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正文內(nèi)容

變速器設(shè)計(jì)ppt課件(編輯修改稿)

2025-02-15 02:01 本頁(yè)面
 

【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 的選用范圍 當(dāng)各對(duì)齒輪因模數(shù)或齒數(shù)和不同等原因造成中心距不等時(shí),可以通過(guò)調(diào)整螺旋角消除。 車(chē)型 β 范圍 兩軸式 200~ 250 轎車(chē) 中間軸式 220~ 340 貨 車(chē) 180~ 260 第三節(jié) 變速器主要參數(shù)的選擇 36 b 影響因素 要求 b 變速器的軸向尺寸 窄 變速器的質(zhì)量 窄 輪齒磨損均勻性 窄 斜齒輪工作平穩(wěn)性 寬 減小工作應(yīng)力 寬 第三節(jié) 變速器主要參數(shù)的選擇 ?選用范圍(通常根據(jù)模數(shù)來(lái)選定齒寬) 齒輪形式 b 齒寬系數(shù) k c 直 齒 k c m 4 . 5 ~8 . 0 齒輪 斜 齒 k c m n 6 . 0 ~8 . 5 接合齒 ( 2 ~4 ) m 37 ?第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)可取大些,使接觸線長(zhǎng)度增加,接觸應(yīng)力降低,以提高傳動(dòng)平穩(wěn)性和齒輪壽命; ?對(duì)于模數(shù)相同的各擋齒輪,低擋齒寬系數(shù)取的稍大一些。 第三節(jié) 變速器主要參數(shù)的選擇 附加說(shuō)明: 38 齒輪變位系數(shù)的選取原則 ( 1) 齒輪變位的目的 消除齒輪根切現(xiàn)象 , 提高抗彎強(qiáng)度; 配湊中心距 A; 改善齒輪接觸強(qiáng)度 , 使傳動(dòng)平穩(wěn) 、 耐磨損 , 并降低嚙合噪聲 。 第三節(jié) 變速器主要參數(shù)的選擇 39 高度變位 ?齒輪副的一對(duì)嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。 ?可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度,使其達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度相接近的程度。 ?但不能同時(shí)增加一對(duì)齒輪的強(qiáng)度,也很難降低噪聲。 角度變位 ?齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。 ?角度變位既具有高度變位的優(yōu)點(diǎn),又避免了其缺點(diǎn) 。 ( 2)齒輪變位的分類(lèi) 第三節(jié) 變速器主要參數(shù)的選擇 對(duì)齒數(shù)和多的齒輪副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)或高度變位時(shí) , 對(duì)齒數(shù)和少的齒輪副應(yīng)該采用正角度變位 40 ?高擋位的 ?c均選用較小值 , 以獲得低噪聲傳動(dòng) 。 ?隨著擋位降低 , ?c應(yīng)該逐漸加大 , 以獲得高強(qiáng)度 。 第三節(jié) 變速器主要參數(shù)的選擇 ( 3)選取變位系數(shù)的原則 總變位系數(shù) ?c( ?c =?1 + ?2)影響的因素 ??c↓→齒根變薄 →抗彎強(qiáng)度 ↓但輪齒剛度 ↓ →噪聲 ↓ ??c↑→接觸應(yīng)力 ↓→齒輪壽命 ↑ 41 六 、 各檔齒輪齒數(shù)的分配 初選 A、 m和 ?以后,可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來(lái)分配各擋齒輪的齒數(shù)。 ?為使齒面磨損均勻,各擋齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)。 第三節(jié) 變速器主要參數(shù)的選擇 確定一檔齒輪的齒數(shù) ( 已知 ig、 A、 m(mn)、 β ) i1= ?首先計(jì) 算 Zh=Z7+Z8 , 再取整; ? 其次分配 Z Z8; 8172ZZZZ?????斜齒直齒?????????nhhmAZmAZ?c os2242 ?原則:盡可能使 Z8取少 , 則 Z7/Z8比值較大 ?在 i1已定的條件下 , Z2/Z1就小 , 于是 Z1可多取些齒 ,便于在 Z1內(nèi)裝第二軸的前支承 , 并使齒輪輪輻有足夠的厚度 。 ?考慮到第一軸軸承孔尺寸的限制 , 齒輪 1的齒數(shù)不能過(guò)多 。 ? Z8的范圍: Z8 =15~17( 乘用車(chē) ) Z8 = 12~17( 商用車(chē) ) ?計(jì)算 Z7=ZhZ8 第三節(jié) 變速器主要參數(shù)的選擇 43 修正中心距 A ?修正 A的原因: Zh被圓整過(guò) ?根據(jù)齒數(shù)和 、 變位系數(shù)重新計(jì)算 A( 精確到小數(shù)點(diǎn)后兩位 ) 確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù) Z Z2 ?根據(jù)上式求得 Z Z2, 進(jìn)行圓整 。 ?再重新核算傳動(dòng)比 ( 調(diào)整齒數(shù)即可 ) ?算出精確螺旋角 78112 zziZZ ?122()2 c osnm Z ZA???第三節(jié) 變速器主要參數(shù)的選擇 44 確定其它各檔的齒數(shù) ?設(shè)二檔齒輪為直齒 , m與一檔齒輪相同 , 則 ?根據(jù)上式可求得 Z Z6 ?齒數(shù)取整 , 計(jì)算中心距 , 若有偏差 , 通過(guò)變位調(diào)整 。 25216ZZiZZ?56()2m Z ZA ??第三節(jié) 變速器主要參數(shù)的選擇 45 ?設(shè)二檔為斜齒輪 , 且螺旋角為 β 6( 未知 ) , 有: ?可求得 Z Z β 6 ; ?齒數(shù)取整 , 核算傳動(dòng)比和中心距 , 通過(guò)變位調(diào)整 。 ?其它各擋齒輪的齒數(shù)用同一方法確定 5226 1 2 61 Ztg Ztg Z Z Z?? ???? ?????566()2 c osnm Z ZA???5 1262Z ZiZZ?第三節(jié) 變速器主要參數(shù)的選擇 46 確定倒檔齒輪齒數(shù) ( 與上述相似 , 但 要檢查運(yùn)動(dòng)干涉問(wèn)題 ) 初選倒檔齒輪齒數(shù) , Z10 = 21~23 。 計(jì)算倒檔軸與中間軸的中心距: A1 = m ( Z8 + Z10 ) /2 為防止干涉 , 齒輪 8和 9的齒頂間隙不小 于 , 齒輪 9的齒頂圓直徑最大為: De9 = 2 A1 – De8 – 1 根據(jù) De9選擇合適的 Z9 、 采取變位; 最后計(jì)算倒檔軸與第二軸的中心距: A2 = m ( Z7 + Z9 ) /2。 第三節(jié) 變速器主要參數(shù)的選擇 47 第四節(jié) 變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算 一 、 齒輪的損壞形式 輪齒折斷 ( 沖擊過(guò)載折斷和疲勞折斷 ) ?原因:大載荷沖擊 、 反復(fù)承載疲勞破壞 齒面疲勞剝落(點(diǎn)蝕) ?原因:齒面相互擠壓使齒面細(xì)小裂縫中的潤(rùn)滑油壓力升高 →裂縫擴(kuò)大 →齒面表層有塊狀剝落形成麻點(diǎn) ?麻點(diǎn)會(huì)破壞齒形,加大誤差,增大動(dòng)載荷 →輪齒折斷 移動(dòng)換擋齒輪端部破壞 ?原因:換擋時(shí)存在角速度差,端部承受沖擊 齒面膠合 第四節(jié) 變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算 48 二 、 輪齒強(qiáng)度計(jì)算 ( 由于使用條件 、 材料工藝相似 , 常用簡(jiǎn)化公式計(jì)算 ) 輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算 輪齒接觸應(yīng)力計(jì)算 第四節(jié) 變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算 三、軸的強(qiáng)度和剛度計(jì)算 ?軸的剛度不足影響的因素: 會(huì)產(chǎn)生彎曲變形 , 破壞齒輪的正確嚙合 , 影響齒輪的強(qiáng)度 、 耐磨性和工作噪聲 ?軸的剛度大小的選取原則: 以保證齒輪有正確的嚙合為前提 ?步驟: 先初選軸的直徑 , 然后對(duì)剛度和強(qiáng)度進(jìn)行驗(yàn)算 49 初選軸的直徑 ?第二軸和中間軸中部 ( 最大 ) 直徑 d≈ ; ?中間軸: d/L= ; ?第二軸: d/L=。 ( L是支承間距離 ) ?第一軸花鍵部分直徑 d( mm) 可按經(jīng)驗(yàn)公式初選: ?經(jīng)驗(yàn)系數(shù) K= 3 m a xeTKd ?第四節(jié) 變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算 軸的剛度驗(yàn)算 軸在垂直面內(nèi)的撓度和水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角對(duì)齒輪工作影響最大 。 ?垂直面內(nèi)的撓度使齒輪中心距變化 , 破壞了齒輪的正確嚙合; ?水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角使齒
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