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某家庭經(jīng)濟型轎車變速器總成設(shè)計說明書畢業(yè)論文-在線瀏覽

2025-08-10 21:59本頁面
  

【正文】 =30% 根據(jù)所設(shè)計汽車應(yīng)達到的最到車速,用一下公式估算發(fā)動機最大功率 (22) 式中,為發(fā)動機最大功率;為傳動效率,對驅(qū)動橋用單級減速器的4x2汽車可取為90%;為汽車總質(zhì)量;g為重力加速度;f為滾動阻力系數(shù);為空氣阻力系數(shù),~;A為汽車正面投影面積。 =~式中,為最大轉(zhuǎn)矩(N=180 燃油經(jīng)濟型系數(shù) 汽車的燃油經(jīng)濟性用汽車在水平的瀝青路面或水泥上,以經(jīng)濟車速或多工況滿載行駛百公里的燃油消耗量(L/100km)來評價。取V=(L/100km)。用來描述汽車轉(zhuǎn)向機動性,是汽車轉(zhuǎn)向能力和轉(zhuǎn)向安全性能的一項重要指標。對機動性要求高的汽車,應(yīng)取小些。當轉(zhuǎn)彎直徑為24m時,前轉(zhuǎn)向軸和末軸的內(nèi)輪差(以兩內(nèi)輪軌跡中心計) 。 通過性的幾何參數(shù)總體設(shè)計要確定的通過性幾何參數(shù)有:最小離地間隙,接近角,離去角,縱向通過半徑等。=150~330,取為137mm,=20~30取為25176。=~ 。目前常用制動距離st和平均制動減速度j來評價制動效能。 操縱穩(wěn)定性參數(shù)汽車操縱穩(wěn)定性的評價參數(shù)較多,與總體設(shè)計有關(guān)并能作為設(shè)計指標的有:(1)轉(zhuǎn)向特性參數(shù) 為了保證有良好的操縱穩(wěn)定性,汽車應(yīng)具有一定長度的不足轉(zhuǎn)向。此參數(shù)在1176。為宜。以內(nèi)較好,最大不允許超過7176。畢業(yè)設(shè)計(論文)第3章 變速器傳動機構(gòu)與操縱機構(gòu)的布置 變速器傳動機構(gòu)布置方案機械式變速器具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高、制造成本底和工作可靠等優(yōu)點,故在不同形式的汽車上得到廣泛應(yīng)用。其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上。此外,各中間檔因只經(jīng)一對齒輪傳遞動,故傳動效率高,同時噪聲小。其特點是:變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體,發(fā)動機縱置時直接輸出動力。其特點是:變速器一軸后端與常嚙合齒輪做成一體絕大多數(shù)方案的第二軸與一軸在同一條直線上,經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接檔,使用直接檔變速器齒輪和軸承及中間軸不承載,此時噪聲低,齒輪、軸承的磨損減少。而傳動系的檔位數(shù)與汽車的動力性、燃油經(jīng)濟性有著密切的聯(lián)系。就燃油經(jīng)濟性而言,檔位數(shù)多,增加了發(fā)動機在低燃油消耗率區(qū)下作的能力,降低了油耗。不過,增加檔數(shù)會使變速器機構(gòu)復雜和質(zhì)量增加,軸向尺寸增大、成本提高、操縱復雜。選擇5檔變速器,并且五檔為超速檔。圖31b方案的優(yōu)點是倒檔利用了一檔齒輪,縮短了中間軸的長度。綜合考慮以上因素,為了換檔輕便,減小噪聲,倒檔傳動采用圖31f所示方案。直齒圓柱齒輪主要用于一檔、倒檔齒輪,與直齒圓柱齒輪相比,斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點,所以本設(shè)計全部選用斜齒輪。齒輪尺寸小又與軸分開,其內(nèi)徑直徑到齒根圓處的厚度(圖32)影響齒輪強度。為了使齒輪裝在軸上以后,保持足夠大的穩(wěn)定性,齒輪輪轂部分的寬度尺寸,在結(jié)構(gòu)允許條件下應(yīng)盡可能取大些,至少滿足尺寸要求: (31)式中:——花鍵內(nèi)徑?!?。變速器齒輪齒面的表面粗糙度應(yīng)在μm范圍內(nèi)選用。變速器軸變速器軸多數(shù)情況下經(jīng)軸承安裝在殼體的軸承孔內(nèi)。用移動齒輪方式實現(xiàn)換檔的齒輪與軸之間,應(yīng)選用矩形花鍵連接,以保證良好的定心和滑動靈活,而且定心外徑及矩形花鍵齒側(cè)的磨削比漸開線花鍵要容易。兩軸式變速器的輸出軸和中間軸式變速器的第二軸上的常嚙合齒輪副的齒輪與軸之間,常設(shè)置有滾針軸承、滑動軸承,少數(shù)情況下齒輪直接裝在軸上。因漸開線花鍵定位性能良好,承載能力大且漸開線花鍵的齒短,小徑相對增大能提高軸的剛度,所以軸與同步器上的軸套常用漸開線花鍵連接。由上述可知,變速器的軸上裝有軸承、齒輪、齒套等零件,有的軸上又有矩形或漸開線花鍵,所以設(shè)計時不僅要考慮裝配上的可能,而且應(yīng)當可以順利拆裝軸上各零件。變速器軸承的選擇變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。 變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較大因而容量大、可承受高負荷等優(yōu)點,但也有需要調(diào)整預(yù)緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。 變速器操縱機構(gòu)布置方案 概述根據(jù)汽車使用條件的需要,駕駛員利用操縱機構(gòu)完成選檔和實現(xiàn)換檔或退到空檔。變速器操縱機構(gòu)通常裝在頂蓋或側(cè)蓋內(nèi),也有少數(shù)是分開的。用于機械式變速器的操縱機構(gòu),常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒檔裝置等主要零件組成,并依靠駕駛員手力完成選檔、換檔或推到空檔工作,稱為手動換檔變速器。這種操縱方案結(jié)構(gòu)最簡單,已得到廣泛應(yīng)用。遠距離操縱手動換檔變速器平頭式汽車或發(fā)動機后置后輪驅(qū)動汽車的變速器,受總體布置限制,變速器距駕駛員座位較遠,這時需要在變速桿與撥叉之間布置若干傳動件,換檔手力經(jīng)過這些轉(zhuǎn)換機構(gòu)才能完成換檔功能。電動自動換檔變速器20世紀80年代以后,在固定軸式機械變速器基礎(chǔ)上,通過應(yīng)用計算機和電子控制技術(shù),使之實現(xiàn)自動換檔,并取消了變速桿和離合器踏板。由于所設(shè)計的變速器為兩軸變速器,采用發(fā)動機前置前輪驅(qū)動,變速器離駕駛員座椅較近,所以采用直接操縱式手動換檔變速器。換檔機構(gòu)變速器換檔機構(gòu)有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔三種形式。因此,除一檔、倒檔外已很少使用。因承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多,嚙合套不會過早被損壞,但不能消除換檔沖擊。使用同步器能保證換檔迅速、無沖擊、無噪聲,而與操作技術(shù)的熟練程度無關(guān),從而提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟性和行駛安全性。利用同步器或嚙合套換檔,其換檔行程要比滑動齒輪換檔行程小。防脫檔設(shè)計互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸時,其它變速叉軸互被鎖住,該機構(gòu)的作用是防止同時掛入兩檔,而使掛檔出現(xiàn)重大故障。圖34,a為空檔位置,此時任一叉軸可自由移動。圖34 互鎖銷式互鎖機構(gòu)(2)擺動鎖塊式圖35為擺動鎖塊式互鎖機構(gòu)工作示意圖,鎖塊用同心軸螺釘安裝在殼體上,并可繞螺釘軸線自由轉(zhuǎn)動,操縱桿的撥頭置于鎖塊槽內(nèi),此時,鎖塊的一個或兩個突起部分A檔住其它兩個變速叉軸槽,保證換檔時不能同時掛入兩檔。操縱桿撥頭置于鉗口中,鉗形板可繞A軸轉(zhuǎn)動。圖35 擺動鎖塊式互鎖機構(gòu) 圖36 轉(zhuǎn)動鉗口式互鎖機構(gòu)操縱機構(gòu)還應(yīng)設(shè)有保證不能誤掛倒檔的機構(gòu)。鎖止機構(gòu)還包括自鎖、倒檔鎖兩個機構(gòu)。自鎖機構(gòu)有球形鎖定機構(gòu)與桿形鎖定機構(gòu)兩種類型。本次設(shè)計屬于前置前輪驅(qū)動的轎車,操縱機構(gòu)采用直接操縱方式,鎖定機構(gòu)全部采用,即設(shè)置自鎖、互鎖、倒檔鎖裝置。倒檔鎖采用限位彈簧來實現(xiàn),使駕駛員有感覺,防止誤掛倒檔。第4章 變速器的設(shè)計與計算 變速器主要參數(shù)的選擇本次畢業(yè)設(shè)計是在給定主要整車參數(shù)的情況下進行設(shè)計。目前,乘用車一般用4~5個檔位的變速器。商用車變速器采用4~5個檔或多檔。多檔變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上。高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。 傳動比范圍變速器傳動比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動比的比值。影響最低檔傳動比選取的因素有:發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑以及所要求達到的最低穩(wěn)定行駛車速等。已知:最高車速==170 km/h;最高檔為超速檔,傳動比=;車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格185/60R14S得到=29(mm);發(fā)動機轉(zhuǎn)速==5400(r/min);由公式(41)得到主減速器傳動比計算公式:最抵檔傳動比計算按最大爬坡度設(shè)計,滿足最大通過能力條件,即用一檔通過要求的最大坡道角坡道時,驅(qū)動力應(yīng)大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力(加速阻力為零,空氣阻力忽略不計)。m); ——主減速器傳動比; ——變速器傳動比; ——為傳動效率(~);R ——車輪滾動半徑;——最大爬坡度(一般轎車要求能爬上30%的坡,大約)由公式(42)得: (43)已知:m=1625kg;;;r=;N即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動力時,驅(qū)動輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象。已知:kg;,把數(shù)據(jù)代入(44)式得:所以,一檔轉(zhuǎn)動比的選擇范圍是:。初取A=75mm。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機構(gòu)形式以及齒輪形式。 齒輪參數(shù)的選擇模數(shù)選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是:為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù),同時增加齒寬;為使質(zhì)量小些,應(yīng)該增加模數(shù),同時減少齒寬;從工藝方面考慮,各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù);從強度方面考慮,各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。表41 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)車 型乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質(zhì)量/tVV1414模數(shù)/mm~~~~轎車模數(shù)的選取以發(fā)動機排量作為依據(jù),由表41選取各檔模數(shù)為,由于轎車對降低噪聲和振動的水平要求較高,所以各檔均采用斜齒輪。對于轎車,為了降低噪聲,176。、16176。等小些的壓力角。或25176。 國家規(guī)定的標準壓力角為20176。嚙合套或同步器的壓力角有20176。、30176。壓力角。螺旋角齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。 試驗證明:隨著螺旋角的增大,齒的強度相應(yīng)提高,但當螺旋角大于30176。因此,從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā),并不希望用過大的螺旋角;而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼,應(yīng)當選用較大的螺旋角。齒寬齒寬對變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度等均有影響。另一方面,齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱,此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償,但這時軸承承受的軸向力增大,使其壽命降低。選用較大的齒寬,工作中會因軸的變形導致齒輪傾斜,使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載,導致承載能力降低,并在齒寬方向磨損不均勻。若齒頂高系數(shù)小,則齒輪重合度小,工作噪聲大;但因輪齒受到的彎矩減小,輪齒的彎曲應(yīng)力也減少。在齒輪加工精度提高以后,包括我國在內(nèi)。應(yīng)該注意的是,各檔齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù),以使齒面磨損均勻。一檔齒數(shù)及傳動比的確定一檔傳動比為: (45)取整得51。則一檔傳動比為: 1一檔主動齒輪 2一檔從動齒輪 3二檔主動齒輪 4二檔從動齒輪 5三檔主動齒輪 6三檔從動齒輪 7四檔主動齒輪 8四檔從動齒輪 9五檔主動齒輪 10五檔從動齒輪 11倒檔主動齒輪 12倒檔中間軸齒輪 13倒檔輸出軸齒輪圖41 五檔變速器傳動方案簡圖對中心距A進行修正取整得mm,為標準中心矩。為了降低噪聲,對于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一、二檔和倒檔齒輪,應(yīng)該選用較大的值。一檔齒輪的變位查機械設(shè)計手冊中的齒輪變位系數(shù)線圖,得 二檔齒輪的變位查機械設(shè)計手冊中的齒輪變位系數(shù)線圖,得 其他各檔齒輪的變位同理得到三檔、四檔、五檔變位系數(shù)如下: 變速器齒輪強度校核 齒輪材料的選擇原則(1)滿足工作條件的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪,要求其材料具有足夠的強度和耐磨性,而且齒面硬,齒芯軟。如對硬度≤350HBS的軟齒面齒輪,為使兩輪壽命接近,小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪,且使兩輪硬度差在30~50HBS左右。(3)考慮加工工藝及熱處理工藝。尺寸較小而又要求不高時,可選用圓鋼作毛坯。但若采用滲氮處理,其齒面變形小,可不磨齒,故可適用于內(nèi)齒輪等無法磨齒的齒輪。應(yīng)選用硬齒面齒輪組合,所有齒輪均選用20CrMnTi滲碳后表面淬火處理,硬度為58~62HRC。mm); ——節(jié)圓直徑(mm), ,為法向模數(shù)(mm); ——斜齒輪螺旋角; ——應(yīng)力集中系數(shù),=; ——齒面寬(mm);  ——法向齒距,;  ——齒形系數(shù),可按當量齒數(shù)在齒形系數(shù)圖42中查得; ——重合度影響系數(shù),=。mm;;;mm;;;;,查齒形系數(shù)圖42得:y=,把以上數(shù)據(jù)代入(416)式,得:MPa從動齒輪:已知:Nmm;;;mm;;;;,查齒形系數(shù)圖42得:y=,把以上數(shù)據(jù)代入(416)式,得: MPa從動齒輪:已知:Nmm;;;mm;;;;,查齒形系數(shù)圖42得:y=,把以上數(shù)據(jù)代入(416)式,得:MPa從動齒輪:已知:Nmm;;;mm;;;;,查齒形系數(shù)圖42得:y=,把以上數(shù)據(jù)代入(416)式,得:MPa從動齒輪:已知:Nmm(5)五檔齒輪的校核主動齒輪:已知:Nmm;;;mm;;;;,查齒形系數(shù)圖42得:y=,把以上數(shù)據(jù)代入(416)式,得:MPa對于轎車當計算載荷取變速器輸入軸最大轉(zhuǎn)距時,其許用應(yīng)力不超過180~350MPa,以上各檔均合適。mm);為節(jié)圓直徑(mm); ——節(jié)點處壓力角,為齒輪螺旋角; ——齒輪材料的彈性模量(MPa); ——齒輪接觸的實際寬度(mm);,——主從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm),直齒輪,斜齒輪,;、 ——主從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。mm;;;MPa;mm;mm;;mmN由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力,故只計算一個齒輪的接觸應(yīng)力即可,將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷,將以上數(shù)據(jù)代入(417)可得:MPa二檔齒輪接觸應(yīng)力校核已知:Nmm;;;MPa;mm;mm;mm;N同一檔,將以上數(shù)據(jù)代入(417)可得:MPa四檔齒輪接觸應(yīng)力校核已知:Nmm;
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