車(chē)用變速器設(shè)計(jì)論文(文件)
【正文】 式中，p為摩擦錐面的許用壓力，對(duì)于鋼和黃銅摩擦副，；為摩擦力矩；f為摩擦因素；R為摩擦錐面的平均半徑。同步時(shí)間與車(chē)型有關(guān)，計(jì)算時(shí)可在下屬范圍內(nèi)選取：～，～；～，低檔取1.～。 5變速器主要參數(shù)的選擇與計(jì)算 增加變速器的檔數(shù)能夠改善汽車(chē)的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性，但是，檔數(shù)越多，其結(jié)構(gòu)就越復(fù)雜，且會(huì)使輪廓尺寸和總質(zhì)量大大增加，操縱起來(lái)也不方便。 在最低檔傳動(dòng)比不變的情況下，增加變速器的檔數(shù)會(huì)使變速器相鄰的低檔和高檔之間的傳動(dòng)比比值減小，從而使得換擋時(shí)工作容易進(jìn)行。在檔位選擇時(shí)還應(yīng)遵循下面的要求： ①為了降低換擋難度， ②較高檔位相鄰兩檔之間的傳動(dòng)比的間隔應(yīng)小些，特別是最高檔與次高檔之間應(yīng)更小些因此，4檔不滿足要求，改為5檔進(jìn)行驗(yàn)算：==可見(jiàn)，5檔位數(shù)滿足要求于是，在初選中心距A時(shí)，可根據(jù)式的經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算， 對(duì)于本次設(shè)計(jì)的輕型汽車(chē)，可取, 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 為變速器一檔傳動(dòng)比 變速器的傳動(dòng)效率，計(jì)算得：A=105mm 。 ③螺旋角 對(duì)輕型汽車(chē)變速器，斜齒輪螺旋角選用范圍為 ④齒寬b 齒輪寬度b的大小影響齒輪的承載能力，b越大，承載能力越高。 在初選了中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案 一檔傳動(dòng)比 為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和: 圖51 五檔變速器示意圖 其中 A =10m =；故有60 ，中間軸上的一檔齒輪齒數(shù)盡量少些，以使 的傳動(dòng)比大些， 所以，在此取15，一檔大齒輪齒數(shù)相應(yīng)的為=45 本此設(shè)計(jì)中齒數(shù)和 計(jì)算結(jié)果均為整數(shù)，未影響中心距，故不需要再對(duì)中心距進(jìn)行修正。與其他機(jī)械行業(yè)筆比較，不同用途汽車(chē)的變速器齒輪使用條件是相似的。mm），d為節(jié)圓直徑。mm），d為節(jié)圓直徑。mm），d為節(jié)圓直徑。將作用在變速器第一軸上的載荷作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見(jiàn)下表：表61 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 齒輪 /MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900~2000 950~1000 常嚙合齒輪和高檔 1300~1400 650~700 通過(guò)計(jì)算可以得出各檔齒輪的接觸應(yīng)力分別如下：一檔： =同理二檔：=三檔：=四檔：=五擋：=對(duì)照上表可知，本次所設(shè)計(jì)變速器齒輪的接觸應(yīng)力基本上符合了要求。 ，軸的最大直徑和支撐間距離L的比值范圍為：中間軸。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實(shí)現(xiàn)。因?yàn)橐粰n和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，且高檔齒輪分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。 第一軸的強(qiáng)度與剛度校核因?yàn)榈谝惠S在運(yùn)轉(zhuǎn)的過(guò)程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認(rèn)為其只受扭矩。T 軸所受的扭矩，N 對(duì)于實(shí)心軸，代入T=9550000（Nmm）。 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，為2350000N殊不知，畢業(yè)設(shè)計(jì)是大學(xué)生活最美的一道風(fēng)景線。更可貴的是：讓我懂得在未來(lái)的人生到路上如何與人合作。從開(kāi)始進(jìn)入課題到論文的順利完成，指導(dǎo)老師、同學(xué)、給了我最大的幫助，在這里，首先獻(xiàn)上我最真誠(chéng)的謝意！此次畢業(yè)設(shè)計(jì)讓我受益匪淺，我不但鞏固了以前所學(xué)的知識(shí)，還彌補(bǔ)了以前上課沒(méi)有注意到的，尤其是《機(jī)械設(shè)計(jì)》和《汽車(chē)?yán)碚摗愤@兩門(mén)課程。 international symposium on Automotive Technology and Automation, Achen 1993[14]Mehenry, Segal, . And Deleys , ,”Computer Simulation of single vehicle Accidents”stapp CarCrash Conf。參考文獻(xiàn)[1] ：清華大學(xué)出版社，2001：158～200[2] ：機(jī)械工業(yè)出版社，1981：106～126[3] ：機(jī)械工業(yè)出版社，2005：40～61[4] ：機(jī)械工業(yè)出版社，2005：70～83[5] 彭文生，張志明，：高等教育出版社，2002：96～ 138[6] ：機(jī)械工業(yè)出版社，2004：32～81[7] 陳煥江，：機(jī)械工業(yè)出版社，2002：20～ 30[8] ：高等教育出版社，1997：254～259 [9] 濮良貴，：高等教育出版社，2005：184～ 223[10]王昆，何小柏，：高等教育出版社，1995：47～ 49[11] 侯洪生，：科學(xué)出版社，2001：225～333[12]Rill,G.,“Simulation von kraftahrzeugen”, viewegamp。致 謝 又是一年畢業(yè)季，大學(xué)生活也將隨之結(jié)束。能把以前學(xué)的專業(yè)知識(shí)重新鞏固了一遍，同時(shí)也能了解到相關(guān)知識(shí)。②軸的剛度校核第二軸在垂直面內(nèi)的撓度和在水平面內(nèi)的撓度可分別按下式計(jì)算： 式中, 齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）,這里等于 齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N），這里等于 E彈性模量（MPa），（MPa），E =210000 (MPa) I慣性矩（），d為軸的直徑（mm） a、b為齒輪坐上的作用力距支座A、B的距離（mm） L支座之間的距離（mm）將數(shù)值代入式（411）和（412）得： ，故符合要求。 第二軸的校核計(jì)算①軸的強(qiáng)度校核計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出： 式中 至計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比， d 計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，為123mm 節(jié)點(diǎn)處的壓力角，為20176。 G 軸的材料的切變模量，MPa,對(duì)于鋼材，G =81000MPa。mm 軸的抗扭截面系數(shù)， P軸傳遞的功率，kw d計(jì)算截面處軸的直徑，mm 許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa其中P =76kw，n =5750r/min,d =25mm；代入上式得： =由查表可知[]=55MPa，故[]，符合強(qiáng)度要求。由于第二軸結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，故作為重點(diǎn)的校核對(duì)象。第一軸如圖41所示： 圖71 變
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