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畢業(yè)設(shè)計(jì)-轎車五檔變速器設(shè)計(jì)完整圖紙(參考版)

2024-12-07 18:15本頁(yè)面
  

【正文】 故危險(xiǎn)截面所受的合成彎矩為: ( 49) 則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力 ? ( MPa) : ( 410) 將 M 代入上式可得: MPa? ? ,在低檔工作時(shí) [? ]=400MPa,因此有: ? ?[? ]; 符合要求 。 危險(xiǎn)截面的受力圖為: 圖 41 危險(xiǎn)截面受力分析 車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 32 16021 6 0 7 5atAdFFF ? ? ?? ? ?2 2 22 2 25( 2 1 0 .7 8 1 0 0 0 ) ( 1 1 0 .7 8 1 0 0 0 ) ( 6 5 4 .5 1 0 0 0 )6 .9 1 0c s jM M M TN m m? ? ?? ? ? ? ? ?? ? ?? ?332Md?????2223sF a bfEIL?2213c Fa bf EIL?水平面: AF ( 160+75) =rF75 AF =; 水平面內(nèi)所受力矩: 316 0 10 21 8cAM F N m?? ? ? ? ? 垂直面: ( 48) = 垂直面所受力矩: 31 6 0 1 0 1 1 0 0 .7 8sAM F N m?? ? ? ? ?。 mm。; ? 螺旋角, 為 30176。 對(duì)于一般傳動(dòng)軸可取 [ ] ~ 1( ) / m? ??;故也符合剛度要求。其計(jì)算公式為: ( 44) 車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 31 444170 100 3 10 4 1032? ?? ? ????m a xm a xm a x22 ta nc o s2 ta netereaTiFdTiFdTiFd??????traFNFN???式中, T 軸所受的扭矩, N 其中 P =95kw, n =5750r/min,d =24mm;代入上式得: 由查表可知 [T? ]=55MPa,故 T? ? [T? ],符合強(qiáng)度要求。此中情況下,軸的扭矩強(qiáng)度條件公式為 ( 43) 式中: T? 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力, MPa; T軸所受的扭矩, N下面對(duì)第一軸和第二軸進(jìn)行校核。對(duì)于本設(shè)計(jì)的變速器來(lái)說(shuō),在設(shè)計(jì)的過(guò)程中,軸的強(qiáng)度和剛度都留有一定的余量,所以,在進(jìn)行校核時(shí)只需要校核一檔處即可;因?yàn)檐囕v在行進(jìn)的過(guò)程中,一檔所傳動(dòng)的扭矩最大,即軸所承受的扭矩也最大。 167。 m 為保證設(shè)計(jì)的合理性,軸的強(qiáng)度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。在草圖設(shè)計(jì)時(shí),由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長(zhǎng)度。 由于 一檔 和倒檔 齒輪較小,通常和中間軸做成一體,而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上,以便齒輪磨損后更換。 第一軸如圖 41 所示 : 圖 41 變速器第一軸 中間軸 分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。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)。 第四章 變速器軸的強(qiáng)度計(jì)算與校核 167。); E齒輪材料的彈性模量( MPa), 查資料可取 3190 10E M Pa?? ; b齒輪接觸的實(shí)際寬度, 20mm; zb??、 主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑( mm); 直齒輪: ( 36) ( 37) 車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 28 ? ?? ? 22s in / c o ss in c o szzbbrr? ? ?? ? ???12345jjjjjjRM PaM PaM PaM PaM PaM Pa????????????斜齒輪: ( 38) ( 39) 其中, zbrr、 分別為主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑( mm)。 2. 齒輪接觸應(yīng)力 ( 35) 式中, 齒輪的接觸應(yīng)力( MPa) ; F齒面上的法向力( N), 1 /(cos cos )FF ??? ; 1F 圓周力在( N), ; ? 節(jié)點(diǎn)處的壓力角(176。 故 同理可得: 7 M Pa? ? 。 ( 2) 斜齒輪彎曲應(yīng)力 ( 33) 式中 K? 為重合度影響系數(shù),取 ;其他參數(shù)均與式( 31)注釋相同 , ? ? , 選擇齒形系數(shù) y 時(shí),按當(dāng)量模數(shù) 3/ cosnzz ?? 在圖( 31)中查得。 應(yīng)力集中系數(shù),可近似取 ; fK 摩擦力影響系數(shù) ,主動(dòng)齒輪取 ,從動(dòng)齒輪取 ; b齒寬( mm),取 20 t端面齒距( mm); y齒形系數(shù),如圖 31 所示。 1. 齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算 ( 1) 直齒輪彎曲應(yīng)力 W? ( 31) 車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 26 10 2/tgF T d?K?10 2/gF T d?9 2m ax10 1geZ ZTT ZZ? ? ?10 2 gTF d?1w FKbtyK??? ?87 82 gtt TFF d??gT式中, W? 彎曲應(yīng)力( MPa); 10tF 一檔 齒輪 10 的圓周力( N) , ; 其中 為計(jì)算載荷( N因此,比用于計(jì)算通 用齒輪強(qiáng)度公式更為簡(jiǎn)化一些的計(jì)算公式來(lái)計(jì)算汽車齒輪,同樣、可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。此外,汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級(jí)、支撐方式也基本一致。 167。他 使齒形誤差加大,產(chǎn)生動(dòng)載荷,導(dǎo)致輪齒折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的很少,后者出現(xiàn)的多。 齒輪的損壞原因及形式 齒輪的損壞形式分三種:輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動(dòng)換檔齒輪端部破壞。 車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 25 1717Z? ??10tfW F K Kbty?? ?變位系數(shù) ( 217) 式中 Z 為要變位的齒輪齒數(shù)。 根據(jù)上 述理由,為降低噪聲, 變速器中除去一、 二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值,以便獲得低噪聲傳動(dòng)。 總變位系數(shù)越小,一對(duì)齒輪齒更總厚度越薄,齒根越弱,抗彎強(qiáng)度越低。為提高接觸強(qiáng)度,應(yīng)使總變位系數(shù)盡可能取大一些,這樣兩齒輪的齒輪漸開(kāi)線離基圓較遠(yuǎn),以增大齒廓曲率半徑,減小接觸應(yīng)力。 變速器齒輪是在承受循環(huán)負(fù)荷的條件下工作,有時(shí)還承受沖擊負(fù)荷。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo),故采用的較多。為保證各對(duì)齒輪有相同的中心距,此時(shí)應(yīng)對(duì)齒輪進(jìn)行變位。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點(diǎn),有避免了其缺點(diǎn)。高度變位齒輪副的缺點(diǎn)是不能同時(shí)增加一對(duì)齒輪的強(qiáng)度,也很難降低噪聲。高度變位齒輪副的一對(duì)嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。采用變位齒輪,除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外,它還影響齒輪的強(qiáng)度,使用平穩(wěn)性,耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。 167。 由 ( 214) 可計(jì)算出 2711?Z 。中間軸上倒檔傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)比一檔主動(dòng)齒輪 10 略小,取 1312?Z 。 按同樣的方法可分別計(jì)算出:三檔齒輪 2726 65 ?? ZZ 、 ;四檔齒輪 3716 43 ?? ZZ 、 。 則根據(jù)式( 27)可計(jì)算出一檔實(shí)際傳動(dòng)比為: 。 由式( 27)求出常嚙合齒輪的傳動(dòng)比 ( 29) 由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定 ① 車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 23 ?cos2 )( 21 ZZmA n ??nmAZZ ?c os221 ???gIi8712 ZZZZig ??? ?ZZnmAZ ?cos2??1212131311 ZZZZZZigr ???)(21 1312 ZZmn ???gi而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 ( 210) 由此可得: (211) 而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計(jì)算出: 5321 ??ZZ 。 上面根據(jù)初選的 A及 m計(jì)算出的 ?Z 可能不是 整數(shù),將其調(diào)整為整數(shù)后,從式( 28)看出中心距有了變化,這時(shí)應(yīng)從 ?Z 及齒輪 變位系數(shù)反過(guò)來(lái)計(jì)算中心距 A,再以這個(gè)修正后的中心距作為以后計(jì)算的依據(jù)。 一檔傳動(dòng)比 ( 27) 為了確定 Z9和 Z10的齒數(shù) , 先求其齒數(shù)和 ?Z : ( 28) 其中 A =、 m =3;故 有 ??Z 。 各檔 傳動(dòng)比及其齒輪齒數(shù)的確定 在 初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后,可根據(jù)預(yù)先確定的變速器檔數(shù)、傳動(dòng)比 和結(jié)構(gòu)方案來(lái)分配各檔齒輪的齒數(shù)。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來(lái)選定齒寬: 直齒 b=(~)m, mm 斜齒 b=(~)m, mm 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些,使接觸線長(zhǎng)度增加,接觸應(yīng)力降
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