三环减速器设计说明书（精选7篇）
一、零件建模
1、箱体零件建模过程
1、新建零件命名为箱体，确定进入草绘环境。
2、草绘箱体轮廓，完成后确定，拉伸160
3、选择抽壳工具，选择平面放置，输入厚度为12
4、选择上平面草绘，提取外边绘制长方形，到提取的边左右为32.25，上下为25。单击确定完成草绘。
5、选择相反方向拉伸。
6、选择箱体左边平面草绘，提取下边，绘制三个圆，直径分别为84、61、61.大圆到左边距离为152，两小圆到右边距离分别为112.5、188.5
7、删除多余线段，点击完成，拉伸25.8、单击草绘使用先前平面进行草绘，绘制三个同心圆。直径分别为100、71、71。单击确定，拉伸25.9、使用先前平面草绘三个同心圆直径分别为84、61、61.确定拉伸去除材料。
10、选择上三步拉伸镜像。选择筋工具绘制两个加强筋，镜像，完成箱体建模。底座建模方式相同。箱体建模主要采用拉伸、旋转、镜像，基准面、基准轴的建立等。
11、二、装配
1、输入轴装配
新建组建命名为输入轴装配，点击确定进入组件装配界面。插入轴3选择缺省，点击完成，再插入轴承，点击放置选择对齐，选择轴3中心轴和轴承中心轴完成部分约束。新建约束，选择对齐，选择轴承面与轴面，完成完全约束。同上完成另一轴承与齿轮的装配。
2、中间轴的装配
新建组建命名为中间轴装配，点确定进入装配环境。插入轴2选择缺省点击完成，再插入轴承1点击放置选择对齐进行约束，选择两零件的中心轴完成部分约束，新建约束，选择轴承面与轴端面完成完全约束，重复插入轴承与轴另一端面完成约束。插入齿轮，点击放置选择两零件中心轴完成部分约束，新建约束，选择轴承端面与轴的面完成完全约束。
3、输出轴装配
新建组建不使用缺省模板命名为输入轴装配，进入组件装配环境，插入轴1选择缺省点击完成，再插入轴承点击放置选择对齐，选择两零件中心轴完成部分约束，新建约束，选择对齐，再选择轴承面与轴端面完成完全约束。同样方法插入轴承完成输出轴的约束。
4、总装配
新建组建不使用缺省模板，命名为总装配，点击确定进入组件装配环境。插入底座选择缺省点击完成。插入输入轴装配组件点击放置选择对齐，然后选择底座大圆中心轴与输入轴中心轴完成部分约束，新建约束选择对齐选择轴承内端面与底座内面完成完全约束。插入中间轴装配组件点击放置，选择对齐，然后选择轴承与底座中间圆的中心轴完成部分约束，新建约束，选择轴承内端面与底座内表面完成完全约束。再插入输出轴装配组件，点击放置选择对齐，然后选择输出轴与底座最后一个圆的中心轴完成部分约束，新建约束选择对齐，然后选择轴承内端面与底座内表面完成完全约束。
插入箱盖，点击放置选择对齐，然后选择底座与箱盖上对应孔的中心轴完成部分约束，新建约束，然后选择底座与箱盖面完成完全约束。插入螺栓，点击放置，然后选择螺栓与箱体上孔的中心轴完成部分约束，新建约束选择对齐然后选择螺栓帽下表面与箱盖上面对齐完成完全约束。同样方法完成六个螺栓与螺母的装配。
建模过程其余零部件截图如下： 3
三、工程图
1、输入轴工程图
新建绘图，不使用缺省模板，点确定，选择A4横向，进入工程图绘制环境。点击文件选择属性设置绘图选项，设置绘图所有文本的高度为3.5，设置所有绘图参数的单位为毫米，设置创建投影视图的方法，设置完成。在选框内按住鼠标
右键选择插入普通视图，在视图类型里面选择几何参照，设置好参照。在视图显示里面显示类型选择线框相切边显示样式选择无，完成设置。插入尺寸新参照标注零件尺寸，如上图所示。
2、大齿轮工程图
建立方法与输入轴工程图方法相同。
四、课程设计感想
这次关于圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识；提高我们机械设计的综合素质等方面有重要的作用。
通过两三个星期的设计实践，使我们对机械设计有了更多的了解和认识。为我们以后的工作打下了坚实的基础。在此次设计过程中，不但使我们树立起了正确的设计思想，而且，也使我们学到了很多机械设计的一般方法，基本掌握了一般机械设计的过程，还培养了我们的基本设计技能，所以这次课程设计我们的收获是非常巨大的。
机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《公差与配合》、《CAD实用软件》、《机械工程材料》、《机械设计手册》等于一体。
在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力。在此期间我们同学之间互相帮助，共同面对课程设计当中遇到的困难，培养我们面地团队精神。在这些过程中充分认识到自己在知识理解和接受应用方面的不足，将来要近一步加强自己的学习能力。为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。
一分耕耘一分收获，虽然两三周的设计时间很紧迫，每天都要计算、画图到深夜，但是我们的收获也是很巨大的，相信这次的课程设计必将是我们走向成功的一个坚实基础。
其特点是主动变位齿轮是台阶式的，一端部齿轮与从动变位齿轮联接，另一端部与轴承、挡圈固定联接，轴承的外套与轴承座联接，轴承座与副壳体表面联接固定。
此减速器由于主、从齿轮采用变位齿轮，主动变位齿轮的另一端部增加轴承、轴承座，改变过去的悬臂状态，加强齿轮的工作强度，提高了减速器的寿命。
下面是设计说明书：
修改参数：输送带工作拉力：2300N 输送带工作速度：1.5m/s 滚筒直径：400mm 每日工作时数：24h 传动工作年限：3年
机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器 目 录 设计任务书……………………………………………………1 传动方案的拟定及说明………………………………………4 电动机的选择…………………………………………………4 计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 传动件的设计计算……………………………………………5 轴的设计计算…………………………………………………8 滚动轴承的选择及计算………………………………………14 键联接的选择及校核计算……………………………………16 连轴器的选择…………………………………………………16 减速器附件的选择……………………………………………17 润滑与密封……………………………………………………18 设计小结………………………………………………………18 参考资料目录…………………………………………………18 机械设计课程设计任务书
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 一． 总体布置简图
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 二． 工作情况： 载荷平稳、单向旋转 三． 原始数据
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 鼓轮的直径D（mm）：350 运输带速度V（m/s）：0.7 带速允许偏差（％）：5 使用年限（年）：5 工作制度（班/日）：2 四． 设计内容
1.电动机的选择与运动参数计算； 2.斜齿轮传动设计计算 3.轴的设计
4.滚动轴承的选择
5.键和连轴器的选择与校核； 6.装配图、零件图的绘制 7.设计计算说明书的编写 五． 设计任务
1． 减速器总装配图一张 2． 齿轮、轴零件图各一张 3． 设计说明书一份 六． 设计进度
1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算
2、第二阶段：轴与轴系零件的设计
3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 传动方案的拟定及说明 由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。电动机的选择
1．电动机类型和结构的选择 因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。
2．电动机容量的选择 1）工作机所需功率Pw Pw＝3.4kW 2）电动机的输出功率 Pd＝Pw/η η＝ ＝0.904 Pd＝3.76kW 3．电动机转速的选择
nd＝（i1’•i2’…in’）nw 初选为同步转速为1000r/min的电动机 4．电动机型号的确定
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求
计算传动装置的运动和动力参数 传动装置的总传动比及其分配 1．计算总传动比
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：
i＝nm/nw nw＝38.4 i＝25.14 2．合理分配各级传动比
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 速度偏差为0.5%<5%，所以可行。各轴转速、输入功率、输入转矩
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 转速（r/min）960 960 192 38.4 38.4 功率（kW）4 3.96 3.84 3.72 3.57 转矩（N•m）39.8 39.4 191 925.2 888.4 传动比 1 1 5 5 1 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97
传动件设计计算
1． 选精度等级、材料及齿数 1）材料及热处理；
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。2）精度等级选用7级精度；
3）试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； 4）选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° 2．按齿面接触强度设计
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—21）试算，即 dt≥
1）确定公式内的各计算数值（1）试选Kt＝1.6（2）由图10－30选取区域系数ZH＝2.433（3）由表10－7选取尺宽系数φd＝1（4）由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62（5）由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa（6）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；（7）由式10－13计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 N2＝N1/5＝6.64×107
（8）由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98（9）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（10－12）得 [σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa [σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa [σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa 2）计算
（1）试算小齿轮分度圆直径d1t d1t≥ = =67.85（2）计算圆周速度 v= = =0.68m/s（3）计算齿宽b及模数mnt b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm mnt= = =3.39 h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89（4）计算纵向重合度εβ εβ= =0.318×1×tan14 =1.59（5）计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取KA=1 根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1)1×1 +0.23×10 67.85=1.42 由表10—13查得KFβ=1.36 由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 d1= = mm=73.6mm（7）计算模数mn mn = mm=3.74 3．按齿根弯曲强度设计 由式(10—17 mn≥ 1）确定计算参数（1）计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96（2）根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88
（3）计算当量齿数
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47（4）查取齿型系数
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172（5）查取应力校正系数
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798（6）计算[σF] σF1=500Mpa σF2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98 [σF1]=339.29Mpa [σF2]=266MPa（7）计算大、小齿轮的 并加以比较 = =0.0126 = =0.01468 大齿轮的数值大。2）设计计算 mn≥ =2.4 mn=2.5 4．几何尺寸计算 1）计算中心距 z1 =32.9，取z1=33 z2=165 a =255.07mm a圆整后取255mm 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 β=arcos =13 55’50”
3）计算大、小齿轮的分度圆直径 d1 =85.00mm d2 =425mm 4）计算齿轮宽度 b=φdd1 b=85mm B1=90mm，B2=85mm 5）结构设计
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。轴的设计计算
拟定输入轴齿轮为右旋 II轴：
1．初步确定轴的最小直径 d≥ ＝ =34.2mm 2．求作用在齿轮上的受力 Ft1= =899N Fr1=Ft =337N Fa1=Fttanβ=223N； Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N 3．轴的结构设计
1）拟定轴上零件的装配方案
i.I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。ii.II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。iii.III-IV段为小齿轮，外径90mm。iv.IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。v.V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。
vi.VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1.I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。
2.II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。
3.III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。4.IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。
5.V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。6.VI-VIII长度为44mm。4． 求轴上的载荷 66 207.5 63.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N 查得轴承30307的Y值为1.6 Fd1=443N Fd2=189N 因为两个齿轮旋向都是左旋。故：Fa1=638N Fa2=189N 5．精确校核轴的疲劳强度 1）判断危险截面
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 2）截面IV右侧的
截面上的转切应力为
由于轴选用40cr，调质处理，所以（[2]P355表15-1）a)综合系数的计算
由，经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为，（[2]P38附表3-2经直线插入）轴的材料敏感系数为，（[2]P37附图3-1）故有效应力集中系数为
查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3）轴采用磨削加工，表面质量系数为，（[2]P40附图3-4）
轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为 b)碳钢系数的确定 碳钢的特性系数取为，c)安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为 故轴的选用安全。I轴：
1．作用在齿轮上的力 FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5 2．初步确定轴的最小直径
3．轴的结构设计
1）确定轴上零件的装配方案
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
d)由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。
e)考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。
f)该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。
g)该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。h)为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。i)轴肩固定轴承，直径为42mm。
j)该段轴要安装轴承，直径定为35mm。2）各段长度的确定
各段长度的确定从左到右分述如下：
a)该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。b)该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。
c)该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。d)该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。
e)该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。
f)该段由联轴器孔长决定为42mm 4．按弯扭合成应力校核轴的强度 W=62748N.mm T=39400N.mm 45钢的强度极限为，又由于轴受的载荷为脉动的，所以。
III轴
1．作用在齿轮上的力 FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 2．初步确定轴的最小直径 3．轴的结构设计
1）轴上零件的装配方案 2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 直径 60 70 75 87 79 70 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25
5．求轴上的载荷 Mm=316767N.mm T=925200N.mm 6.弯扭校合
滚动轴承的选择及计算 I轴：
1．求两轴承受到的径向载荷
5、轴承30206的校核 1）径向力 2）派生力 3）轴向力 由于，所以轴向力为，4）当量载荷 由于，所以，。
由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为 5）轴承寿命的校核 II轴：
6、轴承30307的校核 1）径向力 2）派生力，3）轴向力 由于，所以轴向力为，4）当量载荷 由于，所以，。
由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为 5）轴承寿命的校核 III轴：
7、轴承32214的校核 1）径向力 2）派生力 3）轴向力 由于，所以轴向力为，4）当量载荷 由于，所以，。
由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为 5）轴承寿命的校核 键连接的选择及校核计算
代号 直径
（mm）工作长度（mm）工作高度（mm）转矩
（N•m）极限应力（MPa）
高速轴 8×7×60（单头）25 35 3.5 39.8 26.0 12×8×80（单头）40 68 4 39.8 7.32 中间轴 12×8×70（单头）40 58 4 191 41.2 低速轴 20×12×80（单头）75 60 6 925.2 68.5 18×11×110（单头）60 107 5.5 925.2 52.4 由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。连轴器的选择
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。
二、高速轴用联轴器的设计计算
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）其主要参数如下： 材料HT200 公称转矩 轴孔直径，轴孔长，装配尺寸 半联轴器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
三、第二个联轴器的设计计算
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）其主要参数如下： 材料HT200 公称转矩 轴孔直径 轴孔长，装配尺寸 半联轴器厚（[1]P163表17-3）（GB4323-84 减速器附件的选择 通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 油面指示器 选用游标尺M16 起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 润滑与密封
一、齿轮的润滑 采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。
二、滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
三、润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。
四、密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。设计小结
教学目标：
１、学会本课的生字、新词，弄明白课文的主要内容。
２、有感情的朗读课文，理解一支恐龙怎样演化成鸟类的过程，并有条理地说说。
３、激发学生的学习兴趣，培养学生大胆质疑、热爱科学、钻研科学的精神。
课文重点：第四自然段 朗读训练点：第四自然段
读说结合点：以恐龙化石，科学家能推出恐龙成鸟类的演变过程。对此，你有什么感想？
教学重难点：
１、重点：
弄懂课文内容，了解恐龙飞向蓝天的演化过程。
２、难点：
领悟想象在文中的作用，体会作者用词的准确性。预习提纲:
导语：我们知道恐龙是一种庞然大物，现在已经灭绝了。然而谁会想到这种庞然大物会与灵活的鸟儿有着千丝万缕的联系呢？如果大家读了这篇文章，一定会对恐龙有了新的认识。
1．根据常规预习要求预习课文。2．读读记记下列词语，在文中标画出来。
恐龙、笨重、迟钝、凌空翱翔、顿时、十吨、崭新、毋庸置疑、凶猛、鸽子、欣喜若狂、描绘、形态各异、轻盈、敏捷
3．抄写课文中的生字词，看看谁写得又干净又漂亮。
4.结合上下文（或查词典）解释词语。茹毛饮血、毋庸置疑、欣喜若狂、凌空翱翔、5.概括课文主要内容。（提示：这是一篇科普文章，科学家们根据研究提出一种什么假说？恐龙是怎样演化成鸟类的？）
6.读课文完成以下问题。
（1）作者是怎样把这样一个庞大的家族清晰有序地介绍给我们的？
（2）在恐龙家族里，哪种恐龙经过演变飞上了天？
（3）恐龙的一支飞向蓝天的演化过程是怎样的呢？
(4)恐龙变成鸟类的演化过程是以
顺序介绍的。
7.搜集有关恐龙的资料。
8.质疑。（至少提出2个问题，并在文中做好标记）教学过程：
一、交流资料，激趣导入
师：同学们，你们知道和听说过恐龙这种动物，喜欢它们吗？课前你们已查阅了许多方面的资料。现在我们来交流一下好吗？
１、课件出示各种恐龙和鸟儿的动态画面，说说你知道它们哪些特点。
２、我们都知道了恐龙是一种庞然大物，现在已经灭绝了，然而有谁回想到这种庞然大物会与灵活的鸟有千丝万缕的联系呢？这节课就来解开这个谜团。
３、板书课题：飞向蓝天的恐龙
４、读题、解题：是指恐龙中体轻的一支逐步有陆地生存转向空中，最终演化成鸟儿。
二、整体感知，展示预习
昨天我们已经预习了这篇课文，老师来检查一下大家的预习情况。
1．说说课文主要写了什么。、认读：
出示： 第一组：迟钝
繁衍 敏捷
支撑
膨大
后裔
隧道
脑颅
第二组：五彩斑斓
凌空翱翔
欣喜若狂
点睛之笔
茹毛饮血
毋庸置疑 3．词语理解：“茹毛饮血”。这一学期我们学习了理解词语的一种新方法，就是抓住重点字来理解整个词语的意思。我们先来看看“茹”在字典中，有哪几个选项：
出示：①菜 ②吃 ③臭，败 ④柔软 请你联系这个词语选择一个解释。
现在谁能根据“茹”的意思来说说整个词语的意思？
理解： 毋庸置疑 ①平常的，不高明的 ②需要 ③岂，怎么 ④功劳 ． 后裔 ①衣服的边缘 ②边，边远的地方 ③后代子孙 ．4．这篇课文有几个句子比较长，不好读，老师把它们放在了大屏幕上，请几个同学来读一读。
（1）在中生代时期，恐龙的一支经过漫长的演化，最终变成了凌空翱翔的鸟儿。
（随机解释中生代：距今约2.5亿年～距今约6500万年，这是一个很长的年代，跨度快有2亿年呢！）
（2）早在19世纪，英国学者赫胥黎/就注意到/恐龙和鸟类在骨骼结构上/有许多相似之处。
（赫胥黎：英国著名博物学家，达尔文进化论最杰出的代表，赞同支持进化论的观点，并对它的发展传播给予了很大的推动作用）这个句子难读在停顿，课件上标注一下停顿的位置。
（3）这些树栖的恐龙在树木之间跳跃、降落，慢慢具备了滑翔能力，并最终能够主动飞行。（注意多音字“栖”的读音。）
三、精读重点，领悟写法
⑴ 同桌采用对比朗读法朗读第四自然段。
⑵ 在这段中，你读懂了什么？相机进行教学：
恐龙飞向蓝天的演变过程，恐龙变化的时间是漫长的；恐龙的特点是多样的；繁衍生息的情况看恐龙家族是庞大的。
根据学生的回答相机出示表格内容：
恐龙飞向蓝天的演化过程 恐龙的庞大家庭 时间顺序 繁衍生息的情况 它们的特点 作者说明的方法 两亿三千万年前 第一种恐龙 大小似狗，形态如鸵鸟
数千万年后 形态各异的 庞大家族 有的两足奔跑
有的四足行走 有的身长几十米，重达数十吨 有的身材小巧，体重不足几公斤 有的凶猛异常，茹毛饮血 有的温顺可爱，以植物为食（其中的）
猎食性恐龙 身体渐小，越来越像鸟类
骨骼中空，身体轻盈 脑颅膨大，行动敏捷 前肢渐长，像羽冀，会拍打 体表长出羽毛，无鳞片或鳞甲 转移到树上生存，渐渐具备滑翔、飞行能力
⑶ 恐龙飞向蓝天的演化过程是怎样的呢？让我们来根据课文展开丰富、合理的现象，融入自己了解的有关恐龙进化的知识，再用自己的话有条理地说一说。
① 先用自己的话有条理地说说，教师巡视引导。
② 抽说，有不同意见，师生再谈、再说。
③ 再读课文，加深理解。
⑷ 同学们，是不是所有的恐龙都演化成了鸟类呢？是哪一类恐龙演化成了鸟类？这个演化过程是不是一蹴而就的呢？
理解句子：
在中生代时期，恐龙的一支经过漫长的演化，最终变了凌空翱翔的鸟儿。
从这一句中带点的词，同学们可以体会到作者在语言的表达上有什么特点？课文中还有哪些词句让你体会到这个特点？
四、总结全文，拓展延伸
过渡：
科学家们经过百年的努力研究，帮助我们了解了体态笨重的恐龙最终变为轻盈灵活的鸟儿演化过程，这一切凝结着他们多少宝贵的心血啊！但他们并没有就此止步，他们心中还有一个更为美好的愿望呢？
１、齐读最后一段。
２、亿万年前，一种带羽毛的恐龙脱离同类，飞向蓝天，演化出今天的鸟类家族。“科学家们希望能够重现这一历史进程。”你认为有没有这种可能？说说你的想法。
３、讨论： 以恐龙化石，科学家能推出恐龙成鸟类的演变过程。对此，你有什么感想？
五、质疑，释疑。
六、指导书写。
七、限时作业
1、听写
2、判断下面的说法，对的打“√”，错的打“×”：
⑴ 恐龙最终都演化成鸟类大家族。
（）
⑵ 恐龙演化成鸟类经过了三千万年。
（）
⑶ 带羽毛的恐龙化石是证明恐龙能飞上蓝天的关键。
（）
3、分析下面的句子，说说好在哪儿：
恐龙的一支经过漫长的演化，最终变成了凌空翱翔的鸟儿。
4、我会答。
辽西的发现向世人展示了恐龙长羽毛的证据，给这幅古生物学家们描绘的画卷涂上了“点睛”之笔。写写自己对“点睛”之笔的理解。
__________________________________________________________________________________________________________________
【板书设计】
３１ 飞向蓝天的恐龙
两亿三千万年前→数千万年后→许许多多年后→亿万年前
第一种恐龙
庞大家族
恐龙中的一支
图1传动系统的总轮廓图
一、轴的材料选择及最小直径估算
根据工作条件，小齿轮的直径较小（选用45钢，正火，硬度HB=
。），采用齿轮轴结构，按扭转强度法进行最小直径估算，即
直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。
值由表26—3确定：
1、高速轴最小直径的确定
=112
初算轴径，若最小由轴器，设有一个键槽。则，因高速轴最小直径处安装联，由于减速器输入轴通过联轴器与电动机轴相联结，则外伸段轴径与电动机轴径不得相差太大，否则难以选择合适的联轴器，取，为电动机轴直径，由前以选电动机查表6-166：，综合考虑各因素，取
2、中间轴最小直径的确定
。，因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取为标准值
3、低速轴最小直径的确定
。，因低速轴最小直径处安装联轴器，设有一键槽，则见联轴器的选择，查表6-96，就近取联轴器孔径的标准值，参。
二、轴的结构设计
1、高速轴的结构设计
图2（1）、各轴段的直径的确定
：最小直径，安装联轴器
：密封处轴段，根据联轴器轴向定位要求，以及密封圈的标准查表6-85（采用毡圈密封），：滚动轴承处轴段，：过渡轴段，取 ：滚动轴承处轴段，滚动轴承选取30208。（2）、各轴段长度的确定
：由联轴器长度查表6-96得，取
：由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定 ：由滚动轴承确定
：由装配关系及箱体结构等确定 ：由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定 ：由小齿轮宽度
2、中间轴的结构设计
确定，取
图3（1）、各轴段的直径的确定 ：最小直径，滚动轴承处轴段，：低速级小齿轮轴段，滚动轴承选30206 ：轴环，根据齿轮的轴向定位要求 ：高速级大齿轮轴段 ：滚动轴承处轴段（2）、各轴段长度的确定 ：由滚动轴承、装配关系确定 ：由低速级小齿轮的毂孔宽度：轴环宽度
确定
确定
：由高速级大齿轮的毂孔宽度 ：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定
3、低速轴的结构设计
图4（1）、各轴段的直径的确定 ：滚动轴承处轴段 ：低速级大齿轮轴段，滚动轴承选取30210
：轴环，根据齿轮的轴向定位要求 ：过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位 ：滚动轴承处轴段
：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（采用毡圈密封）
：最小直径，安装联轴器的外伸轴段（2）、各轴段长度的确定
：由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定 ：由低速级大齿轮的毂孔宽：轴环宽度
确定
：由装配关系、箱体结构确定 ：由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定
：由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定 ：由联轴器的毂孔宽
确定
轴的校核
一、校核高速轴
1、轴上力的作用点位置和支点跨距的确定
齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，轴上安装的30208轴承，从表6-67可知它的负荷作用中心到轴承外端面的距离为，支点跨距速级小齿轮作用点到右支点，距B，高的距离为A
为
图5
2、计算轴上的作用力
如图4—1，求
：
；
3、计算支反力并绘制转矩、弯矩图（1）、垂直面
图6
；
图7（2）、水平面
图8
； ；
；
图9（3）、求支反力，作轴的合成弯矩图、转矩图
图10
1轴的弯矩图
图11
1轴的转矩图
（4）、按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度，因为是单向回转轴，所以扭转应力视为脉动循环应力，折算系数。
已选定轴的材料为45钢正火处理，由表26-4查得因此，严重富裕。，二、校核中间轴
1、轴上力的作用点位置和支点跨距的确定
轴上安装30206轴承，它的负荷作用中心到轴承外端面距离为，跨距，高速级大齿轮的力作用点C到左支点A的距离，低速级小齿轮的力作用点D到右支点B的距离用点之间的距离轴的受力简图为：。
。两齿轮力作
图12
2、计算轴上作用力
齿轮2：
;
齿轮3：；
3、计算支反力
（1）、垂直面支反力
图13 由，得
由，得
由轴上合力校核：，计算无误
（2）、水平面支反力
图14 由，得
由，得
由轴上合力校核：，计算无误
（3）、总支反力为
（4）、绘制转矩、弯矩图
a、垂直面内弯矩图 C处弯矩
D处弯矩
图15
b、水平面内弯矩图 C处弯矩
D处弯矩
图16 c、合成弯矩图
图17 d、转矩图
图18（5）、弯扭合成校核
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即截面D）的强度。去折算系数为
已选定轴的材料为45钢正火处理，由表26-4查得。，因此
三、校核低速轴
1、轴上力的作用点位置和支点跨距的确定
齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，轴上安装的30210轴承，从表12—6可知它的负荷作用中心到轴承外端面的距离为，支点跨距，低速级大齿轮作用点到右支点B的距离为A为，距
图19
2、计算轴上的作用力
如图4—15，求
： ；
3、计算支反力并绘制转矩、弯矩图（1）、垂直面
图20
；
图21（2）、水平面
图22
； ；
；
图23（3）、求支反力，作轴的合成弯矩图、转矩图
图24
图25（4）、按弯扭合成应力校核轴的强度
校核危险截面C的强度，因为是单向回转轴，所以扭转应力视为脉动循环应力，折算系数。
已选定轴的材料为45钢正火处理，由表26-4查得因此，强度足够。，则传动系统轮廓图为
作为一名机械设计制造及自动化大三的学生，我觉得能做这样的课程设计是十分有意义。在已度过的两年半大学生活里我们大多数接触的是专业基础课。我们在课堂上把握的仅仅是专业基础课的理论面，如何往面对现实中的各种机械设计？如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中往呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。在做本次课程设计的过程中，我感慨最深确当属查阅了很多次设计书和指导书。为了让自己的设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计书是十分必要的，同时也是必不可少的。我们做的是课程设计，而不是艺术家的设计。艺术家可以抛开实际，尽情在幻想的世界里翱翔，我们是工程师，一切都要有据可依.有理可寻，不切实际的构想永远只能是构想，永远无法升级为设计。记得我曾经设计了一个很“艺术化”的减速器箱盖吊钩，然后找老师询问，结果马上被老师否定了，由于这样的设计，理论上可用，实际上加工困难，增加产品本钱。所以我们工程师搞设计不要以为自己是艺术家，除非是外形包装设计。
另外，课堂上也有部分知识不太清楚，于是我又不得不边学边用，时刻巩固所学知识，这也是我作本次课程设计的第二大收获。整个设计我基本上还满足，由于水平有限，难免会有错误，还看老师批评指正。希看答辩时，老师多提些题目，由此我可用更好地了解到自己的不足，以便课后加以弥补。
这次课程设计作业的过程中由于在设计方面我们没有经验，理论基础知识把握得不牢固，在设计中难免会出现这样那样的题目，如：在选择计算标准件的时候可能会出现误差，假如是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够正确等等问题，这里做一个简单的小结。
首先，我觉得机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课。课程设计则是机械设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面的设计能力训练，其目的是：
（1）通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与实际知识去分析和解决机械设计问题的能力。
（2）学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。
（3）通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件工作能力，确定尺寸和掌握机械零件，以较全面的考虑制造工艺，使用和维护要求，之后进行结构设计，达到了解和掌握机械零件，机械传动装置或简单机械的设计过程和方法。
（4）学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算，绘图，查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。
下来就是对电机的选择及其各种数据的计算，电机选择、装置运动动力参数计算、带传动设计、齿轮设计、轴类零件设计、轴承的寿命计算、键连接的校核、润滑及密封类型选择、减速器附件设计。这些都需要大量的计算和文献参考，接下来我就简单说说设计中遇到一些问题。
在电动机选择的这个地方我们根据按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V。接下来根据电动机的容量、电动机的转速和设计题目要求符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min和1500r/min三种，这就是设计的第一步，电机转速选择的不同就使得同学们之间的设计方案的不同，然后就是查询机械设计手册，说到查手册可真是给我记忆有颇深，也让我明白学机械的不容易。
再下来就说到最难的齿轮设计了，它分为高速级齿轮设计和低速级齿轮设计。高速级齿轮类型，精度等级，材料及模数的选择，按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；而等级根据转速来说一般为5级，材料则是根据参考设计文献选择小齿轮材料为45钢，硬度为240HBS，大齿轮的材料为45钢，硬度为200HBS，两者硬度差为40HBS；然后由传动比确定两齿轮的模数。由得到的参数计算齿面接触疲劳强度，接触疲劳许用应力，根弯曲疲劳强度，最后比较接触疲劳强度计算的模数m齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数的大小，确定是否满足弯曲疲劳强度。低速级齿轮设计和高速的设计方案相同，无非在参数的选择有所差异，在这复杂而又庞大的计算过程中我更深深明白机械的浩瀚，也许生活中的一个小螺丝都很可能是经过了千万到计算过程得到的，在这过程中我也出了许多错误，比如材料的选择，疲劳强度的计算，但是算过一次后似乎也变得简单了。
接着就是轴的选择，求轴上的功率，转速和转矩、作用在齿轮上的力、然后确定轴的最小直径。拟定轴上零件的装配方案，按弯扭合成应力校核轴的强度，进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出轴的危险截面。键连接的校核相对就简单多了，根据键槽接触疲劳强度判断键能否安全工作。最后是润滑及密封类型选择、减速器附件设计、润滑方式齿轮采用飞溅润滑，在箱体上的四个轴承采用脂润滑，在中间支撑上的两个轴承采用油润滑。轴伸出端的密封、轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。轴承箱体内侧采用挡油环密封。轴承箱体外侧采用毛毡圈密封。
附件观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封住。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。油面指示装置采用油标指示。通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。
放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成1.5外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住。为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。
为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有1个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接凸缘长度方向的两端，个装配一个定位销。设计期间我们也用到大量的参考文献有：濮良贵，纪明刚主编的机械设计第8版。蔡春源主编的机械设计手册齿轮传动第4版，吴宗泽主编的机械零件设计手册第10版，骆素君，朱诗顺主编的机械设计课程设计简明手册。
机械设计课程设计是机械课程中一个重要的环节通过了几个周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。
由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现问题，如：在选择计算标准间是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准确。程设计运用到了很多知识，例如将理论力学，材料力学，机械设计，机械原理，互换性与测量技术等，是我对以前学习的知识有了更深刻的体会。通过可程设计，基本掌握了运用绘图软件制图的方法与思路，对计算机绘图方法有了进一步的加深，基本能绘制一些工程上的图。
首先就是借鉴.鲁迅先生曾说过要“拿来”，对，在这次课程设计中，就要“拿来”不少子程序，比如将ascii码转换成bcd码，将bcd码转换成压缩bcd码，将压缩bcd码转换成ascii码等，这些子程序的设计是固定的，因此可以直接从指导资料中调用，至于设置光标的子程序，只需要修改几个参数就可以，这大大方便了我的设计，为我节省了很多的时间。还有就是指导老师提供的资料很重要.这次课程设计的大部分程序，都可以在李老师提供的资料中找到，这对我的程序设计很有帮助，从这些资料中，我可以看出这个时钟程序的基本流程，修改一些程序就可以实现这个时钟的基本功能，添加一些程序就可以实现这个时钟的附加功能，可以说，如果没有李老师提供的源程序，我将面临很大的困难。
一、设计的目的和意义
ⅱ设计的目的：
1、熟悉巩固所学的理论知识与实践技能。
2、学习掌握工程初步设计的基本技能。
3、培养学生查阅技术资料的能力，培养学生综合运用所学理论知识和实践知识独立完成课题的工作能力。
ⅱ、设计的意义：
数字钟是一种用数字电路技术实现时、分、秒计时的装置，与机械式时钟相比具有更高的准确性和直观性，且无机械装置，具有更长的使用寿命，因此得到了广泛的使用。数字钟从原理上讲是一种典型的数字电路，其中包括了组合逻辑电路和时序电路。
因此，我们此次设计数字钟就是为了了解数字中的原理，从而学会制作数字钟。而且通过数字钟的制作进一步的了解各种在制作中用到的中小规模集成电路的作用及使用方法。且由于数字钟包括组合逻辑电路和时序电路。通过它可以进一步学习和掌握各种组合逻辑电路和时序电路的原理与
二、设计原理
E-mail:johns_01@163.com
本資料來自網絡僅供參考使用，有涉及版權請來信告知刪除處理!
变速器主要参数的选择
档数
增加变速器的档数能改善汽车的动力性和经济性。档数越多，变速器的结构越复杂，并 且是尺寸轮廓和质量加大。同时操纵机构复杂，而且在使用时换档频率也增高。
在最低档传动比不变的条件下，增加变速器的当属会是变速器相邻的低档与高档之间传 动比比值减小，是换档工作容易进行。要求相邻档位之间的传动比比值在1.8以下,该制约小 换档工作越容易进行。要求高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的传 动比比值小。
近年来为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前轿车一般用4~~5个档位，级 别高的轿车变速器多用5个档，货车变速器采用4~~5个档位或多档。装载质量在2~3.5T 的货车采用5档变速器，装载质量在4~8T的货车采用6档变速器。多档变速器多用于重型 货车和越野车。
一． 转动比范围
变速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档转动比的比值。转动比范围的确 定与选定的发动机参数，汽车的最高车速和使用条件等因素有关。
目前轿车的传动比范围在3~4之间，轻型货车在5~6之间，其他货车则更大。
二． 中心距A 对中间轴式变速器,是将中间轴与第二轴之间的距离成为变速器中心距.其大小不仅对变 速器的外形尺寸,体积和质量大小,而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触 应力大，齿轮寿命短。最小允许中心距当有保证齿轮有必要的接触强度来确定。变速器轴经 轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外受一档小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。
A=KA 3T emaxi 1η g
式中，A为中心距（MM）;KA为中心距系数,轿车:KA=8.9~9.3,货车:8.6~9.6,多档变速
器:9.5~11.0;TEMAX为发动机最大转矩（N.M）;I1为变速器一档传动比；ng为变速器传动效率
0.96。
轿车变速器的中心距在65~80mm变化范围，货车的变速器中心距在80~170mm范围内 变化。原则上总质量小的汽车中心距小。
三． 外形尺寸
变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确 定。
轿车四档变速器壳体的轴向尺寸3.0~3.4A。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：
四档2.2~2.7A
五档2.7~3.0A
六档3.2~3.5A
当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数K应取给出系数的上限。为 检测方便，A取整。
四． 轴的直径
变速器工作时轴除传递转矩外，还承受来自齿轮作用的径向力，如果是斜齿轮还有轴向 力。在这些力的作用下，变速器的轴必须有足够的刚度和强度。轴的刚度不足会产生弯曲变 形，破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度和耐磨性产生影响，增加工作噪声。
中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径D=0.45A，轴的最大直径D和支撑间距离L 的比值，对中间轴，D/L=0.16~0.18,对第二轴，D/L=0.18~0.21。
第一轴花健部分直径D（MM）可按下式初选
d=K3T emax
式中K为经验系数，K=4.0~4.6,Temax 为发动机最大转矩（N.m）五． 齿轮参数
1.模数的选取
遵循的一般原则：为了减少噪声应合理减少模数，增加尺宽；为使质量小，增加数，同 时减少尺宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各档齿数 应有不同的模数。减少轿车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小；对货 车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数。
低档齿轮应选大些的模数，其他档位选另一种模数。少数情况下汽车变速器各档齿轮均
选用相同的模数。
啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。由于工艺上的原应，同一变速器的接合 齿模数相同。选取较小的模数值可使齿数增多，有利换档。
2.压力角
压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接 触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。变速器齿轮用20°,啮合套或同步器的接合齿压力角用30°。3.螺旋角
斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意他对齿轮工作噪声齿轮 的强度和轴向力的影响。从提高低档齿轮的抗弯强度出发，不希望用过大的螺旋角；而从提 高高档齿轮的接触强度着眼，应选用较大螺旋角。
斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同
时工作的两对齿轮产生轴向力平衡，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间 轴上的不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不 大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。中间轴上全部齿轮的螺 旋方向应一律取为右旋，则第一、第二轴上的斜齿轮应取为左旋。轴向力经轴承盖 作用到壳体上。一挡和倒挡设计为直齿时，在这些挡位上工作，中间轴上的轴向力 不能抵消(但因为这些挡位使用得少，所以也是允许的)，而此时第二轴则没有轴向 力作用。
根据图3—12可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件
111tanβnaFF=
222tanβnaFF=
由于T=，为使两轴向力平衡，必须满足 2211rFrFnn=
2121tantanrr= ββ
式中，Fa1，Fa2为轴向力，Fn1，Fn2为圆周力r1，r2为节圆半径；T为中间轴传递的转矩。
最后可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数和不同等原因而造成的中 心距不等现象得以消除。
斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：
轿车变速器：
两轴式变速器为 20°~30°
中间轴式变速器为 22°~34°
货车变速器：18°~34°
4．齿宽b
应注意齿宽对变速器的轴向尺寸，齿轮工作平稳性，齿轮强度和齿轮工作时受力的 均匀程度均有影响。
考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。减少齿 宽会使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，还会使工作应力增加。使用宽些的齿宽，工作时 会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。
通常更据齿轮模数m的大小来选定齿宽。
直齿：b=KCm, KC为齿宽系数，取为4.5~8.0
斜齿：b= KCmn，KC取6.0~8.5
第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，KC可取大些，使接触线长度增加、接触应力降 低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。
5． 变位系数的选择原则
齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产
生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及 齿轮的啮合噪声。
变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变
位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的 程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度 变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，有避免了其缺 点。
有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的
需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对 齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些 的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故 采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。
变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利 的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮 的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于 小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。
总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于 轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。
更据上述理由，为降低噪声，对于变速器中除去一，二档和倒档以外的其他各档齿 轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。
七．各档齿轮齿数的分配
在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后，可更据变速器的档数，传动比和传动方案
来分配各档齿轮的齿数。四档变速器为例，说明分配齿数的方法。尽可能使各档齿轮的 齿数比应该不是整数。
1． 确定一档齿轮的齿数 一档传动比
i1=(z2z7)/(z1z8)
如果z7z8齿数确定了，则z2与z1的传动比可求出。为了求z7z8的齿数，先求其 齿数和Zh
直齿Zh=2A/m
斜齿Zh=2Acosb/Mn
计算后取整，然后进行大小齿轮齿数的分配。中间轴上的一档小齿轮的齿数 尽可能取小些，以便使z7/z8的传动比大些，在i1已定的情况下，z2/z1的传动比 可分配小些，使第一轴常啮合齿轮的齿数多些，以便在其内腔设置第二轴的前轴承 并保证轮轴有足够的厚度。考虑到壳体上的第一轴轴孔尺寸的限制和装配的可能 性，该齿轮齿数又不宜取多。
中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴经尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴的尺寸及齿轮齿数都要统一考虑。轿车中间轴式变速器一档传动比 i1=3.5~3.8时，中间轴上一档齿轮数可在15~17间取，货车灾2~17间取。
2． 对中心距进行修正
因为计算齿数和zh后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据zh和齿轮 变位系数新计算中心距，在以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据。
3． 确定常啮合传动齿轮副的齿数 求出传动比z2/z1=i1z8/z7
而常啮合传动齿轮中心距和一档齿轮的中心距相等，即
A=mn(z1+z2)/2cosb
解方程式（3-3）和式（3-4）求z1与z2,求出的z1，z2都应取整数；然后核算一
档传动比与原传动比相差多少，如相差较大，只要调整一下齿数即可；最后根据所确定的齿 数，按式（3-4）算出精确的螺旋角值。
..确定其他各档的齿数
若二档齿轮是直齿轮，模数与一档齿轮相同时，则得：
i2=z2z5/z1z6
A=m(z5+z6)/2
解两方程式求出z5,z6。用取整后z5,z6的计算中心距，若与中心距A有偏差，通 过齿轮变位来调整。
二档齿轮是斜齿轮，螺旋角b6与常啮合齿轮的b6不同时，由式(3-5)得
z5/z6=i2z1/z2
而A=Mn(z5+z6)/2cosb6
此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式
tanb2/tanb6=z2(1+z5/z6)/(z1+z2)
联解上述三个方程式，可求出z5,z6和b6三个参数。但借此方程组比较麻烦，可 采用比较方便的试凑法，即先选定螺旋角b6，解式(3-7)和(3-8)式，求出z5,z6，再 把z5,z6及b6代入式(3-9)中，检查是否满足或近似满足轴向力平衡的关系。如相 差太大，则要调整螺旋角b6，重复上述过程，直至符合设计要求为止。
其他各档齿轮的齿数用同一方法确定。
5,确定倒档齿轮齿数
倒档齿轮选用的模数往往与一档相同。图3-13所是倒档齿轮z10的齿数，一般在 21-22之间，初选z10后，可计算出中间轴与倒档州的中心距A’
A’=m(z8+z10)/2
为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮8和9的齿顶圆之间应保持在以 上的间隙，则齿轮9的齿顶圆直径应为
De8/2+0.5+De9/2=A’
De9=2A’-De8-1
