兩軸式五檔變速器說(shuō)明書(shū)
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1、精品文檔,僅供學(xué)習(xí)與交流,如有侵權(quán)請(qǐng)聯(lián)系網(wǎng)站刪除 目錄 前言 1 第一章 設(shè)計(jì)方案 1 1.1 設(shè)計(jì)方案和基本數(shù)據(jù) 1 1.2 變速器設(shè)計(jì)的基本要求 1 第二章 變速器主要參數(shù)的選擇 1 2.1變速器主要參數(shù)的選擇 1 2.2變速器齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 4 第三章 齒輪的校核 11 3.1 齒輪的損壞形式 11 3.2齒輪材料及加工方法......................................................11 3.3 計(jì)算各軸轉(zhuǎn)矩 12 3.4齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算 12 3.5齒輪接觸應(yīng)力計(jì)算.......................
2、................................ 14 3.6計(jì)算一檔齒輪的受力..................................................... 16 第四章軸的設(shè)計(jì)計(jì)算.............................................. 17 4.1 軸的強(qiáng)度計(jì)算 17 4.2 初選軸的直徑 17 4.3軸的強(qiáng)度驗(yàn)算 17 第五章 軸承校核..................................................19 5.1 輸入軸軸承校核 19 5.2 初選軸承型號(hào)
3、19 5.3計(jì)算軸承的壽命 20 參考文獻(xiàn)................................... ...... 22 第一章 設(shè)計(jì)方案 1.1 設(shè)計(jì)方案和基本數(shù)據(jù) 最大功率: 57KW 最高車(chē)速: 134Km/h 最大轉(zhuǎn)矩: 105N·m 整車(chē)總質(zhì)量: 1040Kg 最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速: 3300r/min 最大功率轉(zhuǎn)速: 5100r/min 前輪胎規(guī)格: 165/60 R14 乘用車(chē)(二軸式)基本參數(shù)如下表 表1-1設(shè)計(jì)基本參數(shù)表 1.2 變速器設(shè)計(jì)的基本要求 對(duì)變速器如下基本要求. 1)保證汽車(chē)有必要的動(dòng)力性和
4、經(jīng)濟(jì)性。 2)設(shè)置空擋,用來(lái)切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力向驅(qū)動(dòng)輪的傳輸。 3)設(shè)置倒檔,使汽車(chē)能倒退行駛。 4)設(shè)置動(dòng)力輸出裝置,需要時(shí)能進(jìn)行功率輸出。 5)換擋迅速,省力,方便。 6)工作可靠。汽車(chē)行駛過(guò)程中,變速器不得有跳擋,亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 7)變速器應(yīng)當(dāng)有高的工作效率。 除此以外,變速器還應(yīng)當(dāng)滿(mǎn)足輪廓尺寸和質(zhì)量小,制造成本低,維修方便等要求。滿(mǎn)足汽車(chē)有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo),這與變速器的檔數(shù),傳動(dòng)比范圍和各擋傳動(dòng)比有關(guān)。汽車(chē)工作的道路條件越復(fù)雜,比功率越小,變速器的傳動(dòng)比范圍越大。 第二章 變速器主要參數(shù)的選擇 2.1變速器主要參數(shù)的選擇 一、擋數(shù)
5、增加變速器的擋數(shù)能改善汽車(chē)的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。擋數(shù)越多,變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜,并且是尺寸輪廓和質(zhì)量加大。同時(shí)操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜,而且在使用時(shí)換擋頻率也增高。 在最低擋傳動(dòng)比不變的條件下,增加變速器的當(dāng)屬會(huì)是變速器相鄰的低擋與高擋之間傳動(dòng)比比值減小,是換擋工作容易進(jìn)行。要求相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值在1.8以下,該制約小換擋工作越容易進(jìn)行。要求高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值小。 近年來(lái)為了降低油耗,變速器的擋數(shù)有增加的趨勢(shì)。目前轎車(chē)一般用4~~5個(gè)擋位,級(jí)別高的轎車(chē)變速器多用5個(gè)擋,貨車(chē)變速器采用4~~5個(gè)擋位或多擋。裝載質(zhì)量在2~3.5T的貨車(chē)采用5擋變速器,裝載質(zhì)量
6、在4~8T的貨車(chē)采用6擋變速器。多擋變速器多用于重型貨車(chē)和越野車(chē)。 本次設(shè)計(jì)選用的是5擋變速器。 二、初選傳動(dòng)比 1、主減速器傳動(dòng)比的確定 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與汽車(chē)行駛速度之間的關(guān)系式為: 式中:為汽車(chē)行駛速度(Km/h),為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速(r/min),為車(chē)輪滾動(dòng)半徑(m),為變速器傳動(dòng)比,為主減速器傳動(dòng)比。 設(shè)定的最高車(chē)速為144Km/h,最高檔為超速檔,傳動(dòng)比取0.8,車(chē)輪滾動(dòng)半徑由所選用的輪胎規(guī)格185/60R14可得r=0.28m,發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速=(1.4~2.0) =4480~6400,取5000r/min。由公式可得==4.96 2、最低擋傳動(dòng)比的計(jì)算 按最大爬坡度設(shè)計(jì),滿(mǎn)足最大
7、通過(guò)能力條件,即用一檔通過(guò)要求最大坡角坡道時(shí),驅(qū)動(dòng)力應(yīng)大于或等于此時(shí)的滾動(dòng)阻力和上坡阻力(加速阻力為零,空氣阻力忽略不計(jì))用公式表示為: 式中:為為車(chē)輛總質(zhì)量(N),為坡道面滾動(dòng)阻力系數(shù)(瀝青路面中=0.01~0.02),取0.016,為發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩(Nm),為傳動(dòng)效率(0.85~0.90),為最大爬坡度(一般轎車(chē)要求爬上30%的坡,大約16.7°)。 由上式可得: ==1.82 即 根據(jù)驅(qū)動(dòng)車(chē)輪件與地面附著條件: 即: 式中:為驅(qū)動(dòng)輪的地面法向反力,=;為驅(qū)動(dòng)輪與地面的附著系數(shù),在混凝土或?yàn)r青路面取0.7~0.8,取0.8。此處取1140Kg(前置前驅(qū)汽車(chē)的前軸軸
8、荷47%~60%)。 所以一檔傳動(dòng)比的選擇范圍是 初選一檔傳動(dòng)比為 最低穩(wěn)定車(chē)速: =5.9 Km/h<10Km/h 合格 分配各擋傳動(dòng)比:選五檔 按等比級(jí)數(shù)分配 所以 =1.37 三、初算中心距A 初選中心距時(shí),可根據(jù)下述經(jīng)驗(yàn)公式 (4-1) 式中:—變速器中心距(mm); —中心距系數(shù),乘用車(chē):=8.9~9.3,商用車(chē):=8.6~9.6,多擋變速器:=9.5~11.0; —發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩(Nm); —變速器一擋傳動(dòng)比; —變速器傳動(dòng)效率,取96%。 =105N.m =2.85 =58.7~
9、62.36(mm) 初選中心距=62 mm 2.2變速器齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 一、齒輪參數(shù) 1、模數(shù) 表1 汽車(chē)變速器齒輪法向模數(shù) 車(chē)型 乘用車(chē)的發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L 貨車(chē)的最大總質(zhì)量/t 1.0>V≤1.6 1.6<V≤2.5 6.0<≤14.0 >14.0 模數(shù)/mm 2.25~2.75 2.75~3.00 3.50~4.50 4.50~6.00 表2 汽車(chē)變速器常用齒輪模數(shù) 一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75
10、 3.25 3.50 3.75 4.50 5.50 — 根據(jù)表1、表2本次設(shè)計(jì),一、二、倒檔齒輪的模數(shù)定為2. 5mm,三四五檔模數(shù)為2.25。 2、壓力角 壓力角較小時(shí),重合度大,傳動(dòng)平穩(wěn),噪聲低;較大時(shí)可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)轎車(chē),為加大重合度已降低噪聲,取小些。 變速器齒輪壓力角為 20 3、螺旋角 斜齒輪在變速器中得到廣泛的應(yīng)用。選斜齒輪的螺旋角,要注意他對(duì)齒輪工作噪聲齒輪的強(qiáng)度和軸向力的影響。在齒輪選用大些的螺旋角時(shí),使齒輪嚙合的重合度增加,因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。試驗(yàn)還證明:隨著螺旋
11、角的增大,齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。不過(guò)當(dāng)螺旋角大于30時(shí),其抗彎強(qiáng)度驟然下降,而接觸強(qiáng)度仍然繼續(xù)上升。因此,從提高低擋齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā),并不希望用過(guò)大的螺旋角,以15~25為宜;而從提高高擋齒輪的接觸強(qiáng)度和增加重合度著眼,應(yīng)選用較大螺旋角。 斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用: 轎車(chē)兩軸式變速器為 20~25° 初選的螺旋角=22 4、齒寬b 應(yīng)注意齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸,齒輪工作平穩(wěn)性,齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)受力的均勻程度均有影響。 考慮到盡可能的減少質(zhì)量和縮短變速器的軸向尺寸,應(yīng)該選用較小的齒寬。減少齒寬會(huì)使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱,還會(huì)使工作應(yīng)力增加。使用寬些的齒
12、寬,工作時(shí)會(huì)因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜,使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)m的大小來(lái)選定齒寬。 直齒:b=m, 為齒寬系數(shù),取為4.5~8.0 斜齒:b=,取6.0~8.5 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù),可取大些,使接觸線(xiàn)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。 二、各擋齒輪齒數(shù)的分配 在初選中心距,齒輪模數(shù)和螺旋角以后,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)。一、二、三、四、五擋選用斜齒輪,倒擋選用直齒輪。 1、 齒輪齒數(shù)的確定 一檔:
13、 斜齒=2A/ =2A/m=(262cos22)/2.5=45.98計(jì)算后取整=46,然后進(jìn)行大小齒輪齒數(shù)的分配。 取=13 =33 所以 二檔: 取46 解得: 所以 三檔: 取51 解得: 所以 四檔: 取51 解得: 所以 五檔: 取51 解得:
14、 所以 2、對(duì)中心距進(jìn)行修正 因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和后,經(jīng)過(guò)取整數(shù)使中心距有了變化,所以應(yīng)根據(jù)和齒輪變位系數(shù)新計(jì)算中心距,在以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 修正后中心距一二檔: A'=mm , 三四五檔 :A'=mm 。 3、確定倒擋齒輪齒數(shù) 倒檔齒輪選用的模數(shù)往往與一檔接近,取模數(shù)為2.5,倒檔齒輪的齒數(shù)一般在21~23之間,選=21。 三、確定齒輪參數(shù) 一擋齒輪變位后參數(shù): 角度變位后的端面壓力角: = 所以 端面嚙合角: 解得 查表得變位系數(shù)和:ξ=0.21 =0.38 =
15、-0.17 ξ- =0.218 分度圓直徑: =88.95mm 齒頂高 ==2.905mm =()=1.53mm 齒根高=(+-)=2.175mm =(+- )=3.55mm 全齒高 =+=5.08mm =+=5.08mm 齒頂圓直徑:=40.86mm =92.01mm 齒根圓直徑:=30.7mm =81.85mm 當(dāng)量齒數(shù) ==16.3 = =41.37 二檔齒輪變位后參數(shù): 角度變位后的端面壓力角: = 所以 端面嚙合角: 解得 查表得變位系數(shù)和:ξ=0.
16、21 =0.31 =-0.1 ξ- =0.228 分度圓直徑: =83.55mm 齒頂高 ==2.73mm =()=1.705mm 齒根高=(+-)=2.35mm =(+-)=3.375mm 全齒高 =5.08mm =5.08mm 齒頂圓直徑:=45.91mm =86.96mm 齒根圓直徑:=35.75mm =76.8mm 當(dāng)量齒數(shù) = = 18.8 = =38.86 三檔齒輪變位后參數(shù): 角度變位后的端面壓力角: = 所以
17、 端面嚙合角: 解得 查表得變位系數(shù)和:ξ=0.32 =0.23 =0.09 0.048 ξ- =0.272 分度圓直徑: =75.37mm 齒頂高 ==2.156mm =()=1.84mm 齒根高=(+-)=2.295mm =(+-)=2.61mm 全齒高=4.45mm =4.45mm 齒頂圓直徑:=52.941mm =79.051mm 齒根圓直徑:=44.04mm =70.15mm 當(dāng)量齒數(shù) = =25.24
18、 = =39.12 四檔齒輪變位后參數(shù): 角度變位后的端面壓力角: = 所以 端面嚙合角: 解得 查表得變位系數(shù)和:ξ=0.32 =0.18 =0.14 0.048 ξ- =0.272 分度圓直徑: =68.07mm 齒頂高 ==2.043mm =()=1.953mm 齒根高=(+- )=2.4075mm =(+-)=2.495mm 全齒高 =4.45mm =4.45mm 齒頂圓直徑:=60.006mm
19、 =71.976mm 齒根圓直徑:=51.105mm =63.08mm 當(dāng)量齒數(shù) = =30.28 = =34.07 五檔齒輪變位后參數(shù): 角度變位后的端面壓力角: = 所以 端面嚙合角: 解得 查表得變位系數(shù)和:ξ=0.32 =0.13 =0.19 0.048ξ- =0.272 分度圓直徑: =55.92mm 齒頂高 ==1.9305mm =()=2.066mm 齒根高=(+-)=2.52mm =(+-)
20、=2.385mm 全齒高=4.45mm =4.45mm 齒頂圓直徑:=71.941mm =60.051mm 齒根圓直徑:=63.04mm =51.15mm 當(dāng)量齒數(shù) = =35.33 = =29.02 倒檔齒輪變位后參數(shù): 角度變位后的端面壓力角: 查表得變位系數(shù)和:ξ=0 =0.23 = -0.23 =0.23 0 ξ- =0 分度圓直徑: =27.50mm =52.50mm
21、 =80mm 齒頂高 ==3.075mm =()=1.925mm ==3.075mm 齒根高=(+-)=2.55mm =(+-)=3.70mm =(+-)=2.55mm 全齒高=5.625mm =5.625mm =5.625mm 齒頂圓直徑:=33.65mm =56.35mm =86.15mm 齒根圓直徑:=22.40mm =45.10mm =74.90mm 第三章 齒輪的校核 3.1 齒輪的損壞形式 變速器齒輪的
22、損壞形式主要有:輪齒折斷,齒面疲勞剝落,移動(dòng)換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。 3.2 齒輪加工方法及材料 與其他機(jī)械行業(yè)相比,不同用途汽車(chē)的變速器齒輪使用條間仍是相似的。此外,汽車(chē)變速器齒輪用的材料,熱處理方法,加工方法,精度級(jí)別,支承方式也基本一致。如汽車(chē)變速器齒輪用低碳合金鋼制作,采用剃齒和磨齒精加工 ,齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝,齒輪精度不低于7級(jí)。 國(guó)內(nèi)汽車(chē)常用的變速器齒輪材料有20GrMnTi、20GrMn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25 MnCr5、28 MnCr5。滲碳齒輪的表面硬度為58~63HRC,心部硬度為33~48HRC。 本次設(shè)計(jì)中齒輪的材料選用
23、20GrMnTi,一般設(shè)計(jì)中軸與齒輪的材料選取應(yīng)相同,所以此次設(shè)計(jì)中軸的材料也選用20GrMnTi 3.3 計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩為130Nm,齒輪傳動(dòng)效率99%,離合器傳動(dòng)效率99%,軸承傳動(dòng)效率96%。 輸入軸 輸出軸一檔==100.842×0.98×0.98×2..54= 274.082Nm 輸出軸二檔==100.842×0.98×0.98×2.07= 200.477Nm 輸出軸三檔==100.842×0.98×0.98×
24、1.55= 150.115Nm 輸出軸四檔==100.842×0.98×0.98×1.125= 108.955Nm 輸出軸五檔==100.842×0.98×0.98×0.82=79.416 Nm 倒擋軸 ==123.55×0.98×0.98×1.91=184.893 Nm ==190.22×0.98×0.98×1.52=270.585Nm 3.4 齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算 斜齒輪彎曲應(yīng)力
25、 式中:—計(jì)算載荷(N·mm); —法向模數(shù)(mm); —齒數(shù); —斜齒輪螺旋角(°); —應(yīng)力集中系數(shù),=1.50; —齒形系數(shù),可按當(dāng)量齒數(shù)在圖中查得; —齒寬系數(shù)=7.0 —重合度影響系數(shù),=2.0。 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí),對(duì)乘用車(chē)常嚙合齒輪和高擋齒輪,許用應(yīng)力在180~350MPa范圍,對(duì)貨車(chē)為100~250MPa。 圖5-1 齒形系數(shù)圖 一檔齒輪的彎曲應(yīng)力: =13,=33,=0.158,=0.158,==100.842N.m,=274.082N.m,=21.96°
26、 =215.44MPa<180~350MPa =206.67MPa<100~250MPa 二檔齒輪的彎曲應(yīng)力: =15,=31,=0.138,=0.143,==100.842N.m,=200.477N.m,=21.96° =197.33MPa<180~350MPa =183.93MPa<100~250MPa 三檔齒輪的彎曲應(yīng)力: =20,=31,=0.154,=0.155,==100.842N.m,=150.115N.m,=22.27° =181.93MPa<180~350M
27、Pa =173.21MPa<100~250MPa 四檔齒輪的彎曲應(yīng)力: =23,=28,=0.156,=0.154 ==100.842N.m,=108.955N.m,=22.27° =149.33MPa<180~350MPa =145.28MPa<100~250MPa 五檔齒輪的彎曲應(yīng)力: =28,=23,=0.155,=0.154,==100.842N.m,=79.416N.m,=22.27° =133.60MPa<180~350MPa =124.31MPa<100~250MPa 倒檔齒輪的彎曲應(yīng)力: =11,=
28、21,=32,=0.135,=0.114,=0.135,==100.842N.m,=184.893N.m ,=270.585Nm,=7 =717.75MPa<400~850MPa =816.31MPa<400~850MPa =662.03MPa<400~850MPa 為摩擦力影響系數(shù),主動(dòng)齒輪=1.1,從動(dòng)齒輪=0.9 3.5 輪齒接觸應(yīng)力計(jì)算 (4.3) 式中:—輪齒的接觸應(yīng)力(M Pa); —計(jì)算載荷(N.mm); —節(jié)圓直徑(mm); —節(jié)點(diǎn)處壓力角(°),—齒輪螺旋角(°);
29、 —齒輪材料的彈性模量(M Pa); —齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm); 、—主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm),直齒輪、,斜齒輪、;、—主、從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑(mm)。 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)表4.1。 彈性模量=20.6×104 N·mm-2,齒寬,k取7 表4.1變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 1900~2000 950~1000 常嚙合齒輪和高擋 1300~1400 650~700 計(jì)算齒輪的接觸應(yīng)力 : =100.842N.m,=274.0
30、82N.m,=,,, , 節(jié)圓直徑:==35.05mm ==88.95mm =1244.76MPa<1900~2000MPa =1217.24MPa<1900~2000MPa =840.35MPa<1900~2000MPa =824.24MPa<1900~2000MPa =962.51MPa<1900~2000MPa =943.29MPa<1900~2000MPa =999.59MPa<
31、1900~2000MPa =919.55MPa<1900~2000MPa =925.04MPa<1900~2000MPa =906.13MPa<1900~2000MPa =1472.09MPa<1900~2000MPa =1409.50MPa<1900~2000MPa =1154.36MPa<1900~2000MPa 綜合齒輪的彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力,此次設(shè)計(jì)的齒輪均基本滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。 3.6 齒輪的受力分析 一擋齒輪的受力: =100.842N·m, =274.082N·m
32、 =35.05mm =88.95mm 6162.61N 2258.19N 2418.48N 2320.17N 2484.85N 倒擋齒輪的受力: =100.842Nm,=184.893Nm,=270.585Nm,=27.5mm,=52.5mm,=80mm 7333.39Nm,10308Nm,6764.63Nm 2669.34Nm,3751.81Nm,2462.12Nm 第四章 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.1軸的強(qiáng)度計(jì)算 變速器在工作時(shí),由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用,變速
33、器的軸承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強(qiáng)度。因?yàn)閯偠炔蛔爿S會(huì)發(fā)生彎曲變形,結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合,對(duì)齒輪的強(qiáng)度、耐磨性和工作噪聲的均有不利影響。因此,在設(shè)計(jì)變速器軸時(shí),器剛度大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設(shè)計(jì)階段可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)和已知條件來(lái)初選軸的直徑,然后根據(jù)公式進(jìn)行相關(guān)的剛度和強(qiáng)度方面的驗(yàn)算。 4.2初選軸的直徑 第一軸花鍵部分直徑(mm)可按式(5.1)初選 (5.1) 式中:為經(jīng)驗(yàn)系數(shù),=4.0~4.6;—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩(Nm)。 4.3軸的強(qiáng)度驗(yàn)算 軸在垂直面內(nèi)撓度為,在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ
34、。 式中:—齒輪齒寬中間平面上的徑向力(N); —齒輪齒寬中間平面上的圓周力(N); —彈性模量(MPa),=2.1×105MPa; —慣性矩(mm4),對(duì)于實(shí)心軸,;—軸的直徑(mm),花鍵處按平均直徑計(jì)算; 、—齒輪上的作用力矩支座、的距離(mm); —支座間的距離(mm)。 軸的全撓度為mm。 軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.05~0.10mm,=0.10~0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過(guò)0.002rad。 4.3軸的剛度 一擋輸入軸: =2258.19N,=35.05mm,=21.75mm,=195mm =173.25mm =0.001
35、mm< =0.003mm< 所以 =410-4rad<0.002rad 倒擋輸出軸: =2462.12N,=80mm,=23.75mm,=195.5mm, =171.75mm =0.018mm< =0.049mm< 所以 =6×10-4rad<0.002rad 4.4軸的強(qiáng)度計(jì)算 (1)輸入軸強(qiáng)度計(jì)算 =35.05mm,=100.842N.m,=21.75mm,=35.05mm,=195mm 21.75 173.25
36、豎直 111.19NM 水平 豎直 39.1 1 40.66 79.76 169.98 合成 =5754.18N.m,=2258.19N=2320.17N.m 1) 求H面內(nèi)支反力、和彎矩 2)求V面內(nèi)支反力、和彎矩 由以上兩式可得 第五章軸承校核 5.1輸入軸軸承校核 5.2初選軸承型號(hào) 由工作條件和軸頸直徑初選一軸軸承型號(hào)32209,轉(zhuǎn)速=5000r/min,查《機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)踐》該軸承的=145000N,=188000N,=0.35,預(yù)期壽命=30000h 5.12計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 =3537.95/3438.18=1.03>=0.35。查《機(jī)械設(shè)
37、計(jì)原理與設(shè)計(jì)》,則=0.4,查《機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)踐》=1.7。 ,為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù),見(jiàn)《機(jī)械設(shè)計(jì)原理與設(shè)計(jì)》。 (1.2~1.8)取=1.2 =1.2(0.4×3438.18+1.7×3537.95)=8867.74N 3、 計(jì)算軸承的壽命 4、 基本額定壽命,為壽命系數(shù),對(duì)球軸承=3;對(duì)滾子軸承=10/3?!?30000h合格[19,20]。 可判斷出軸承的壽命滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。 致謝 本設(shè)計(jì)在王強(qiáng)和蘇清源老師
38、的悉心指導(dǎo)和嚴(yán)格要求下業(yè)已完成,從課題選擇、方案論證到具體設(shè)計(jì)和調(diào)試,無(wú)不凝聚著王惟慷老師的心血和汗水,在四年的本科學(xué)習(xí)和生活期間,也始終感受著老師的精心指導(dǎo)和無(wú)私的關(guān)懷,我受益匪淺。在此向老師表示深深的感謝和崇高的敬意。 本設(shè)計(jì)的完成也凝聚了汽車(chē)工程系所有老師的辛勤汗水,是他們無(wú)私的幫助和支持,才使我的課程設(shè)計(jì)工作順利完成,在此向汽車(chē)工程系所有的老師表示由衷的謝意。 參考文獻(xiàn) [1] 劉惟信.汽車(chē)設(shè)計(jì)[M].北京:清華大學(xué)出版社,2001 [2] 王望予.汽車(chē)設(shè)計(jì)[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2000 [3] 李風(fēng)平.機(jī)械圖學(xué)[M].沈陽(yáng):東北大學(xué)出版社 2003 [4] 甘永立
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