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分析了影响齿轮早期故障诊断准确性的主要因素,针对齿轮振动信号噪声干扰大的特点,采用小波分析、神经网络滤波、相关滤波等方法进行信号预处理,可大大提高信噪比。现场应用情况表明:该方法可在强噪声环境下提取出齿轮振动中的微弱故障信息,及时发现齿轮早期故障隐患。并在此基础上,开发了一套齿轮早期故障诊断软件系统。【作者单位】：中石化长岭炼化有限责任公司设备研究所;中石化长岭炼化有限责任公司设备研究所;中石化长岭炼化有限责任公司设备研究所;中石化长岭炼化有限责任公司设备研究所 湖南岳阳市 414012;湖南岳阳市 414012;湖南岳阳市 414012;湖南岳阳市 414012【分类号】：TH132.41【DOI】：cnki:ISSN:1001-0599.0.2001-03-016【正文快照】：簇函数去表示一个信号或函数x(t),这一簇函数称为小波函数系。其定义式如下:WT·‘一“,=六丁‘:·(!,*(宁,d, 现有的齿轮故障诊断方法有多种,例如:通过时域平均分析,可以识别齿轮安装错位、断齿等缺陷、通一过啮合颇率及彭谐波分量幅值变化的功率谱分析,可以识别齿面均匀磨损;
浅谈齿轮强度设计几个问题的探讨论文
0 引言
齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一。公元前300 多年，古希腊哲学家亚里士多德在《机械问题》中，就阐述了用青铜或铸铁齿轮传递旋转运动的问题。17 世纪末到18 世纪初，人们开始对齿轮的强度问题进行研究。欧洲工业革命以后，齿轮技术得到高速发展，齿轮传动在机械传动及整个机械领域中的应用极其广泛。齿轮设计成为机械设计中重要的设计内容之一。目前国际上比较常见的有关齿轮强度设计公式，除了我国的国家标准( GB) 有关齿轮强度的计算方法以外主要有: 国际标准化组织( ISO) 计算方法; 美国齿轮制造商协会( AGMA) 标准计算方法;德国工业标准( DIN) 计算方法; 日本齿轮工业会( JGMA)计算方法; 英国BS 计算方法等。作者在从事机械设计特别对齿轮设计的教学中，发现不少地方的知识点描述比较简单，不容易理解，为此，在文中对齿轮设计的几个问题如齿轮的失效方式、齿轮强度设计的历史、现状进行了深入分析，探讨我国齿轮强度设计的历史来源以及在齿轮设计中的一些困惑。通过深入的分析，有助于大家更好地理解齿轮设计公式的意义和来龙去脉。
1 齿轮失效方式的探讨
齿轮在传动过程中会出现各种形式的失效，甚至丧失传动能力。齿轮传动的失效方式与齿轮的材料、热处理方式、润滑条件、载荷大小、载荷变化规律以及转动速度等有关。人们对齿轮失效的认识是一个发展的过程。18 世纪中叶人们就开始对齿轮的失效进行研究。对齿轮摩擦磨损、点蚀形成和齿面胶合有了初步的认识。1928 年，白金汉发表了有关齿轮磨损的论文，并将齿面失效分为点蚀、磨粒磨损、胶合、剥落、擦伤和咬死等6 种失效形式。1939 年，Rideout 将齿轮损伤分为正常磨损、点蚀、剥落、胶合、擦伤、切伤、滚轧和锤击等8 种形式。1953 年Borsoff 和Sorem 将齿轮损伤分为6 类。1967 年尼曼根据大量试验，对渐开线齿轮的4 种失效形式画出了承载能力的限制关系图，并指出当齿轮转速较低时，影响软齿面齿轮承载能力的主要因素是点蚀，影响硬齿面齿轮承载能力的是断齿; 而对于高速重载传动齿轮，影响因素往往是胶合。自上世纪50 年代以来，一些国家以标准的形式对齿轮损伤形式进行分类，对名词术语、表现特征、引发原因等都有规定。如1951 年美国将齿轮损伤分为两大类，一类是齿面损坏，包括磨损、塑性变形、胶合、表面疲劳等，另一类是轮齿的折断。前一大类齿面损坏是齿轮作为高副由于摩擦学原因而引起的表面损伤; 后一大类轮齿的折断是轮齿作为受力构件由于体积强度不够而发生的破坏。1968 年奥地利国家标准规定了齿轮损伤的名词术语。
1983 年，我国颁布了齿轮轮齿损伤的术语、特征和原因国家标准( GB /T3481 - 83) ，将齿轮损伤形式分为5 大类，即磨损、齿面疲劳( 包括点蚀和剥落) 、塑性变形、轮齿折断和其他损伤，共26 种失效形式。1997 年，我国颁布了对GB/T3481 - 1983 修订的GB/T3481 -1997 国家标准。目前我国在大多数的机械设计教材和机械设计手册中齿轮失效方式都进行了简化，一般分为5 大类，即轮齿折断、齿面疲劳点蚀、齿面胶合、齿面磨损和塑性变形。
2 齿轮强度设计的探讨
2. 1 轮齿弯曲强度计算
1785 年，英国瓦特提出了齿根弯曲强度的计算方法，把轮齿看成为矩形截面的板状悬臂梁，随后出现多种弯曲强度计算公式。1893年，路易斯发表了轮齿弯曲强度计算式，而且用内切抛物线法找齿轮的危险截面，这一方法称为“抛物线法”[12]，如图1 所示。路易斯以载荷作用于齿顶推导出齿根弯曲应力公式，但是对于重合度大于1 小于2 的齿轮传动，理论上只有当单对齿啮合时，载荷才全部由一个齿承受。对于重合度大于2 小于3 的足够精密的齿轮，因为同时有2 对以上的齿轮在啮合，其最大弯曲应力的作用点要低。
在此之后，又出现30°切线法、尼曼法、白金汉法等。1980 年， ISO 提出“渐开线圆柱齿轮承载能力的基本原理”( ISO 6336 - 1980) ，公布了轮齿弯曲强度、齿面接触强度的计算方法。
过去，我国的齿轮强度计算方法一直比较混乱，没有统一的标准，对生产、科研以及教学带来诸多问题。于是， 1981 年我国成立了“渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法”国家标准课题组，以ISO6336—1980为根据，开展全面的研究工作。1983 年颁布了渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法的国家标准( GB /T3480—1983) 。
目前，我国有关齿轮弯曲强度的设计公式基本上采用30° 切线法，即作与轮齿对称中心线成30°夹角并与齿根圆角相切的斜线，两切点的连线是齿根危险截面位置。而且以单对齿啮合区的最高点作为最不利载荷作用点，这时产生的弯曲应力最大，如图2 所示。另外，弯曲疲劳强度计算公式中，齿形系数在许多机械设计中只是说明与齿数有关，与模数无关，并未做详细说明，不容易理解。下面对相关问题进行详细分析。如图2 所示，齿根弯曲应力为σF =MW= FnhFcosαFbS2F /6 = 6KFthFcosαFbS2Fcosα= KFtbm6( hFm) cosαF( SFm)2cosα( 1)式中，αF为齿顶圆压力角。令式( 1) 中的YF =6( hFm) cos αF( SFm)2cos α式中，YF称为齿形系数，由路易斯在其轮齿弯曲强度计算式中首次引用。可以看出，YF是与齿轮形状的几何参数有关的一个系数。因为，根据齿轮形成原理，齿数的变化将引起轮齿上hF、SF、aF等参数的变化，由于hF、SF、aF均与齿轮模数成正比，致使齿形系数中的模数可以约去。因此，齿形系数不受模数的影响，而只与齿数有关，齿数越多YF越小，反之YF越大。这就是在机械设计的教材中经常会看到“标准齿轮的齿形系数只与齿数有关而与模数无关”的原因。
2. 2 齿轮压应力对弯曲应力的影响
根据30°切线法及齿轮受力分析。将法向力Fn移至轮齿中线并分解成相互垂直的两个分力，即圆周力Ft和径向力Fr。根据力学理论，Ft使齿根产生弯曲应力为σF，Fr则产生压应力σy。因此齿根危险截面上受到的应力为弯曲和压缩组成的组合应力，并导致齿根两边的应力大小不相等。然而，在相关的机械设计资料中都没有将由于径向力产生的压应力计算在齿轮的弯曲强度计算公式中，而且在大多数的相关教材中都认为: 压应力相对于齿根最大弯曲应力比较小，可以忽略不计。但是压应力到底多少，为什么可以忽略不计，很少有人进行计算，下面对压应力与弯曲应力进行探讨。如图2 中，Ft产生其弯曲应力σF如式( 1) 所示。由Fr产生压应力σy为σy = Fnsin αFbSF( 2)由式( 1) 及式( 2) 可得σyσF= SF6hFtan αF设OD = h'，则SF = 2h' tan30°，因此σyσF= tan 30tan αF3h'hF假设标准齿轮模数为m，齿数z。则齿顶圆压力角为cos αF = rbra= zz + 2cos α，由于h'hF< 1，因此，当不考虑h'hF的影响时，σyσF的大小取决于齿轮的齿数。为了便于讨论，取ξ = σyσF称为压应力对弯曲应力的影响系数。则根据计算可以得到ξ 与齿数的对应关系，如图3 所示。可见，压应力对弯曲应力的影响与齿数有关，而模数无关，而且随着齿数的变化而变化，齿数越少其影响越大，反之影响就越小，最终趋于一水平线。最小约为最大弯曲应力的8%，特别当h'hF< 1 时，压应力更小，可以忽略不计。这就是为了简化计算，在计算轮齿弯曲强度时一般只考虑弯曲应力的原因。从图2 可知，弯曲应力分为拉伸侧的拉应力和压缩侧的压应力。实际证明，拉伸侧是危险侧，因拉伸侧的`裂纹扩展速度较大。压缩侧有时虽裂纹出现较早，但发展速度较慢。所以大多数的公式以拉伸侧的应力作为设计时的计算应力。而且根据齿轮弯曲疲劳实验分析证明，考虑弯曲应力、压应力与只考虑弯曲应力的结果，实际上没有多大差别。因此，在齿轮弯曲疲劳强度计算中只考虑弯曲应力。
2. 3 齿面接触疲劳强度计算
图4 赫兹接触应力模型齿面接触疲劳强度计算是针对齿轮齿面疲劳点蚀失效进行计算的强度计算。1881 年，赫兹提出两个圆柱体接触时接触面上载荷分布公式，该式作为齿面强度计算的理论基础，如图4 所示。根据赫兹接触应力理论，在载荷作用下接触区产生的最大接触应力为σH = Fnπb·1ρ1± 1ρ21 - μ21E1+ 1 - μ22槡 E2( 3)式中，Fn为作用在圆柱体上的载荷; b 为接触长度;μ1、μ2分别为两圆柱体材料的泊松比; E1、E2为两圆柱体材料的弹性模量。ρ1、ρ2为两圆柱体接触处的半径，式中“+”号用于外接触，“-”号用于内接触。1898 年，拉塞根据法向力应用“压强”原理研究齿面的接触疲劳强度问题。1908 年，奥地利的维德基将赫兹的两个圆柱体的接触应力理论应用于计算轮齿齿面应力，并绘出了沿啮合线最大接触应力变化图。1932 年，英国BS 根据实验数据提出基础表面应力作为齿面强度计算方法。1940 年，美国AGMA 采用齿面强度最重负荷点的接触应力最大值计算方法。
1949 年，白金汉提出节圆上齿面接触应力不超过许用值的计算方法，后来该方法被许多计算方法所采用。1954 年，尼曼采用最大负荷点上滚动压力。至今，我国皆以赫兹公式作为计算齿面接触疲劳强度的理论基础，即以赫兹应力作为点蚀的判断指标。通常令1ρΣ= 1ρ1± 1ρ2，ρΣ称为综合曲率，对于标准齿轮，1ρΣ= 2d1 sin αi ± 1i 。并令式( 3 ) 中的ZE =1π 1 - μ21E1+ 1 - μ22E 槡为弹性影响系数。从而，获得渐开线直齿圆柱齿轮接触疲劳强度的基本公式为σH = ZEZH2KT1bd21i ± 1槡 i #[ σ ] H( 4) 式中，ZH = 2槡sin αcos α，称为区域系数，对于压力角α= 20°的标准齿轮，ZH≈2. 5。在机械设计手册或机械设计教材中，有关齿轮接触疲劳强度公式有很多版本，其中最常见的是将一对钢制标准齿轮齿面接触强度校核公式进行简化，取钢制齿轮的E1 = E2 =2. 06 ×105MPa，μ1 =μ2 =0. 3，便获得机械设计中常用的校核公式。σH = 671 KT1bd21i ± 1槡 i ≤[ σ ] H( 5)
2. 4 齿面胶合强度计算
齿轮另外一个常见的失效是齿面胶合。有关齿轮胶合比较统一的说法是: 相互啮合的两金属齿面，在一定的压力下直接接触发生黏着，同时又随着齿面运动而使金属从齿面上撕落而引起的黏着磨损现象。胶合分为冷胶合和热胶合。对于高速重载的齿轮传动，齿面瞬时温度较高，相对滑动速度较大，则容易发生热胶合。对于低速重载的重型齿轮传动，由于齿面间压力过大，导致齿面油膜被破坏，尽管齿面温度不高，但也容易产生胶合，称为冷胶合。
对于齿轮齿面胶合强度计算的研究，目前主要基于两种理论，一是基于Pv 值( 压力与速度的乘积) 或PTv ( T 为啮合点到节点的距离) 值作为计算胶合的指标。另一种是以齿面温度作为判定胶合的准则的布洛克算法。1975 年，温特提出积分温度法。现在ISO 的标准中主要以这两种方法为主。2003年，我国颁布“圆柱齿轮、锥齿轮和准双曲面齿轮胶合承载能力计算方法”国家标准( GB - Z 6413. 1 - 2003和GB - Z 6413. 2 - 2003)。该标准等同采用了ISO/TR 13989 - 2000“圆柱齿轮、锥齿轮和准双曲面齿轮胶合承载能力计算方法”。曾经有人试图以按弹性流体动力润滑理论计算齿面间的油膜厚度作为胶合的评判依据。
我国多数的机械设计教材中齿轮强度设计一般只提供齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度两种计算方法，并未提供有关齿面胶合的强度计算公式。
3 结束语
文中分别对机械设计教学中有关齿轮的强度设计问题进行了分析和探讨，详细解读我国齿轮强度设计的历史沿革及现状，以及齿轮强度设计计算过程中让人困惑的问题及解决方法。研究指出，在齿轮弯曲疲劳强度的计算中，压应力对弯曲应力的影响是有限的，一般可忽略不计，只有当需要精确计算时，应当考虑其影响。论文的研究可以帮助齿轮设计人员和学生更好地理解齿轮设计中的相关内容，为将来从事机械设计工作打下良好的基础。
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=1.7KN；带速V=1.4m/s；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=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95=0.86(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000η总=1700×1.4/1000×0.86=2.76KW3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=60×1000V/πD=60×1000×1.4/π×220=121.5r/min根据【2】表2.2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）×121.5=729~2430r/min符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1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 7.9 3 2.632 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89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2.2。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=1420/121.5=11.682、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=11.68/3=3.89四、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=473.33(r/min)nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KWPII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW3、 计算各轴转矩Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?mTI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?mTII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m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=1.2 P=2.76KWPC=KAP=1.2×2.76=3.3KW据PC=3.3KW和n1=473.33r/min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×(1-0.02)=279.30 mm由课本[1]P190表10-9，取dd2=280带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×95×1420/60×1000=7.06m/s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+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450=1605.8mm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+(1600-1605.8)/2=497mm(4) 验算小带轮包角α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a=1800-57.30×(280-95)/497=158.670>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=1.4KWi≠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=0.17KW查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]=2.26 (取3根)(6) 计算轴上压力由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)=791.9N2、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=3.89取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78由课本表6-12取φd=1.1(3)转矩T1T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm(4)载荷系数k : 取k=1.2(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=60×473.33×10×300×18=1.36x109N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa故得：d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=49.04mm模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5(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=2.5×20mm=50mmd2=mZ2=2.5×78mm=195mm齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm取b2=55mm b1=60mm(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95(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=71.86pa< [σbb1]σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [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=122.5mm(10)计算齿轮的圆周速度V计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s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×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm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=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 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9.4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=198.58N?m③求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N⑤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=0.74/2=0.37NFAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N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=0.37×96÷2=17.76N?m截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m(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=0.2，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453=7.14MPa< [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×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm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=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 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=53.26N?m③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N⑤∵两轴承对称∴LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38NFAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N(2) 截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（192+52.52）1/2=55.83N?m(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2=59.74N?m(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)=22.12Mpa<[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=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,查[2]表10.1可知极限转速9000r/min（1）已知nII=121.67(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=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N(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 =0.63FA2/FR2=682N/1038N =0.63根据课本P265表（14-14）得e=0.68FA1/FR1
齿轮加工工艺1.锻造制坯热模锻仍然是汽车齿轮件广泛使用的毛坯锻造工艺.近年来,楔横轧技术在轴类加工上得到了大范围推广.这项技术非凡适合为比较复杂的阶梯轴类制坯,它不仅精度较高、后序加工余量小,而且生产效率高.2.正火这一工艺的目的是获得适合后序齿轮切削加工的硬度和为最终热处理做组织预备,以有效减少热处理变形.所用齿轮钢的材料通常为20CrMnTi,一般的正火由于受人员、设备和环境的影响比较大,使得工件冷却速度和冷却的均匀性难以控制,造成硬度散差大,金相组织不均匀,直接影响金属切削加工和最终热处理,使得热变形大而无规律,零件质量无法控制.为此,采用等温正火工艺.实践证实,采用等温正火有效改变了一般正火的弊端,产品质量稳定可靠.3.车削加工为了满足高精度齿轮加工的定位要求,齿坯的加工全部采用数控车床,使用机械夹紧不重磨车刀,实现了在一次装夹下孔径、端面及外径加工同步完成,既保证了内孔与端面的垂直度要求,又保证了大批量齿坯生产的尺寸离散小.从而提高了齿坯精度,确保了后序齿轮的加工质量.另外,数控车床加工的高效率还大大减少了设备数量,经济性好.4.滚、插齿加工齿部所用设备仍大量采用普通滚齿机和插齿机,虽然调整维护方便,但生产效率较低,若完成较大产能需要多机同时生产.随着涂层技术的发展,滚刀、插刀刃磨后的再次涂镀非常方便地进行,经过涂镀的刀具能够明显地提高使用寿命,一般能提高90%以上,有效地减少了换刀次数和刃磨时间,效益显着.5.剃齿径向剃齿技术以其效率高,设计齿形、齿向的修形要求易于实现等优势被广泛应用于大批量汽车齿轮生产中.公司自1995年技术改造购进意大利公司专用径向剃齿机以来,在这项技术上已经应用成熟,加工质量稳定可靠.6.热处理汽车齿轮要求渗碳淬火,以保证其良好的力学性能.对于热后不再进行磨齿加工的产品,稳定可靠的热处理设备是必不可少的.公司引进的是德国劳易公司的连续渗碳淬火生产线,获得了满足的热处理效果.7.磨削加工主要是对经过热处理的齿轮内孔、端面、轴的外径等部分进行精加工,以提高尺寸精度和减小形位公差.齿轮加工采用节圆夹具定位夹紧,能有效保证齿部与安装基准的加工精度,获得满足的产品质量.8.修整这是变速器、驱动桥齿轮装配前对齿部进行磕碰毛刺的检查清理,以消除它们在装配后引起噪声异响.通过单对啮合听声音或在综合检查仪上观察啮合偏差来完成.制造公司生产的变速器中壳体零件有离合器壳、变速器壳和差速器壳.离合器壳、变速器壳是承重零件,一般采用压铸铝合金经专用模具压铸而成,外形不规则、较复杂,一般工艺流程是铣结合面→加工工艺孔和连接孔→粗镗轴承孔→精镗轴承孔和定位销孔→清洗→泄漏试验检测.
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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=1.7KN；带速V=1.4m/s；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=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95=0.86(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000η总=1700×1.4/1000×0.86=2.76KW3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=60×1000V/πD=60×1000×1.4/π×220=121.5r/min根据【2】表2.2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）×121.5=729~2430r/min符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1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 7.9 3 2.632 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89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2.2。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=1420/121.5=11.682、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=11.68/3=3.89四、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=473.33(r/min)nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KWPII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW3、 计算各轴转矩Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?mTI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?mTII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m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=1.2 P=2.76KWPC=KAP=1.2×2.76=3.3KW据PC=3.3KW和n1=473.33r/min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×(1-0.02)=279.30 mm由课本[1]P190表10-9，取dd2=280带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×95×1420/60×1000=7.06m/s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+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450=1605.8mm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+(1600-1605.8)/2=497mm(4) 验算小带轮包角α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a=1800-57.30×(280-95)/497=158.670>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=1.4KWi≠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=0.17KW查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]=2.26 (取3根)(6) 计算轴上压力由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)=791.9N2、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=3.89取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78由课本表6-12取φd=1.1(3)转矩T1T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm(4)载荷系数k : 取k=1.2(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=60×473.33×10×300×18=1.36x109N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa故得：d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=49.04mm模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5(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=2.5×20mm=50mmd2=mZ2=2.5×78mm=195mm齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm取b2=55mm b1=60mm(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95(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=71.86pa< [σbb1]σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [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=122.5mm(10)计算齿轮的圆周速度V计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s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×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm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=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 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9.4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=198.58N?m③求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N⑤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=0.74/2=0.37NFAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N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=0.37×96÷2=17.76N?m截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m(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=0.2，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453=7.14MPa< [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×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm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=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 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=53.26N?m③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N⑤∵两轴承对称∴LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38NFAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N(2) 截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（192+52.52）1/2=55.83N?m(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2=59.74N?m(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)=22.12Mpa<[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=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,查[2]表10.1可知极限转速9000r/min（1）已知nII=121.67(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=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N(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 =0.63FA2/FR2=682N/1038N =0.63根据课本P265表（14-14）得e=0.68FA1/FR1
齿轮泵是液压系统中应用十分广泛的动力元件，具有结构简单、价格便宜、自吸能力强，抗油液污染能力强等优点，但是其最大的缺陷是寿命过短，达不到设计要求的一半。外啮合齿轮泵的设计寿命为5000h。但目前一般均达不到此要求。本文就其中几个主要影响因素加以阐述，并提出相应的改进措施。1、轴承的设计与选用 像其他机械产品一样，齿轮泵设计也要考虑其寿命原则。为了经济合理地使用原材料和零配件，提高产品的技术经济指标，在设计产品时应力求做到大部分零部件和原材料寿命相等，不应造成产品的大部分零件还远没有达到使用寿命，而少数零件已报废。齿轮泵恰好存在这样的问题，报废的大多数情况是因为轴承损坏所至。目前不少齿轮泵不再使用滚针轴承，而改用带保持架的滚针轴承，这样虽可使寿命有所提高，但实践证明，在额定工况下运行不到2000h就因轴承损坏而报废。为此也有采用滑动轴承的，材料多为锡青铜、粉末冶金、增强尼龙6等，但效果仍不理想，且成本高............没什么好处，技术性的东西不愿告诉你们
发动机自动熄火的诊断分析发动机自动熄火的诊断分析摘要： 现代的轿车发动机大多是电子控制燃油喷射型的汽油发动机，自动熄火的原因很多，首先要分析自动熄火的症状。汽车发动机经过长期的使用后或者人为的原因导致发动机自动熄火，那是什么原因导致发动机自动熄火呢？那就要我们带着问题来探研问题的所在，从中认我们知道发动机为什么自动熄火，这样我们才可以以后避免发动机自动熄火后带给我们的麻烦，防范于未然。关键词: 发动机 自动熄火 诊断分析 检测 维修 熄火故障原因绪论在汽车技术日新月异的今天，电脑控制技术已经应用到汽车的各个系统，各种新结构、新技术的不断涌现，使汽车维修人员面临着更加大的挑战。现代汽车维修技术的特征表现为“七分诊断，三分修理” ，发动机常见故障现象、故障原因、诊断方法和思路、诊断与排除等发生了很大的改观，因此，我通过长时间的在校学习，并参考了大量的维修资料写下了该文。一 发动机的概述1.1发动机的简介发动机机体是构成发动机的骨架，是发动机各机构和各系统的安装基础，其内、外安装着发动机的所有主要零件和附件，承受各种载荷。因此，机体必须要有足够的强度和刚度。机体组主要由气缸体、曲轴箱、气缸盖和气缸垫等零件组成。1.2发动机的工作原理（配图）发动机是一种能量转换机构，它将燃料燃烧产生的热能转变成机械能。要完成这个能转换必须经过进气，把可燃混合气(或新鲜空气)引入气缸；然后将进入气缸的可燃混合气(或新鲜空气)压缩，压缩接近终点时点燃可燃混合气(或将柴油高压喷入气缸内形成可燃混合气并引燃)；可燃混合气着火燃烧，膨胀推动活塞下行实现对外作功；最后排出燃烧后的废气。即进气、压缩、作功、排气四个过程。把这四个过程叫做发动机的一个工作循环，工作循环不断地重复，就实现了能量转换，使发动机能够连续运转。把完成一个工作循环，曲轴转两圈(720°)，活塞上下往复运动四次，称为四行程发动机。而把完成一个工作循环，曲轴转一圈(360°)，活塞上下往复运动两次，称为二行程发动机。1.3常见发动机的结构（图）发动机的结构主要由以下的两大机构和五大系统组成。曲柄连杆机构：包括活塞、连杆、曲轴、飞轮、活塞环及活塞销等；配气机构： 包括凸轮轴、进排气门、正时齿轮、气门弹簧及气门座等部份；燃油供给系：包括汽油箱、汽油泵、汽油滤清器、燃油喷射系统、空气滤清器、进排气管及消声器等部份；冷却系：包括水泵、散热器、风扇、节温器及水管等部份；润滑系：包括机油泵、机油滤清器、机油集滤器及油道等部份；点火系：包括蓄电池、发电机、点火线圈、火花塞及高压线等部份；起动系：包括起动机及其附属装置。其中气缸盖、气缸体、进气歧管由铝合金制成，而气缸套及凸轮轴则由铸铁制成；并采用平衡轴的方式平平衡因曲柄连杆机构产生的旋转惯性力和往复惯性力，以降低发动机的振动。二 发动机的检修2.1发动机的拆卸（步骤）拆下蓄电池的负极接线，把发动机室机盖提起到垂直位置，再卸下空气滤清器。放掉冷却液，然后拆下散热器。对装有空调的发动机，卸下空调压缩机的动皮带，然后拆下压缩机，并在不拆软管的情况下把它移到一边。松开动力泵储液罐的注液盖，然后用注射器抽净罐中的液压油，再拧上储液罐盖。拆下油门拉线，拆下液压制动助力器的固定螺栓或在进气歧管上的固定螺母，撒下安装接头用的两个密封垫圈。从缸盖后面的支架上松开真空助力器软管。拆下水泵上的散热器上软管和节温器壳上的储液罐软管。拆下水泵出水口右侧的暖风水箱软管和缸盖后面的左侧的软管。对装有液压气动悬架的车辆，从缸盖的右侧卸开液压泵。拆下燃油分配器和燃油压力调节器上的软管，然后用干净的抹布在装配螺栓处堵住油管以防燃油外泄。拆除全部影响发动机拆卸的导线和软管以及与此有关的例如冷启动阀、电磁压力调节器、空气流量传感器、节气门壳、辅助空气装置、冷却液温度传感器和缸盖温度开关、油底壳油位传感器、交流发电机、起动机和点火线圈等零部件、元器件和总成。拆下点火系统电子开关装置的两个电气连接器。然后拆下诊断插座与翼子板的固定螺栓，从插座的后面拆下电气导线连接器。拆下进气歧管上的机油滤清器导线护罩支撑与安装支架的固定螺栓。从各个连接件和电缆夹上松开导线和电缆并把拆下的导线和电缆与发动机分离开来。提升车辆并把它可靠地支承在支撑台架上。对装有发动机下托架的车辆，卸下前支撑、螺栓、后凸缘螺母和螺栓，然后拆下下托架。对于早期的车辆，松开座架并拆下发动机前减震垫。拆下凸缘螺母或螺栓，然后把排气管与歧管分离开来。松开软管夹，拆下螺母以松开发动机右侧连接件上的动力转向软管，并用干净抹布堵住软管和金属管。拆下发动机搭铁线的固定螺栓和螺母，然后取下搭铁线。拆卸下传动轴，拆下发动机支架与托架的固定螺栓。用提升装置把发动机连同变速器一起从发动机室中提。2.2发动机的安装发动机组装程序与要求如下：（步骤）在组装发动机时要全部使用新垫和新油封，并且保证全部零件都涂有适量的机油以及在缸筒中和曲轴箱内不残留金属多余物。在安装活塞与连杆组件时，要翻转缸体使之右侧面朝上，然后把连杆伸进缸筒中，再用活塞环夹紧器夹紧活塞环并把活塞引进到缸筒中，再用木锤把或类似的硬木棒把活塞与连杆组件顶到位。用规定的力矩拧紧连杆轴承盖螺母和主轴承盖螺栓，然后用手转动曲轴以确定其转动阻力适度。对于拉伸螺栓的连杆，不要使用扭力扳手拧紧，而要用转角器拧紧，而且要确保拉伸段的直径大于8.89-0.076mm、被连杆轴承盖挡住部分的直径应不小于7.87mm。出于标准化上的原因，对于全部连接用螺栓相对于转角器的拧紧转角为90°+10°，也就是在以29.83N·m-33.9N·m的扭矩拧紧后再拧转90°；请注意对于190E款型，在第三个主轴承盖处装有曲轴止推垫。此止推垫的两个凸耳放在主轴盖的凹槽中以防止其转动，在安装时应使止推垫带有槽的一面面向曲轴的止推面。分解机油泵并检查齿轮的齿隙，然后检查泵盖安装面的翘曲量，若超过规定，则用机械加工的方式使其平整，若泵盖的内表面磨损严重，则予以更换。安装上机油泵。再安装上油底壳、下曲轴箱，并按规定的力矩拧紧固定螺栓，然后把缸体的上表面转动向上，装上缸垫和缸盖，按规定顺序和力矩拧紧缸盖固定螺栓。安装上气门室盖，并按规定的力矩拧紧固定螺栓，最后把余下的全部零部件安装到发动机上。利用吊装设备把发动机装入发动机室中。2．3发动机的磨合发动机总成装配后,一般要求经过冷磨合与热试后才能投入使用,通过冷磨与热试对提高零件配合质量,保证正确的间隙(如气门间隙和准确的正时),从而提高发动机的动力性,经济性,工作可靠性和使用寿命.2.3.1 发动机的冷磨合发动机的冷磨合是指以发动机或其他动力带动发动机运转磨合的过程.其功用是使相对配合的零件之间进行自然磨合.由于冷磨合后,还必须对发动机进行拆检与清洗,所以冷磨时可不安装燃油供给系统和点火系统各附件,如果已安装上,则应拆下汽油机活塞,以减小冷磨合汽缸内的压力,减小发动机零件的机械负荷.2.3.2 发动机的热试将装配好的发动机,以其本身产生的动力进行运转试验的过程,热试可将发动机安装到车上后进行.热试时,发动机工作温度达到正常后,应使发动机在不同的转速下运转.此外,还应该检查有无漏水,气及油现象,检查调整气门间隙,点火正时,怠速转速等,观察电流表,冷却液温度表,机油压力表指示灯是否正常,听该发动机工作是否有异响,检查发动机汽缸是否符合规定标准,热试的时间为1.5-2.0小时。三 发动机自动熄火的故障维修3.1故障现象故障现象 发动机运转或汽车行驶过程中自动熄火，而再起动并没有多大困难的现象。3.2常见故障原因进气管路真空泄漏；怠速调整不当、节气们体过脏、怠速系统控制不良等造成的怠速不稳；燃油压力不稳定，例如电动燃油泵电刷过度磨损或接触不良，或燃油泵滤网堵塞等；废气再循环阀门阻塞或底部泄漏；燃油泵电路、喷油器驱动电路等电路有接触不良等故障；燃油泵继电器、EFI继电器、点火继电器不良等；点火系工作不良。例如高压火弱，火花塞使用时间过久，点火正时不对，点火线圈接触不良或热态时存在匝路导致没有高压火花或高压火花弱，低压线路接触不良，绝缘胶损坏间歇搭铁等；节气门位置传感器不良；空气流量计或进气压力传感器有故障；冷却液温度传感器、氧传感器有故障；曲轴位置传感器有故障，如无转速信号（插头末插好、曲轴位置传感器信号线断、传感器定位螺钉松动、间隙失调、传感器损坏等）；曲轴位置传感器信号齿圈断齿，会引起加速时熄火，曲轴位置传感器内电子元件温度稳定性能差，会导致信号不正常，会引发间歇性熄火故障；ECU有故障。3.3故障诊断的一般步骤（步骤次序）先进行故障自诊断，检查有无故障码出现。如有，则按所显示的故障码查找故障原因。要特别注意会影响点火、喷油、怠速、配气相位变化的传感器和执行器（如发动机转速及曲轴位置传感器、凸轮轴位置传感器、冷却液温度传感器、节气门位置传感器、怠速控制阀等）有无故障。如发动机自动熄火发生在怠速工况，且熄火后可立即起动可按怠速不稳易熄火进行检查。采用故障模拟征兆法振动熔丝盒，各线束接头，看故障能否出现。然后进一步检查各线事业接头有无接触不良，各搭铁线有无搭救铁不良，目视检查线事业绝缘层有无损坏和间歇搭铁现象。采用故障模拟征兆法改变ECU、点火器等工作环境温度，重现故障，进而诊断故障原因。试更换点火线圈、火花塞等。在不断试车过程中，有多通道示波器同时监测发动机转速及曲轴位置传感器、空气流量计、电脑的5V参考电压等信号。如果在熄火前有喘振、加速不良的现象再慢慢熄火的话，故障可能发生在供油不畅上。可接上燃油压力表，最好能将压力表用透明胶固定于前挡风玻璃上，再试车确定。如存在熄火时油压力过低的现象，则应检查油箱、电动燃油泵、燃油滤清器、油压调节器及燃油泵控制电路。试车时接上专用诊断仪，读取故障出现前后的数据，进行对比分析，从而找出故障。按故障逐个检查排除。3.4故障诊断的相关要点（分点讲出来）在对电控系统引出的故障诊断时，千万不要忘记先进行基本检查。例如：在试图诊断电控单元控制的燃油喷射系统故障之前，一定要确保进气管路无泄漏，配气正时、点火正时。如果存在这些不良现象，发动机的抗负荷交变能力就差，在工作状况突变的情况下可能熄火，如加速熄火、制动熄火、开空调熄火、挂档熄火等。有些汽车的间歇性故障是难于诊断的，除非是检查汽车时正好显示故障。因此，当进行诊断测试时，故障症状不出现，故障就难以诊断。解决方法是放车到维修站，由技师驾车在可能出现出问题的状态下行驶，直到故障出现。这种方法就不凑巧了，因为这样故障短时间不出现，就得无休止地驾车。还在一种方法就是故障出现就打电话给维修站，这一方法对长时间熄火无法起动很受用。一般就来这种现象只会越来越严重，如一时无法确诊，也可待故障明显后再作检查。检查不定时的怠速熄火故障时，有时换火花塞是必要的。当怀疑空气流量计不良（如空气流量计热线过脏；内部电路连接焊点脱落、接触不良等）时，可用示波器检查空气流量计信号电压波形。当怀疑进气压力传感器不良时，应先检查传感器真空胶管，看是否破裂，弯折，是否有时漏气，有时不漏气，使进气压力传感器信号时而正常，时而不正常，造成发动机收加速踏板时熄火。还应检查对喷油量影响较大的传感器。冷却液温度传感器不仅对喷油量有影响，也对修正点火提前角的信号之一，应要重视。有时某些车型的氧传感器信号电压无变化，容易造成发动机加速时熄火。如果在较高速行驶中先出现加速不良而造成的熄火，要重点检查油路；如果较高速过程中突然熄火则重点检查电路方面，高压火花是否过弱是必要检查项目之一。突然熄火、间歇熄火还应该对控制点火的主要传感器发动机转速用曲轴位置传感器进行检查。故障模拟试验方法。在故障诊断中最困难的情形是有故障，但没有明显的故障征兆。在这种情况下必须进行彻底的故障分析，然后模拟与用户车辆出现故障时相同的条件和环境，进行就车诊断。这样有助于故障处理。四 故障实例4.1道奇车自动熄火故障故障现象一辆三星道奇乘用车，在行使了一段路程后其发动机突然自动熄火，再起动时发动机不能着火，但过了大约15min后起到发动机时又能正常起到，且怠速平稳，加速性能良好。故障分析在冷机状态下测量燃油系统压力，压力正常；在发动机自动熄火后测量燃油系统压力，该系统的压力明显低于正常值；进一步检查时发现在冷机时燃油泵输出的燃油压力正常，在热机时燃油泵输出的燃油压力偏低，因此燃油泵本身油问题。排除方法更换该燃油泵。4.2康明斯发动机自动熄火故障Cummins康明斯发动机-自动熄火-的故障原因分析与处理方法1：燃油用完或燃油关断阀切断油路处理：检查燃油关断阀，看它是否开启。如系关闭，应予打开。检查油箱中有否燃油。如果油箱无油，则加油原因。2：燃油质量低劣处理：检查更换燃油原因。3：燃油输油管道漏气处理：检查连接件有无松动，管道有无破裂，滤清器是否未上紧等，并一一校正原因。4：内输油路或外输油路漏油处理：对所有滤清器、密封垫、管道和连接件作外油路漏油检查。用加压办法作内油路漏油检查。修理或更换原因。5：燃油泵驱动轴断裂处理：检查齿轮泵驱动轴是否断裂。重新调校或更换原因。6：节气门传动杆调整不当或磨损处理：检查磨损情况，更换并调整传动杆原因。7：怠速弹簧装配不对处理：重新装配调整原因。8：限速器离心锤装配不当处理：重新调校原因。9：燃油中有水分或蜡质处理：更换燃油，更换所有滤清器，装设燃油加热器原因。10：燃油泵校准不正确处理：重新调校燃油泵原因。11：密封垫漏气处理：进行压力检查，找出漏气的气缸，更换并修理。4.3奔驰轿车自动熄火故障故障现象一款1996年产奔驰豪华型W140 S320轿车。该车在行驶中突然熄火，再次着车，ABS、ASR、驻车制动报警灯和制动蹄片报警灯都同时点亮，并且着车几分钟后，车辆再次熄火。故障原因及分析接车后，打开发动机舱盖，发动机及线束一切都十分整齐，看来此车保养得非常好，车主说此车从来没出现过大毛病，所以不必考虑发动机有什么问题。打开点火开关，仪表灯微亮，将点火开关旋至起动挡，起动机“哒哒”作响不运转，好像蓄电池严重亏电。用万用表测起动时电压，只有9V，利用强起动蓄电池着车后，ABS、ASR、驻车制动灯及制动蹄片报警灯都常亮不灭，取下起动蓄电池，不一会儿发动机又熄火。再次强起动，测发电机的电压为蓄电池电压，说明发电机不发电。测量发电机D+端子，有＋14V电压输出，证明发电机良好。为什么发电机良好却不发电，而且发电机充电指示灯也不亮。于是拆下组合仪表，取出充电指示灯灯泡，没有烧坏，线路也没有问题。无奈之下，只有人为强行让发电机发电。这样做有一定的危险，但为了进一步验证发电机是否真是好的，只好采取此办法。方法是：取一个点火开关处火线，接在一个二极管的正极上，二极管负极接在发电机D＋端子上，人为给一个激励信号；利用这种办法着车，测发电机电压果然能达到13.9—14.3V，加油时也正常，说明发电机是好的。虽然发电机电压正常了，但4个故障灯仍然常亮不灭，利用奔驰专用电脑STAR2000专用诊断仪准备进入ABS系统，发现通信错误，根本无法进入。取下ABS电脑盒，按资料电路图，找到电脑端子的火线和地线，发现ABS电脑缺少一个常电源。从蓄电池上取一常电源接入后，ABS、ASR灯熄灭，诊断仪也能进入且无故障，但驻车制动及制动蹄片报警灯仍然亮。逐个进行检查，驻车制动制动开关正常，制动蹄片及制动油液位都正常，再次从ABS电脑端子常火入手查看电路图。此常火是从基本电脑内部输出供给，检查基本电脑上的4个10A熔丝，结果3号10A熔丝烧断，取一个10A熔丝插上后又被烧断。仔细检查，发现3号熔丝上被人接了一根线，顺线找到一个防盗报警喇叭。此喇叭是后加装的，取下此线，再接一个10A熔丝，没有再烧断，原来防盗喇叭负载电流过大，只要一工作就会烧断10A熔丝。再测ABS电脑端子电源线，恢复正常，着车观察，驻车制动报警灯及制动蹄片报警灯也不亮了，一切正常。难道不发电也是此熔丝造成的吗？于是把发电机线恢复成原车线，测量发电机发电机电压13.8V正常，至此故障全部排除。一个小小的熔丝竟然惹出这么大的麻烦，使维修走了不少弯路。基本电脑是给其他电脑模块及仪表供电的一个中转站，所有模块的电源供给都从基本电脑输出，所以基本电脑上的4个熔丝十分重要。在此提醒维修界人士，千万不要胡乱改动原车线路，给维修带来困难，此例故障就是因加装防盗器的那个修理工，没有找到常电源，（奔驰车蓄电池在行李舱）就从电脑处取一个电源，但此10A熔丝无法带动防盗器喇叭，故防盗器喇叭一工作就把10A熔丝烧了，所以提醒朋友们检修车辆一定要找到根源，才能根治故障。4.4阳光车发动机自动熄火故障现象一辆东风日产阳光乘用车，在行驶3.3万km时到专营店进行正常维护，但两天后出现怠速转速较低，当车速达到100km/h—120km/h的条件下紧急制动时发动机会自然熄火，而且该现象出现的频率越来越高，每天达到五次以上,根据以上故障现象得出下列分析。故障原因分析利用CONSULT-Ⅱ故障检测仪进行故障检测，检测到“CMP SEN/ CIR-B1[P0340]”，即曲轴位置传感器及其故障线路故障。清除线路代码后，重新调取故障代码，该故障代码不再出现，但仍有紧急制动时熄火的现象。检查曲轴位置传感器（位于分电器内）及其线路，未见异常。利用替换法更换了分电器总成，故障未能排除。后经进一步检查发现，该车没有冷机提速功能，在发动机温度为37℃时，其怠速转速只有450r/min，但发动机运转平稳；当发动机达到正常工作温度后，在接通前照灯、空调等负荷的情况下行驶紧急制动，才会出现熄火现象，在熄火前发动机转速先将到400r/min以下，然后再慢慢熄火，不是立即熄火。熄火后发动机可立即起动。根据以上故障特征，判断故障发生在发动机的燃油系统或进气系统上，因为如果点火系统出现了故障，导致发动机熄火，其熄火具有突然性，并且熄火后发动机不易重新起动。为找到故障的原因，又做了以下检测：1、测量燃油系统压力。在发动机熄火时，燃油系统的油压始终保持在250kpa，说明燃油系统正常；2、检测发动机的基本怠速状况。热机后拔掉节气门位置传感器（TPS）线束侧连接器，发动机怠速在788r/min左右，说明发动机基本怠速正常；3、利用检测仪测试发动机加速后迅速松开加速踏板时的转速特性曲线，发现该车发动机在怠速补偿方面不良，就重点检查怠速控制系统。利用检测仪读取乘用车的数据流，并与其正常值进行比较。通过比较发现，该车在37℃时发动机转速只有450r/min，但发动机ECU向怠速电动机却已经下达了转动54步的指令；而在正常情况下，怠速电动机只要转动15步，发动机转速就能达到513r/min。由此断定怠速电动机或其控制线路可能存在故障。利用检测仪对怠速电动机进行执行测试。正常情况下，热机后当怠速电动机达到100步时，发动机转速可达到2000r/min左右，但该车在改变怠速电动机转动的步数时，发动机转速没有改变。从而进一步确认怠速电动机或其控制线路存在故障。更换怠速电动机，该故障无法排除。拔下怠速电动机线束侧连接器，接通点火开关，检查怠速电动机线束侧连接器的电源端子，其电压正常。（注意：必须用测试灯进行测量，这样可以排除电源线路接触不良或虚接电阻过大的现象，如果用万用表检测，容易忽视这方面的故障。）经测量发现怠速电动机线束侧连接器上各端子与ECU线束侧连接器上相应端子的导通性良好，怠速电动机控制线路中没有塔铁现象；进一步检查发现，在ECU线束侧连接器上有一个端子脱出，将其重新装复到原位，用检测仪测试乘用车在加速后迅速松开加速踏板时特性曲线，发现该曲线恢复正常，对怠速电动机进行执行测试，也正常，路试过程中没有出现发动机自动熄火的现象。该故障排除。4.5捷达王突然熄火故障原因故障原因行驶中突然慢慢熄火，再启动后发动机工作不稳，接着很快又熄火。诊断与排除发动机慢慢熄火与燃油系统有关，但经检查燃油系统工作正常。拔下中央高压线做跳火试验，发现火花很强，说明点火系统正常。再检查点火正时，发现分电器固定螺栓松动，上下活动分电器，分电器可上下窜动。将分电器固定好后，发动机能顺利启动。但发动机工作不稳定，加速时排气管放炮。从新出现的故障现象分析，该车可能是点火错乱。检查分电器盖、分火头，均无故障。检查正时皮带，松紧合适，不可能发生跳齿现象。这时想起分电器固定螺栓曾松动过，会不会发生分电器齿轮折断现象呢？由于分电器固定螺栓松动，造成分电器向上窜动，齿轮不规则折断，同时螺栓松动使分电器左右转动，造成发动机熄火。重新启动发动机时，由于分电器齿轮断齿，使点火正时错乱，发动机工作不稳，加速不良。这时，再怎么调分电器，也调不出正确的点火正时。折下分电器，结果发现分电器齿轮有不规则断齿现象。更换分电器后，故障排除。4.6时代超人发动机自动熄火故障的诊断与排除故障现象一辆桑塔纳2000时代超人，发动后不能正常运行，运转几分钟后就自行熄火，并且熄火后短时间内无法再启动着车；停放十几分钟后又能正常启动了，但过几分钟后又自动熄火。故障如此反复，无法正常使用。故障诊断与排除接修此车后，首先试启动发动机，发动机启动成功，运转较为平稳；原地加速试验，感到发动机很闷，响应不够灵敏，加速性能较差；运转大约3min左右，发动机怠速出现不稳且抖动了几次就自行熄火了；立刻再次启动发动机，没有任何着车的迹象。接上VAG1552诊断仪，读取发动机故障码，没有故障代码。随后又对汽油压力、高压线、火花塞进行了检查，未发现异常。检查配气正时的情况，也未发现问题。经过以上几项检查，时间大约已用了十几分钟，而后再次试启动发动机，发动机居然又能正常启动运转了。趁着发动机尚能运转的时机，立刻读取了该车的数据流，也未发现明显的异常。大约3min后，发动机再次自行熄火，仍旧是当时无法立即启动着车。这个故障确实很奇怪！各项检查和数据都显示该车没有任何能造成发动机不着车的问题，那么问题究竟出在哪里呢？仔细回想一下之前的一系列检查过程，再结合加速性能较差的现象，最后把问题的焦点集中在了排气系统上。笔者让一名员工启动发动机，自己到车尾观察消声器的排气情况，发现在启动过程中，消声器处竟然一丝的尾气也未排出，由此可以断定问题的确出在排气系统上。将车辆架起，断开排气管与三元催化器的接口，再启动发动机，发动机顺利着车，怠速运转较长时间，也未出现自行熄火的现象。拆下三元催化器检查，发现三元催化器的内芯已经被严重堵塞。由此断定，这个怪病的根源就在这个堵死的三元催化器上。更换新的三元催化器后，试车，运转平稳，加速有力，故障彻底排除。当三元催化器完全堵死后，发动机运转时的废气无法正常排出；当排气侧的废气压力增大到和作功压力相近的时候，发动机就自动熄火；熄火后排气管内的压力无法马上消除，所以在熄火后立刻启动时，无法再次着车。当排气管内的废气通过三元催化器内芯上残存的微小缝隙逐渐缓慢的卸压后，又能再次启动着车，这就出现熄火后等待十几分钟又能启动的现象。通过这个故障让我们认识到，对于一个故障的诊断，要全方位地去分析和思考，不能只局限于依靠仪器诊断的数据来判断。结论： 发动机是汽车的动力装置,其作用是将燃烧产生的热能转变为机械能来驱使汽车行驶的.它是汽车的唯一动力输出源，发动机自动熄火的诊断分析是对汽车发动机维修的一种技术要求，由于发动机维修复杂、涉及面广，对我们的诊断与维修造成一定困难。因此对汽车维修人员需要更高的要求。但在我们许多的维修人员中，对发动机的理论知识、各系统的工作原理不够了解，在分析问题时考虑不全面，同时在自动熄火的诊断分析问题的过程中条理不清晰，不能对症下药，常带一种漫无目的碰运气的心理进行维修，往往花了大钱、更换了许多零件却仍不能解决问题。本文对发动机自动熄火诊断分析进行了全面的分析，优化了维修工艺的程序。更进一步提高了维修人员的维修技能。参考文献：[1] 李清明，汽车发动机故障分析详解，北京：机械工业出版社， 2007[2] 李良洪，汽车维修工，北京：化学工业出版社，2004[3] 陈文华，汽车发动机构造与维修 北京：人民交通出版社 2003[4] 陆刚，汽车发动机的养护与维修实例 北京：电子工业出版社2006[5]刘越琪，发动机电控技术，北京：机械工业出版社， 2002参考资料：
一、偶件技术状态的检查与判断 1、柱塞副技术状态的检查与判断 (1)观察法：观察磨损最严重部位的痕迹，用指甲横向划动时有明显感觉者，应换新件。 (2)经验法：将柱塞副用柴油清洗干净，并使套内充满柴油，用手指把柱塞套上的进油孔、回油孔和中心孔都堵严，再将柱塞抽出1/3的长度后放松，若能立即返回去，说明能继续使用；否则，应换新件。 (3)压力表检查法：在泵头上接上压力表，把油门放在最大供油位置，打开减压并摇车，使柱塞副以每分钟30次的速度泵油，则表上压力必须大于19.6千帕；否则，应换新件。 2、出油阀副技术状态的检查与判断 (1)观察法：观察密封环带，若凹陷且宽度超过0.5毫米，或减压环带出现明显的磨损沟痕，已看不到原来的光亮面时，应更换新件。 (2)压油试验法：卸去被检查缸的高压油管，打开喷油泵检视窗口，把该缸柱塞摇至下止点，用手油泵泵油，先排除油路中的空气，之后观察高压油管接头处有无渗漏现象发生。若有渗漏现象，则应更换新件(此法不能检查减压环带)。 (3)压力表检查法：这一检查应与检查柱塞压力同时进行。当在停止供油后压力表指针稳定值等于19.6千帕下降至17.65千帕所需时间若不小于15秒，说明密封良好；再升压至24.52千帕后立即断油。注意表针回摆位置，若为0.98-6.87千帕，说明减压作用正常。只有密封性良好时，方能看到回摆的确切数值。经上述检查仍有故障时，应取下出油阀，清洗后观察磨损情况。若无明显沟痕，高压铜垫又无磨损，一般经过清洗，对研密封面，适当旋紧紧座即可恢复正常；否则，应换新件。 3、喷油嘴技术状态的检查与判断这一检查应在柱塞副和出油阀副工作都正常的前提下进行。 (1)车上试验法：在发动机其他部位都正常时，可将喷油嘴先粗调后装上车。当发动机起动后，再通过“听声音，看排气”的办法在车上调试。 (2)标准油嘴比较法：这种方法就是采用预先按规定调好的正常喷油嘴与被检查的喷油嘴作对比。先用三通管把它们并联在喷油泵上，然后排出油路中的空气，把油门放在最大位置。打开减压摇车，并观察两个喷油嘴喷射情况是否一致，若二者同时喷油，或同时停止喷油，雾化状态也一致，说明被检查的喷油嘴合格。 (3)压力表检查法：用三通管把压力表和被检查的喷油嘴并联在喷油泵上，把油门放在最大位置。打开减压摇车泵油，使压力表达到9.8千帕(结合调整调压弹簧)。然后以每分钟约10次的速度使喷油嘴喷油，此时不得有滴油现象。上述工作完成后，再调针阀至规定压力，然后以每分钟约80次左右的速度进行雾化试验。雾滴应细微且分布均匀，油束方向、锥角应符合要求，油束的切断应干脆并有特殊的清脆声。经上述检查后仍有故障时，应拆下针阀、顶杆、弹簧进行清洗检查。若确因磨损严重不能恢复正常时，应换新件。二、延长偶件使用寿命的措施偶件损坏的根本原因除产品质量问题外，主要是对机器使用不当，维修保养不及时、不正确造成的。下面谈几点延长偶件使用寿命采取的措施，以供参考。 1、严格执行燃油沉淀过滤制度，加注的柴油最少应经48小时沉淀后才能取用。使用的柴油应符合季节规定的标准型号。加油工具要清洁专用。加油和存油的地方也应清洁，以免脏物混入燃油而加速偶件的磨损，降低偶件使用寿命。 2、制定严格的技术维护保养规范，燃油滤清器工作100小时，油箱工作500小时各清洗一次，若发现滤芯破损失效应及时更换，不得将其拆除而采用直流式供油。偶件在正常工作条件下工作500小时应拆卸检查一次。在拆卸检查时要保证场所、手、工具和清洗油清洁，以免偶件受污染。在拆卸操作时不得乱敲乱打，在清洗时不要乱堆乱放，不应和其它非偶件在一起盆洗，以免碰伤、擦伤。在装配时不得随意改变装配位置而达到某些不符合机器工作要求的目的。在装出油阀紧座和油嘴紧帽时，应按规定力矩拧紧，以保证装配后的喷油器和喷油泵技术状态的良好。 3、除上述要求外，还应提高对偶件的认识，弄懂偶件的结构特性和工作原理，加强和提高对偶件的维护保养、操作使用，做到无故障时不随意调整，维护使用时不随意拆卸，维修检查时不乱敲乱打，清洗保养时不乱擦乱碰，装配调整时不乱改乱拧，一切按规范技术要求进行，以达到延长其使用寿命的目的。汽车零件的检验方法;一、经验法经验法是通过观察、敲击和感觉来检验和判断零件技术状况的方法。这种方法虽然简单易行，但它要求技术人员有对各种尺寸、间隙、紧度、转矩和声向的感觉经验，它的准确性和可靠性是有限的。 1.目测法对于零件表面有毛糙、沟槽、刮伤、剥落（脱皮），明显裂纹和折断、缺口、破洞以及零件严重变形、磨损和橡胶零件材料的变质等，都可以通过眼看、手摸或借助放大镜观察检查确定出来。对于齿轮中心键槽或轴孔的磨损，可以与相配合的零件配合检验，以判定其磨损程度。 2.敲击法汽车上部分壳体、盘形零件有无裂纹，用铆钉连接的零件有无松动，轴承合金与底板结合是否紧密，都可用敲击听音的方法进行检验。用小锺轻击零件，发出清脆的金属响声，说明技术状况是好的；如发出的声音沙哑，则可判定零件有裂纹、松动或结合不紧密。 3.比较法用新的标准零件与被检验零件相比，从中鉴别被检验零件的技术状况。用此法可检验弹簧的自由长度和负荷下的长度、滚动轴承的质量等。如将新旧弹簧一同夹在虎钳上，用此法可判定其弹力大小。用比较法检验弹簧弹力二、测量法零件因磨损或变形引起尺寸和几何形状的变化，或因长期使用引起技术性能（如弹性）的下降等。这些改变，通常是采用各种量具和仪器测量来确定的。如轴承孔和轴孔的磨损，一般用相配合的零件进行配合检验，较松旷时，可插入厚薄规检查，判定其磨损程度，确定是否可继续使用；要求较高的气缸损坏时，应用量缸表或内径测微器进行测量，确定其失圆和锥形程度。轴类零件一般用千分尺来检查。对于磨损较均匀的轴，只检查其外径大小，但对某些磨损不均匀的轴，还需检查其椭圆度及锥度的大小。测量曲轴连杆轴颈时，先在轴颈油孔两侧测量，然后转90°再测量。轴颈同一横断面上差数最大值为椭圆度，轴颈同一纵断面上差数最大值为锥度。滚珠轴承（球轴承）的磨损情况，可以通过测量它的径向和轴向间隙加以判定。将轴承放在平板上，使百分表的触针抵住轴承外圈，然后一手压紧轴承内圈，另一手往复推动轴承外圈，表针所变动的数字，即为轴承的径向间隙。将轴承外圈放在两垫块上，并使内圈悬空，再在内圈上放一块小平板，将百分表触针抵在乎板中央，然后上下推动内圈，百分表上指示的最大与最小的数值差，就是轴承的轴向间隙。用量具和仪器检验零件，一般能获得较准确的数据，但要使用得当，同时在测量前必须认真检查量具本身的精确度，测量部位的选择以及读数等都要正确。三、探测法 1.浸油锤击检验这是一种探测隐蔽缺陷的简便方法。检验时，先将零件浸入煤油或柴油中片刻，取出后将表面擦干、撒上一层白粉，然后用小铁锤轻轻敲击零件的非工作面。零件有裂纹时，由于震动，浸入裂纹的煤油（柴油）渗出，使裂纹处的白粉呈黄色线痕。根据线痕即可判断裂纹位置。 2.磁力探伤检验磁力探伤的原理是：用磁力探伤仪将零件磁化，即使磁力线通过被检测的零件，如果表面有裂纹，在裂纹部位磁力线会偏移或中断而形成磁极，建立自己的磁场。若在零件表面撒上颗粒很细的铁粉，铁粉即被磁化并附在裂纹处，从而显现出裂纹的位置和大小。进行磁力探伤时，必须使磁力线垂直通过裂纹，否则裂纹便不会被发现。磁力探伤采用的铁粉，一般为2～5微米的氧化铁粉末，铁粉可以干用，但通常采用氧化铁粉液，即在1升变压器油或低粘度机油掺煤油中，加入20～30克氧化铁粉。零件经磁力探伤后会留下一部分剩磁，必须彻底退掉。否则在使用中会吸附铁屑，加速零件磨损。采用直流电磁化的零件，只要将电流方向改变并逐渐减少到零，即可退磁。磁力探伤只能检验钢铁件裂纹等缺陷的部位和大小，检验不出深度。此外，由于有色金属件、硬质合金件等不受磁化，故不能应用磁力探伤。
混凝土简析摘要：在土建工程中，混凝土是用途最广、用量最大的建筑材料之一。近百年来，混凝土强度不断的提高成为它主要的发展趋势。发达国家越来越多的使用50MPa以上的高强混凝土。有些远见卓识的专家考虑到某些工程的需要，在提出高强度的同时，也提出耐久性和施工和易性的要求，尤其是近5年，在很多重要工程中都成功地采用高性能混凝土。关键词：混凝土 耐久性 强度高性能混凝土具有丰富的技术内容，尽管同业对高性能混凝土有不同的定义和解释，但彼此均认为高性能混凝土的基本特征是按耐久性进行设计，保证拌和物易于浇筑和密实成型，不发生或尽量少发生由温度和收缩产生的裂缝，硬化后有足够的强度，内部孔隙结构合理而有低渗透性和高抗化学侵蚀。一、基于上述特点，高性能混凝土成为我国近期混凝土技术的主要发展方向。高性能混凝土的核心是保证耐久性。耐久性对工程量浩大的混凝土工程来说意义非常重要，若耐久性不足，将会产生极严重的后果，甚至对未来社会造成极为沉重的负担。据美国一项调查显示，美国的混凝土基础设施工程总价值约为6万亿美元，每年所需维修费或重建费约为3千亿美元。美国50万座公路桥梁中20万座已有损坏，平均每年有150-200座桥梁部分或完全坍塌，寿命不足20年；美国共建有混凝土水坝3000座，平均寿命30年，其中32%的水坝年久失修；而对二战前后兴建的混凝土工程，在使用30-50年后进行加固维修所投入的费用，约占建设总投资的40%-50%以上。回看中国，我国50年代所建设的混凝土工程已使用40余年。如果平均寿命按30-50年计，那么在今后的10-30年间，为了维修这些建国以来所建的基础设施，耗资必将是极其巨大的。而我国目前的基础设施建设工程规模宏大，每年高达2万亿人民币以上。照此来看，约30-50-年后，这些工程也将进入维修期，所需的维修费用和重建费用将更为巨大。因此，高性能混凝土更要从提高混凝土耐久性入手，以降低巨额的维修和重建费用。一般混凝土工程的使用年限约为50-100年，不少工程在使用10-20年后，有的甚至使用9年以后，即需要维修。用普通水泥混凝土所完成的工程不能满足耐久性要求的根本原因，在于混凝土本身的内部结构。二、影响混凝土耐久性的主要因素大致可以分为以下几点：（一）、在混凝土工程中为了满足混凝土施工工作性要求，即用水量大、水灰比高，因而导致混凝土的孔隙率很高，约占水泥石总体积的25%-40%，特别是其中毛细孔占相当大部分，毛细孔是水分、各种侵蚀介质、氧气、二氧化碳及其它有害物质进入混凝土内部的通道，引起混凝土耐久性的不足。（二）水泥石中的水化物稳定性不足也会对耐久性产生影响。例如，波特兰水泥水化后的主要化合物是碱度较高的高碱性水化矽酸钙、水化铝酸钙、水化硫铝酸钙。此外，在水化物中还有数量很大的游离石灰，它的强度极低、稳定性极差，在侵蚀条件下，是首先遭到侵蚀的部分。要大幅度提高混凝土的耐久性，就必须减少或消除这些稳定性低的组分，特别是游离石灰。（三）、根据对影响混凝土耐久性的主要因素的分析，就可以找出提高混凝土耐久性的主要技术途径。如上分析，要提高混凝土的耐久性，必须降低混凝土的孔隙率，特别是毛细管孔隙率，最主要的方法是降低混凝土的拌和用水量。但如果纯粹的降低用水量，混凝土的工作性将随之降低，又会导致捣实成型共所困难，同样造成混凝土结构不致密，甚至出现蜂窝等宏观缺陷，不但混凝土强度降低，而且混凝土的耐久性也同时降低。目前提高混凝土耐久性基本有以下几种方法：三、 掺入高效减水剂：（一）、在保证混凝土拌和物所需流动性的同时，尽可能降低用水量，减少水灰比，使混凝土的总孔隙，特别是毛细管孔隙率大幅度降低。水泥在加水搅拌后，会产生一种絮凝状结构。在这些絮凝状结构中，包裹着许多拌和水，从而降低了新拌混凝土的工作性。施工中为了保持混凝土拌和物所需的工作性，就必须在拌和时相应地增加用水量，这样就会促使水泥石结构中形成过多的孔隙。当加入减水剂的定向排列，使水泥质点表面均带有相同电荷。在电性斥力的作用下，不但使水泥体系处于相对稳定的悬浮状态，还在水泥颗粒表面形成一层溶剂化水膜，同时使水泥絮凝体内的游离水释放出来，因而达到减水的目的。许多研究表明，当水灰比降低到0.38以下时，消除毛细管孔隙的目标便可以实现，而掺入高效减水剂，完全可以将水灰比降低到0.38以下。（二）、 掺入高效活性矿物掺料：普通水泥混凝土的水泥石中水化物稳定性的不足，是混凝土不能超耐久的另一主要因素。在普通混凝土中掺入活性矿物的目的，在于改善混凝土中水泥石的胶凝物质的组成。活性矿物掺料中含有大量活性Si02及活性Al203，它们能和波特兰水泥水化过程中产生的游离石灰及高碱性水化矽酸钙产生二次反映，生成强度更高、稳定性更优的低碱性水化矽酸钙，从而达到改善水化胶凝物质的组成，消除游离石灰的目的，使水泥石结构更为致密，并阻断可能形成的渗透路。此外，还能改善集料与水泥石的界面结构和界面区性能。这些重要的作用，对增进混凝土的耐久性及强度都有本质性的贡献。（四） 消除混凝土自身的结构破坏因素：除了环境因素引起的混凝土结构破坏以外，混凝土本身的一些物理化学因素，也可能引起混凝土结构的严重破坏，致使混凝土失效。例如，混凝土的化学收缩和干缩过大引起的开裂，水化性过热过高引起的温度裂缝，硫酸铝的延迟生成，以及混凝土的碱骨料反映等。因此，要提高混凝土的耐久性，就必须减小或消除这些结构破坏因素。限制或消除从原材料引入的碱、S03、C1- 等可以引起破坏结构和侵蚀钢筋物质的含量，加强施工控制环节，避免收缩及温度裂缝产生，以提高混凝土的耐久性。四、 保证混凝土的强度：尽管强度与耐久性是不同概念，但又密切相关，它们之间的本质联系是基于混凝土的内部结构，都与水灰比这个因素直接相关。在混凝土能充分密实条件下，随着水灰比的降低，混凝土的孔隙率降低，混凝土的强度不断提高。与此同时，随着孔隙率降低，混凝土的抗渗性提高，因而各种耐久性指标也随之提高。在现在的高性能混凝土中，除掺入高效减水剂外，还掺入了活性矿物材料，它们不但增加了混凝土的致密性，而且也降低或消除了游离氧化钙的含量。在大幅度提高混凝土强度的同时，也大幅度地提高了混凝土的耐久性。此外，在排除内部破坏因素的条件下，随着混凝土强度的提高，其抵抗环境侵蚀破坏的能力也越强。高性能混凝土在配制上的特点是低水灰比，选用优质原材料，除水泥、水和骨料外，必须掺加足够数量的矿物集料和高效减水剂，减少水泥用量，减少混凝土内部孔隙率，减少体积收缩，提高强度，提高耐久性。五、混凝土工程中的耐久性问题强度和耐久性是混凝土结构的两个重要指标,因以往工程中习惯上只重视混凝土的强度,或片面追求高强度而忽视混凝土的耐久性.混凝土的耐久性是使用期内结构保证正常功能的能力,关系结构物的使用寿命,随着结构物老化和环境污染的加重,混凝土耐久性问题已引起了各主管部门和广大设计,施工部门的重视.曾有调查表明,国内大多数工业建筑在使用25-30年后即需大修,处于严酷环境下的建筑物的使用寿命仅15-20年,桥梁,港口等基础设施工程尤其严重.许多工程建成后几年就出现钢筋锈蚀,混凝土开裂.有专家指出,我国大干基础设施工程建设的高潮还需延续,而由于忽视耐久性问题,迎接我们的还会有大修的高潮,其耗费将倍增于工程建设时的投资.而其原因却往往是由于混凝土耐久性不足引起的.六、混凝土结构耐久性问题的分析混凝土耐久性问题,是指结构在所使用的环境下,由于内部原因或外部原因引起结构的长期演变,最终使混凝土丧失使用能力.即所为的耐久性失效,耐久性失效的原因很多,有抗冻失效,碱-集料反应失效,化学腐蚀失效,钢筋锈蚀造成结构破坏等.下面作具体分析.七、混凝土的冻融破坏当结构处于冰点以下环境时,部分混凝土内孔隙中的水将结冰,产生体积膨胀,过冷的水发生迁移,形成各种压力,当压力达到一定程度时,导致混凝土的破坏.混凝土发生冻融破坏的最显著的特征是表面剥落,严重时可以露出石子.混凝土的抗冻性能与混凝土内部的孔结构和气泡含量多少密切相关.孔越少越小,破坏作用越小,封闭气泡越多,抗冻性越好.影响混凝土抗冻性的因素,除了孔结构和含气量外,还包括:混凝土的饱和度,水灰比,混凝土的龄期,集料的孔隙率及其间的含水率等.。八、混凝土的拌制尽量采用二次搅拌法,裹砂法,裹砂石法等工艺,提高混凝土拌合料的和易性,保水性,提高混凝土强度,减少用水量;大体积混凝土的浇筑振捣应控制混凝土的温度裂缝,收缩裂缝,施工裂缝,建立混凝土的浇筑振捣制度,提高混凝土密实度和抗渗性,重视混凝土振捣后的表面工序,并加强养护,以减少混凝土裂缝.混凝土的施工过程对控制构件外观裂缝,施工裂缝至关重要,应加强施工质量管理,特殊季节施工的混凝土结构,尚应采取特殊措施.九、 结构的日常维护结构在使用阶段,应注意检测,维护和修理,对处于露天和恶劣环境下的基础设施工程更应如此,,建立检测和评估体系,及时发现,及时修理,确保混凝土结构的正常使用。参考文献：1、《混凝土结构的耐久性设计方法》 陈肇元 编 《建筑技术》（m）2、《建筑施工技术》
工程检测技术论文篇二 浅论工程质量检测 摘 要：对于建设工程质量检测的全面完善，有关部门和机关应贯彻落实好监督管理工作，同时不断加强质量检测的管理力度，在很大程度上可以杜绝虚假检测报告的产生，进一步制止弄虚作假的质量检测行为，做到真正的实事求是，严格按照法律条例实行全方位检查。对于建设工程质量检测单位的具体工作责任和实际检测结果要确保真实性，明确实际的工作职责，以实现建设工程质量检测的完善。 关键词：建设工程;质量;检测 一、建筑工程质量检测的意义 建筑工程施工企业一方面要完成自身的体制改革，尽快的适应市场竞争的驱动力，另一方面不断的提高自身的技术水平和施工质量，完善施工质量监理和检验体系，狠抓质量控制，保证建筑工程质量安全。建设工程质量问题的发生，轻则影响施工顺利进行，拖延工期，增加工程费用成本;重则给工程留下隐患，成为危险工程，影响安全使用或不能使用，更严重的会引起工程建筑物的倒塌，造成人民生命财产的巨大损失。 二、我国质量检测中存在的问题 在行政垄断的市场环境下，不是通过提高检测质量和服务等正当手段来参与竞争，而是通过垄断，牺牲行业整体利益，捏造虚假数据、收受红包、吃请篡改数据，片面追求利益最大化。检测人员大部分是单位及上级领导亲属，而非专业人士，还有人用假职称、假资格证书，部分人员职业道德和技术水平均达不到检测要求，检测机构内部管理松散，制度不健全，工作质量难以保证。 1、深化改革，进退两难 一些检测站虽在工商主管部门取得了独立企业法人营业执照，但基本上维持原来的组织机构形式，与当地的建设行政主管部门和质量监督站明脱暗不脱，检测费必须上交，仍然属行政事业单位性质。而企业试验室就位的检测机构，大部分还是由原企业投资控股，也没有完全脱钩。主要原因是：检测机构与原主管部门或施工企业脱钩改制涉及国有资产的剥离及流失问题，造成目前湖北省的检测市场运行和监管模式没有根本上的改变，进一步深化检测机构改革显得进退两难。 2、市场运行，模式依旧 目前，我省检测市场的运行比较稳定，工程质量检测业务仍然由施工方委托和交费，监理方见证取样，委托方与检测机构�用委托单代替检测合同的方式。就位后，原为行政事业单位的各级检测站仍然控制着全省检测市场，就位后的企业检测机构主要承担着本控股企业工程的部分检测业务，而工程所在地的原为行政事业单位的检测站要从中抽检30%，并收取检测费。 3、综合监管，存在缺失 首先，我省各级建设行政主管部门为了确保建设工程质量，规范检测行为，防止假报告的发生，定期重点对中介检测机构的违规行为进行了查处。但是，对其所属检测机构、施工方和监理方的检测行为监管不够到位，不能及时发现问题，更不能及时处理问题。其次，各级质量监督站，对监理方、施工方及检测机构的检测行为的监督和查处力度显得很不够，也缺乏有效的科技监控手段，另对其所属检测机构的行为还没有形成有力监督。 4、内部运行，尚待规范 资质就位后，我省的检测机构健全了规章、更新了设备、改善了环境、培训了人员，普遍增强了质量意识，提高了检测能力和水平，检测工作质量整体是稳定的。然而，还是有部分检测机构未�用计算机等高科技手段来控制检测的全过程，自身的行为存在着很多问题，有待规范。 二、建设工程质量检测管理对策 1、充分发挥检测行业协会的作用 建设工程质量检测行业协会应从组织制度上、组织结构上确保检测行业的权益。行业协会应向有关部门建议制定有助于建设工程质量检测行业发展的规章制度、法律、法规，规范市场秩序、规范市场行为、整合检测资源配置，杜绝压级压价、恶性竞争、出具假报告、提供假数据等现象的发生，增强行业协会抵抗风险的整体实力，促进建设工程质量检测市场的有序发展。 2、提高建设工程质量检测机构的素质 建设工程质量检测机构是具有很强专业性的中介服务机构，其从业人员应当具备较高的素质。检测机构应当不断地完善人才的引进、培养以及激励机制，不断地优化建设工程质量检测机构的年龄结构与知识结构，提高各个岗位人员的技术水平，提升检测机构整体的检测管理水平。建设工程质量检测机构应当加强对现有专业技术人员的培训和继续教育，进一步扩大技术交流和沟通的渠道，可以外派检测专业技术人员访问学习，聘请相关专家对检测专业技术人员进行相关操作技能的培训，邀请建设工程质量检测领域的学者专家前来讲学。加强培养建设工程质量检测的复合型人才，不断提高检测人员的建设工程质量检测业务的综合水平，从而促进建设工程质量检测机构的综合服务水平提升。 3、加强诚信建设，实施诚信管理 建设工程质量检测的服务特性和工作性质，决定了检测机构应以诚信为本，加强诚信建设，实施诚信管理，自觉摒弃弄虚作假等不良行为。建设工程质量检测机构的诚信对政府监督部门执法和其他责任主体的行为有着显著的影响。通常建设工程质量检测活动主要包括：委托检测、见证送样、检测以及报告出具四个环节。建设工程检测工作的质量一般由委托检测、见证送样、检测三个环节中监理单位、检测单位、建设单位、材料供应单位的行为共同决定的，综合体现了各个单位的工作规范性。 4、联管机制和信息化管理并用 在联管机制中运用信息化管理方法，进一步提高建设工程质量检测数据的可靠性、公正性与真实性。信息化管理是在建设工程质量检测机构中运用现代通讯技术、网络技术、计算机自动化技术等手段，综合管理建设工程质量检测机构和检测业务的一种先进的管理方式。信息化管理能够为检测机构的运行提供自动化的、全面的管理。信息化管理促进了建设工程质量检测机构之间建立数据交换、信息共享的信息化管理平台，有利于深度挖掘、利用检测信息资源，打破建设工程质量检测机构各自为战的局面。各自为战的检测方式不利于建设工程质量检测的进一步发展，要提高检测质量，就应当完善相关部门的联管机制，加强工商管理部门、质量技术监督部门、工程质量监督部门、检测机构之间的沟通与交流。 三、结束语 检测所得出的报告广泛应用于多个对象中，如施工单位、建设工程行政主管部门、设计部门、建筑质量监察督促部门、开发商、监督施工方等。综上所述，对于建设工程质量检测的全面完善，有关部门和机关应贯彻落实好监督管理工作，同时不断加强质量检测的管理力度，在很大程度上可以杜绝虚假检测报告的产生，进一步制止弄虚作假的质量检测行为，做到真正的实事求是，严格按照法律条例实行全方位检查。对于建设工程质量检测单位的具体工作责任和实际检测结果要确保真实性，明确实际的工作职责，以实现建设工程质量检测的完善。 参考文献： [1]刘鹏，周元.住宅工程质量检测存在的问题与应对策略[J].才智，2011，(02)：468-469. [2]于佳君.建筑工程质量检测应注意的问题及责任制度的建立[J].今日科苑，2010，(02)：89-90. [3]王秀峰，蒋国涛，高博.建设工程质量检测概况及发展对策[J].山西建筑，2011，(06)：102-103. [4]金帮琳，刘文，曹永梅.强化工程质量检测管理 提高检测成果质量水平[J].水利建设与管理，2011，(02)：135-136. 看了“工程检测技术论文”的人还看： 1. 建筑工程质量检测技术论文 2. 道路工程检测技术论文 3. 结构检测与加固技术论文 4. 电气测量技术论文 5. 材料工程技术论文
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56、压力容器筒体自动组对及检测装置的研究
57、高压容腔卸压曲线及卸压阀研究
58、一种小冲击高性能液压缸双向制动阀的研究
59、盘式制动器摩擦副热结构耦合及模态分析
60、输送带摩擦学行为及动力学特性研究
61、圆环链与驱动链轮磨损试验研究
62、十字轴式万向联轴器的动力学特性仿真分析
63、乳化液过滤器多次通过试验系统开发
64、电液流量匹配装载机转向系统特性研究
65、大位移低电压的静电斥力微驱动器的设计与仿真研究
66、圆柱斜齿轮传动误差的补偿分析
67、基于物理规划法的柔顺机构多目标拓扑优化研究
68、桥式起重机桥架结构静动态分析及多目标优化
69、柱塞泵及管路流固耦合振动特性研究
70、非对称柱塞泵直驱挖掘机液压缸系统特性研究
71、波箔动压气体轴承承载特性的理论与实验研究
72、低温氦透平膨胀机中液体动静压轴承的承载特性研究
73、滚珠轴承支承高速电主轴热特性分析
74、基于许用压力角要求的共轭凸轮计算机辅助设计系统开发
75、圆筒涨圆机液压与电气控制系统的研究
76、再制造液压缸性能检测技术的研究
77、气动高压高速开关阀的设计与研究
78、四轮四向叉车非对称转向机构双目标优化研究
79、基于桁架结构的3D打印轻量化模型生成研究
80、无转速计阶比分析方法研究
81、非圆齿轮行星轮系传动性能分析
82、永磁同步电主轴机电耦联动力特性研究
83、气动柔性驱动器的位置控制研究
84、高速旋转接头试验台的研制
85、永磁同步电主轴电磁噪声影响因素研究
86、水泵转子静挠度检测系统的构建与实现
87、磁悬浮飞轮储能支承系统的控制策略研究
88、聚磁式永磁涡流耦合器的性能分析和测试
89、起重机用永磁同步电机的设计与研究
90、大型往复式迷宫压缩机气缸体关键部件受力分析
91、准双曲面锥齿轮实体建模与齿面接触分析
92、风机风量调节伺服缸试验系统设计及控制特性研究
93、大型往复式压缩机迷宫密封效果的影响因素分析
94、水泵轴向力测量装置现场静态标定系统设计
95、空压机用超超高效永磁同步电动机设计及铁耗研究
96、主动磁悬浮轴承及其控制方法研究
97、水泵转子径向跳动检测系统设计
98、板状超声物料输送装置的研究
99、钢制组合式路基箱力学性能研究
100、三种典型微细结构缺陷的试验研究
101、向心关节轴承摩擦磨损性能仿真及试验分析
102、离心压缩系统反转动力学特性研究与分析
103、计入弹性变形的复合材料水润滑轴承润滑特性的研究
104、气缸壁面温度预测研究
105、高速曳引界面的摩擦滑移实验方法研究
106、特征优化方法研究及其在轴承故障诊断中的应用
107、小型机械零件拣货系统改良设计研究
108、活塞式压缩机排气量测试系统的设计与开发
109、小型安全阀便携离线校验设备研制
110、轴流风机数值模拟的若干问题探讨
111、催化装置富气压缩机控制系统的设计与实现
112、变频电机拖动的变量柱塞泵液压动力系统特性研究
113、模具形线参数对厚壁封头成形的影响
114、条形砧旋转锻造封头的工艺研究
115、磁悬浮轴承-转子系统的运动稳定性与控制研究
116、两级行星齿轮减速器稳健设计方法的研究
117、机械产品原理方案优化建模与实现
118、错位码垛规划及其与码垛机器人控制融合的研究
119、3D打印技术中分层与路径规划算法的研究及实现
120、液压同步顶升系统设计及控制策略研究
121、机构可动性设计缺陷辨识模型与修复方法研究
122、码垛机器人控制系统的设计及实现
123、浮环轴承润滑特性研究
124、机械产品可持续改进研究设计
125、轮腿式轮椅传动机构的设计与仿真
126、低速叉车横置式转向电动轮设计与优化研究
127、面向机电系统运行状态监测的声源定位技术研究
128、摆线活齿传动齿形研究及仿真
129、旋转阀口试验台的研发及旋转阀口的仿真研究
130、水压阀口特性仿真研究
131、旋转式水压伺服阀的设计及研究
132、串联式混联机构的力学分析及动力学仿真
133、利用阳极键合封装MEMS器件所用离子导电聚合物开发
134、工业生产型立体仓库的设计与优化
135、九轴全地面起重机模糊PID电液控制转向系统分析
136、带式输送机多滚筒驱动功率平衡影响因素的分析与研究
137、折臂式随车起重机回转系统同步控制研究
138、九轴全地面起重机传动系统研究
139、桥式起重机安全监控与性能评估系统的研究与设计
140、大型磨机故障诊断方法的研究
141、水液压多功能试验台数据测控系统的研发
142、迷宫密封泄漏特性及新结构研究
143、组合型振荡浮子波能发电装置液压系统研究
144、机电一体化实训装置在中职教学中的应用研究
145、穿孔扭转微机械谐振器件的挤压膜阻尼机理与模型
146、双螺杆式空压机转子型线分析与加工优化
147、铸造起重机安全制动温度场热耦合及机构振动分析
148、渐变箍紧力作用的起重机卷筒结构分析与优化设计
149、汽车起重机动力、起升系统参数优化及节能分析
150、贝叶斯网络系统可靠性分析及故障诊断方法研究
151、圆锥破碎机止推盘磨损寿命预测及结构优化
152、喷油器火花塞护套成形工艺优化及模具分析
153、碟形砂轮磨削面齿轮加工技术及齿面误差生成规律研究
154、铝合金喷射沉积坯形状及组织控制
155、基于FACT理论的柔顺机构设计及其在振动切削方面的应用
156、高精度FA针摆传动尺寸链分析研究
157、水平带法兰阀体多向模锻工艺研究
158、并联机构的人机交互式装配实现及运动性能自动分析
159、铝合金薄壁件加工变形控制技术研究
160、三柱塞式连续型液压增压器的特性研究
161、液压泵新型补油装置研究
162、压力阀的新型阻尼调压装置研究
163、多轴电液转向系统优化设计
164、大型框架式液压机智能监控与维护系统设计
165、液压缸综合性能测试试验台机械结构及液控部分的设计与开发
166、考虑实际气体效应低速运转螺旋槽干气密封性能研究
167、液压型落地式风力发电机组主传动系统特性与稳速控制研究
168、装载机动臂液压缸可靠性研究
169、舰船稳定平台液压驱动单元控制及实验研究
170、单作用双泵双速马达专用换向阀设计与研究
171、二通插装式比例节流阀自抗扰控制方法研究
172、旋转机械状态趋势预测及故障诊断专家系统关键技术研究
173、阶梯滑动轴承油膜流态可视化试验装置设计与应用
174、大型平行轴斜齿轮减速器可靠性分析
175、曲沟球轴承的设计与试制
176、汇率波动对重庆市机电产品进出口贸易影响传导机制及对策研究
177、流体动压型机械密封开启过程的声发射特征监测研究
178、桥门式起重机蒙皮式主梁结构性能分析
179、螺纹插装比例流量控制阀的振动特性研究
180、农耕文化符号的转换和再利用
181、石墨烯作为润滑油添加剂在青铜织构表面的摩擦学行为研究
182、微粒子喷丸对螺纹紧固件抗松动性能影响研究
183、螺纹插装平衡阀结构和特性研究
184、机械密封端面接触状态监测技术研究
【拓展阅读】
工程机械基本介绍
工程机械是中国装备工业的重要组成部分。概括地说，凡土石方施工工程、路面建设与养护、流动式起重装卸作业和各种建筑工程所需的综合性机械化施工工程所必需的机械装备，称为工程机械。它主要用于交通运输建设，能源工业建设和生产、矿山等原材料工业建设和生产、农林水利建设、工业与民用建筑、城市建设、环境保护等领域。
在世界各国，对这个行业的称谓基本雷同，其中美国和英国称为建筑机械与设备，德国称为建筑机械与装置，俄罗斯称为建筑与筑路机械，日本称为建设机械。在中国部分产品也称为建设机械，而在机械系统根据国务院组建该行业批文时统称为工程机械，一直延续到现在。各国对该行业划定产品范围大致相同，中国工程机械与其他各国比较还增加了铁路线路工程机械、叉车与工业搬运车辆、装修机械、电梯、风动工具等行业。
工程机械论文框架
1 绪论
1-1 全球工程机械市场概况
1-2 中国工程机械市场概况
2 中国工程机械的格局
2-1 中国工程机械的发展历程
2-2 国内外并购整合概况
2-3 中国工程机械的发展成就
3 中国工程机械现状分析
3-1 中国工程机械的发展优势
3-2 中国工程机械发展的劣势
3-3 中国工程机械发展的机遇
3-4 中国工程机械发展面临的问题
4 中国工程机械未来发展的思考
4-1 发展思路
4-2 对策措施
4-3 发展预测
结束语
致谢
参考文献
分析了影响齿轮早期故障诊断准确性的主要因素,针对齿轮振动信号噪声干扰大的特点,采用小波分析、神经网络滤波、相关滤波等方法进行信号预处理,可大大提高信噪比。现场应用情况表明:该方法可在强噪声环境下提取出齿轮振动中的微弱故障信息,及时发现齿轮早期故障隐患。并在此基础上,开发了一套齿轮早期故障诊断软件系统。【作者单位】：中石化长岭炼化有限责任公司设备研究所;中石化长岭炼化有限责任公司设备研究所;中石化长岭炼化有限责任公司设备研究所;中石化长岭炼化有限责任公司设备研究所 湖南岳阳市 414012;湖南岳阳市 414012;湖南岳阳市 414012;湖南岳阳市 414012【分类号】：TH132.41【DOI】：cnki:ISSN:1001-0599.0.2001-03-016【正文快照】：簇函数去表示一个信号或函数x(t),这一簇函数称为小波函数系。其定义式如下:WT·‘一“,=六丁‘:·(!,*(宁,d, 现有的齿轮故障诊断方法有多种,例如:通过时域平均分析,可以识别齿轮安装错位、断齿等缺陷、通一过啮合颇率及彭谐波分量幅值变化的功率谱分析,可以识别齿面均匀磨损;