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【论文】变速驱动桥设计【论文】变速驱动桥设计 -- 20 元

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目录0绪论0.1本次毕业设计的目的与意义0.2变速驱动桥简介0.3变速驱动桥设计的基本要求1变速器的总体方案设计1.1变速器的功用及设计要求1.2变速器传动机构的型式选择与结构分析1.2.1三轴式变速器与两轴式变速器1.2.2倒档的布置方案1.2.3轴承的选择2变速器齿轮的设计2.1确定主减速器传动比2.2最抵档传动比计算2.3各挡齿轮的参数2.4齿轮校核2.4.1变速器齿轮弯曲强度校核2.4.2轮齿接触应力校核3轴的结构和尺寸设计3.1初选轴的直径3.2轴的强度校核3.3轴的刚度校核4主减速器4.1主减速器结构形式的确定4.1.1主减速器的轮齿类型的选择4.1.2主减速器减速形式的选择4.2主减速器基本参数的选择与设计计算4.2.1主减速齿轮计算载荷的确定4.2.2从动齿轮大端分度圆直径2D和端面模数m4.2.3主、从动齿轮齿面宽1b和2b4.2.5主减速器齿轮齿顶高系数与顶隙系数4.2.6主减速器齿轮中心距A4.3齿轮的基本参数5差速器5.1差速器作用5.2差速器原理结构5.3对称式圆锥行星齿轮差速器的设计5.4对称式圆锥行星齿轮差速器的设计和计算5.5差速器齿轮的材料6结论变速驱动桥设计0绪论0.1本次毕业设计的目的与意义随着经济和科学技术的不断的发展,汽车工业也渐渐成为我国支柱产业,汽车的使用已经遍布全国。而随着我国加入WTO,人民生活水平的不断提高,微型客货两用车、轿车等高级消费品已进入平常家庭。在我国,汽车工业起步较晚。入世后,我国的汽车工业面临的是机遇和挑战。随着我国汽车工业不断的壮大,以及汽车行业持续快速的发展,如何设计出经济实惠,工作可靠,性能优良,且符合中国国情的汽车已经是当前汽车设计者的紧迫问题。在面临着前所未有的机遇同时,不得不承认在许多技术上,我国与发达国家还一定的差距,所以我们要努力为我国的汽车工业做出应有的贡献。经过这几年的刻苦学习,我掌握了多门基础知识和专业知识。在大学毕业,即将走向工作岗位之际,按国家教委和学校的要求,进行了对轿车五档变速器的设计。毕业设计是对每个大学生进行知识掌握与实际运用的一次大检阅,充分体现了一个设计者的知识掌握程度和创新思想。通过本次设计,我将进一步巩固所学的知识,提高实际运用能力,并为以后参加工作打下良好的基础。0.2变速驱动桥简介驱动桥从结构特点上可分为整体式(非断开)驱动桥和断开式驱动桥两种。从其功能特点上又可分为独立式驱动桥和变速驱动桥。驱动桥的主减速器、差速器和桥壳、半轴等都安装在一个独立的驱动桥壳中,与其他动力总成相互独立存在,成为独立式驱动桥。如载货汽车驱动桥基本都为独立式驱动桥。而轿车上,绝大部分车型为发动机前置前桥驱动形式,此时,把变速器和驱动桥两个动力总成合为一体,布置在一个壳体内,变速器输出轴也就是主减速器的输入轴,称此种桥为变速驱动桥。此种结构在轿车上得到了十分广泛的应用。0.3变速驱动桥设计的基本要求1)为保证变速器具有良好的工作性能,对变速器应提出如下设计要求应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时,根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求,选择合理的变速器档数及传动比,来满足这一要求。设置空档,以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离设置倒档,使汽车可以倒退行驶。工作可靠,操纵轻便。汽车在行驶过程中,变速器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度,提高行驶安全性,操纵轻便的要求日益显得重要,这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材,采用合理的热处理,设计合适的齿形,提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。传动效率高。为减小齿轮的啮合损失,应有直接档。提高零件的制造精度和安装质量,采用适当的润滑油都可以提高传动效率。噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数,提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。贯彻零件标准化、部件通用化和变速器总成系列化等设计要求,遵守有关标准和法规。需要时应设计动力输出装置。2)驱动桥设计的是否合理直接影响到汽车使用性能的好坏。因此,设计驱动桥时应当满足如下基本要求选择适当的主减速比,以保证汽车具有最佳的动力性和燃油经济性。外廓尺寸小,保证汽车具有足够的离地间隙,以满足通过性要求。齿轮及其他传动件工作平稳,噪声小。在各种载荷和转速工况下,具有较高的传动效率。保证足够的强度和刚度条件下,尽可能降低质量,尤其是簧下质量,以减少不平路面的冲击载荷,从而提高汽车行驶平顺性。结构尽量简单,工艺性好。1变速器的总体方案设计1.1变速器的功用及设计要求变速器是能固定或分档改变输出轴和输入轴传动比的齿轮传动装置,又称变速箱。它作为汽车动力系统重要的组成部分,主要用于转变从发动机曲轴传出的转矩和转速,以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同需求。此外,变速器还用于使汽车能倒退行驶和在起动发动机以及汽车滑行或停车时使发动机与传动系保持分离必要时还应有动力输出功能。为保证变速器具有良好的工作性能,对变速器应提出如下设计要求。应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时,根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求,选择合理的变速器档数及传动比,来满足这一要求。设置空档,以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离设置倒档,使汽车可以倒退行驶。工作可靠,操纵轻便。汽车在行驶过程中,变速器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度,提高行驶安全性,操纵轻便的要求日益显得重要,这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材,采用合理的热处理,设计合适的齿形,提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。传动效率高。为减小齿轮的啮合损失,应有直接档。提高零件的制造精度和安装质量,采用适当的润滑油都可以提高传动效率。噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数,提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。贯彻零件标准化、部件通用化和变速器总成系列化等设计要求,遵守有关标准和法规。需要时应设计动力输出装置。1.2变速器传动机构的型式选择与结构分析变速器的种类很多,按其传动比的改变方式可以分为有级、无级和综合式的。有级变速器按根据前进档档数的不同,可以分为三、四、五档和多档变速器而按其轴中心线的位置又分为固定轴线式、螺旋轴线式和综合式的。其中固定轴式应用广泛,有两轴式和三轴式之分,前者多用于发动机前置前轮驱动的汽车上,而后者多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。1.2.1三轴式变速器与两轴式变速器现代汽车大多都采用三轴式变速器。以下是三轴式和两轴式变速器的传动方案。三轴式变速器如图1.1所示,其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合,且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。此时,齿轮、轴承及中间轴均不承载,而第一、第二轴也传递转矩。因此,直接档的传递效率高,磨损及噪音也最小,这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距(影响变速器尺寸的重要参数)较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比,这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是处直接档外其他各档的传动效率有所下降。图1.1轿车三轴式四档变速器1第一轴2第二轴3中间轴两轴式变速器如图1.2所示。与三轴式变速器相比,其结构简单、紧凑且除最到档外其他各档的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置,因为这种布置使汽车的动力传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量降低610。两轴式变速器则方便于这种布置且传动系的结构简单。如图所示,两轴式变速器的第二轴(即输出轴)与主减速器主动齿轮做成一体,当发动机纵置时,主减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮当发动机横置时则可用圆柱齿轮,从而简化了制造工艺,降低了成本。除倒档常用滑动齿轮(直齿圆柱齿轮)外,其他档均采用常啮合斜齿轮传动。图1.2由于本设计的汽车是发动机前置,前轮驱动,因此采用二轴式变速器。本次设计为两轴式五档变速器。如图1.3所示图1.3两轴式五档变速器1输入轴2输入轴一档齿轮3输入轴倒档齿轮4倒档轴5倒档轴倒档齿轮6输入轴二档齿轮7输入轴三档齿轮8三、四档同步器9输入轴四档齿轮10支撑11输入轴五档齿轮12五档同步器13输出轴14输出轴五档齿轮15输出轴四档齿轮16输出轴三档齿轮17输出轴二档齿轮18一、二档同步器19输出轴倒档齿轮20差速器半轴齿轮21差速器星行星齿轮1.2.2倒档的布置方案常见的倒档结构方案如图1.4有以下几种图a为常见的倒挡布置方案。在前进档的传动路线中,加入一个传动,使结构简单,但齿轮处于正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。此方案广泛用于轿车和轻型货车的四档全同步器式变速器中。图b所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮,因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合,使换挡困难。某些轻型货车四档变速器采用此方案。图c所示方案能获得较大的倒挡传动比,缺点是换挡程序不合理。图d所示方案针对前者的缺点做了修改,因而经常在货车变速器中使用。图e所示方案是将中间轴上的一,倒挡齿轮做成一体,将其齿宽加长。图f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮,换挡更为轻便。为了充分利用空间,缩短变速器轴向长度,有的货车倒挡传动采用图g所示方案。其缺点是一、倒挡须各用一根变速器拨叉轴,致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。综合考虑,本次设计采用图f所示方案的倒档换档方式图1.4变速器倒档换挡方式1.2.3轴承的选择变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接,并要求两者有相对运动的地方。变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较大因而容量大、可承受高负荷等优点,但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。由于本设计的变速器为两轴变速器,具有较大的轴向力,所以设计中变速器输入轴、输出轴的前、后轴承按直径系列均选用圆锥滚子轴承。2变速器齿轮的设计主要参数发动机最大输出功率/转速81kw/6000rpm发动机最大转矩/转速146N.m/3600rpm最高车速175km/h汽车总质量1545kg汽车传动系统的布置形式FF发动机的布置方式横置轮胎185/60R142.1确定主减速器传动比发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为0377.0iirnuga(2.1)au汽车行驶速度(km/h)n发动机转速(r/min)r车轮滚动半径(m)gi变速器传动比0i主减速器传动比。已知最高车速maxaumaxav175km/h最高档为超速档,传动比gi0.88车轮滚动半径由所选用的轮胎规格185/60R14得到r28mm发动机转速npn6000(r/min)最高档传动比85.0gi由公式(2.1)得到主减速器传动比计算公式38.417385.010286000377.0377.020aguinri2.2最抵档传动比计算按最大爬坡度设计,满足最大通过能力条件,即用一档通过要求的最大坡道角max坡道时,驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力(加速阻力为零,空气阻力忽略不计)。用公式表示如下maxmax0maxsincosGGfriiTtge(2.2)G车辆总重量Nf坡道面滚动阻力系数对沥青路面μ0.010.02maxeT发动机最大扭矩Nm0i主减速器传动比gi变速器传动比t为传动效率(0.850.9)R车轮滚动半径max最大爬坡度(一般轿车要求能爬上30的坡,大约7.16)由公式(2.2)得tegiTrGGi0maxmaxmax1sincos(2.3)已知m1545kg15.0f7.16maxr0.28m146maxeTNm38.40ig10m/s288.0t,把以上数据代入(2.3)式42.388.038.414628.07.16sin1015457.16cos15.01015451gi满足不产生滑转条件。即用一档发出最大驱动力时,驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下ntgeFriiT10maxtengiTrFi0max1(2.4)nF驱动轮的地面法向反力,gmFn1驱动轮与地面间的附着系数对干燥凝土或沥青路面可取0.70.8之间。已知前轮轴荷m701m取0.7,把数据代入(2.4)式得66.388.038.414628.07.07.01015451gi所以,一档转动比的选择范围是66.342.31gi初选一档传动比为3.45。按等比级数分配其它各档传动比,即qiiiiiiii5443322142.185.045.34451iiq20.142.171.171.142.143.243.242.145.3342312qiiqiiqii初选中心距可根据经验公式计算31maxgeAiTKA(2.5)A变速器中心距(mm)AK中心距系数,乘用车AK8.99.3取K9.3maxeT发动机最大输出转距为146(Nm)1i变速器一档传动比为3.45g变速器传动效率,取96。Amm996.7296.045.31463.93初取A73mm。2.3各挡齿轮参数各挡齿轮的变位系数根据变位系数线图来选取图2.3变位系数线图1、模数选取齿轮模数时一般要遵守的原则是为了减少噪声应合理减小模数,同时增加齿宽为使质量小些,应该增加模数,同时减少齿宽从工艺方面考虑,各档齿轮应该选用一种模数从强度方面考虑,各档齿轮应有不同的模数。对于轿车,减少工作噪声较为重要,因此模数应选得小些对于货车,减小质量比减小噪声更重要,因此模数应选得大些。表2.1汽车变速器齿轮的法向模数轿车模数的选取以发动机排量作为依据,由表2.1选取各档模数车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量am/t1.014模数nm/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00为5.2nm,由于轿车对降低噪声和振动的水平要求较高,所以各档均采用斜齿轮。2、压力角压力角较小时,重合度较大,传动平稳,噪声较低压力角较大时,可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车,为了降低噪声,应选用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角。对货车,为提高齿轮强度,应选用22.5°或25°等大些的压力角。国家规定的标准压力角为20°,所以普遍采用的压力角为20°。啮合套或同步器的压力角有20°、25°、30°等,普遍采用30°压力角。本变速器为了加工方便,故全部选用标准压力角20°。3、螺旋角齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的螺旋角时,使齿轮啮合的重合度增加,因而工作平稳、噪声降低。试验证明随着螺旋角的增大,齿的强度相应提高,但当螺旋角大于30°时,其抗弯强度骤然下降,而接触强度仍继续上升。因此,从提高低档齿轮的抗弯强度出发,并不希望用过大的螺旋角而从提高高档齿轮的接触强度着眼,应当选用较大的螺旋角。本设计初选螺旋角全部为23°。4、齿宽b齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量,应该选用较小的齿宽。另一方面,齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱,此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿,但这时轴承承受的轴向力增大,使其寿命降低。齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽,工作中会因轴的变形导致齿轮倾斜,使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载,导致承载能力降低,并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数nmm的大小来选定齿宽斜齿ncmkb,ck取为6.0~8.5,取7.85.195.28.7ncmkbmm5、齿顶高系数齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小,则齿轮重合度小,工作噪声大但因轮齿受到的弯矩减小,轮齿的弯曲应力也减少。因此,从前因齿轮加工精度不高,并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上,所以曾采用过齿顶高系数为0.75~0.80的短齿制齿轮。在齿轮加工精度提高以后,包括我国在内,规定齿顶高系数取为1.00。为了增加齿轮啮合的重合度,降低噪声和提高齿根强度,有些变速器采用齿顶高系数大与1.00的细高齿。本设计取为1.00。一档45.3121zzi76.535.223cos7325.223cos2hnnhzmmAz取整得54。1z13,则412z。则一档传动比为15.31341121zzimm33.7323cos25.24113cos221,nmzzA对一挡齿轮进行角度变位分度圆压力角cos/tantannt∴ot57.21端面啮合角ttAAcoscos,,57.21cos7333.7391.20,12zzU15.31341变位系数之和查表得n0.1843.01n25.02n132.05.233.7373nnmAAy312.0132.018.0nnyny分度圆直径mmzmdn31.35cos11mm35.111cos22zmdn齿顶高nnnaamyhh112.795mmnnnaamyhh221.095mm齿根高nnnafmchh112mmnnnafmchh223.75mm全齿高mm.hhhfa7954111齿顶圆直径1112daahd40.9mm2222dhada113.54mm齿根圆直径1112ffhdd31.31mm2222ffhdd103.85mm当量齿数1nz31cosz16.6672nz32cosz52.566二档43.2341zzi76.535.223cos7325.223cos2hnnhzmmAz取整得54。3z16,则384z。则二档传动比为38.21638342zzimm33.7323cos25.23816cos243,nmzzA对二挡齿轮进行角度变位分度圆压力角cos/tantannt∴ot57.21端面啮合角ttAAcoscos,,57.21cos7333.7391.20,34zzU38.21638变位系数之和查表得n0.1838.03n2.04n132.05.233.7373nnmAAy312.0132.018.0nnyny分度圆直径mmzmdn45.43cos33mm2.103cos44zmdn齿顶高nnnaamyhh332.67mmnnnaamyhh441.22mm齿根高nnnafmchh332.175mmnnnafmchh443.625mm全齿高333fhhah4.845mm齿顶圆直径3332aahdd48.79mm4442aahdd105.64mm齿根圆直径3332ffhdd39.1mm4442ffhdd95.95mm当量齿数3Zn33cosz20.5144nz34cosz48.720三档71.1563zzi76.535.223cos7325.223cos2hnnhzmmAz取整得54。5z20,则346z。则三档传动比为7.12034563zzimm33.7323cos25.23420cos265,nmzzA对三挡齿轮进行角度变位分度圆压力角cos/tantannt∴ot57.21端面啮合角ttAAcoscos,,57.21cos7333.7391.20,56zzU7.12034变位系数之和查表得n0.1828.05n1.06n132.05.233.7373nnmAAy312.0132.018.0nnyny分度圆直径mmzmdn32.54cos55mm34.92cos66zmdn齿顶高nnnaamyhh552.42mmnnnaamyhh661.47mm齿根高nnnafmchh552.425mmnnnafmchh663.375mm全齿高555fahhh4.845mm齿顶圆直径5552aahdd59.16mm6662aahdd95.28mm齿根圆直径5255hfddf49.47mm6662ffddd85.59mm当量齿数5nz35cosz25.646nz36cosz43.59四档2.1784zzi76.535.223cos7325.223cos2hnnhzmmAz取整得54。7z25,则298z。则四档传动比为16.12529784zzimm33.7323cos25.22925cos287,nmzzA对四挡齿轮进行角度变位分度圆压力角cos/tantannt∴ot57.21端面啮合角ttAAcoscos,,57.21cos7333.7391.20,78zzU16.12529变位系数之和查表得n0.1818.07n08n132.05.233.7373nnmAAy312.0132.018.0nnyny分度圆直径mmzmdn90.67cos77mm76.78cos88zmdn齿顶高nnnaamyhh772.17mmnnnaamyhh881.72mm齿根高nnnafmchh772.675mmnnnafmchh882.5mm全齿高777fahhh4.845mm齿顶圆直径7772aahdd72.24mm888aahdd82.2mm齿根圆直径7772ffhdd62.55mm8882ffhdd73.76mm当量齿数7nz37cosz32.058nz38cosz37.18五档85.09105zzi76.535.223cos7325.223cos2hnnhzmmAz取整得54。9z30,则2410z。则五档传动比为8.030249105zzimm33.7323cos25.22430cos287,nmzzA对五挡齿轮进行角度变位分度圆压力角cos/tantannt∴ot57.21端面啮合角ttAAcoscos,,57.21cos7333.7391.20,109zzU25.12430变位系数之和查表得n0.1838.09n2.010n132.05.233.7373nnmAAy312.0132.018.0nnyny分度圆直径mmzmdn48.81cos99mm18.56cos1010zmdn齿顶高nnnaamyhh992.67mmnnnaamyhh10101.72mm齿根高nnnafmchh992.175mmnnnafmchh10103.625mm全齿高999fahhh4.845mm齿顶圆直径9992aahdd86.82mm1010102hadda59.62mm齿根圆直径2992ffhdd76.14mm1010102ffhdd48.93mm当量齿数9nz39cosz38.4610nz310cosz30.77倒挡倒档齿轮选用的模数往往与一档接近,取模数为2.25,倒档齿轮13Z的齿数一般在2123之间,选13Z22。2.31111213111213izzzzzzi倒∴38,22,11131211zzz45.311381113zzi倒输入轴与倒档轴的距离37225.2221121211mzzamm输出轴与倒档轴的距离5.67225.2382221312mzzamm分度圆直径25.2111111Mdd24.75mm25.2221212Mdd29.5mm25.2381313Mdd85.5mm齿顶圆直径mdda2111129.25mmmdda2121234mmmdda2131390mm齿根圆直径mddf2111110.25mmmddf2121225mmmddf2131381mm2.4齿轮校核2.4.1变速器齿轮弯曲强度校核齿轮弯曲强度校核(斜齿轮)btyKKFw12.1式中1F圆周力(N),dTFg21gT计算载荷(Nmm)d节圆直径(mm),coszmdn,nm为法向模数(mm)斜齿轮螺旋角K应力集中系数,K1.50b齿面宽(mm)t法向齿距,nmty齿形系数,可按当量齿数3coszzn在齿形系数图2.4中查得K重合度影响系数,K2.0。图2.4齿形系数图将上述有关参数据代入公式(2.1),整理得到KyKzmKTcngw3cos22.2(1)一档齿轮校核主动齿轮已知310146gTNmm235.1K5.2nmmm0.7cKX10.432K67.16nz,查齿形系数图2.4得y0.138,把以上数据代入2.2式,得19.32772138.05.21314.35.123cos101462cos233311KyKmzKTcngwMPa从动齿轮已知3310460101341146gTNmm3235.1K5.2nmmm0.7cKX20.250.2K57.52nz,查齿形系数图2.4得y0.146,把以上数据代入2.2式,得95.30872146.05.24114.35.123cos104602cos233322KyKmzKTcngwMPa(2)二档齿轮校核主动齿轮已知310146gTNmm235.1K5.2nmmm0.7cKX10.382K51.20nz,查齿形系数图2.4得y0.162,把以上数据代入2.2式,得46.22672162.05.21614.35.123cos101462cos233333KyKmzKTcngwMPa从动齿轮已知3310346101638146gTNmm3235.1K5.2nmmm0.7cKX20.20.2K72.48nz,查齿形系数图2.4得y0.142,把以上数据代入2.2式,得79.25772142.05.23814.35.123cos103462cos233344KyKmzKTcngwMPa(3)三档齿轮校核主动齿轮已知310146gTNmm235.1K5.2nmmm0.7cKX10.282K64.25nz,查齿形系数图2.4得y0.163,把以上数据代入2.2式,得05.18072163.05.22014.35.123cos101462cos233355KyKmzKTcngwMPa从动齿轮已知3310248102034146gTNmm3235.1K5.2nmmm0.7cKX20.10.2K59.43nz,查齿形系数图2.4得y0.144,把以上数据代入2.2式,得65.20372144.05.23414.35.123cos102482cos233366KyKmzKTcngwMPa(4)四档齿轮校核主动齿轮已知310146gTNmm235.1K5.2nmmm0.7cKX10.182K05.32nz,查齿形系数图3.2得y0.154,把以上数据代入2.2式,得46.15272154.05.22514.35.123cos101462cos233377KyKmzKTcngwMPa从动齿轮已知3310169102529146gTNmm3235.1K5.2nmmm0.7cKX200.2K18.37nz,查齿形系数图2.4得y0.146,把以上数据代入2.2式,得47.16072146.05.22914.35.123cos101692cos233388KyKmzKTcngwMPa(5)五档齿轮校核主动齿轮已知310146gTNmm235.1K5.2nmmm0.7cKX10.382K46.38nz,查齿形系数图2.4得y0.173,把以上数据代入2.2式,得10.11372173.05.23014.35.123cos101462cos233399KyKmzKTcngwMPa从动齿轮已知3310117102430146gTNmm3235.1K5.2nmmm0.7cKX20.200.2K77.30nz,查齿形系数图2.4得y0.128,把以上数据代入2.2式,得12.15372128.05.22414.35.123cos101172cos23331010KyKmzKTcngwMPa对于轿车当计算载荷取变速器输入轴最大转距时,其许用应力不超过180350MPa,以上各档均合适。2.4.2轮齿接触应力校核11418.0bzjbFE(2.3)式中j轮齿接触应力(MPa)F齿面上的法向力(N),coscos1FF1F圆周力(N),dTFg21gT计算载荷(Nmm)d为节圆直径(mm)
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