五菱宏光手動(dòng)變速器設(shè)計(jì)

畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙光手動(dòng)變速器設(shè)計(jì) 學(xué)生姓名： 指導(dǎo)教師： 長(zhǎng)春大學(xué)二○一五年六月畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙如果說發(fā)動(dòng)機(jī)是車輛的心臟，那么我認(rèn)為變速器就是車輛的動(dòng)脈。給予車輛動(dòng)力變速器能夠按其要求改變從發(fā)動(dòng)機(jī)傳過來的轉(zhuǎn)矩和速度，使工作的驅(qū)動(dòng)輪能正常坡，轉(zhuǎn)彎，加速，減速等，使汽車在不同的工作環(huán)境中獲得不同的最佳牽引力和速度，變本設(shè)計(jì)過程得到了蘇老師的一些我們?cè)豪锏睦蠋熀屯瑢W(xué)的幫助，在此對(duì)他們表示改畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙。T 。畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙 畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙 畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙是在年，變速器的發(fā)展可謂是更改了汽車的整體使用性能，至今變速器已有余年的發(fā)展歷史，可謂是發(fā)展的比較成熟了。年中變速器一定會(huì)將其作用發(fā)揮到極致，因此變速器做到‘0’功率低。第1頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率最高車速總質(zhì)量最大轉(zhuǎn)矩1)保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。2)設(shè)置空擋，用來切斷發(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。汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋，亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象7)變速器應(yīng)當(dāng)有高的工作效率。此外，變速器是滿足質(zhì)量分布和體積小，成本低，維護(hù)方便。以滿足性能和汽車的經(jīng)濟(jì)指標(biāo)，它是必要的，其數(shù)目是傳動(dòng)齒輪，該傳動(dòng)比，并為每個(gè)齒輪比。汽車行第2頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙。B長(zhǎng)度的第一齒輪的倒檔。但移位兩個(gè)齒輪嚙合，以使在位移是困難的。圖所示的實(shí)施有齒輪對(duì)齒齒輪，換檔更加便于攜帶。為了充分利用空間，縮短變速器的軸向長(zhǎng)度和一個(gè)倒檔各設(shè)有一個(gè)轉(zhuǎn)印較大的工作力，它仍然是在兩軸傳動(dòng)軸傳這一點(diǎn)的過渡性覆蓋率減少了很多，并按照低速高速傳輸在每個(gè)塊的排列順序，所以另外，中間齒輪的倒檔可以用于倒檔有影響力狀態(tài)的傳動(dòng)軸的左側(cè)或右側(cè)，見圖圖2.1倒擋布置方案第3頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙斜齒圓柱齒輪與直齒圓柱齒輪比較，它的使用齒面重合度高壽命比較長(zhǎng)，傳動(dòng)平穩(wěn)，工作時(shí)噪聲較低，但直齒圓柱齒輪具有傳遞動(dòng)效率高的特點(diǎn)，主要應(yīng)用在倒檔和一檔上面使用，所以設(shè)計(jì)中一擋和倒擋要用平凡的直圓柱齒輪，其他的擋都是用高性直齒滑動(dòng)齒輪，嚙合套和同步器換擋三種主要換擋機(jī)構(gòu)形式。當(dāng)汽車，每個(gè)塊不同的過渡角速度，使得軸向位移直徑齒輪的變化會(huì)影響牙齒表面和伴隨的噪聲。這使只用人工技術(shù)驅(qū)動(dòng)程序(如離合器腳)，當(dāng)換檔時(shí)，上述缺點(diǎn)克服沒有影響。但此刻駕駛員的注意力被分散，會(huì)影響行車安全。因此，雖然這種轉(zhuǎn)變的結(jié)構(gòu)，但很少用于壞，但是，是不是消除換擋沖擊，它仍然需要駕駛員資格的技術(shù)。由于加入的耦合和慣性常嚙合齒輪，變速器的轉(zhuǎn)動(dòng)部分的總力矩的進(jìn)一步增加。重型貨車之間的雄性齒輪相對(duì)較小，該切換機(jī)構(gòu)被連接到片小，減少之間的角速度差以關(guān)和制造成本，并減少傳輸距離。第4頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙動(dòng)齒輪的情況下，這種車出塊是傳播的主要故障之一。為了解決這個(gè)問題，在此過程，但是也實(shí)際程序鎖定裝置，以確保移動(dòng)換檔撥叉軸相互撥叉軸被鎖定時(shí)，是該機(jī)構(gòu)的作用，以防(1)鎖定銷型(2)塊樞軸鎖定(3)將顎式可以提供操作裝置，以確保該機(jī)構(gòu)不會(huì)被誤認(rèn)為相反。作為一項(xiàng)規(guī)則，在反向叉第5頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙軸承，圓錐滾子和滑動(dòng)軸承，軸套作為第二軸支承在第一齒輪恒定內(nèi)腔軸傳輸以足夠的尺寸圓柱滾子軸承的內(nèi)腔的前端能如果空間是使用的滾針軸承不足進(jìn)行安排。第一波的傳輸支持，因?yàn)闈L珠軸承在飛的第一變速箱殼體，在那里它共享第一軸軸承的軸承外圈。后端第二波通常用于球軸此有大容量，并且能夠產(chǎn)生傳輸?shù)谝恢虚g軸后軸承和第二軸后軸承的第一軸，用于按照該系列的直徑一般在串聯(lián)m滾針軸承具有滾動(dòng)阻力小，傳動(dòng)效率高，與徑向游隙，定位精度高，操作，齒輪和其他有用的好處。徑向滑動(dòng)套筒與尺寸的間隙，便于攜帶，在間隙之后增加傳輸?shù)亩ㄎ缓筒僮鞯牟僮鬟^程中的精確度和增加的噪聲?；瑒?dòng)套筒的優(yōu)點(diǎn)是制造簡(jiǎn)單，成本低。在本次設(shè)計(jì)中，由于工作條件的限制，所以要更加精準(zhǔn)的選選圓錐滾子軸承和深溝球第6頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙本章通過首先為車輛變速箱的設(shè)計(jì)和傳輸?shù)闹饕獏?shù)的設(shè)計(jì)是必要滿足的基本要求開始，對(duì)自己的設(shè)計(jì)也有一定的規(guī)范。然后變速器和齒輪組件的變速機(jī)構(gòu)在簡(jiǎn)短的介紹的形式，分析每個(gè)傳輸方案的優(yōu)點(diǎn)和缺點(diǎn)，選擇傳輸?shù)倪m當(dāng)和有效的傳輸方案和設(shè)計(jì)經(jīng)常會(huì)出現(xiàn)一些問題，為計(jì)算收益齒輪和軸奠定了良好的基礎(chǔ)。齒輪箱提供多種形狀轉(zhuǎn)移分析和容易出現(xiàn)的問題和相應(yīng)的解決方案，最終使工作條件和工作第7頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙加。在最低的等級(jí)，在相同條件下，無疑將增加的傳動(dòng)比之間的傳動(dòng)比減小的低擋和相鄰高速，輪班工作很簡(jiǎn)單。要求的以下相鄰比率之間的比率，一小的移位的限制工在最近幾年中，為了減少燃料消耗，在上升的幀編號(hào)。目前，汽車通常是四個(gè)檔，配合五速變速箱更卡車高級(jí)轎車采用四個(gè)齒輪或齒輪。店質(zhì)量卡車~采用的是五速變速器，裝車~速變速箱質(zhì)量。多級(jí)變速器和卡車和越野車。設(shè)計(jì)為變速比是旋轉(zhuǎn)的最低和最高齒輪比的齒輪比的傳輸范圍的比率。比率來確定周和他因素。汽車傳動(dòng)比目前的到，光，其他貨車的商用車更大。u=0.377rn(3.1)aiig0式中u——汽車行駛速度(km/h)；an——發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速(r/min)；r——車輪滾動(dòng)半徑(m)；第8頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙i——變速器傳動(dòng)比；gi—主減速器傳動(dòng)比。0由上文可知最高車速u=v=139km/h；最高檔為超速檔，傳動(dòng)比i=1；由于amaxamaxg5ppi=0.377nr=5.340iu按最大爬坡發(fā)達(dá)程度到最大容量的條件下，要求所用的斜最大斜坡角，驅(qū)動(dòng)力應(yīng)滿足余下式：Tiinemax0gtGfco+GsTiinrmaxmax(3.2)式中G——車輛總重量(N)；f——滾動(dòng)阻力系數(shù)，對(duì)良好路面μ=0.01~0.02；T——發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩(N·m)；axi比；0i——變速器傳動(dòng)比；gn——為傳動(dòng)效率(0.85~0.9)；t由公式(3.2)得：i(3.3)g1TinNmimaxemax0g=9.8m/s2；n=0.9，把以上數(shù)據(jù)代入(3.3)式：t第9頁共61頁i3.4=2==2.26i3.4=2==2.26i2.26畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙(28809.80.012cos16.7。+28809.8sin16.7。)0.2968i=4.82g11085.340.9動(dòng)力時(shí)，要驅(qū)動(dòng)輪不可以產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)的現(xiàn)象。要產(chǎn)生不滑動(dòng)的現(xiàn)Tiin emax0g1tFrnriFrng1Tinemaxt 式中F——驅(qū)動(dòng)輪的地面法向反力，F(xiàn)=mg；nn1取0.55，把數(shù)據(jù)代入(3.4)式得：初選一檔傳動(dòng)比為5.1。gniiii1=2=3=4iiii2345i2i3i4i5.1=qq=41=4=1.5i15=1==1==3.4q1.5第10頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙A=K3TinAemax1gA——變速器中心距(mm)；AAT——發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)距為210(N·m)；ax1g 商用車變速器的中心距在80~170mm范圍內(nèi)變化。所以根據(jù)計(jì)算結(jié)果，初取頻繁選擇當(dāng)傳輸和同步數(shù)長(zhǎng)時(shí)，中心距因子應(yīng)當(dāng)采取最大給定系數(shù)。方便實(shí)現(xiàn)四舍一般原則：為了降低噪音應(yīng)該考慮合理增加減少模塊米寬，使小質(zhì)量，增加同時(shí)用相同的傳輸?shù)南嗤觧第11頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙如果接觸角是小的，以提高匹配程度，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪音低，高彎曲強(qiáng)度和齒面接螺旋齒輪用于傳輸。螺桿選擇坡角，要注意其對(duì)齒輪的強(qiáng)度和軸向傳輸操作聲音的影，5是到軸承。設(shè)計(jì)應(yīng)在中間軸齒輪工作時(shí)兩個(gè)軸向力平衡，減少軸承負(fù)荷，提高了軸承的使用壽命追捧。因此，螺旋角應(yīng)不同的傳輸之后，圖3.1顯示了軸向力假裝兩個(gè)中間軸斜齒輪的平衡，必須滿足以下條件F=Ftan(3.6)a1n11F=Ftan(3.7)an2由于Fr=Fr，為使兩軸向力平衡，必須滿足n11n22(3.8)tanr22a1a2n1n2a1a2n1n21212第12頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙0。~30°CCCCnCCCCC第13頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙齒強(qiáng)度的程度補(bǔ)遺系數(shù)，運(yùn)行噪音，滑動(dòng)速度相對(duì)牙，牙鉆蝕和增編厚度的影響。如補(bǔ)遺系數(shù)小，齒輪重疊小，噪音大的工作，但該齒被彎曲力矩減小，彎曲應(yīng)力也減小齒。因此，在過去是由于齒輪的加工精度不高，并且該負(fù)載被集中在梳子的齒，使用超過齒頂系數(shù)取得短齒齒輪。數(shù)和細(xì)如火如荼的傳輸。有兩種類型的改性傳送方式：垂直偏移量和角度偏差。高程偏差齒輪副一對(duì)牙修正系數(shù)為零。增加的小齒輪齒根的移位量，所以它是在規(guī)模和強(qiáng)度中的大齒輪的附近。副有幾個(gè)中間齒輪安裝在傳動(dòng)軸和第二軸組合和配置，以提供每一個(gè)齒輪比由于需要確保各齒輪彼此和具有不同數(shù)量的齒。為了確保每個(gè)齒輪具有相同的中心的距離，這個(gè)時(shí)間與進(jìn)料齒處理。如果牙齒并用標(biāo)準(zhǔn)齒輪或副高度偏轉(zhuǎn)的數(shù)量，然后齒和少齒輪為螺旋齒輪，但也通過選擇適當(dāng)?shù)穆菪?，以達(dá)到相同的要求的中心。傳動(dòng)齒輪循環(huán)荷載條件下工作，有時(shí)沖擊負(fù)荷。高端齒輪齒面疲勞剝落位置的主要損上較大的負(fù)荷傳遞小齒輪齒根彎曲現(xiàn)象可能會(huì)發(fā)生。第14頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙根據(jù)上述和其他原因，為了，除了用于去除的齒輪傳動(dòng)裝置，以減少噪聲，兩個(gè)齒輪圖3.2五擋變速器傳動(dòng)方案i=i 910求其齒數(shù)和zhhhn h后四舍五入計(jì)整數(shù)算。取中間軸的小齒輪齒盡可能小，因此/比被設(shè)定為在殼體/傳動(dòng)比較大與較小的相關(guān)聯(lián)，使得第一軸齒輪常數(shù)的詳細(xì)的齒數(shù)，以便定位在所述第。制剛度。若選擇，所第15頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙109h10cosa'=m(z+z)cosa=0.93972A910z31根據(jù)齒數(shù)比u=9==1.82z17z參數(shù)9aaafaaa齒根圓直徑d=d-2h=(z-2.5)m=85.5mmff22z參數(shù)分度圓直徑d=zm=173=51mm齒頂高h(yuǎn)=h*m=m=3mm(h*=1)aaafaaa齒根圓直徑d=d-2h=(z-2.5)m=43.5mmff22第16頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙并且由中央的距離計(jì)算，并改變了圓角，因此應(yīng)根據(jù)與從在該場(chǎng)的中心作為訂正齒輪到每個(gè)塊的基礎(chǔ)的新的數(shù)據(jù)中心相關(guān)聯(lián)的齒輪變化系數(shù)。修改后的中心距，以便采取毫米3.5.3(3.12)求出傳動(dòng)比z2=i(3.12)9z311而常嚙合傳動(dòng)齒輪中心距和一檔齒輪的中心距相等，即(3.13)(3.13)n1221求得常嚙合齒輪齒數(shù)為z=12z=3212z參數(shù)1tnh=h*m=m=3mm(h*=1)aannnafannnnaa齒根圓直徑d=d-2h=33.72mmffd+d(z+z)mA=12d+d(z+z)mz參數(shù)2tnh=h*m=m=3mm(h*=1)aannnafannnn第17頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙aaffd+d(z+z)mA=1d+d(z+z)m核算i=z2z9=4.86在誤差允許范圍內(nèi)1zz2zz12 7=i1=3.4z2z3282m(z+z)A=n78還有，要抵消或減少中間軸上的軸向力，還應(yīng)該滿足下式：tan2=z2(1+z7)tanz+zz8128 聯(lián)解上述三式，采用試湊法，當(dāng)螺旋角為15。時(shí)，解(3.14)、(3.15)得：7z=18代入上式近似滿足軸向力平衡8所以需變位yaa=7266=2nm3na=20。nta=tcotta't72t第18頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙x=(inva'inva)=2.387n2tanattn12y=xy=0.387nnz參數(shù)7分度圓直徑節(jié)圓直徑齒頂高z參數(shù)8節(jié)圓直徑d=z7mn=77.65mmcosd'=2a'=60.25mm(u=z7=1.39)1(u+1)z8hh+xy)m=1.793mmaannnnh=(h*+c*x)m=0.21mmfannnnh=(2h*+c*y)m=5.607mmannnnaannnddh+c*x)m=77.23mmfannnn21z8hh+xy)m=5.466mmaannnnh=(h*+c*x)m=0.15mmfannnnh=(2h*+c*y)m=5.607mmannnnaannnd=d2(h*+c*x)m=55.6mmfannnn第19頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙同理：三擋齒輪齒數(shù)z=20z=23=19。時(shí)近似滿足軸向力平衡關(guān)系66所以需變位a'+a7268y===1.3nm3na=20。nta=tcotta't72tx=z5+z6(inv'inv=1.5923n2tattn12第20頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙nnz參數(shù)5分度圓直徑節(jié)圓直徑z參數(shù)6節(jié)圓直徑d=z5mn=63.457mmcosd'=2a'=77mm(u=z5=0.87)1(u+1)z6aannnnmmfannnnannnnaannnfannnn21z6aannnnmmfannnnannnnaannnfannnn第21頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙四擋齒輪齒數(shù)z=15z=28=22.66。時(shí)近似滿足軸向力平衡關(guān)系344所以需變位nm3na=20。nta=tcotta't72tx=z3+z4(inv'inv=1.157n2tattnx=0.57x=0.572nnz參數(shù)3分度圓直徑節(jié)圓直徑齒頂高d'=2a'=93.51mm(u=z3=0.54)1(u+1)z4hhxym39mmaannnnh=(h*+c*x)m=2.04mmfannnnh=(2h*+c*y)m=6.279mmannnnaannnddh+c*x)m=44.68mmfannnn第22頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙z參數(shù)4分度圓直徑節(jié)圓直徑d'=ud'=50.49mm(u=z3=0.54)12z4aannnnhh+c*一x)m=2.04mmfannnnannnnaannn齒根圓直徑d=d一2(h*+c*一x)m=86.95mmfannnn初選z=23計(jì)算中間軸與倒檔軸的中心距A,設(shè)z=1512Amzzmm圓整后取A'=55mm22ynm3na=20。n第23頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙na't72tx=(inva'inva)=0.0128n2tattnx=0.01x=0.002812y=xy=-0.6472nnz參數(shù)節(jié)圓直徑d'=2a'=98.03mm(u11=0.469)1(u+1)zaannnnh=(h*+c*x)m=3.72mmfannnnh(2h*+c*y)m=8.69mmannnnaannnd=d2(h*+c*x)m=88.56mmfannnnz參數(shù)節(jié)圓直徑22zaannnnh=(h*+c*x)m=3.74mmfannnnh(2h*+c*y)m=8.69mmannnnaannn第24頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙d=d2(h*+c*x)m=37.52mmfannnn在這一章中，將文件數(shù)，根據(jù)它們的設(shè)計(jì)決定傳輸多個(gè)文件時(shí)，計(jì)算在與相應(yīng)的車輛參數(shù)結(jié)合的傳動(dòng)比的范圍引入和所涉及的傳動(dòng)比范圍，也提出了傳輸?shù)膮?shù)的合第25頁共61頁(4.2)(4.2)畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙壓步態(tài)一對(duì)互鎖齒面反對(duì)在牙齒表面的潤(rùn)滑油上升小裂縫彼此，則存在的，然后對(duì)裂擴(kuò)展和從牙齒表面的牙齒表面上形成點(diǎn)蝕的表面的方塊顯示。他提出了越來越高的完成的方式來移動(dòng)換檔，以抵抗和倒擋，因?yàn)辇X輪變化引起兩個(gè)角速度差直接影響動(dòng)FKK(4.1)=1(4.1)wbty式中，為彎曲應(yīng)力；F為圓周力，F(xiàn)=2T/d；T為計(jì)算載荷；d為節(jié)圓直徑；Kw11ggfff2TKK=gfcTKKgf=25101031.651.1=814.34MPa850MPc一擋主動(dòng)齒輪第26頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙=gf==297.79MP850MP=gf==297.79MP850MPac曲應(yīng)力在400~850N/mm故直齒輪彎曲應(yīng)力均符合要求2)斜齒輪彎曲應(yīng)力FK=1FKwwbtyK 寬；t為法向齒距，t=m；y為齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)z=z在圖6-1中查得；nacos3ee將上述有關(guān)參數(shù)代入式(4.3)，整理后得斜齒輪彎曲應(yīng)力為2TcosK=g(4.4)wzm3yKKenc四擋齒輪彎曲應(yīng)力主動(dòng)齒輪=2TgcosK=2125103cos22.6。1.5=86.73MP250MPmyKKeaanc從動(dòng)齒輪=2TgcosK=2233.33103cos22.6。1.5=224.24MP250MPwzm3yKKe3.1415330.1572.0aanc當(dāng)計(jì)算載荷T取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩T時(shí)，對(duì)乘用車常嚙合齒輪和高gemax擋齒輪，許用應(yīng)力在180~250范圍。符合要求。第27頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙(假定載荷作用在齒頂=20。，f=1)。輪齒接觸應(yīng)力FE11δj=0.418b(ρz+δj=0.418式中，為輪齒的接觸應(yīng)力；F為齒面上的法向力，j(4.5)F=F1；F為圓周力，gg為齒輪材料的彈性模量；b為齒輪接觸的實(shí)際寬度；p、p為主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處zbzz、p=rsin，斜齒輪p=rzsinbbzcos2r、r為主、從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑。zbFE11b(ρb(ρz+ρb)第28頁共61頁FE11b(FE11b(ρz+ρb)畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙==0.4182411032.1105(2+2)3463(cos22.6。cos20。)314sin20346sin20。a四擋齒輪接觸應(yīng)力δj=0.418=0.4181981032.1105(273sin20。+283sin20。)2733(cos22.66。cos20。)2cos22.66。2cos22.66。a校核都在范圍之內(nèi)，符合要求用在變速器第一軸上的載荷Temax2作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸j.齒輪／MP齒輪ja滲碳齒輪滲碳齒輪常嚙合齒輪和高擋在已知兩軸式變速器中心距A時(shí)，軸的最大直徑d和支承距離L的比值可在以下輸入軸花鍵部分直徑d(mm)可按下式初選?。篸=emaxKK4.0~4.6；T——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩(N.m)。emax為1第29頁共61頁fdfd畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙出軸支承之間的長(zhǎng)=310mm。==式中d——軸的最小直徑(mm)；[T]——軸的許用剪應(yīng)力(MPa)；P——發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率(kw)；n——發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速(r/min)。33軸的撓度和轉(zhuǎn)角如圖4.2所示，若軸在垂直面內(nèi)撓度為f，在水平面內(nèi)撓度為f和cs=1=1c3EILf=Fa2b22s3EIL 第30頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙 式中F——齒輪齒寬中間平面上的徑向力N()；1F——齒輪齒寬中間平面上的圓周力N()；2E——彈性模量(MP)，E=2.1×105MP；aad——軸的直徑(mm)，花鍵處按平均直徑計(jì)算；a、b——齒輪上的作用力距支座A、B的距離(mm)；L——支座間的距離(mm)。cscstraF=1=5440Nt1d11F=2-1=11850Nt9d9FtanaF=t9=4310Nr9cosb9F=2-2=9458N7r7cosb7第31頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙F(tuán)=23=7690Nt5d5F=F=t5=2960NF=24=6640N3F=tF=t3=2620NF=中=6170NtFtanF=t4=Ftanr4cos4F=中=1539Ntd6F=F=t6=5925NF=中=20093Nt8d8F=tF=t8=7571NF=中=22024Nt10dF=t10F=t10=8016N(1)一檔工作時(shí)的計(jì)算第32頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙f=r1=r1Fa2b2Ff=r1=r1f=Ft1a2b264=13087222248264=0.04[f]=0.1~0.15mms3E幾d4L32.11053.14324270sf=f2+f2=0.0162+0.042=0.1270.2mmcs(2)二檔工作時(shí)的計(jì)算f=r2=r2=Fa2b2Fa2b264f=r2=r2=cfFtabf1~0.15mms3EIL32.11053.14464214sf=f2+f2=0.0092+0.0232=0.0250.2mmcs(3)三檔工作時(shí)的計(jì)算f=r3=r3f=r3=r3f.10mm32.11053.14424214cf=Ft3a2b264=3976772136.5264=0.021[f]=0.1~0.15mms3E幾d4L32.11053.14424214sf=f2+f2=8.510一32+0.0212=0.0220.2mmcs第33頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙3、變速器輸出軸的剛度計(jì)算(1)一檔工作時(shí)的計(jì)算f=r1=r1fcs(2)二檔工作時(shí)的計(jì)算f=r2=r2=fccs(3)三檔工作時(shí)的計(jì)算f=r3=r3dL第34頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙fFt3a2b264755511021602640.11[f]0.1~0.15mms3Ed4L32.11053.14354270sfff0.0720.1120.150.2mmcsFr3ab(ba)2889110160(160110)640.3104rad0.002rad3EIL32.11053.14354270Fg11Fg1110278.3542Nt1dmz1n1徑向力F徑向力FFn3872.98N1a1t11(1)繪制軸受力簡(jiǎn)圖(圖a)(2)繪制垂直面彎矩圖(圖b)RAVL337.5RBVrRAVCVRBV.22CVRAV.22(3)繪制水平面彎矩圖(圖C)F10278.2542軸承支反力FFt5139.17NRAHRBH22CHRAH.22(4)繪制合成彎矩圖(圖d)CCVCH第35頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙CCVCH(5)繪制轉(zhuǎn)矩圖(圖e)(6)繪制當(dāng)量轉(zhuǎn)矩圖(圖f)ecC第36頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙F(tuán)F=ttana=3872.42NrcosnF=Ftan=3740.45Nat(1)繪制軸受力簡(jiǎn)圖(圖a)(2)繪制垂直面彎矩圖(圖b)dL77.65339軸承支反力F=Fa.Fr.2=3740.4523872.982=1507.82NRAVL339RBVrRAVLCVRBV2LCVRBV2(3)繪制水平彎矩圖(c)F=F=t==5139.17NRAHRBH22CHRAH.22CHRAH.22(4)繪制合成彎矩圖(圖d)CCVCHCCVCH(5)繪制轉(zhuǎn)矩圖(圖e)(6)繪制當(dāng)量轉(zhuǎn)矩圖(圖f)ecC第37頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙=ec==47.38MPa55MPaLSv5.19)號(hào)軸承C=37KN，C=32.2KN；orrorr第38頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙1、變速器一檔工作時(shí)軸承的徑向載荷F=4310N，F(xiàn)=11850Nra9ABF1066s=A==333.F106612Y21.6s=FB=12021=3756.56N22Y21.61a92所以軸承內(nèi)部軸向力F=11850NF=s+F=12183.125+11850=24033.125Na71a9計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷pF1066AF12021BP=f(xF+yF)pra式中F——支反力。rf=1.4pp=39410N1p=54919N2查表4.1可得到該檔的使用率，所以L=106(C)=198hh60nP2第39頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙0所以軸承壽命滿足要求。L=106(C)e=198hh60nP22、變速器四檔工作時(shí)F==6398NtdF=Ftanan=2534Nrtcosfgi變變速器檔位Ⅲ88傳動(dòng)比111檔位數(shù)4455668111111Ⅳ3433221貨車車型F=Ftan=2329Nat軸承的徑向載荷：F=198N；F=2898NABs=FB=724.5N12Ys=FA=49.5N22Y以F=430NF=s+F=3053.5Na21a計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷p，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到e=0.3。第40頁共61頁畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)紙F(tuán)x=1 a1eFy=0AFx=0.4 Fy=2BP=f(xF+yF)praf=1.4p1p=5581N220所以軸承壽命滿足要求。本章首先在齒輪和齒輪的形式破壞引入強(qiáng)度計(jì)算，剛度和強(qiáng)度檢查，以驗(yàn)證設(shè)備的強(qiáng)第