挡起步，并以最大的加速强度（包括选择适当的换挡时机）逐步换至最高挡后达到某一预定的距离或车速所需要的时间。超车加速时间是指用最高挡或次高挡内某一较低车速全力加速至某一高速所需要的时间。 (3)爬坡能力：汽车的爬坡能力是指汽车满载时用变速器最低挡

在良好路面上能爬上的最大道路爬坡度。 1.2 汽车燃油经济性评价 汽车的燃油经济性是指在保证汽车动力性能的前提下，以尽量少的燃油消耗量行驶的能力。汽车的燃油经济性主要评价指标有以下两方面： (1)等速行驶百公里燃油消耗量：它指汽车在一定载荷（我国标准规定轿车为半载、货车为满载）下，以最高挡在良好水平路面上等速行驶100km的燃油消耗量。行驶的燃油消耗量。 (2)多工况循环行驶百公里燃油消耗量：由于等速行驶工况并不能全面反映汽车的实际运行情况。汽车在行驶时，除了用不同的速度作等速行驶外，还会在不同情况下出现加速、减速和怠速停车等工况，特别是在市区行驶时，上述行驶工况会出现得更加频繁。因此各国都制定了一些符合国情的循环行驶工况试验标准来模拟实际汽车运行 状况，并以百公里燃油消耗量来评价相应行驶工况的燃油经济性。1.3 汽车动力性与燃油经济性的综合评价 由内燃机理论和汽车理论可知，现有的汽车动力性和燃油经济性指标是相互矛盾的，因为动力性好，特别是汽车加速度和爬坡性能好，一般要求汽车稳定行驶的后备功率大；但是对于燃油经济性来说，后备功率增大，必然降低发动机的负荷率，从而使燃油经济性变差。从汽车使用要求来看，既不可脱离汽车燃油经济性来孤立地追求动力性，也不能脱离动力性来孤立地追求燃油经济性，最佳地设计方案是在汽车的动力性与燃料经济性之间取得最佳折中。目前，在进行动力

齿轮基本参数

齿轮基本参数：螺纹计算公式 1、齿数Z 闭式齿轮传动一般转速较高，为了提高传动的平稳性，减小冲击振动，以齿数多一些为好，小一些为好，小齿轮的齿数可取为z1=20~40。开式（半开式）齿轮传动，由于轮齿主要为磨损失效，为使齿轮不致过小，故小齿轮不亦选用过多的齿数，一般可取z1=17~20。 为使齿轮免于根切，对于α=20o的标准支持圆柱齿轮，应取z1≥17。Z2=u·z1。 2、压力角α rb=rcosα=1/2mzcosα 在两齿轮节圆相切点P处，两齿廓曲线的公法线（即齿廓的受力方向）与两节圆的公切线（即P点处的瞬时运动方向）所夹的锐角称为压力角，也称啮合角。对单个齿轮即为齿形角。标准齿轮的压力角一般为20‖。在某些场合也有采用α＝14.5°、15°、22.50°及25°等情况。 3、模数m=p/ π 齿轮的分度圆是设计、计算齿轮各部分尺寸的基准，而齿轮分度圆的周长＝πd＝z p 模数m是决定齿轮尺寸的一个基本参数。齿数相同的齿轮模数大，则其尺寸也大。 4、齿顶高系数和顶隙系数—h*a 、C* 两齿轮啮合时，总是一个齿轮的齿顶进入另一个齿轮的齿根，为了防止热膨胀顶死和具有储成润滑油的空间，要求齿根高大于齿顶高。为次引入了齿顶高系数和顶隙系数。 正常齿：h*a =1；C*=0.25 短齿：h*a =0.8；C*=0.3 一般的直齿圆柱齿轮,啮合的条件是: 模数相等,压力角相等 一、60°牙型的外螺纹中径计算及公差（国标GB 197/196） a. 中径基本尺寸计算:螺纹中径的基本尺寸=螺纹大径-螺距×系数值 公式表示:d/D-P×0.6495 例:外螺纹M8螺纹中径的计算 8-1.25×0.6495=8-0.8119≈7.188 b.常用的6h外螺纹中径公差(以螺距为基准) 上限值为‖0‖ 下限值为P0.8-0.095 P1.00-0.112 P1.25-0.118 P1.5-0.132 P1.75-0.150 P2.0-0.16 P2.5-0.17

汽车动力传动系统参数优化匹配方法

1 机械传动汽车动力传动系统参数的优化通常包括发动机性能指标的优选，机械变速器传动比的优化和驱动桥速比的优化，以下分别阐述。 7.1汽车发动机性能指标的优选方法 在汽车设计中，发动机的初选通常有两种方法： 一种是从保持预期的最高车速初步选择发动机应有功率来选择的，发动机功率应大体上等于且不小于以最高车速行驶时行驶阻力功率之和；一种是根据现有的汽车统计数据初步估计汽车比功率来确定发动机应有的功率。 在初步选定发动机功率之后，还需要进一步分析计算汽车动力性和燃料经济性，最终确定发动机性能指标（如发动机最大转矩，最大转矩点转速等）。 通常在给定汽车底盘参数、整车性能要求（如最大爬坡度max i ，最高车速m ax V ，正常行驶车速下百公里油耗Q ，原地起步加速时间t 等），以及车辆经常运行工况条件下，就可以选择发动机的最大转矩T emax ，及其转矩n M ，最大功率max e P 及其转速P n ，发动机最低油耗率min e g 和发动机排量h V 。 在优选发动机时常常遇到两种情况：一种情况是有几个类型的发动机可供选择，在整车底盘参数和车辆经常行驶工况条件确定时，这属于车辆动力传动系合理匹配问题，可用汽车动力传动系统最优匹配评价指标来处理。 第二种情况是根据整车性能要求和汽车经常行驶工况条件来对发动机性能提出要求，作为发动机选型或设计的依据，而这时发动机性能是未知的。 对于计划研制或未知性能特性指标的发动机性能可看作为发动机设计参数和运行参数的函数，此时，外特性和单位小时燃油消耗率可利用表示发动机的简化模型。 优选汽车发动机参数的方法: （1） 目标函数F （x ） 目标函数为汽车行驶的能量效率最高。 （2） 设计变量X ],,,,[max h M p e em V n n P T X

汽车传动系参数的优化匹配研究(精)

汽车传动系参数的优化匹配研究 课题分析： 汽车的动力性、燃油经济性和排放特性是汽车的重要性能。如何在保证汽车具有良好动力性的同时尽量降低汽车的油耗并获得良好的排放特性，是汽车界需要解决的重大问题。传动系参数的优化匹配设计是解决该问题的主要措施之一。 汽车传动系参数的优化匹配设计是在汽车总质量、质量的轴荷分配、空阻及滚阻等量已确定的情况下，合理地设计和选择传动系参数，从而大幅提高匹配后汽车的动力性、燃油经济性和排放特性。 以往传动系统参数设计依靠大量的实验和反复测试完成，耗时长，费用高，计算机的广泛应用和新的计算方法的出现，使得以计算机模拟计算为基础的传动系设计可在新车的设计阶段就较准确地预测汽车的动力性、经济性和排放特性，经济且迅速。 目前国内围绕汽车传动系参数的设计和优化，主要在以下几个方面展开工作：①汽车传动系参数优化匹配设计评价指标的研究；②汽车传动系各部分数学模型的研究，特别是传动系各部分在非稳定工况下模型的研究；③按给定工况模式的模拟研究；④按实际路况随机模拟的研究；⑤传动系参数优化模型的研究；⑥模拟程序的开发和研究。 检索结果： 所属学科：车辆工程 中文关键字：汽车传动系参数匹配优化 英文关键字：Power train；Optimization；Transmission system; Parameter matching; 使用数据库：维普；中国期刊网；万方；Engineering village;ASME Digital Library 文摘： 维普： 检索条件: ((题名或关键词=汽车传动系)*(题名或关键词=参数))*(题名或关键词=优化)*全部期刊*年=1989-2008 汽车传动系统参数优化设计 1/1 【题名】汽车传动系统参数优化设计 【作者】赵卫兵王俊昌 【机构】安阳工学院,安阳455000 【刊名】机械设计与制造.2007(6).-11-13 【文摘】主要研究将优化理论引入到汽车传动系参数设计中，以实现汽车的发动机与传动系的最佳匹配，达到充分发挥汽车整体性能的目的。 汽车发动机与传动系优化匹配的仿真研究 【题名】汽车发动机与传动系优化匹配的仿真研究

图解齿轮的基本参数(精)

1, 齿数 z 一个齿轮的轮齿总数。 2, 模数 m 齿距与齿数的乘积等于分度圆的周长,即pz=πd, 式中 z 是自然数, π是无理数。为使 d 为有理数的条件是p/π为有理数,称之为模数。即:m=p/π 3, 分度圆直径 d 齿轮的轮齿尺寸均以此圆为基准而加以确定, d=mz 4,齿顶圆直径 da 和齿根圆直径 df 由齿顶高、齿根高计算公式可以推出齿顶圆直径和齿根圆直径的计算公式: da=d+2ha df=d-2hf =mz+2m=mz-2×1.25m =m(z+2=m(z-2.5 5, 模数 z:齿轮的分度圆是设计、计算齿轮各部分尺寸的基准 , 而齿轮分度圆的周长=πd=z p,于是得分度圆的直径 d=z p/π 由于在上式中π为一无理数 , 不便于作为基准的分度圆的定位 . 为了便于计算 , 制造和检验 , 现将比值p/π人为地规定为一些简单的数值 , 并把这个比值叫做模数(module,以 m 表示 , 即令 其单位为 mm. 于是得 :

模数 m 是决定齿轮尺寸的一个基本参数 . 齿数相同的齿轮模数大 , 则其尺寸也大 . 为了便于制造 , 检验和互换使用 , 齿轮的模数值已经标准化了 . 6,分度圆直径 d :在齿轮计算中必须规定一个圆作为尺寸计算的基准圆,定义:直径为模数乘以齿数的乘积的圆。实际在齿轮中并不存在, 只是一个定义上的圆。其直径和半径分别用 d 和 r 表示,值只和模数和齿数的乘积有关,模数为端面模数。与变位系数无关。标准齿轮中为槽宽和齿厚相等的那个圆 (不考虑齿侧间隙就为分度圆。标准齿轮传动中和节圆重合。但若是变位齿轮中, 分度圆上齿槽和齿厚将不再相等。若为变位齿轮传动中高变位齿轮传动分度圆仍和节圆重合。但角变位的齿轮传动将分度圆和节圆分离。 7,压力角α——在两齿轮节圆相切点 P 处,两齿廓曲线的公法线(即齿廓的受力方向与两节圆的公切线(即 P 点处的瞬时运动方向所夹的锐角称为压力角,也称啮合角。对单个齿轮即为齿形角。标准齿轮的压力角一般为20” 。 小压力角齿轮的承载能力较小; 而大压力角齿轮, 虽然承载能力较高, 但在传递转矩相同的情况下轴承的负荷增大,因此仅用于特殊情况。

传动比计算

126 §5-6 定轴轮系传动比的计算 一、轮系的基本概念 ● 轮系：由一系列相互啮合的齿轮组成的传动系统； ● 轮系的分类： 定轴轮系： 所有齿轮轴线的位置固定不动； 周 转轮系：至少有一个齿轮的轴线不固定； ● 定轴轮系的分类： 平面定轴轮系：轴线平行； 空间定轴轮系：不一定平行； ● 轮系的传动比: 轮系中首、末两轮的角速度(或转速)之比，包括两轮的角速比的大小和转向关系。 传动比的大小：当首轮用“1”、末轮用“k ”表示时，其传动比的大小为： i 1k ＝ ω1/ωk ＝n 1/n k 传动比的方向：首末两轮的转向关系。 相互啮合的两个齿轮的转向关系： 二、平面定轴轮系传动比的计算 特点： ●轮系由圆柱齿轮组成，轴线互相平行； ●传动比有正负之分: 首末两轮转向相同为“+”，相反为“-”。 1、传动比大小 设Ⅰ为输入轴，Ⅴ为输出轴； 各轮的齿数用Z 来表示；

127 角速度用ω表示； 首先计算各对齿轮的传动比： 所以： 结论： 定轴轮系的传动比等于各对齿轮传动比的连乘积，其值等于各对齿轮的从动轮齿数的乘积与主动轮齿数的乘积之比； 2、传动比方向 在计算传动比时，应计入传动比的符号： 首末两轮转向相同为“+”，相反为“-”。 （1）公式法 式中：m 为外啮合圆柱齿轮的对数 举例： （2）箭头标注法 采用直接在图中标注箭头的方法来确定首末两轮的转向，转向相同为“+”，相反为“-”。 举例： 12 2112z z i ==ωω322233 3 2z i z ωωωω''' = = = 334 34443z i z ωωωω' '' ===4 55 445z z i = = ωω1 1211) 1(--== k k m k k z z z z i ω ω

齿轮传动设计参数的选择

齿轮传动设计参数的选择： 1）压力角α的选择 2）小齿轮齿数Z1的选择 3）齿宽系数φd的选择 齿轮传动的许用应力 精度选择 压力角α的选择 由《机械原理》可知，增大压力角α，齿轮的齿厚及节点处的齿廓曲率半径亦皆随之增加，有利于提高齿轮传动的弯曲强度及接触强度。我国对一般用途的齿轮传动规定的压力角为α=20o。为增强航空有齿轮传动的弯曲强度及接触强度，我国航空齿轮传动标准还规定了α=25o的标准压力角。但增大压力角并不一定都对传动有利。对重合度接近2的高速齿轮传动，推荐采用齿顶高系数为1～1.2，压力角为16o～18o的齿轮，这样做可增加齿轮的柔性，降低噪声和动载荷。 小齿轮齿数Z 1 的选择 若保持齿轮传动的中心距α不变，增加齿数，除能增大重合度、改善传动的平稳性外，还可减小模数，降低齿高，因而减少金属切削量，节省制造费用。另外，降低齿高还能减小滑动速度，减少磨损及减小胶合的可能性。但模数小了，齿厚随之减薄，则要降低齿轮的弯曲强度。不过在一定的齿数范围内，尤其是当承载能力主要取决于齿面接触强度时，以齿数多一些为好。 闭式齿轮传动一般转速较高，为了提高传动的平稳性，减小冲击振动，以齿数多 一些为好，小一些为好，小齿轮的齿数可取为z 1 =20~40。开式（半开式）齿轮传动，由于轮齿主要为磨损失效，为使齿轮不致过小，故小齿轮不亦选用过多的齿 数，一般可取z 1 =17~20。 为使齿轮免于根切，对于α=20o的标准支持圆柱齿轮，应取z 1≥17。Z 2 =u·z 1 。 齿宽系数φ d 的选择 由齿轮的强度公式可知，轮齿越宽，承载能力也愈高，因而轮齿不宜过窄；但增大齿宽又会使齿面上的载荷分布更趋不均匀，故齿宽系数应取得适合。圆柱齿轮齿宽系数的荐用值列于下表。对于标准圆柱齿轮减速器，齿宽系数取为

齿轮系传动比计算 (1)

齿 轮 系 传 动 比 计 算 C 1 齿轮系的分类 在复杂的现代机械中，为了满足各种不同的需要，常常采用一系列齿轮组成的传动系统。这种由一系列相互啮合的齿轮（蜗杆、蜗轮）组成的传动系统即齿轮系。下面主要讨论齿轮系的常见类型、不同类型齿轮系传动比的计算方法。 齿轮系可以分为两种基本类型：定轴齿轮系和行星齿轮系。 一、定轴齿轮系 在传动时所有齿轮的回转轴线固定不变齿轮系，称为定轴齿轮系。定轴齿轮系是最基本的齿轮系，应用很广。如下图所示。 二、行星齿轮系 若有一个或一个以上的齿轮除绕自身轴线自转外，其轴线又绕另一个轴线转动的轮系称为行星齿轮系，如下图所示。 1. 行星轮——轴线活动的齿轮. 2. 系杆 (行星架、转臂) H . 3. 中心轮 —与系杆同轴线、 与行星轮相啮合、轴线固定的齿轮 4. 主轴线 —系杆和中心轮所在轴线. 5. 基本构件—主轴线上直接承受 载荷的构件. 行星齿轮系中，既绕自身轴线自转又绕另一固定轴线（轴线O1）公转的齿轮2形象的称为行星轮。支承行星轮作自转并带动行星轮作公转的构件H 称为行星架。轴线固定的齿轮1、3则称为中心轮或太阳轮。因此行星齿轮系是由中心轮、行星架和行星轮三种基本构件组成。显然，行星齿轮系中行星架与两中心轮的几何轴线（O1-O3-OH ）必须重合。否则无法运动。 根据结构复杂程度不同，行星齿轮系可分为以下三类： （1）单级行星齿轮系： 它是由一级行星齿轮传动机构构成的轮系。一个行星架及和其上的行星轮及与之啮合的中心轮组成。 （2）多级行星齿轮系：它是由两级或两级以上同类单级行星齿轮传动机构构成的轮系。 （3）组合行星齿轮系：它是由一级或多级以上行星齿轮系与定轴齿轮系组成的轮系。 行星齿轮系 根据自由度的不同。可分为两类： 1450rpm 53.7rpm 1 2 H 3 1 2 3 4 H 5 1 2 H 3

发动机传动系统动力总成优化设计

发动机传动系统动力总成优化设计 发动机相当于汽车的心脏，在车辆整车总布置设计中，对发动机传动系统传动轴角度的校核是一项重要工作。如果发动机传动轴初始工作角度选取不当，会使其工作夹角很容易超出合理范围，造成传动轴零件的损坏，降低其使用寿命，恶化整车平顺。为保证传动轴设计寿命和整车性能，在设计初期就应对各传动轴夹角进行校核。 标签：发动机；参数化设计；传动轴夹角；动力优化 引言： 动力传动系统的弯曲共振是导致动力总成或传动系统的失效及车内振动噪声大的重要原因之一。系统的约束方式和状态对其固有频率和振型有重要影响。针对某轻卡在高速行驶工况出现的动力总成附件失效问题进行试验诊断，确定为动力传动系统弯曲共振导致。通过研究不同约束方式对动力转动系弯曲模态的影响，建立最符合整车实际运行状态的弯曲模态识别步骤及方法。悬置系统设计理论人体对低频振动比较敏感，在车辆前期开发过程中，对整车怠速工况下方向盘及座椅的振动进行预估并进行优化控制对于整车厂尤为重要，也是悬置系统前期开发设计时主要考虑的问题。 1悬置系统数学模型 动力总成悬置系统的固有模态频率一般在20Hz以下，动力总成的最低阶弹性体模态频率一般在150Hz以上，可将动力总成和车身视为刚体，动力总成悬置系统简化为刚体六自由度振动系统。建立动力总成质心坐标系，X轴与发动机曲轴线平行并指向发动机前端，Z轴与气缸中轴线平行并垂直向上，Y轴按右手定则确定。动力总成空间刚体的6个自由度为沿动力总成质心坐标系x、y、z轴3个方向的平动及绕x、y、z轴的转动角θx、θy、θz，其广义坐标的向量形式为[Q]T=[xyzθxθyθz]，利用拉格朗日方程可推导系统的振动微分方程为 忽略怠速工况下悬置系统的阻尼影响，式（1）可写成 式中：[M]，[K]——系统质量矩阵和刚度矩阵。利用动力总成质量、转动惯量、质心位置及悬置刚度参数，可求得系统的模态频率及振型。 1.2能量解耦理论动力总成 六自由度之间的振动一般是耦合的，施加在动力总成上的激励会激起系统的多个模态，使发动机的振幅加大，共振频率带变宽。根据（2）式求得的系统模态频率ωi（i=1，...，6）及振型矩阵准，用系统在各阶振动时各自由度方向振动能量占该阶振动总能量的百分比作为系统模态解耦的评价指标，用矩阵形式表示，可得到系统的能量分布矩阵。系统以第j阶模态频率振动时的最大能量为

齿轮啮合原理作业

硕士学位课程考试试卷 考试科目：齿轮啮合原理 考生姓名：考生学号： 学院：专业：机械设计及理论考生成绩： 任课老师(签名) 考试日期：2013 年6月日午时至时

一、 基本概念（每题3分，共计24分） 1．解释齿轮的瞬心线？ 答：对于作平面运动的两个构件1和2，瞬心线是瞬时回转中心在坐标系i S (i=1,2)中的轨迹。当坐标系i S 绕i O 转动时，瞬时回转中心I 就会描绘出瞬心线。当齿轮传动比为常数时，瞬心I 保持在1O 2O 上的位置，瞬心线是半径分别为12ρρ和的两圆。当齿轮传动比不是常数时，瞬心在回转运动传递过程中沿1O 2O 移动，瞬心线是非圆形曲线，呈封闭的或者不封闭的。当一个构件回转运动时，另一个构件直移运动时，瞬心线是一个圆和与圆相切的直线。 2．解释平面曲线的曲率？ 答：如图1所示，用s 表示曲线的弧长。考察曲线上分别与s 和s s +?对应的两个相邻的点M 和N ，如图1(a)所示，点M 和N 之间的弧长s ?，而α?是点M 和N 处的两条切线之间的夹角。当点N 趋近于点M 时，比值s α ??的极限称为曲线在点M 处的曲率（标记为K ）。将K 取倒数得1 K 称为曲线在点M 处的曲率半径（标记为c ρ）。 这里的c ρ是极限（密切）圆的半径，而极限圆是当两个相邻点N 和'N 趋近于点M 时通过点M 和该两个相邻点画出来的，如图1(b)所示。我们把圆心C 称为曲率中心。 图1 平面曲线的曲率 3．解释齿廓渐屈线？ 答：齿廓渐屈线是给定齿廓曲线 曲率中心的轨迹，同时也是给定齿廓 曲线密切圆圆心的轨迹，如图2所示。 从图上可以看出，齿廓曲线上每一点 的法线都是和其渐屈线相切的，换句 话说，齿廓渐屈线是齿廓曲线法线的 包络。

汽车动力传动系统参数优化匹配方法.

机械传动汽车动力传动系统参数的优化通常包括发动机性能指标的优选，机械变速器传动比的优化和驱动桥速比的优化，以下分别阐述。 7.1汽车发动机性能指标的优选方法 在汽车设计中，发动机的初选通常有两种方法：一种是从保持预期的最高车速初步选择发动机应有功率来选择的，发动机功率应大体上等于且不小于以最高车速行驶时行驶阻力功率之和；一种是根据现有的汽车统计数据初步估计汽车比功率来确定发动机应有的功率。 在初步选定发动机功率之后，还需要进一步分析计算汽车动力性和燃料经济性，最终确定发动机性能指标（如发动机最大转矩，最大转矩点转速等）。通常在给定汽车底盘参数、整车性能要求（如最大爬坡度imax，最高车速Vmax，正常行驶车速下百公里油耗Q，原地起步加速时间t等），以及车辆经常运行工况条件下，就可以选择发动机的最大转矩Temax，及其转矩nM，最大功率Pemax及其转速nP，发动机最低油耗率gemin和发动机排量Vh。 在优选发动机时常常遇到两种情况：一种情况是有几个类型的发动机可供选择，在整车底盘参数和车辆经常行驶工况条件确定时，这属于车辆动力传动系合理匹配问题，可用汽车动力传动系统最优匹配评价指标来处理。 第二种情况是根据整车性能要求和汽车经常行驶工况条件来对发动机性能提出要求，作为发动机选型或设计的依据，而这时发动机性能是未知的。 对于计划研制或未知性能特性指标的发动机性能可看作为发动机设计参数和运行参数的函数，此时，外特性和单位小时燃油消耗率可利用表示发动机的简化模型。 优选汽车发动机参数的方法: （1）目标函数F（x） 目标函数为汽车行驶的能量效率最高。 （2）设计变量X X [Tem,Pemax,np,nM,Vh] （3）约束条件 1）发动机性能指标的要求 发动机转矩适应性要求： 1.1≤Tem/TP≤1.3 转矩适应性系数也可参考同级发动机试验值选取。发动机转速适应性要求： 1.4≤np/nM≤ 2.0 如果nM取值过高，使np/nM<1.4，则可能使直接档稳定车速偏高，汽车低速行驶稳定性变差，换档次数增多。 2）汽车动力性要求 最大爬坡度要求：

齿轮传动的参数选择

齿轮传动的参数选择 (一)齿轮传动设计参数的选择 压力角α的选择 由机械原理可知，增大压力角α,轮齿的齿厚及节点处的齿廓曲率半径亦皆随之增加，有利于提高齿轮传动的弯曲强度及接触强度。我国对一般用途的齿轮传动规定的标准压力角为α=20°。为增强航空用齿轮传动的弯曲强度及接触强度，我国航空齿轮传动标准还规定了α=25°的标准压力角。但增大压力角并不一定都对传动有利。对重合度接近2的高速齿轮传动，推荐采用齿顶高系数为1～1.2 ，压力角为16°～18°的齿轮，这样做可增加轮齿的柔性，降低噪声和动载荷。 小齿轮齿数z1的选择 若保持齿轮传动的中心距 a 不变，增加齿数，除能增大重合度、改善传动的平稳性外，还可减小模数，降低齿高，因而减少金属切削量，节省制造费用。另外，降低齿高还能减小滑动速度，减少磨损及减小胶合的可能性。但模数小了，齿厚随之减薄，则要降低轮齿的弯曲强度。不过在一定的齿数范围内，尤其是当承载能力主要取决于齿面接触强度时，以齿数多一些为好。闭式齿轮传动一般转速较高，为了提高传动的平稳性，减小冲击振动，以齿数多一些为好。小齿轮的 齿数可取为z1=20～40。开式(半开式)齿轮传动，由于轮齿主要为磨损失效，为使轮齿不至过小，故小齿轮不宜选用过多的齿数，一般可取z1=17～20。 为使轮齿免于根切，对于α=20°的标准直齿圆柱齿轮，应取z1≥17。 齿宽系数φd的选择 由齿轮的强度计算公式可知，轮齿愈宽，承载能力愈高；但增大齿宽又会使齿面上的载荷分布趋不均匀，故齿宽系数应取得适当。圆柱齿轮齿宽系数的荐用 值见下表。对于标准圆柱齿轮减速器，齿宽系数取为，所 以对于外啮合齿轮传动：。 φa的值规定为0.2,0.25,0.30,0.40,0.50,0.60,0.80,1.0,1.2。运用设计计算公式时，对于标准减速器，可先选定φa后再用上式计算出相应的φd值。

注水系统优化运行方案研究

Journal of Oil and Gas Technology 石油天然气学报, 2018, 40(6), 100-104 Published Online December 2018 in Hans. https://www.wendangku.net/doc/0a12786764.html,/journal/jogt https://https://www.wendangku.net/doc/0a12786764.html,/10.12677/jogt.2018.406127 Study on Optimized Operation Scheme of Water Injection System Jiajun Xu1, Dongxu He1, Yuanfa Zhang1, Xinchang Yu2, Tao Ding3, Shouqin Li3 1Shengli Oil Production Plant, Shengli Oilfield Company, SINOPEC, Dongying Shandong 2College of Petroleum Engineering, China University of Petroleum (Huadong), Dongying Shandong 3Dongxin Oil Production Plant, Shengli Oilfield Company, SINOPEC, Dongying Shandong Received: Sep. 30th, 2018; accepted: Oct. 28th, 2018; published: Dec. 15th, 2018 Abstract In consideration of the actual situation of pressure loss and energy consumption of the water in-jection system in the oil production plant, by using the finite element analysis and hydraulic prin-ciple, according to the topological structure characteristics of the oilfield water injection system, the mathematical model of the injection pump combination optimization and the simulation mod-el of the oilfield water injection system were established, and the graphic methods of parallel op-eration of water injection pump were proposed. Based on the technical principle of simulation and optimization for oilfield water injection system, the water injection system management and op-timization platform is established, the optimal scheme of pump station operation is found through optimization model, and the purpose of energy saving and consumption reduction in water injec-tion system is achieved. Keywords Water Injection System, Mathematical Model, Simulation Model, Optimized Management Platform, Optimized Operation Plan

渐开线齿轮全参数测量(实验)

实验四渐开线齿轮参数测量实验 一、实验目的 1、掌握用游标卡尺测定渐开线直齿轮基本参数的方法； 2、进一步熟悉齿轮的各部分尺寸、参数关系及渐开线的性质。 二、实验预习的容 1、渐开线的形成及特性； 2、齿轮的各部分名称、基本参数和尺寸计算。 三、实验设备和工具 1、被测齿轮； 2、游标卡尺； 3、计算器。 四、原理和方法 本实验要测定和计算的渐开线直齿圆柱齿轮的基本参数有：齿数z、模数m、分度圆压力角α、齿顶高系数h*、径向间隙系数c*、和变位系数x等。 1、确定模数m（或径节D p）和压力角α 要确定m和α，首先应测出基圆齿距p b，因渐开线的法线切于基圆，故由图4-1可知，基圆切线与齿廓垂直。因此，用游标卡尺跨过k个齿，测的齿廓间的公法线距离为w k毫米，再跨过k+1个齿，测的齿廓间的公法线距离为w k+1毫米。为保证卡尺的两个卡爪与齿廓的渐开线部分相切，跨齿数k应根据被测齿轮的齿数参考表4-1决定。 表4-1 齿数与跨齿数的对应关系 Z 12～18 19～27 28～36 37～45 46～54 55～63 64～72 73～81 K 2 3 4 5 6 7 8 9 图4-1齿轮参数测定原理 由渐开线的性质可知，齿廓间的公法线AB与所对应的基圆上圆弧ab长度相

等，因此得 (1)k b b w k p s =-+ 同理 1k b b w kp s +=+ 消去b s ，则基圆齿距为 1b k k p w w +=- 根据所测得的基圆齿距p b ，查表4—4可得出相应的m （或D p ）和α。 因为cos b p m πα=，且式中m 和α都已标准化，所以可查出其相应的的模数m 和压力角α。 2、确定变位系数x 要确定齿轮是标准齿轮还是变位齿轮，就要确定齿轮的变位系数，因此，应按测得的数据代入下列公式计算出基圆齿厚b s 1111 ()(1)b k b k k k k k s w kp w k w w kw k w ++++=-=--=-- 得到b s 后，则可利用基圆齿厚公式推导出变位系数x ，因为， 2cos (2)2cos 2(2)cos cos 2 b b b b b r s s r inv r r m s xmtg r inv r s xtg m mz inv ααπαααπ αααα= +=++=++ 由此 cos 22b s zinv m x tg π α αα --= 式中 inv tg ααα=-，α为弧度。 3、确定齿顶高系数h *a 和径向间隙系数c * 当被测齿轮的齿数为偶数时，可用卡尺直接测得齿顶圆直径d a 及齿根圆直径d f 。如果被测齿轮齿数为奇数时，则应先测量出齿轮轴孔直径d 孔，然后再测量孔到齿顶的距离H 顶和轴孔到齿根的距离H 根。如图4-2所示，可得： 图4-2单齿数测量方法

渐开线标准直齿圆柱齿轮的基本参数和(最新整理)

课题渐开线标准直齿圆柱齿轮的 基本参数和几何尺寸的计算 教学目标1、知识目标： 熟悉渐开线标准直齿圆柱齿轮各部分名称，掌握直齿圆柱齿轮的基本参数，掌握直齿圆柱齿轮几何尺寸的计算。 2、能力目标： ⑴灵活运用计算公式； ⑵培养学生归纳总结能力。 3、情感目标： 理论联系实际，逐步培养学生分析、解决实际问题的能力和抽象思维能力。 教学重点直齿圆柱齿轮的基本参数、几何尺寸的计算 教学难点压力角与齿形角的关系、齿根圆直径、齿根高 教学方法采用模型直观教学法、挂图教学法、讲授法、演绎推理教学用具模型、多媒体 课时安排2课时 教学过程： 复习旧课 1、渐开线的性质 2、渐开线齿廓啮合特性 ⑴能保持瞬时传动比的恒定 ⑵具有传动的可分离性 新课教学 渐开线标准直齿圆柱齿轮的 基本参数和几何尺寸的计算教师用教具演示，请同学回答渐开线的性质？

任务一、渐开线标准直齿圆柱齿轮各部分名称 1、齿顶圆：通过轮齿顶部的圆周。齿顶圆直径以d a表示。 2、齿根圆：通过轮齿根部的圆周。齿根圆直径以d f表示。 3、分度圆：齿轮上具有标准模数和标准齿形角的圆。分度圆直径以d表示。 4、齿厚：在端平面上，一个齿的两侧端面齿廓之间的分度圆弧长。齿厚以s表示。 5、齿槽宽：在端平面上，一个齿槽的两侧端面齿廓之间的分度圆弧长。齿槽宽以e表示。 6、齿距：两个相邻且同侧端面齿廓之间的分度圆弧长。齿距以p表示。 7、齿宽：齿轮的有齿部位沿分度圆柱面直母线方向量度的宽度。齿宽以b表示。 8、齿顶高：齿顶圆与分度圆之间的径向距离。齿顶高以h a 表示。 9、齿根高：齿根圆与分度圆之间的径向距离。齿根高以h f 表示。展示多媒体图片，使学生对渐开线标准直齿圆柱齿轮各部分的名称认识更直观。

优化掺水系统运行参数 防止管线堵塞

优化掺水系统运行参数降低管线堵塞 任灿升李建厂 摘要：针对王集油田存在的原油含蜡量高、凝固点高、产出液温度低，而掺水系统因部分管线老化不能提高压力，容易堵塞管线的现状，通过优化掺水系统运行参数，并结合超导洗井、套管加药等措施，有效地降低了油井及管线堵卡情况的发生，提高了生产时率，保证系统的平稳运行，创造了一定的经济效益。 关键词：凝固点高；管线堵；掺水；优化 1王集油田掺水系统运行现状 王集油田的掺水系统由王集和柴庄两部分组成。王集掺水系统为1、2、3、7、8号站的油井提供掺水，它由一台离心掺水泵提供动力，通过低压蒸气换热器加热。柴庄掺水系统为4、5、6号站提供掺水，由燃气水套炉供热，具体情况见下表： 表二王集油田掺水系统状况 整个系统除通往1号计量站掺水干线安装了流量计外，其余井站都未配置，掺水的配参主要通过压力调整，不能够准确计量，造成有些掺水量不足，有些则存在掺水过量，没有做到合理配置，系统运行不科学。 这两个分系统都存在部分掺水管线老化，耐压强度不够的情况，其中2、3、4、5、6、7号计量站管线较老，掺水压力只能限定在一定范围，导致有些油井掺水量不足，而温度不能保障。1、8号计量站管线虽然投运较晚，但是距离远，最远的单井距掺水泵有4-5公里，导致掺水热量、能量损失多，有些达不到加热降凝的目的。因此管线堵塞时有发生，不仅影响了产量，而且造成成本的浪费。 表二王集油田部分井站分布概况 2掺水系统工艺原理 王集油田的原油存在含蜡量较高、凝固点高、产出液温度较低的特点，这与其井深较浅、

油藏温度低以及目前注的常温的清水有关。具体见下表一。 表一王集油田原油物性及注水情况表 由上表可以看出，王集油田生产系统中产出液温度一般低于原油的凝固点，这样原油凝结的可能性很大，地面管线就很可能经常因产出液结蜡及粘度增大而使回压上升甚至出现管线堵塞。为保证系统正常运转，目前采用掺热水的工艺。 王集油田的掺水工艺就是在井口掺入由中转站经加热后的三相分离器脱出污水，使油井产出液温度升高，从而能够顺利输至计量站、中转站。 3优化的措施 经我们调查发现，容易发生堵塞情况的单井管线，往往是那些原油凝固点高、产出液含水低而且距离远的井，干线堵塞情况很少（这也可以说明掺水的总量是充足的，有优化的空间）。因此主要从这些井入手，具体分为三种方案。 3.1.一些距离较远的井站，一般管线较新，耐压强度高，主要采取加大掺水压力，提高掺水量。这样不仅提高了流速，而且温度损失降低，如1号站。 3.2.对于管线老化严重，承压强度低的井站，采取对单井调整不同的压力和水量，并增加热洗清蜡次数，通过热洗清蜡油井管柱，经常清洗地面管线内的结蜡，从而减低回压，增加掺水量，提高产出液温度。 3.3.对于那些含水极低，但产量较高的重点井，则在尽可能加大掺水压力的基础上，结合热洗清蜡、套管加防蜡剂的方法。 在上述方案的基础上，实行冬夏不同的运行参数来保证整个生产系统的安全平稳。 4实施情况及效果 首先根据井站的距离、管线的承压程度及油井的产量、含水、温度，在掺水泵分流阀组进行首次优化，对那些需要较高掺水量的站按预先经估算的参数进行调整，使该站的管压达到需求。第二步就是在计量站计量间分水阀组进一步调整，这一步较为关键。有些井含水较高（高于70％）、回压低，不需很多掺水量，对于这样的井，我们一般控制掺水量一般控制在与产出液量为0.5～1：1；这样多余的水就可以掺入那些含水低、油量较高的大头井，产

定轴齿轮系传动比计算

定轴齿轮系传动比计算 齿轮系传动比即齿轮系中首轮与末轮角速度或转速之比。进行齿轮系传动比计算时除计算传动比大小外，一般还要确定首、末轮转向关系。 一、一对齿轮传动时传动比计算方法及主动轮从动轮转向关系 主动轮从动轮转向 1、传动比大小 无论是圆柱齿轮、圆锥齿轮、蜗杆蜗轮传动传动比均可用下式表示： 式中：1为主动轮，2为从动轮。 对于齿轮齿条传动，若ω1表示齿轮1角速度，d1表示齿轮1分度圆直径，v2表示齿条的移动速度，存在以下关系： 2、主、从动轮之间的转向关系 1）画箭头法 各种类型齿轮传动，主从动轮的转向关系均可用标箭头的方法确定。 （1）圆柱齿轮传动：外啮合圆柱齿轮传动时，主从动轮转向相反，故表示其转向的箭头要么相向要么相背。内啮合圆柱齿轮传动时，主从动轮转向相同，故表示其转向的箭头相同。（2）圆锥齿轮传动：圆锥齿轮传动时，与圆柱齿轮传动相同，箭头应同时指向啮合点或背离啮合点。

圆柱齿轮传动圆锥齿轮传动蜗杆传动 (3）蜗杆传动：蜗杆与蜗轮之间转向关系按左（右）手定则确定，同样可用画箭头法表示。(4）齿轮齿条传动：齿轮齿条之间的转向关系可用画箭头法表示。 2）"±"方法 对于圆柱齿轮传动，从动轮与主动轮的转向关系可直接在传动比公式中表示即： 其中"+"号表示主从动轮转向相同，用于内啮合；"－"号表示主从动轮转向相反，用于外啮合；对于圆锥齿轮传动和蜗杆传动，由于主从动轮运动不在同一平面内，因此不能用"±"号法确定，圆锥齿轮传动、蜗杆传动和齿轮齿条传动只能用画箭头法确定。 二、平行定轴齿轮系传动比数值的计算 图示为各轴线平行的定轴轮系，输入轴与主动首轮1固联，输出轴与从动末轮5固联，所以该轮系传动比，就是输入轴与输出轴的转速比，其传动比i求法如下：

齿轮啮合原理大作业

研究生课程考核试卷 （适用于课程论文、提交报告） 科目：齿轮啮合原理教师：林超 姓名：张清亮学号：20150713090 专业：车辆工程类别：车辆工程领域上课时间：2015 年9 月至2015 年11 月 考生成绩： 卷面成绩平时成绩课程综合成绩 阅卷评语： 阅卷教师(签名) 重庆大学研究生院制

一、基本概念（每题2分，共计20分） 1、解释齿廓渐屈线？ 答：一条给定齿廓曲线的渐屈线是该齿廓曲线曲率中心的轨迹，也是该齿廓曲线密切圆圆心的轨迹（图 1.1）。齿廓曲线每一点的法线都和其渐屈线相切，因此，齿廓渐屈线也是齿廓法线族的包络。 在齿轮的瞬心线给出的情况下（图1.2），齿轮齿廓的渐屈线可由p r PC =+确定， 式中p为齿廓渐屈线的径矢，r为瞬心线的径矢。PC的模l由下式确定： sin() 1sin PC l r d u d λμ λ φ - == ?? + ? ?? 式中r r =。在图1.10的直角坐标系中，齿廓的渐屈线方程为： cos cos() sin sin() x r l y r l φφλ φφλ =++ ? ? =++ ? 图1.1 齿廓的渐屈线图1.2 齿廓渐屈线坐标系本题参考文献：李特文. 齿轮几何学与应用理论[M]. 国楷, 叶凌云, 范琳等, 译. 上海: 上海科学技术出版社, 2008. 2、解释平面曲线的曲率？ 答：在图1.3中，用s表示曲线的弧长。考察曲线上分别与s和s s +?对应的两个相邻的点M和N，图1.3(a)。点M和N之间的弧长s?，而α ?是点M和N处的两条 切线之间的夹角。当点N趋近于点M时，比值 s α ? ? 的极限称为曲线在点M处的曲率 （标记为K），即 lim s K s α ?→ ? = ? 。在 lim= s d s ds αα ?→ ? ? 存在的条件下， d K ds α =。比值 s α ? ? 称为曲线在点M处的曲率半径（标记为 c ρ），即= c s ρ α ? ? ，且 1 = c K ρ。这里的 c ρ是极限（密切）圆的半径，极限圆是当两个相邻点N和'N趋近于点M时通过点M和该两个相邻点画出的，图1.3(b)。圆心C称为曲率中心。

Oracle系统参数调整和优化原则(精)

Oracle 系统参数调整和优化原则 (来自时代朝阳数据库技术中心) 粗略来讲，系统调整一般反映在下列方面： ?Shared Pool and Library Cache Performance Tuning(共享池和Library Cache)：Oracle将SQL语句、存储包、对象信息和很多其他的项目保存在SGA中一个叫共享池（shared pool）的地方。这个可共享的区域由一个成熟的高速缓存和堆管理器管理。它有3个基本的问题要克服： o内存分配的单元不是个常量。从池中分配的内存单元可能是从几个字节到几千个字节。 o在用户完成工作时，不是所有的内存都能够释放出来，因为共享池的目标是使信息最大程度的共享。 o没有一个象其他常规的高速缓存的文件做后备的存储那样磁盘空间供整页的导出。 只有可重新创建的信息可以从Cache中丢弃，在他被再次需要的时候再重新创建。 共享池调整的技巧有： o刷（Flush）共享池可以使小块的内存合并为大块的内存。当共享池的碎片过多时，这能够暂时恢复性能。 刷共享池可以使用语句：alter system flush shared_pool; o注意执行这个语句将会造成性能的暂时尖峰，因为对象都要重新加载。所以应当在数据库的负载不是很大的情况下进行。 o确保联机事务处理（OLTP）应用使用绑定变量（bind variables）. 这一点对于决策支持系统（DSS）并不重要。 o确保library cache 的命中率> 95% o增大共享池并不总能解决命中率过多的问题。 ?Buffer Cache Performance Tuning(数据库缓存调整)：数据库缓存保持了从磁盘上读去的数据块的备份。因为缓存通常受到内存约束的限制，不是磁盘上所有的数据都可以放到缓存里。当缓存满了的时候，后来的缓存不中使得Oracle 将已经在缓存中的数据写到磁盘上。后续的对写到磁盘上的数据的访问还会造成缓存不中。 从缓存调整的角度看，应力求避免以下的问题： o'缓存的最近最少使用(LRN)链'（'cache buffers LRU chain' ）的加锁竞争 o'平均写队列'（"Average Write Queue" ）长度过大 o过多时间花在等待‘写完毕等待上’（"write complete waits" ） o过多时间花在等待‘缓冲释放等待’上（"free buffer waits" ） ?Latch Contention加锁（插销）竞争：插销加锁是SGA中保护共享数据结构的低层的串行化机制。插销latch是一类可以非常快的获得和释放的锁。插销锁的实现是依赖于操作系统的，尤其在关于一个进程是否会等待一个锁，和等多久方面。 有如下的锁（插销）需要调整： o Redo Copy/Allocation Latch：重写日志的复制/分配插销