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五档 机械 滑移 齿轮 汽车 变速器 设计 23 CAD 开题

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汽车变速箱设计任务书题 目汽车变速箱设计论文时间20XX年2月20日至 20XX年6月1日课题的主要内容及要求(含技术要求、图表要求等)根据以下参数：汽车总质量4000kg，轴距2800mm， 总传动效率0.82，主减速比5.833， 最高车速90km, 最低稳定车速12km， 最大爬坡角36、100， 驱动车轮6.50-16，发动机直列四缸柴油机495Q，设最大功率75ps(3200r/min)最大扭矩185n.m（2200r/min）。设计一种汽车变速箱，完成总装图及零件。编写设计说明书；完成专业外文资料翻译1份。课题的实施的方法、步骤及工作量要求设计方法：学生在指导教师的指导下，利用所学的课程并自学有关知识，掌握机械设计的特点、方法，借助机械设计手册等技术资料，完成本机设计。设计步骤：调研收集设计资料根据所给定的参数制定总体设计方案完成总装图及部装图完成零件图编写设计说明书。 工作量要求：设计图纸工作量合计3张零号图纸A0 1张，A1 1张，A3 14张 A4 7张；毕业设计说明书不少于8000汉字；外文资料原文(与课题相关的1万印刷符号左右)，外文资料翻译译文（约3000汉字）。指定参考文献 1葛安林编.车辆自动变速理论与设计M.北京：机械工业出版社,1993.5.2高维山,张思浦副主编.变速箱M.北京：人民交通出版社,1990.3王之烁,王大康主编.机械设计综合课程设计M.北京：机械工业出版社,1990-1-1.4刘鸿文主编.材料力学（第4版)M.北京：高等教育出版社, 2004-4-1.5濮良贵,纪名刚主编.机械设计（第7版）M.北京：高等教育出版社,2001-6-1.6刘惟信主编.汽车设计M.北京：清华大学出版社，2001-7.7左成基 ,杨明钦编著.汽车自动变速箱实务M.北京：人民交通出版社，2005.8申永胜主编.机械原理教程M.北京：清华大学出版社,1998-8.9成大先主编.机械设计手册（第七卷）M.北京:化学工业出版社,200210小林 明（日）.汽车工程手册M.北京：机械工业出版社，1984.4.11江耕华,胡来瑢 ,陈启松主编.机械传动设计手册（上册）M.北京：煤炭工业出版社,1989.12甘永立.几何量公差（第5版）M.上海：上海科学技术出版社,2005-07.毕业设计(论文)进度计划(以周为单位) 第 1 周（2012年 2月20日-2012年 2 月 26 日）：下达设计任务书，明确任务，熟悉课题，收集资料，上交外文翻译、参考文献和开题报告。第2周第8周（2012年 2 月 27 日-2012年4 月 15 日）：制定总体方案，绘制总装图草图。第 9 周第14周（2012年4月16 日-2012年 5月 27日）：修改并完成总装图及部装图，完成有关零件图的设计。第15 周（2012年 5 月28日-2012年 6 月5 日）：编写设计说明书第 16 周（2012年 6月 6日-2012年6 月 8 日）：准备答辩备注 设计（XX）开题报告题目汽车变速箱设计学生姓名、学号专业）指导教师姓名职称副教授一.本课题的目的和意义变速箱作为汽车传动系统的总要组成部分, 其技术的发展,是衡量汽车技术水平的一项总要依据。世纪能源与环境、先进的制造技术、新型材料技术、信息与控制技术等是科学技术发展的重要领域, 这些领域的科技进步推动了变速箱技术的发展.三轴变速箱的前进档主要由输入(第一)轴、中间轴和输出(第二)轴组成。 三轴五档变速箱有五个前进档和一个倒档，由壳体、第一轴（输入轴）、中间轴、第二轴（输出轴）、倒档轴、各轴上齿轮、操纵机构等几部分组成。汽车变速箱的设计中涉及到的齿轮传动、传动轴设计等内容都是机械专业的基础知识，非常适合作为毕业设计的课题。通过本次毕业设计，不仅可以巩固所学的理论知识，还可以培养运用所学专业理论知识的能力，因而是一次很好的理论和实践相结合的锻炼机会。本次毕业设计源于生产实际，对于我们今后从事实际技术工作有很大的帮助，有利于我们掌握压铸模设计的过程和要点，在压铸模设计中的应用步骤，为日后的工作打下一个坚实的基础！二.文献综述1 国内外研究现状、发展动态 近年来，随着车辆技术的进步和车辆密度的加大，对变速箱的性能要求也越来越高。众多的汽车工程师在改进汽车变速箱性能的研究中倾注了大量的心血，使变速箱技术得到飞速的发展。近年来,随着微电子技术的飞速发展,电子控制自动变速箱的问世,给汽车带来了更理想的传动系统。机电一体化技术进入汽车领域,推动汽车变速箱装置的重大变革。自动变速箱装置出现了电子化趋势,特别是大规模集成电路技术的发展,使由微机控制发动机和变速箱换挡成为可能。目前世界上使用较多的汽车变速箱是手动速箱、电控液力自动变速箱、金属带式无级变速箱、电控机械式自动变速箱、双离合箱变速箱及环形锥盘滚轮引式无级变速箱等数种。并具有各自优势，但其中金属带式无级变速箱前景看好。2 所阅文献的查阅范围及手段范围：汽车设计、汽车构造、机械设计手段：实施方案及主要研究手段1)运用大学期间所学的专业课程知识、理论和毕业实习中学到的实践知识，正确地解决变速箱设计中的功能分析、工艺方案论证、工艺计算、变速箱结构设计和零件设计等问题。2)提高结构设计的能力。通过所给数据资料进行该产品结构设计，获得高性能、高效率、低成本、微型化、智能化、集成化的新型变速箱。3)进行技术方面和经济方面的工艺分析。4)确定齿轮结构，合理分配传动比，选择最佳功能和尺寸结构的工艺方案。5)进行齿轮齿数、齿轮型号、中心距、轴承型号的选用，轴向力、轴所受剪切力、齿轮、轴承受力的计算。6)对所选用的齿轮进行齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度的校核和轴的受剪切力的校核。7)熟练掌握查阅手册图表资料文献。充分利用与变速箱设计有关的各种资料，做到科学合理地熟练运用。参考文献1葛安林编.车辆自动变速理论与设计M.北京：机械工业出版社,1993.5.2高维山,张思浦副主编.变速箱M.北京：人民交通出版社,1990.3王之烁,王大康主编.机械设计综合课程设计M.北京：机械工业出版社,1990-1-1.4刘鸿文主编.材料力学（第4版)M.北京：高等教育出版社, 2004-4-1.5濮良贵,纪名刚主编.机械设计（第7版）M.北京：高等教育出版社,2001-6-1.6刘惟信主编.汽车设计M.北京：清华大学出版社，2001-7.7左成基 ,杨明钦编著.汽车自动变速箱实务M.北京：人民交通出版社，2005.8申永胜主编.机械原理教程M.北京：清华大学出版社,1998-8.9成大先主编.机械设计手册（第七卷）M.北京:化学工业出版社,200210小林 明（日）.汽车工程手册M.北京：机械工业出版社，1984.4.11江耕华,胡来瑢 ,陈启松主编.机械传动设计手册（上册）M.北京：煤炭工业出版社,1989.12甘永立.几何量公差（第5版）M.上海：上海科学技术出版社,2005-07.三、研究内容1课题的构想与思路本课题通过给定的参数，首先进行了总体方案分析，确定出了变速箱的各个部分的结构型式。然后对变速箱的各部分分别进行了详细设计和校核，确定出了变速箱各个部分的主要参数。确定出参数后，画出了部分零件的二维图。同时在画二维图的过程中对三维模型中的不合理之处进行了修改。2 主要设计内容1）进行总体方案分析，总体参数设计和计算，完成总体设计全部内容。2）进行零部件设计和校核计算、标准件选择和校核等。3）完成该变速箱总体和零部件三维设计，进行装配和运动仿真并绘制部分零件的二维图。4）撰写毕业设计说明书。5）翻译外文文献。3 总体设计方案1) 搜集材料，熟悉一般汽车变速箱的构造以及变速箱设计的基本过程；学习使用三维制图软件。2) 首先进行变速箱总体方案设计，包括变速箱传动机构的型式选择以及变速箱主要零件的结构方案的确定。然后对变速箱齿轮、传动轴、同步箱、操纵机构分别进行设计与校核，设计的同时进行变速箱草图绘制，按照一边绘制一边计算的思想得出最终的设计结果。3) 完成设计书。五、工作计划第 1 周（2012年 2月20日-2012年 2 月 26 日）：下达设计任务书，明确任务，熟悉课题，收集资料，上交外文翻译、参考文献和开题报告。第2周第8周（2012年 2 月 27 日-2012年4 月 15 日）：制定总体方案，绘制总装图草图。第 9 周第14周（2012年4月16 日-2012年 5月 27日）：修改并完成总装图及部装图，完成有关零件图的设计。第15 周（2012年 5 月28日-2012年 6 月5 日）：编写设计说明书第 16 周（2012年 6月 6日-2012年6 月 8 日）：准备答辩 学生签名： 年 月 日指导教师批阅意见（指导教师应对课题研究的思路、方法、对策、措施和预期成效等做出评价，并提出具体的改进意见） 指导教师签名： 年 月 日5 4T三轴式五档机械滑移齿轮式汽车变速器设计-变速箱摘 要汽车的行驶状况很复杂，汽车的载货量,道路坡度，路面状况以及交通状况等都要求汽车的牵引力和车速具有较大的变化范围。这就是为什么汽车需要一套可以改变速度的变速系统的原因了。汽车变速器就是协调发动机的转速和车轮的实际行驶速度，用来适应汽车各种运行状况的装置。汽车变速器主要分为机械手动变速器和自动变速器两大类。传统的变速器以手动式为主，价格低廉，至今仍有广泛应用。自动变速器操控性和安全性能比较好，是汽车变速器的发展主流。传统变速器设计周期较长，所以更新速度不是很快。不少公司都没有设立独立的变速器研发机构和生产机构。而是委托专门的变速器生产商生产，甚至直接购买通用的变速器产品。近几年来，计算机技术的飞速发展带动了传统工业的蓬勃发展。在汽车行业，很多大型的计算机辅助软件，大大减少了产品的研发周期，降低了开发难度。关键词：汽车； 变速器； 设计ABSTRACTDesign summary of condition of vehicle auto transmission is complex, tabulation of cars, road slopes, road conditions and traffic conditions, and so requires traction and speed has a large range of cars. That is why the car needs a can change the speed of the speed-change system of reason. Auto transmission is to coordinate the engine speed and the actual speed of the wheels, to adapt to the working condition of vehicle unit. Automobile transmissions are divided into transmission and automatic transmission two kinds of Manipulator. Traditional transmission-manual-dominated, low price, still widely used. Automatic transmission operation and better safety, is the development of automotive transmission. Traditional transmission cycle is longer, so update speed is not very fast. Many companies does not establish independent of transmission research and development institutions and agencies. It commissioned a specialized manufacturer of transmissions, or even general transmission products for direct purchase. In recent years, the rapid development of computer technology has led the traditional industry to flourish. In the automotive industry, many large computer aided software significantly reduces product development cycles and reduce development difficulties. Keywords: Automotive；Transmission；Design目 录第一章 课题依据11.1课题依据11.2 任务要求1第二章 总体方案设计3第三章 变速器主要参数的确定43.1变速器档数及各党传动比:43.2 变速器齿轮参数确定53.3变速器圆柱齿轮的设计计算83.4变速器齿轮强度要求与材料选择93.5 变速器轴的设计计算12第四章 零件强度校核134.1 变速器齿轮的强度计算134.2变速器轴的计算校核164.3变速器轴承选择17结束语18致 谢19参考文献20 第一章 课题依据1.1课题依据变速器是发展时间比较早的机械类产品，但是却一直在革新，本次设计旨在培养学生的工程意识和设计能力，对产品的研发过程有个较全面地了解，对以后的工作也可以作为一次实践。1.2 任务要求1.2.1变速器设计所需汽车参数汽车总质量 4000kg轴距 2800mm总传动效率 0.82主减速比 5.833最高车速 90km/h最低稳定车速 12km/h最大爬坡角 36/100驱动车轮 6.50-16（普通低压轮胎）发动机 直列四缸柴油机495Q最大功率 75ps/(3200r/min)最大扭矩 185n/m(2200r/min)1.2.2变速器的基本设计要求:保证汽车有必要的动力性和经济性。1） 设置空档，用来切断发动机的动力传输。2） 设置倒挡，使汽车能倒退行驶。3） 设置动力输出装置。4） 换档迅速，省力，方便。5） 工作可靠。1.2.3设计任务书1. 在进行课题调研和广泛阅读有关资料的基础上，熟悉汽车变速器的结构和工作原理。2. 在研究的基础上确定汽车变速器的主要参数。3. 完成主参数的设计计算并确定方案。4. 完成汽车变速器的工程图纸的绘制。5. 完成毕业论文。6. 翻译外文资料。7. 撰写综述报告。8. 完成设计计算书的编写。第二章 总体方案设计传统的变速器采用手动操控，主要有两轴式和三轴式两种结构。两轴式变速器主要用于发动机前置前驱，后置后驱的汽车上。二三轴式的应用广泛，大部分汽车采用此种形式的变速器结构。与传统的三轴变速器相比，二轴式变速器由于省了中间轴，所以一般档位传动效率要高一些，可以有等于1的传动比，但仍要经过一堆齿轮传递动力，因此有功率损耗，任何一档的传动效率都不如三轴变速器直接档的传动效率高。三轴式变速器可将输入轴与输出轴直接连接，得到直接档，这种动力传动方式几乎没有功率损耗，且噪声小。很多小型轿车，尤其微型汽车采用两轴式变速器的比较多。这样可以将变速器和传动器组成一体，使传动器的结构更紧凑，汽车得到较大的有效空间，便于汽车的整体布局。但是一般像前置后驱的车都采用三轴式变速器。目前汽车上的机械式变速器采用的换档结构主要形式有三种：滑动齿轮换档，啮合式换挡和同步器换档。由于设计主要目的在于培养我的工程意识及设计能力，通过与指导老师协商，决定涉及一个三轴式的具有四个前进档和一个倒档的机械滑移齿轮式变速器。第三章 变速器主要参数的确定3.1变速器档数及各党传动比:3.1.1根据最大怕坡度确定一挡传动比：汽车在最大上坡路面形势时，最大驱动力应能克服轮胎与路面间的滚动阻力即上坡阻力。由于汽车上坡时速度不高。可忽略空气阻力，这时，FkmaxFt+Fimax其中，Fkmax 为最大驱动力，Ft为滚动阻力，Fimax为最大上坡阻力。Fkmax =Memaxi0i1/r,Ft =fmgcosamaxFimax =mgsinamin综合上面几式可得：Memaxi0i1/rfmgcosamax+mgsinamini (fmgcosamax+mgsinamin)r/（Memaxi0i1）=（0.011*cos cos19048,+sin19048,）*4000*9.8*0.3775/(185*5.833*0.82) =5.833.1.2根据驱动论与路面的附着力确定一档传动比汽车行驶时，为了使驱动轮不打滑，必须使驱动力小于驱动轮与路面间的附着力，此条件可用下列不等式表示：Memaxi0i1/rN&其中为道路附着稀疏,计算时取0.5-0.6,N为驱动轮垂直反力：N=（acosa+hgsina）ma/L=(953*COS19048,+800* sin19048,)*4000*953/2800=228259.8IN&r/( Memaxi0i1)=53.55对于越野汽车，为了避免在松软路面上行驶，由于土壤受冲击剪切破坏而损失地面附着力，要满足在极低速度行驶。这里可以不予考虑，这样取较小值5.83。最高传动比一般取1，即直接档作为最高档，其他各档可以以公比确定：i4=imin;i3=i4q;i2=i3q;i1=imax其中q=( imax / imin)-3=1.80计算可得：i4=1 i3=1.8 i2=3.24 i1=5.83因为齿轮齿数为整数，实际传动比与此计算值有出入。而且为了使发动机在各档时都在相同的转速范围内工作，靠近于高档的邻档公比应比靠近低档的微小。3.2 变速器齿轮参数确定3.2.1齿数的选择确定变速器齿轮齿数时，应考虑以下要求：1）尽量符合动力性，经济性等各档对传动比的要求；2）最少齿数不应产生根切。通常变速器中间轴一档齿轮是齿数最少的齿轮，此齿轮不应产生根切，而且根圆直径应大于轴直径；3）互相啮合的齿轮，齿数间不应有公因数，速度高的齿轮更应该注意；4）齿数多，可降低传动的噪音。3.2.2模数的选择决定齿轮模数的因素很多，其中最主要的是载荷的大小。由于高档齿轮和低档齿轮载荷不同，故高档齿轮和低档齿轮模数不应相同。一般汽车变速器通常是高档齿轮用一种模数，一档和倒档齿轮用另一种模数，其他档位齿轮模数介于两者之间。初选模数时，可以参考同类型的汽车齿轮模数确定。在理论上常希望低一档的Mn是高一档的Mn（1.101.15）倍，这样计算出的模数不标准也不实际，还应按国家标准和根据实际生产工艺来确定。根据GB/T1357-1987,并且乘用车总质量在1.8t到1.4t的货车去取用范围在2.03.5，选定各档齿轮模数均为：2.50。3.2.3中心矩的选择：中心距可根据对已有变速器的统计而得到的经验公式初选：A=KA*(TIMAX)-3其中为中心矩系数，对轿车，KA =8.99.3；对货车，KA =8.69.6；对多档主变速器，KA =9.511TIMAX是变速器处于1档的输出转矩TIMAX = TcMAX *i1*g=1035.408N.mA=KA*(TIMAX)-3=91.053mm,取A=92mm.3.2.4齿宽的选择齿轮宽度大，承载力高。但齿轮受载后，由于齿向误差及轴的挠度变形等原因，沿齿宽方向受力不均匀，因此齿宽不宜过大，一般齿宽可由下列公式初选:b=(4.57.5)Mn初选：直齿轮，取b=15mm.3.2.5齿形，压力角，齿顶高系数变速器齿轮都采用渐开线齿轮。为了改善啮合，降低噪声和提高强度，现在汽车变速器齿轮多采用高齿且修形的齿形。根据GB/T1356-78的规定，取一轴常啮合齿轮齿形角为200，一档齿轮200，二档齿轮200，三档齿轮200，压力角200。一般齿轮的齿顶高系数f0=1.0，为一般汽车变速器齿轮所使用，这里就采用这个参数。3.2.6各档齿轮数的分配3.2.6.1确定一档齿轮的齿数已知一档传动比(Z2/Z1)*(Z7/Z8)=5.83齿数和 Z=2A/M73其中为了使Z7/Z8尽量大些，应将Z8取得尽量小些，这样的传动比可小些，以使常啮合齿轮可分配到较多齿数，以便在其内腔设置第二轴的前轴承。选择齿轮的齿数时应注意最好不要使相配合的齿轮数和为偶数，以减少大小齿轮齿数有共约数的机会，否则会引起齿面的不均匀磨损。Z8的最少齿数还受到中间轴轴径的限制，货车变速器中间轴的一档齿轮最小齿数为1217，取Z8为15，则Z7为58。由此凡求得中心矩A=91.25则Z2/Z1=1.50776而Z2+Z1=73联列取整得Z2=44，Z1=29修正得Z2/Z1=1.517这样总传动比为5.8667，合乎要求。3.2.6.2确定其他档位的齿轮齿数Z5/Z62.163Z5+Z6=73联列取整得 Z5=50，Z6=23，修正后的传动比为3.30Z3/Z4=1.1866Z3+Z4=73联列取整得 Z3=40,Z4=33, 修正后的传动比为1.84.3.2.6.3确定倒档齿轮的齿数通常倒档齿轮的齿数Z10=2123.初选Z10=22，计算中间轴与倒档轴的中心距A,=m*（Z8+Z10）/2=46.25mm为避免干涉，齿轮8与齿轮9的齿顶圆之间应有不小于0.5mm的间隙，故有：(da8/2)=(da9/2)= A,-0.5da9=2 A,- da8-1=49mm则d944mm,取d9=42.5，Z9=d0/m=17,接着可以求得第二轴与倒档轴之间的中心距：A,=93.75mm中心距确定如下图3.2.7 齿轮变位系数的确定3.2.7.1一档齿轮变位系数对小齿轮Z8，消除根切，Xh*-sin2a=0.1226667,取X8=0.13啮合角a=cos-1=20026,总变位系数XE=0.103故齿轮7的变位系数X7=-0.0273.2.7.2倒档齿轮变位系数Z9与Z7啮合，一般不对 Z9进行修正，即取 Z9=0Z8与Z10啮合，其中采取变位齿轮，cosa= =0.93464a=20050XE= =0.1025X8=0.13，X10=-0.02753.2.7.3其他档位及常啮合齿轮在这里，由于中心距一定，各齿轮模数选取一致，并且各齿轮齿数都较大，不会产生根切现象，故余下齿轮均不采用变位修正。3.3变速器圆柱齿轮的设计计算汽车变速器齿轮均为渐开线齿轮。渐开线齿轮除了能满足传动平稳，传动比恒定不变等的基本要求外，还有互换性好，中心距具有可分离性及切齿制造容易等优点。渐开线齿轮正确啮合条件是:两齿轮的模数，分度圆压力角必须相等，两斜齿轮的螺旋角必须相等而且方向相反。直齿圆柱齿轮几何尺寸的计算公式如表1：名 称符 号公 式分度圆直径ddmz齿顶圆直径dada d+2 ha m(z+2)齿根圆直径dfdf d+2hf m(z-2.5)齿顶高haha m齿根高hfhf 1.25m全齿高hh ha + hf = 2.25m中心距aa m2 (z1+z2)齿 距pP = m表1各齿轮的主要参数如下表2所示表23.4变速器齿轮强度要求与材料选择3.4.1齿轮的损坏形式变速器齿轮的损坏有以下几种形式：（1）轮齿折断齿轮在啮合过程中，齿轮表面承受有集中载荷的作用。可以把齿轮看作是悬臂梁，轮齿根部弯曲应力很大，过渡圆角处又有应力集中，故轮齿根部很容易发生断裂。轮齿折断有两种情况，一种是轮齿受到足够大的突然载荷的冲击作用，导致轮齿断裂。另一种是受到多次重复载荷的作用，齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝，裂缝逐渐扩展到一定深度以后，齿轮突然折断。为避免齿轮轮齿折断，需降低轮齿的弯曲应力，提高齿轮的弯曲强度。采用下列措施，可提高轮齿的弯曲强度：增大轮齿根部齿厚；加大轮齿根部过渡圆角半径；采用长齿齿轮传动；提高重合度；使同时啮合的轮齿对数增多；使齿面及齿根部过渡圆角处尽量光滑；提高材料的许用应力，如采用优质钢材等。（2）齿面点蚀齿面点蚀是闭式齿轮传动经常出现的一种损坏形式。因闭式齿轮在润滑油中工作，齿面长期受到脉动的接触应力作用，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。而裂缝中油压增高，使裂缝继续扩展，最后导致齿面表层一块块剥落，齿面出现大量的扇形小麻点，这就是齿面点蚀现象。提高接触强度的措施：一方面是合理选择齿轮参数，使接触应力降低；另一方面是提高齿面硬度，如采用许用应力大的钢材等。（3）齿面胶合高速重载齿轮传动、轴线不平行的螺旋齿轮传动及双曲面齿轮传动，由于齿面相对滑动速度大，接触应力大，使齿面间润滑油膜破坏，两齿面之间金属材料直接接触，局部温度过高，互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，这种损坏形式叫胶合。防止胶合的措施有：一方面采用较大或加有耐压添加剂的润滑油，提高油膜强度，使油膜不破坏，就可以不产生局部温升；另一方面可提高齿面硬度，或啮合齿轮采用不同材料等。变速器齿轮磨损的原因是：变速器齿轮经常在高转速、高负荷、转速和负荷不断交变的情况下工作。齿轮除了由于正常磨损外，还会由于润滑油品质、润滑条件不良、驾驶操作不当、维修时齿轮装配相互啃合位置不当等原因，均会造成齿轮冲击，轮齿啃合得不好以及起步抖动等，都会加速齿轮的磨损和损伤。另外，齿轮其他部位或其他零件的磨损(如齿轮孔中花键槽、轴承、花键轴等磨损)、变形(如变速器壳体轴承座承孔磨损或变形、花键轴变曲等)，离合器或传动轴的装配不当，制造上的某些缺陷(如渗碳层不均匀、齿轮翘曲等)，也会加速齿轮的磨损。齿轮是依靠本身的结构尺寸和材料强度来承受外载荷的，这就要求材料具有较高强度韧性和耐磨性；由于齿轮形状复杂，齿轮精度要求高，还要求材料工艺性好。变速器齿轮常用材料为锻钢一、锻钢根据齿面硬度分为两大类HB350时，称为硬齿面1齿面硬度 HB350采用中碳钢时：工艺过程：锻造毛坯常化粗切调质精切高、中频淬火低温回火珩齿或研磨剂跑合、电火花跑合。常用材料：45、40Cr、40CrNi。特点：齿面硬度HRC=48-55，接触强度高，耐磨性好。齿芯保持调质后的韧性，耐冲击能力好，承载能力较高。精度下降半数，可达7级精度。适用于大量生产，如：汽车、机床等中速中载变速箱齿轮。采用低碳钢时：锻造毛坯常化粗切调质精切渗碳淬火低温回火磨齿。达6级、7级。常用材料：20Cr、20CrMnTi、20MnB、20CrMnTo。特点：尺面硬度，承载能力强。芯部韧性好，耐冲击，适合于高速、重载、过载传动或结构要求紧凑的场合，机车主传动齿轮、航空齿轮。二、齿轮的工作条件不同，轮齿的破坏形式不用，是确定齿轮强度计算准测和选择材料和热处理的根据。1.对于受冲击载荷时，轮齿容易折断应选用韧性较好的材料，可选用低碳钢渗碳淬火。2.对于高速闭式传动，齿面易点蚀，应选用齿面硬度较好的材料，可选用中碳钢表面淬火。3.对于低速中载，轮齿折断，点蚀，磨损均可发生时，应选用机械强度，齿面硬度等综合机械性能好的材料，可选用中碳钢调质精切。3.5 变速器轴的设计计算3.5.1 轴的功用和设计要求变速器轴在工作时承受扭矩，弯矩，因此应 具备足够的强度。轴的刚性不足，在负荷作用下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。设计变速器时主要考虑以下几个问题：轴的结构形状，轴半径，长度，轴的强度和刚度，轴上的花键形式和尺寸等。3.5.2 轴的尺寸初选变速器的轴向尺寸与档位数，齿轮形式，换挡机构的结构形式等都有直接关系，对四档变速器而言，设计时可按I=（2.42.8）A进行初选。初选I=230mm。 第四章 零件强度校核4.1 变速器齿轮的强度计算4.1.1轮齿强度计算与其它机械行业比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮用的材料、热处理方法、加工方法、精度级别、支承方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿或磨齿精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度为JBl7983，6级和7级。因此，用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。下面介绍的是计算汽车变速器齿轮强度用的简化计算公式。1、轮齿弯曲强度计算(1)直齿轮弯曲应力(3-11) 式中，为弯曲应力(Nmm)；为圆周力(N)，=2d；为计算载荷(Nmm)；d为节圆直径(mm)；为应力集中系数，可近似取=1.65；为摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮=1.1，从动齿轮=O.9；b为齿宽(mm)，b= m；t为端面齿距(mm)，t=m；m为模数(mm)；y为齿形系数，见图1。 图1 齿形系数图(假定载荷作用在齿顶=20，=1因为齿轮节圆直径d=mz，式中z为齿数，所以将上述有关参数代人式(3-11)后得 (3-12)当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850Nmm，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。4.1.2一档和倒挡接触强度计算：轮齿的接触应力按下式计算 (3-15)式中，为轮齿的接触应力(Nmm)；F为齿面上的法向力(N)，；为圆周力(N)，=2d；为计算载荷(Nmm)；d为节圆直径(mm)；为节点处压力角()，为齿轮螺旋角()；E为齿轮材料的弹性模量(Nmm)；b为齿轮接触的实际宽度(mm)；、为主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮：，斜齿轮：，；、为主、从动齿轮节圆半径(mm)。将作用在变速器第一轴上的载荷2作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表3。表3 变速器齿轮许用接触应力 齿轮 (N) 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一档和倒档 1900-2000 950-1000 常啮合齿轮和高档 1300-1400 650-700计算得：sj7=1637N/mm2 sj9=1548.9 N/mm2 sj10=1877.9 N/mm2 sj1=1166 N/mm2一档及倒档齿轮的许用应力为19002000 N/mm2，故常啮合齿轮，一档齿轮和倒档齿轮接触强度都足够。4.2变速器轴的计算校核：4.2.1 轴的刚度校核：变速器轴的刚度用轴的挠度和转角来评价，轴的刚度比其强度更重要。轴的变形如下图所示：图1一轴轴承支撑离常啮合齿轮距离十分近，其刚度不需要校核，二轴和中间轴的转角和挠度计算形式应与下图所示：图2从A到Cy=从C到By=对二轴而言，P=R1=0.929X103N在C点位置比较重要，故计算C点挠度：yc=0.03653mm水平方向上，P=P1=2.552103Nyc=0.1003mmy总=0.10667mm二轴的刚度最小，要求二轴齿轮处轴截面的总挠度不大于0.130.15mm，因此这个要求是能满足的。对中间轴，除了与二轴各档齿轮间的相互作用力之外，还有常啮合齿轮间的作用力。两个力应该叠加计算。y= + =0.41mm齿轮所在平面轴的分离不得超过0.2mm，中间轴和二轴之间的总挠度为：y=0.036+0.041=0.077mm,完全符合。4.3变速器轴承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。第一轴常啮合齿轮的内腔尺寸足够时，可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。变速器第一轴、第二轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。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、宽度较宽、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。结束语对于本次设计的变速箱来说，其特点是：扭矩变化范围大可以满足不同的工况要求，结构简单，易于生产、使用和维修。在设计中采用了4+1挡手动变速器，通过较大的变速器传动比变化范围，可以满足汽车在不同的工况下的要求，从而达到其经济性和动力性的要求；变速器挂挡时用同步器，虽然增加了成本，但是使汽车变速器操纵舒适度增加，齿轮传动更平稳。本着实用性和经济性的原则，在各部件的设计要求上都采用比较开放的标准，因此，安全系数不高同时成本上没有一个大概的定义，但这仅仅是一个设计，在今后的工作生活中一定会本着认真谨慎的实际理念，设计出更好的东西。紧张忙碌的毕业设计已经接近尾声，这次设计是对我大学四年来的学习的一次最综合的检验，也更是一次综合的学习过程。毕业设计不仅使我学习和巩固了专业课知识而且了解了不少相关专业的知识，个人能力得到很大提高。同时锻炼了动手能力，为以后我踏入社会工作打下了良好的基础。致 谢本论文在庞伟导师的悉心指导下完成的。导师渊博的专业知识、严谨的治学态度，精益求精的工作作风，诲人不倦的高尚师德，严于律己、宽以待人的崇高风范，朴实无法、平易近人的人格魅力对本人影响深远。不仅使本人树立了远大的学习目标、掌握了基本的研究方法，还使本人明白了许多为人处事的道理。本次论文从选题到完成，每一步都是在导师的悉心指导下完成的，倾注了导师大量的心血。在此，谨向导师表示崇高的敬意和衷心的感谢！在写论文的过程中，遇到了很多的问题，在老师的耐心指导下，问题都得以解决。所以在此，再次对老师道一声：老师，谢谢您！时光匆匆如流水，转眼便是大学毕业时节，春梦秋云，聚散真容易。离校日期已日趋渐进，毕业论文的完成也随之进入了尾声。从开始进入课题到论文的顺利完成，一直都离不开老师、同学、朋友给我热情的帮助，在这里请接受我诚挚的谢意！在此我向三江学院机械工程专业的所有老师表示衷心的感谢，谢谢你们四年的辛勤栽培，谢谢你们在教学的同时更多的是传授我们做人的道理，谢谢四年里面你们孜孜不倦的教诲！四年寒窗，所收获的不仅仅是愈加丰厚的知识，更重要的是在阅读、实践中所培养的思维方式、表达能力和广阔视野。很庆幸这三年来我遇到了如此多的良师益友，无论在学习上、生活上，还是工作上，都给予了我无私的帮助和热心的照顾，让我在一个充满温馨的环境中度过四年的大学生活。感恩之情难以用言语量度，谨以最朴实的话语致以最崇高的敬意。最后要感谢的是我的父母，他们不仅培养了我对中国传统文化的浓厚的兴趣，让我在漫长的人生旅途中使心灵有了虔敬的归依，而且也为我能够顺利的完成毕业。参考文献1葛安林编.车辆自动变速理论与设计M.北京：机械工业出版社,1993.5.2高维山,张思浦副主编.变速箱M.北京：人民交通出版社,1990.3王之烁,王大康主编.机械设计综合课程设计M.北京：机械工业出版社,1990-1-1.4刘鸿文主编.材料力学（第4版)M.北京：高等教育出版社, 2004-4-1.5濮良贵,纪名刚主编.机械设计（第7版）M.北京：高等教育出版社,2001-6-1.6刘惟信主编.汽车设计M.北京：清华大学出版社，2001-7.7左成基 ,杨明钦编著.汽车自动变速箱实务M.北京：人民交通出版社，2005.8申永胜主编.机械原理教程M.北京：清华大学出版社,1998-8.9成大先主编.机械设计手册（第七卷）M.北京:化学工业出版社,200210小林 明（日）.汽车工程手册M.北京：机械工业出版社，1984.4.11江耕华,胡来瑢 ,陈启松主编.机械传动设计手册（上册）M.北京：煤炭工业出版社,1989.12甘永立.几何量公差（第5版）M.上海：上海科学技术出版社,2005-07.21 XX设计(XX)外文资料翻译院 系专业学生姓名班级学号外文出处Manufacturing Engineering and Technology-Machining附件：1.外文资料翻译译文（约3000汉字）； 2.外文资料原文(与课题相关的1万印刷符号左右)。指导教师评语：指导教师签名：年月日附件1：外文资料翻译译文齿轮和轴的介绍摘要在传统机械和现代机械中齿轮和轴的重要地位是不可动摇的。齿轮和轴主要安装在主轴箱来传递力的方向。通过加工制造它们可以分为许多的型号，分别用于许多的场合。所以我们对齿轮和轴的了解和认识必须是多层次多方位的。关键词:齿轮；轴在直齿圆柱齿轮的受力分析中，是假定各力作用在单一平面的。我们将研究作用力具有三维坐标的齿轮。因此，在斜齿轮的情况下，其齿向是不平行于回转轴线的。而在锥齿轮的情况中各回转轴线互相不平行。像我们要讨论的那样，尚有其他道理需要学习，掌握。斜齿轮用于传递平行轴之间的运动。倾斜角度每个齿轮都一样，但一个必须右旋斜齿，而另一个必须是左旋斜齿。齿的形状是一渐开线螺旋面。如果一张被剪成平行四边形（矩形）的纸张包围在齿轮圆柱体上，纸上印出齿的角刃边就变成斜线。如果我展开这张纸，在血角刃边上的每一个点就发生一渐开线曲线。直齿圆柱齿轮轮齿的初始接触处是跨过整个齿面而伸展开来的线。斜齿轮轮齿的初始接触是一点，当齿进入更多的啮合时，它就变成线。在直齿圆柱齿轮中，接触是平行于回转轴线的。在斜齿轮中，该先是跨过齿面的对角线。它是齿轮逐渐进行啮合并平稳的从一个齿到另一个齿传递运动，那样就使斜齿轮具有高速重载下平稳传递运动的能力。斜齿轮使轴的轴承承受径向和轴向力。当轴向推力变的大了或由于别的原因而产生某些影响时，那就可以使用人字齿轮。双斜齿轮（人字齿轮）是与反向的并排地装在同一轴上的两个斜齿轮等效。他们产生相反的轴向推力作用，这样就消除了轴向推力。当两个或更多个单向齿斜齿轮被在同一轴上时，齿轮的齿向应作选择，以便产生最小的轴向推力。交错轴斜齿轮或螺旋齿轮，他们是轴中心线既不相交也不平行。交错轴斜齿轮的齿彼此之间发生点接触，它随着齿轮的磨合而变成线接触。因此他们只能传递小的载荷和主要用于仪器设备中，而且肯定不能推荐在动力传动中使用。交错轴斜齿轮与斜齿轮之间在被安装后互相捏合之前是没有任何区别的。它们是以同样的方法进行制造。一对相啮合的交错轴斜齿轮通常具有同样的齿向，即左旋主动齿轮跟右旋从动齿轮相啮合。在交错轴斜齿设计中，当该齿的斜角相等时所产生滑移速度最小。然而当该齿的斜角不相等时，如果两个齿轮具有相同齿向的话，大斜角齿轮应用作主动齿轮。蜗轮与交错轴斜齿轮相似。小齿轮即蜗杆具有较小的齿数，通常是一到四齿，由于它们完全缠绕在节圆柱上，因此它们被称为螺纹齿。与其相配的齿轮叫做蜗轮，蜗轮不是真正的斜齿轮。蜗杆和蜗轮通常是用于向垂直相交轴之间的传动提供大的角速度减速比。蜗轮不是斜齿轮，因为其齿顶面做成中凹形状以适配蜗杆曲率，目的是要形成线接触而不是点接触。然而蜗杆蜗轮传动机构中存在齿间有较大滑移速度的缺点，正像交错轴斜齿轮那样。蜗杆蜗轮机构有单包围和双包围机构。单包围机构就是蜗轮包裹着蜗杆的一种机构。当然，如果每个构件各自局部地包围着对方的蜗轮机构就是双包围蜗轮蜗杆机构。着两者之间的重要区别是，在双包围蜗轮组的轮齿间有面接触，而在单包围的蜗轮组的轮齿间有线接触。一个装置中的蜗杆和蜗轮正像交错轴斜齿轮那样具有相同的齿向，但是其斜齿齿角的角度是极不相同的。蜗杆上的齿斜角度通常很大，而蜗轮上的则极小，因此习惯常规定蜗杆的导角，那就是蜗杆齿斜角的余角；也规定了蜗轮上的齿斜角，该两角之和就等于90度的轴线交角。当齿轮要用来传递相交轴之间的运动时，就需要某种形式的锥齿轮。虽然锥齿轮通常制造成能构成90度轴交角，但它们也可产生任何角度的轴交角。轮齿可以铸出，铣制或滚切加工。仅就滚齿而言就可达一级精度。在典型的锥齿轮安装中，其中一个锥齿轮常常装于支承的外侧。这意味着轴的挠曲情况更加明显而使在轮齿接触上具有更大的影响。另外一个难题，发生在难于预示锥齿轮轮齿上的应力，实际上是由于齿轮被加工成锥状造成的。直齿锥齿轮易于设计且制造简单，如果他们安装的精密而确定，在运转中会产生良好效果。然而在直齿圆柱齿轮情况下，在节线速度较高时，他们将发出噪音。在这些情况下，螺旋锥齿轮比直齿轮能产生平稳的多的啮合作用，因此碰到高速运转的场合那是很有用的。当在汽车的各种不同用途中，有一个带偏心轴的类似锥齿轮的机构，那是常常所希望的。这样的齿轮机构叫做准双曲面齿轮机构，因为它们的节面是双曲回转面。这种齿轮之间的轮齿作用是沿着一根直线上产生滚动与滑动相结合的运动并和蜗轮蜗杆的轮齿作用有着更多的共同之处。轴是一种转动或静止的杆件。通常有圆形横截面。在轴上安装像齿轮，皮带轮，飞轮，曲柄，链轮和其他动力传递零件。轴能够承受弯曲，拉伸，压缩或扭转载荷，这些力相结合时，人们期望找到静强度和疲劳强度作为设计的重要依据。因为单根轴可以承受静压力，变应力和交变应力，所有的应力作用都是同时发生的。“轴”这个词包含着多种含义，例如心轴和主轴。心轴也是轴，既可以旋转也可以静止的轴，但不承受扭转载荷。短的转动轴常常被称为主轴。当轴的弯曲或扭转变形必需被限制于很小的范围内时，其尺寸应根据变形来确定，然后进行应力分析。因此，如若轴要做得有足够的刚度以致挠曲不太大，那么合应力符合安全要求那是完全可能的。但决不意味着设计者要保证；它们是安全的，轴几乎总是要进行计算的，知道它们是处在可以接受的允许的极限以内。因之，设计者无论何时，动力传递零件，如齿轮或皮带轮都应该设置在靠近支持轴承附近。这就减低了弯矩，因而减小变形和弯曲应力。虽然来自M.H.G方法在设计轴中难于应用，但它可能用来准确预示实际失效。这样，它是一个检验已经设计好了的轴的或者发现具体轴在运转中发生损坏原因的好方法。进而有着大量的关于设计的问题，其中由于别的考虑例如刚度考虑，尺寸已得到较好的限制。设计者去查找关于圆角尺寸、热处理、表面光洁度和是否要进行喷丸处理等资料，那真正的唯一的需要是实现所要求的寿命和可靠性。由于他们的功能相似，将离合器和制动器一起处理。简化摩擦离合器或制动器的动力学表达式中，各自以角速度w1和w2运动的两个转动惯量I1和I2，在制动器情况下其中之一可能是零，由于接上离合器或制动器而最终要导致同样的速度。因为两个构件开始以不同速度运转而使打滑发生了，并且在作用过程中能量散失，结果导致温升。在分析这些装置的性能时，我们应注意到作用力，传递的扭矩，散失的能量和温升。所传递的扭矩关系到作用力，摩擦系数和离合器或制动器的几何状况。这是一个静力学问题。这个问题将必须对每个几何机构形状分别进行研究。然而温升与能量损失有关，研究温升可能与制动器或离合器的类型无关。因为几何形状的重要性是散热表面。各种各样的离合器和制动器可作如下分类:1 轮缘式内膨胀制冻块；2 轮缘式外接触制动块；3 条带式；4 盘型或轴向式；5 圆锥型；6 混合式。分析摩擦离合器和制动器的各种形式都应用一般的同样的程序，下面的步骤是必需的：1 假定或确定摩擦表面上压力分布；2 找出最大压力和任一点处压力之间的关系；3 应用静平衡条件去找寻（a）作用力；（b）扭矩；(c)支反力。混合式离合器包括几个类型，例如强制接触离合器、超载释放保护离合器、超越离合器、磁液离合器等等 。强制接触离合器由一个变位杆和两个夹爪组成。各种强制接触离合器之间最大的区别与夹爪的设计有关。为了在结合过程中给变换作用予较长时间周期，夹爪可以是棘轮式的，螺旋型或齿型的。有时使用许多齿或夹爪。他们可能在圆周面上加工齿，以便他们以圆柱周向配合来结合或者在配合元件的端面上加工齿来结合。虽然强制离合器不像摩擦接触离合器用的那么广泛，但它们确实有很重要的运用。离合器需要同步操作。有些装置例如线性驱动装置或电机操作螺杆驱动器必须运行到一定的限度然后停顿下来。为着这些用途就需要超载释放保护离合器。这些离合器通常用弹簧加载，以使得在达到预定的力矩时释放。当到达超载点时听到的“喀嚓”声就被认定为是所希望的信号声。超越离合器或连轴器允许机器的被动构件“空转”或“超越”，因为主动驱动件停顿了或者因为另一个动力源使被动构件增加了速度。这种离合器通常使用装在外套筒和内轴件之间的滚子或滚珠。该内轴件，在它的周边加工了数个平面。驱动作用是靠在套筒和平面之间契入的滚子来获得。因此该离合器与具有一定数量齿的棘轮棘爪机构等效。磁液离合器或制动器相对来说是一个新的发展，它们具有两平行的磁极板。这些磁极板之间有磁粉混合物润滑。电磁线圈被装入磁路中的某处。借助激励该线圈，磁液混合物的剪切强度可被精确的控制。这样从充分滑移到完全锁住的任何状态都可以获得。附件2：外文原文（复印件）GEAR AND SHAFT INTRODUCTIONAbstract: The important position of the wheel gear and shaft cant falter in traditional machine and modern machines.The wheel gear and shafts mainly install the direction that delivers the dint at the principal axis box.The passing to process to make them can is divided into many model numbers, useding for many situations respectively.So we must be the multilayers to the understanding of the wheel gear and shaft in many ways .Key words: Wheel gear;ShaftIn the force analysis of spur gears, the forces are assumed to act in a single plane. We shall study gears in which the forces have three dimensions. The reason for this, in the case of helical gears, is that the teeth are not parallel to the axis of rotation. And in the case of bevel gears, the rotational axes are not parallel to each other. There are also other reasons, as we shall learn.Helical gears are used to transmit motion between parallel shafts. The helix angle is the same on each gear, but one gear must have a right-hand helix and the other a left-hand helix. The shape of the tooth is an involute helicoid. If a piece of paper cut in the shape of a parallelogram is wrapped around a cylinder, the angular edge of the paper becomes a helix. If we unwind this paper, each point on the angular edge generates an involute curve. The surface obtained when every point on the edge generates an involute is called an involute helicoid.The initial contact of spur-gear teeth is a line extending all the way across the face of the tooth. The initial contact of helical gear teeth is a point, which changes into a line as the teeth come into more engagement. In spur gears the line of contact is parallel to the axis of the rotation; in helical gears, the line is diagonal across the face of the tooth. It is this gradual of the teeth and the smooth transfer of load from one tooth to another, which give helical gears the ability to transmit heavy loads at high speeds. Helical gears subject the shaft bearings to both radial and thrust loads. When the thrust loads become high or are objectionable for other reasons, it may be desirable to use double helical gears. A double helical gear (herringbone) is equivalent to two helical gears of opposite hand, mounted side by side on the same shaft. They develop opposite thrust reactions and thus cancel out the thrust load. When two or more single helical gears are mounted on the same shaft, the hand of the gears should be selected so as to produce the minimum thrust load.Crossed-helical, or spiral, gears are those in which the shaft centerlines are neither parallel nor intersecting. The teeth of crossed-helical fears have point contact with each other, which changes to line contact as the gears wear in. For this reason they will carry out very small loads and are mainly for instrumental applications, and are definitely not recommended for use in the transmission of power. There is on difference between a crossed helical gear and a helical gear until they are mounted in mesh with each other. They are manufactured in the same way. A pair of meshed crossed helical gears usually have the same hand; that is ,a right-hand driver goes with a right-hand driven. In the design of crossed-helical gears, the minimum sliding velocity is obtained when the helix angle are equal. However, when the helix angle are not equal, the gear with the larger helix angle should be used as the driver if both gears have the same hand.Worm gears are similar to crossed helical gears. The pinion or worm has a small number of teeth, usually one to four, and since they completely wrap around the pitch cylinder they are called threads. Its mating gear is called a worm gear, which is not a true helical gear. A worm and worm gear are used to provide a high angular-velocity reduction between nonintersecting shafts which are usually at right angle. The worm gear is not a helical gear because its face is made concave to fit the curvature of the worm in order to provide line contact instead of point contact. However, a disadvantage of worm gearing is the high sliding velocities across the teeth, the same as with crossed helical gears.Worm gearing are either single or double enveloping. A single-enveloping gearing is one in which the gear wraps around or partially encloses the worm. A gearing in which each element partially encloses the other is, of course, a double-enveloping worm gearing. The important difference between the two is that area contact exists between the teeth of double-enveloping gears while only line contact between those of single-enveloping gears. The worm and worm gear of a set have the same hand of helix as for crossed helical gears, but the helix angles are usually quite different. The helix angle on the worm is generally quite large, and that on the gear very small. Because of this, it is usual to specify the lead angle on the worm, which is the complement of the worm helix angle, and the helix angle on the gear; the two angles are equal for a 90-deg. Shaft angle.When gears are to be used to transmit motion between intersecting shaft, some of bevel gear is required. Although bevel gear are usually made for a shaft angle of 90 deg. They may be produced for almost any shaft angle. The teeth may be cast, milled, or generated. Only the generated teeth may be classed as accurate. In a typical bevel gear mounting, one of the gear is often mounted outboard of the bearing. This means that shaft deflection can be more pronounced and have a greater effect on the contact of teeth. Another difficulty, which occurs in predicting the stress in bevel-gear teeth, is the fact the teeth are tapered.Straight bevel gears are easy to design and simple to manufacture and give very good results in service if they are mounted accurately and positively. As in the case of squr gears, however, they become noisy at higher values of the pitch-line velocity. In these cases it is often good design practice to go to the spiral bevel gear, which is the bevel counterpart of the helical gear. As in the case of helical gears, spiral bevel gears give a much smoother tooth action than straight bevel gears, and hence are useful where high speed are encountered.It is frequently desirable, as in the case of automotive differential applications, to have gearing similar to bevel gears but with the shaft offset. Such gears are called hypoid gears because their pitch surfaces are hyperboloids of revolution. The tooth action between such gears is a combination of rolling and sliding along a straight line and has much in common with that of worm gears.A shaft is a rotating or stationary member, usually of circular cross section, having mounted upon it such elementsas gears, pulleys, flywheels, cranks, sprockets, and other power-transmission elements.Shaft may be subjected to bending, tension, compression, or torsional loads, acting singly or in combination with one another. When they are combined, one may expect to find both static and fatigue strength to be important design considerations, since a single shaft may be subjected to static stresses, completely reversed, and repeated stresses, all acting at the same time.The word “shaft” covers numerous variations, such as axles and spindles. Anaxle is a shaft, wither stationary or rotating, nor subjected to torsion load. A shirt rotating shaft is often called a spindle.When either the lateral or the torsional deflection of a shaft must be held to close limits, the shaft must be sized on the basis of deflection before analyzing the stresses. The reason for this is that, if the shaft is made stiff enough so that the deflection is not too large, it is probable that the resulting stresses will be safe. But by no means should the designer assume that they are safe; it is almost always necessary to calculate them so that he knows they are within acceptable limits. Whenever possible, the power-transmission elements, such as gears or pullets, should be located close to the supporting bearings, This reduces the bending moment, and hence the deflection and bending stress.Although the von Mises-Hencky-Goodman method is difficult to use in design of shaft, it probably comes closest to predicting actual failure. Thus it is a good way of checking a shaft that has already been designed or of discovering why a particular shaft has failed in service. Furthermore, there are a considerable number of shaft-design problems in which the dimension are pretty well limited by other considerations, such as rigidity, and it is only necessary for the designer to discover something about the fillet sizes, heat-treatment, and surface finish and whether or not shot peening is necessary in order to achieve the required life and reliability.Because of the similarity of their functions, clutches and brakes are treated together. In a simplified dynamic representation of a friction clutch, or brake, two inertias I1 and I2 traveling at the respective angular velocities W1 and W2, one of which may be zero in the case of brake, are to be brought to the same speed by engaging the clutch or brake. Slippage occurs because the two elements are running at different speeds and energy is dissipated during actuation, resulting in a temperature rise. In analyzing the performance of these devices we shall be interested in the actuating force, the torque transmitted, the energy loss and the temperature rise. The torque transmitted is related to the actuating force, the coefficient of friction, and