2023年全國(guó)碩士研究生考試考研英語(yǔ)一試題真題(含答案詳解+作文范文)_第1頁(yè)
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文檔簡(jiǎn)介

1、<p>  第一章 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案</p><p>  1.1變速器傳動(dòng)方案的選擇與分析</p><p>  機(jī)械式變速器具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、傳動(dòng)效率高、制造成本底和工作可靠等優(yōu)點(diǎn),故在不同形式的汽車上得到廣泛應(yīng)用。變速器傳動(dòng)方案分析與選擇</p><p>  機(jī)械式變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案主要有兩種:兩軸式變速器和中間軸式變速器。</p>

2、<p>  其中兩軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。與中間軸式變速器相比,它具有軸和軸承數(shù)少,結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、輪廓尺寸小、易布置等優(yōu)點(diǎn)。此外,各中間檔因只經(jīng)一對(duì)齒輪傳遞動(dòng),故傳動(dòng)效率高,同時(shí)噪聲小。但兩軸式變速器不能設(shè)置直接檔,所以在工作時(shí)齒輪和軸承均承載,工作噪聲增大且易損壞,受結(jié)構(gòu)限制其一檔速比不能設(shè)計(jì)的很大。其特點(diǎn)是:變速器輸出軸與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體,發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)直接輸出動(dòng)力。</p><

3、p>  而中間軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)汽車和發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。其特點(diǎn)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(shí)噪聲低,齒輪、軸承的磨損減少。</p><p>  對(duì)不同類型的汽車,具有不同的傳動(dòng)系檔位數(shù),其原因在于它們的使用條件不同、對(duì)整車性能要求不同、汽車本身的比功率不

4、同[5]。而傳動(dòng)系的檔位數(shù)與汽車的動(dòng)力性、燃油經(jīng)濟(jì)性有著密切的聯(lián)系。就動(dòng)力性而言,檔位數(shù)多,增加了發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)揮最大功率附近高功率的機(jī)會(huì),提高了汽車的加速和爬坡能力。就燃油經(jīng)濟(jì)性而言,檔位數(shù)多,增加了發(fā)動(dòng)機(jī)在低燃油消耗率區(qū)下作的能力,降低了油耗。從而能提高汽車生產(chǎn)率,降低運(yùn)輸成木。不過,增加檔數(shù)會(huì)使變速器機(jī)構(gòu)復(fù)雜和質(zhì)量增加,軸向尺寸增大、成本提高、操縱復(fù)雜。 </p><p>  綜上所述,由于此次設(shè)計(jì)的汽車為:中間

5、軸式五檔(五檔為直接檔)商用車</p><p>  1.2 倒檔方案的確定</p><p>  倒檔布置選擇方案適用于全部齒輪均為常嚙合的齒輪,換擋輕便。如下圖</p><p>  1.3換擋操縱裝置方案的確定</p><p>  倒檔設(shè)置在變速器左側(cè)或右側(cè),在結(jié)構(gòu)上均能實(shí)現(xiàn),不同之處是掛到當(dāng)時(shí)駕駛員移動(dòng)變速桿的方向改變了,為防止無(wú)掛倒檔,一

6、般在掛倒檔時(shí)設(shè)有一個(gè)掛到當(dāng)時(shí)克服彈簧所產(chǎn)生的力,來(lái)提醒駕駛員本次設(shè)計(jì)選的變速器檔桿換擋位置與順序如下圖:</p><p>  1.4變速器總傳動(dòng)方案的確定</p><p>  由以上的內(nèi)容可以基本設(shè)計(jì)出檔位布置,如下圖:</p><p>  1-一軸常嚙合齒輪 2-中間軸常嚙合齒輪 3-二軸四擋齒輪 4-中間軸四擋齒輪</p><p>  5

7、-二軸三擋齒輪 6-中間軸三擋齒輪 7-二周二擋齒輪 8-中間軸二擋齒輪</p><p>  9-二軸一擋齒輪 10-中間軸一擋齒輪 11-二軸倒擋齒輪 12-中間軸倒擋齒輪</p><p>  13-倒擋中間齒輪。</p><p>  第二章 變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算</p><p>  2.1汽車基本參數(shù)的確定</p><

8、p><b>  商用車(中間軸式)</b></p><p>  最高車速(km/h) 95</p><p>  總質(zhì)量(kg) 4000</p><p>  額定功率(kW) 62.5</p><p>  最大功率轉(zhuǎn)速(r/min) 3350<

9、;/p><p>  最大轉(zhuǎn)矩(N?m) 196</p><p>  最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速(r/min) 1850</p><p>  輪胎 6.50R20</p><p>  2.2主要參數(shù)的選擇和計(jì)算 </p><p>  2.2.1擋數(shù)的確定</p>

10、<p>  不同類型的汽車的檔數(shù)也不是相同的,主要決定于汽車的類型 燃油經(jīng)濟(jì)性 總質(zhì)量等等。轎車轎車變速器傳動(dòng)比變化范圍較小,過去常采用三個(gè)或四個(gè)擋位。但近年來(lái)為了提高燃油經(jīng)濟(jì)性多采用五個(gè)擋。輕型貨車變速器總質(zhì)量在3.5t以下多用四檔,為了降低油耗經(jīng)常也會(huì)增加一個(gè)擋位總質(zhì)量在3.5t~10t多用五檔變速器;大于10t的汽車用六個(gè)或者個(gè)更多擋位的變速器。</p><p>  本次設(shè)計(jì)汽車為商用車 總質(zhì)

11、量為4t 所以檔數(shù)初選為五個(gè)擋位</p><p>  2.2.2. 傳動(dòng)比范圍</p><p>  變速器傳動(dòng)比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動(dòng)比的比值。最高檔通常是直接檔,傳動(dòng)比為1.0;有的變速器最高檔是超速檔,傳動(dòng)比為0.7~0.8。影響最低檔傳動(dòng)比選取的因素有:發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑以及所要求達(dá)到的

12、最低穩(wěn)定行駛車速等。目前乘用車的傳動(dòng)比范圍在3.0~4.5之間,總質(zhì)量輕些的商用車在5.0~8.0之間,其它商用車則更大。 本設(shè)計(jì)最高檔傳動(dòng)比為1。</p><p>  2.2.3.變速器各檔傳動(dòng)比的確定</p><p>  1)確定主減速器傳動(dòng)比的</p><p>  發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為[12]:</p><p&g

13、t;<b>  (3.1)</b></p><p><b>  式中:</b></p><p>  ——汽車行駛速度(km/h);</p><p>  ——發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速(r/min);</p><p>  ——車輪滾動(dòng)半徑(m);</p><p><b>  ——變速

14、器傳動(dòng)比;</b></p><p>  ——主減速器傳動(dòng)比。</p><p>  已知:最高車速==95 km/h;最高檔為超速檔,傳動(dòng)比=0.78;車輪滾動(dòng)半徑由所選用的輪胎規(guī)格6.50R20得到=420(mm);發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速==3350(r/min);由公式(3.1)得到主減速器傳動(dòng)比計(jì)算公式:</p><p>  2)最抵檔傳動(dòng)比計(jì)算</p&g

15、t;<p>  按最大爬坡度設(shè)計(jì),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(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))[13]。用公式表示如下:</p><p><b>  (3.2)</b></p><p><b>  式中:</b></p><p>  G

16、 ——車輛總重量(N);</p><p>  ——坡道面滾動(dòng)阻力系數(shù)(對(duì)瀝青路面μ=0.01~0.02);</p><p>  ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩(N·m);</p><p>  ——主減速器傳動(dòng)比;</p><p><b>  ——變速器傳動(dòng)比;</b></p><p>  ——為

17、傳動(dòng)效率(96%);</p><p>  R ——車輪滾動(dòng)半徑;</p><p>  ——最大爬坡度(商用車要求能爬上30%的坡,大約)</p><p>  由公式(3.2)得:</p><p><b> ?。?.3)</b></p><p>  已知:m=4000kg;;;r=0.42m;

18、N·m;;g=9.8m/s2;,把以上數(shù)據(jù)代入(3.3)式:</p><p>  滿足不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)條件。即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動(dòng)力時(shí),驅(qū)動(dòng)輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象。公式表示如下:</p><p><b> ?。?.4)</b></p><p><b>  式中:</b></p><p>  ——驅(qū)動(dòng)輪的

19、地面法向反力,(滿載時(shí)軸荷分配75%);</p><p>  ——驅(qū)動(dòng)輪與地面間的附著系數(shù);對(duì)干燥凝土或?yàn)r青路面可取0.5~0.6之間。</p><p>  已知:前輪軸荷kg;取0.6,把數(shù)據(jù)代入(3.4)式得:</p><p>  所以,一檔轉(zhuǎn)動(dòng)比的選擇范圍是:</p><p>  初選一檔傳動(dòng)比為6。</p><p&

20、gt;<b>  3)變速器各檔速比</b></p><p>  按等比級(jí)數(shù)分配其它各檔傳動(dòng)比,即:</p><p>  2.2.4.中心距的選擇</p><p>  中間軸式變速器初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算[14]:</p><p><b> ?。?.5)</b></p><

21、p><b>  式中:</b></p><p>  A ——變速器中心距(mm);</p><p>  ——中心距系數(shù),商用車=8.6~9.6;</p><p>  ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)距為196(N·m);</p><p>  ——變速器一檔傳動(dòng)比為6;</p><p>  

22、——變速器傳動(dòng)效率,取96%。</p><p> ?。?.6~9.6)=(8.6-9.6)10.41=89.548~99.936mm</p><p>  轎車變速器的中心距在86~97mm范圍內(nèi)變化。</p><p>  也可以由發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩來(lái)確定</p><p><b>  式中:</b></p>&l

23、t;p>  A ——變速器中心距(mm);</p><p>  ——中心距系數(shù),商用車=16~19;</p><p>  ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)距為196(N·m);</p><p> ?。?6~19)=(17-19)5.838=98.749~110.927mm</p><p>  綜上所述 初取A=100mm。</

24、p><p>  2.2.5.變速器的外形尺寸</p><p>  變速器的橫向外形尺寸,可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。</p><p>  乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用:</p><p><b>  mm</b><

25、/p><p>  初選長(zhǎng)度為285mm。</p><p>  2.2.6.齒輪參數(shù)的選擇</p><p><b>  1、模數(shù)</b></p><p>  選取齒輪模數(shù)時(shí)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(shí)增加齒寬;為使質(zhì)量小些,應(yīng)該增加模數(shù),同時(shí)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(qiáng)度方面

26、考慮,各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。對(duì)于轎車,減少工作噪聲較為重要,因此模數(shù)應(yīng)選得小些;對(duì)于貨車,減小質(zhì)量比減小噪聲更重要,因此模數(shù)應(yīng)選得大些。</p><p>  表3.2 汽車變速器齒輪法向模數(shù)</p><p>  表3.3 汽車變速器常用齒輪模數(shù)</p><p>  根據(jù)表3.2及3.3.一擋和倒檔定為4.0mm,其他擋定位3.5</p><p&

27、gt;<b>  。</b></p><p><b>  2、壓力角</b></p><p>  壓力角較小時(shí),重合度較大,傳動(dòng)平穩(wěn),噪聲較低;壓力角較大時(shí),可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。</p><p>  對(duì)于轎車,為了降低噪聲,應(yīng)選用14.5°、15°、16°、16.5°

28、等小些的壓力角。對(duì)貨車,為提高齒輪強(qiáng)度,應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角[15]。 </p><p>  國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°,所以普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等,普遍采用30°壓力角。</p><p>  本變速器為了加工方便,故全部選用標(biāo)準(zhǔn)壓力角20

29、°。</p><p><b>  3、螺旋角</b></p><p>  齒輪的螺旋角對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。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。 </p><p>  試驗(yàn)證明:隨著螺旋角的增大,齒的強(qiáng)度相應(yīng)提高,但當(dāng)螺旋角大于30°時(shí),其抗彎強(qiáng)度驟然下降,而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)

30、上升。因此,從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)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(qiáng)度著眼,應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。</p><p>  本設(shè)計(jì)初選螺旋角全部為25°。</p><p><b>  4、齒寬</b></p><p>  齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)的受力均勻程度等均有影響。&l

31、t;/p><p>  考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量,應(yīng)該選用較小的齒寬。另一方面,齒寬減小使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱,此時(shí)雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補(bǔ)償,但這時(shí)軸承承受的軸向力增大,使其壽命降低。齒寬較小又會(huì)使齒輪的工作應(yīng)力增加。選用較大的齒寬,工作中會(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造成偏載,導(dǎo)致承載能力降低,并在齒寬方向磨損不均勻。</p><p>

32、;  通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來(lái)選定齒寬:</p><p>  斜齒,取為6.0~8.5,取7.0</p><p><b>  mm</b></p><p>  直齒,為齒寬系數(shù),取為4.5~8.0,取7.0,</p><p><b>  mm</b></p><p>  采用

33、嚙合套或同步器換擋時(shí),其接合齒的工作寬度初選時(shí)可取為2~4mm,取4mm。</p><p><b>  5、齒頂高系數(shù)</b></p><p>  齒頂高系數(shù)對(duì)重合度、輪齒強(qiáng)度、工作噪聲、輪齒相對(duì)滑動(dòng)速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。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。因此,從前因齒輪加工精度不高,并認(rèn)為輪齒上受到

34、的載荷集中齒頂上,所以曾采用過齒頂高系數(shù)為0.75~0.80的短齒制齒輪。</p><p>  在齒輪加工精度提高以后,包括我國(guó)在內(nèi),規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度,降低噪聲和提高齒根強(qiáng)度,有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與1.00的細(xì)高齒。</p><p>  本設(shè)計(jì)取為1.00。</p><p>  2.2.7.各擋齒輪齒數(shù)的分配及齒輪變位計(jì)算&

35、lt;/p><p>  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。</p><p>  1、確定一擋齒輪的齒數(shù) </p><p>  中間軸一擋齒輪齒數(shù),貨車可在12~17之間選用,最小為12~14,取=14,一擋齒輪為斜齒輪。</p><p&g

36、t;  一擋傳動(dòng)比為 (1.4)</p><p>  為了求,的齒數(shù),先求其齒數(shù)和, </p><p>  斜齒 (1.5)</p><p>  ==45.3取整為46</p><p>  即=-=46-14=32</p&

37、gt;<p>  2、對(duì)中心距進(jìn)行修正</p><p>  因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和后,經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化,所以應(yīng)根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)算中心距,再以修正后的中心距作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。</p><p>  ==101.5mm取整為A=102mm。</p><p>  對(duì)一擋齒輪進(jìn)行角度變位:</p><p><

38、;b>  分度圓壓力角</b></p><p><b>  ∴</b></p><p><b>  端面嚙合角</b></p><p><b>  =°</b></p><p><b>  =22.19°</b><

39、;/p><p>  查變位系數(shù)線圖得: =0.31</p><p>  中心變動(dòng)系數(shù) </p><p>  齒頂降低系數(shù) =-</p><p>  計(jì)算精確值:A= º=25.5º</p><p><b>  一擋齒輪參數(shù):<

40、/b></p><p>  分度圓直徑 =32×4/cos25.5=141.9mm</p><p>  =14×4/cos25.5=62.08mm</p><p>  齒頂高 ==4.86mm</p><p><b>  ==3.62mm</b&g

41、t;</p><p>  齒根高 ==3.4mm</p><p><b>  ==5.36mm</b></p><p>  齒全高 =9.74mm</p><p>  齒頂圓直徑 =141.9+2×4.86 =151.62mm</p

42、><p>  =62.08+2×3.62=69.32mm</p><p>  齒根圓直徑 ==135.1mm</p><p><b>  ==51.36mm</b></p><p>  當(dāng)量齒數(shù) ==43.54</p><p><b>

43、;  ==19.05</b></p><p>  2、確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)</p><p>  由式(1.4)求出常嚙合傳動(dòng)齒輪的傳動(dòng)比</p><p>  ==2.625 (2.6)</p><p>  常嚙合傳動(dòng)齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等,即</p>&

44、lt;p><b> ?。?.7)</b></p><p><b>  ==52.61</b></p><p>  由式(2.6)、(2.7)得=14.51,=38.1取整為=15,=38,則:</p><p><b>  ==5.79</b></p><p>  對(duì)常嚙合

45、齒輪進(jìn)行角度變位:</p><p>  理論中心距 ==102.83mm</p><p>  端面嚙合角 tan==0.398</p><p><b>  =21.98</b></p><p>  嚙合角 ==0.935</p>

46、;<p><b>  =20.8</b></p><p>  變位系數(shù)之和 </p><p><b>  =-0.48</b></p><p>  .255 </p><p>  中心距變動(dòng)系數(shù) =</p><

47、p>  齒頂降低系數(shù) =-=-0.243</p><p>  分度圓直徑 ==58.20mm</p><p>  ==147.45mm</p><p>  齒頂高 ==5.23mm</p><p><b>  ==1.79mm</b><

48、;/p><p>  齒根高 ==3.5mm</p><p><b>  ==6.93mm</b></p><p>  齒全高 ==8.73mm</p><p>  齒頂圓直徑 =58.20+2×5.23=68.66mm</p><p&

49、gt;  =147.45+2×1.79=151.03mm</p><p>  齒根圓直徑 =58.20-2×3.5=51.20 mm</p><p>  =147.45-2×6.93=133.59mm</p><p>  當(dāng)量齒數(shù) ==20.41</p><p

50、><b>  ==51.7</b></p><p>  3.確定二擋嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)</p><p>  齒輪的模數(shù)為3.5,螺旋角與常嚙合齒輪的不同時(shí),</p><p><b> ?。?.8)</b></p><p><b>  ==1.513</b></p&

51、gt;<p><b> ?。?.9) </b></p><p>  此外,從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā),還必須滿足下列關(guān)系式</p><p><b>  (3.10)</b></p><p>  由式(3.8)、(3.9)、(3.10)得=,=56,取=34,=22</p><p>

52、;<b>  ==3.91</b></p><p>  對(duì)二擋齒輪進(jìn)行角度變位:</p><p>  理論中心距 ==101.45mm</p><p>  端面嚙合角 tan==0.376</p><p><b>  =20.72</b></p&

53、gt;<p>  嚙合角 ==0.93</p><p><b>  =21.98</b></p><p>  變位系數(shù)之和 </p><p><b>  =0.37</b></p><p><b>  .31

54、 </b></p><p>  中心距變動(dòng)系數(shù) =</p><p>  齒頂降低系數(shù) =-=0.21</p><p>  分度圓直徑 ==123.188mm</p><p><b>  ==79.71mm</b></p>

55、<p>  齒頂高 ==3.85mm</p><p><b>  ==2.975mm</b></p><p>  齒根高 ==3.29mm</p><p><b>  ==4.16mm</b></p><p>  齒全高 ==

56、7.84mm</p><p>  齒頂圓直徑 =123.188+2×3.85=130.89mm</p><p>  =79.71+2×2.975=85.66mm</p><p>  齒根圓直徑 =123.188-2×3.29=116.6mm</p><p>

57、  =79.71-2×4.16=71.39mm</p><p>  當(dāng)量齒數(shù) ==37.73</p><p><b>  ==24.42</b></p><p>  4.確定三擋嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)</p><p>  三擋齒輪為斜齒輪,齒輪的模數(shù)為3.5,螺旋角與常嚙合齒輪的不同時(shí),<

58、/p><p>  =0.967 (3.11)</p><p><b> ?。?.12)</b></p><p>  此外,從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā),還必須滿足下列關(guān)系式</p><p>  =1.41 (3.13)</p><p>  由式

59、(3.11)、(3.12)、(3.13)得=,=27,=28</p><p><b>  ==2.443</b></p><p>  對(duì)三擋齒輪進(jìn)行角度變?yōu)椋?lt;/p><p>  理論中心距 ==101.74mm</p><p>  端面嚙合角 tan==0.38<

60、/p><p><b>  =21.05</b></p><p>  嚙合角 ==0.937</p><p><b>  =20.42</b></p><p>  變位系數(shù)之和 </p><p><b>  

61、=0</b></p><p><b>  .11 </b></p><p>  中心距變動(dòng)系數(shù) =</p><p>  齒頂降低系數(shù) =-=-0.07</p><p>  分度圓直徑 ==99.89mm</p><

62、p>  ==103.59mm</p><p>  齒頂高 ==3.36mm</p><p><b>  ==4.13mm</b></p><p>  齒根高 ==4.76mm</p><p><b>  ==3.99mm</b></p>

63、<p>  齒全高 ==8.12mm</p><p>  齒頂圓直徑 =99.89+2×3.36=104.61mm</p><p>  =103.59+2×4.13=111.85mm</p><p>  齒根圓直徑 =99.89-2×4.76=90.3

64、7mm</p><p>  =103.59-2×3.99=95.61mm</p><p>  當(dāng)量齒數(shù) ==31.84</p><p><b>  ==33.02</b></p><p> ?。?)四擋齒輪為斜齒輪,螺旋角與常嚙合齒輪的不同時(shí),</p><p&

65、gt;  =0.617 (3.14)</p><p><b> ?。?.15)</b></p><p>  =1.16 (3.16)</p><p>  由(3.14)、(3.15)、(3.16)得=,=21,=33,則:</p><p><b>  

66、==1.612</b></p><p>  對(duì)四擋齒輪進(jìn)行角度變位:</p><p>  理論中心距 ==102.27mm</p><p>  端面嚙合角 tan==0.39</p><p><b>  =21.30</b></p><p&g

67、t;  嚙合角 ==0.94</p><p><b>  =20.1</b></p><p>  變位系數(shù)之和 </p><p><b>  =0.08</b></p><p><b>  .22 </b>

68、</p><p>  中心距變動(dòng)系數(shù) =</p><p>  齒頂降低系數(shù) =-=0.15</p><p>  分度圓直徑 ==79.55mm</p><p><b>  ==125mm</b></p><p>  齒頂高

69、 ==2.205mm</p><p><b>  ==4.025mm</b></p><p>  齒根高 ==5.145mm</p><p><b>  ==3.325mm</b></p><p>  齒全高 ==7.35mm</p>

70、<p>  齒頂圓直徑 =79.55+2×2.205=83.96mm</p><p>  =125+2×4.025=133.05mm</p><p>  齒根圓直徑 =79.55-2×5.145=69.26mm</p><p>  =125-2×3.325=

71、118.35mm</p><p>  當(dāng)量齒數(shù) ==26.58</p><p><b>  ==41.77</b></p><p>  5、確定倒擋齒輪齒數(shù)</p><p>  倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同,倒擋齒輪的齒數(shù)一般在21~23之間,初選后,可計(jì)算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選=

72、22,=15,則:</p><p><b>  ==74mm</b></p><p>  為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉,齒輪12和11的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙,則齒輪11的齒頂圓直徑應(yīng)為</p><p>  =2×102-4×(15+2)-4</p><p><b>

73、  =132mm</b></p><p>  =-2=31.75mm </p><p><b>  Z11取31</b></p><p>  為了保證齒輪11和13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙,取為31</p><p>  計(jì)算倒擋軸和第二軸的中心距</p><p><

74、;b>  ==106mm</b></p><p><b>  計(jì)算倒擋傳動(dòng)比 </b></p><p><b>  ==5.4</b></p><p><b>  對(duì)齒輪進(jìn)行變?yōu)椋?lt;/b></p><p>  U· =

75、=20°</p><p>  查變位系數(shù)線圖得: =0</p><p>  中心變動(dòng)系數(shù) =0</p><p>  齒頂降低系數(shù) =-=0</p><p><b>  一擋齒輪參數(shù):</b></p><p>  分度圓直徑

76、 =124mm</p><p><b>  =60mm</b></p><p><b>  =88 mm</b></p><p>  齒頂高 =4.1mm</p><p><b>  =3.6mm</b></p><

77、;p><b>  =4.4mm</b></p><p>  齒根高 =4.1mm</p><p><b>  =4.1mm</b></p><p><b>  =4.1</b></p><p>  齒全高 =9.74mm

78、</p><p>  齒頂圓直徑 =132mm</p><p><b>  =68mm</b></p><p><b>  =96mm</b></p><p>  齒根圓直徑 =104.73mm</p><p><b> 

79、 =41.02mm</b></p><p><b>  =78.8</b></p><p>  當(dāng)量齒數(shù) =31</p><p><b>  =15</b></p><p><b>  =22</b></p><p>

80、;  本節(jié)首先根據(jù)所學(xué)汽車?yán)碚摰闹R(shí)計(jì)算出主減速器的傳動(dòng)比,然后計(jì)算出變速器的各擋傳動(dòng)比;接著確定齒輪的參數(shù),如齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數(shù);介紹了齒輪變位系數(shù)的選擇原則,并根據(jù)各擋傳動(dòng)比計(jì)算各+.擋齒輪的齒數(shù),根據(jù)齒數(shù)重新計(jì)算各擋傳動(dòng)比,同時(shí)對(duì)各擋齒輪進(jìn)行變位。 </p><p>  2.3變速器齒輪的校核</p><p>  2.3.1.齒輪材料的選擇</p>

81、;<p>  速器齒輪的損壞形式主要有:輪齒這段、齒面疲勞剝落、移動(dòng)換擋輪齒端部破壞以及齒面膠合。所以變速器齒輪必須進(jìn)行校核:</p><p>  1、滿足工作條件的要求 </p><p>  不同的工作條件,對(duì)齒輪傳動(dòng)有不同的要求,故對(duì)齒輪材料亦有不同的要求。但是對(duì)于一般動(dòng)力傳輸齒輪,要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性,而且齒面硬,齒芯軟。</p><

82、;p>  2、合理選擇材料配對(duì) </p><p>  如對(duì)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。為提高抗膠合性能,大、小輪應(yīng)采用不同鋼號(hào)材料。</p><p>  3、考慮加工工藝及熱處理工藝 </p><p>  變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值:</p>

83、;<p>  時(shí)滲碳層深度0.8~1.2</p><p>  時(shí)滲碳層深度0.9~1.3</p><p>  時(shí)滲碳層深度1.0~1.3</p><p>  表面硬度HRC58~63;心部硬度HRC33~48</p><p>  對(duì)于氰化齒輪,氰化層深度不應(yīng)小于0.2;表面硬度HRC48~53[12]。</p>&

84、lt;p>  對(duì)于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪,可采用25CrMnMO,20CrNiMO,12Cr3A等鋼材,這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理,以提高表面硬度,細(xì)化材料晶面粒[13]。</p><p>  2.3.2.各軸的轉(zhuǎn)矩計(jì)算</p><p>  發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為196N.m,齒輪傳動(dòng)效率99%,離合器傳動(dòng)效率99%,軸承傳動(dòng)效率98%。</p><p&

85、gt;  Ι軸 ==196×99%×98%=190.16N.m</p><p>  中間軸 ==176.576×0.98×0.99×38/15=467.38N.m</p><p> ?、蜉S 一擋=467.38×0.98×0.99×32/14=1036.45N.m&l

86、t;/p><p>  二擋=467.38×0.98×0.99×34/22=700.78N.m</p><p>  三擋=467.38×0.98×0.99×27/28=437.25.m</p><p>  四擋=467.38×0.98×0.99×21/33=288.55N.m<

87、/p><p>  倒檔軸 =467.38×0.99×22/15=678.64 N.m</p><p>  倒擋 =678.64×0.98×0.99×32/22=957.69N.m</p><p>  2.3.3輪齒彎曲強(qiáng)度校核</p><p><b>  1、斜齒輪彎曲應(yīng)力&

88、lt;/b></p><p>  圖4.1 齒形系數(shù)圖</p><p><b> ?。?.1)</b></p><p>  式中:—計(jì)算載荷(N·mm);</p><p>  —法向模數(shù)(mm);</p><p><b>  —齒數(shù);</b></p>

89、;<p>  —斜齒輪螺旋角(°);</p><p>  —應(yīng)力集中系數(shù),=1.50;</p><p>  —齒形系數(shù),可按當(dāng)量齒數(shù)在圖4.1中查得;</p><p><b>  —齒寬系數(shù)=7.0</b></p><p>  —重合度影響系數(shù),=2.0。</p><p>

90、  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)乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪,許用應(yīng)力在180~350MPa范圍,對(duì)貨車為100~250MPa。</p><p> ?。?)計(jì)算一擋齒輪9,10的彎曲應(yīng)力,</p><p>  =32,=14,=0.154,=0.162,=1036.45N.m,=467.38N.m</p><p><b>  =25.5&

91、#176;</b></p><p><b>  =</b></p><p>  =202,.287MPa<100~250MPa</p><p><b>  =</b></p><p>  =198.2MPa<100~250MPa</p><p> ?。?/p>

92、2)計(jì)算常嚙合齒輪1,2的彎曲應(yīng)力</p><p>  =15,=38,=0.12,=0.115,=190.16N.m,=467.38N.m,=25.5</p><p>  =151.67MPa<100~250MPa</p><p>  =153.55MPa<100~250MPa</p><p> ?。?)計(jì)算二擋齒輪7,8的彎曲

93、應(yīng)力,</p><p>  =34,=22,=0.167,=0.135,=700.78N.m,=467.38N.m,=15°</p><p>  =189.76MPa<100~250MPa</p><p>  =241.96MPa<100~250MPa</p><p>  (4)計(jì)算三擋齒輪5,6的彎曲應(yīng)力</p&

94、gt;<p>  =27,=28,=0.135,=0.149,=437.25N.m,=467.38N.m,=18.8</p><p>  =180.74MPa<100~250MPa</p><p>  =168.79MPa<100~250MPa</p><p> ?。?)計(jì)算四擋齒輪3,4的彎曲應(yīng)力</p><p>

95、  =21,=33,=0.123,=0.131,=288.55N.m,=467.38N.m,=22.4</p><p>  =164.38Pa<100~250MPa</p><p>  =159.09MPa<100~250MPa</p><p><b>  2、直齒輪彎曲應(yīng)力</b></p><p><

96、b>  (4.2)</b></p><p>  式中:—彎曲應(yīng)力(MPa);</p><p>  —計(jì)算載荷(N.mm);</p><p>  —應(yīng)力集中系數(shù),可近似取=1.65;</p><p>  —摩擦力影響系數(shù),主、從動(dòng)齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同,對(duì)彎曲應(yīng)力的影響也不同;主動(dòng)齒輪=1.1,從動(dòng)齒輪=0.9;<

97、;/p><p><b>  —齒寬(mm);</b></p><p><b>  —模數(shù);</b></p><p>  —齒形系數(shù),如圖4.1。</p><p>  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),一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400~850MPa,貨車可取下限,承受雙向交變載荷作用的倒擋齒

98、輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。</p><p> ?。?)計(jì)算倒擋齒輪13,14,15的彎曲應(yīng)力</p><p>  =32,=15,=22,=0.148,=0.118,=0.137,=957.69N.m,=467.38N.m,=678.64 N.m</p><p>  =426.935MPa<400~850MPa</p><p>  =681

99、.39MPa<400~850MPa</p><p>  = 475.384MPa<400~850MPa</p><p>  2.3.4.齒輪接觸應(yīng)力校核</p><p><b>  輪齒接觸應(yīng)力σj</b></p><p><b> ?。?.3)</b></p><p

100、>  式中:—輪齒的接觸應(yīng)力(MPa);</p><p>  F—齒面上的法向力(F/)</p><p>  F1—計(jì)算載荷(2Tg/d;</p><p>  —節(jié)圓直徑(mm);</p><p>  —節(jié)點(diǎn)處壓力角(°),—齒輪螺旋角(°);</p><p>  —齒輪材料的彈性模量(MPa

101、);</p><p>  —齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm);</p><p>  、—主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm),直齒輪、,斜齒輪、;</p><p>  、—主、從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑(mm)。</p><p>  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)力見表4.1。</p><p>  

102、彈性模量=20.6×104 N·mm-2,齒寬</p><p>  表4.1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力</p><p> ?。?)計(jì)算一擋齒輪9,10的接觸應(yīng)力</p><p>  =1036.45N.m,=467.38N.m,==4×7=28</p><p><b>  =11.769mm</b

103、></p><p><b>  =26.90mm</b></p><p>  =1732.59MPa<1900~2000MPa</p><p>  =1759.014MPa<1900~2000MPa</p><p> ?。?)常嚙合齒輪1,2的接觸應(yīng)力</p><p>  =19

104、0.16N.m,=487.58N.m,==24.5</p><p><b>  =27.95</b></p><p>  =1260.262MPa<1300~1400MPa</p><p>  =1241.338MPa<1300~1400MPa</p><p> ?。?)計(jì)算二擋齒輪7,8的接觸應(yīng)力</

105、p><p>  =700.78N.m,=467.38N.m,==24.5</p><p><b>  =14.11</b></p><p><b>  =21.80</b></p><p>  =1392.197MPa<1300~1400MPa</p><p>  =151

106、4.951MPa<1300~1400MPa</p><p> ?。?)計(jì)算三擋齒輪5,6的接觸應(yīng)力</p><p>  =437.25N.m,=467.38N.m,==24.5</p><p><b>  =18.70</b></p><p><b>  =18.03</b></p>

107、;<p>  =1290.713MPa<1300~1400MPa</p><p>  =1310.396MPa<1300~1400MPa</p><p> ?。?)計(jì)算四擋齒輪3,4的接觸應(yīng)力</p><p>  =288.55N.m,=467.38N.m,==24.5</p><p><b>  =23.

108、11</b></p><p><b>  =14.70</b></p><p>  =1215.983MPa<1300~1400MPa</p><p>  =1234.839MPa<1300~1400MPa</p><p> ?。?)計(jì)算倒擋齒輪11,12,13的接觸應(yīng)力</p>&

109、lt;p>  =957.69N.m,=687.64N.m,=467.38N.m,==28</p><p><b>  mm,mm</b></p><p>  =4×22=88mm</p><p><b>  =21.88</b></p><p><b>  =10.26&l

110、t;/b></p><p><b>  =15.05</b></p><p>  =1205.87MPa<1900~2000MPa</p><p>  =1514.96MPa<1900~2000MPa</p><p>  =1461.65MPa<1900~2000MPa</p>&l

111、t;p>  第三章 軸的設(shè)計(jì)和尺寸設(shè)計(jì)</p><p>  3.1軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì)</p><p>  3.1.1軸的工藝要求</p><p>  倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動(dòng)的光軸。變速器第二軸視結(jié)構(gòu)不同,可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對(duì)于只有滑動(dòng)齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理,但對(duì)于有常嚙合齒輪工作的第二軸應(yīng)采用滲碳或高頻處理[14]。第二軸上

112、的軸頸常用做滾針的滾道,要求有相當(dāng)高的硬度和表面光潔度,硬度應(yīng)在HRC58~63,表面光潔度不低于▽8[15]。</p><p>  對(duì)于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面,光潔度不應(yīng)低于▽7,并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應(yīng)可控制其不同心度[16]。</p><p>  對(duì)于采用高頻或滲碳鋼的軸,螺紋部分不應(yīng)淬硬,以免產(chǎn)生裂紋。</p><p>  對(duì)

113、于階梯軸來(lái)說(shuō),設(shè)計(jì)上應(yīng)盡量保證工藝簡(jiǎn)單,階梯應(yīng)盡可能少[17]。</p><p>  3.1.2.初選軸的直徑</p><p>  在已知中間軸式變速器中心距時(shí),第二軸和中間軸中部直徑,軸的最大直徑和支承距離的比值:</p><p>  對(duì)中間軸,=0.16~0.18;對(duì)第二軸,0.18~0.21。</p><p>  第一軸花鍵部分直徑(m

114、m)可按式(5.1)初選</p><p><b> ?。?.1)</b></p><p>  式中:—經(jīng)驗(yàn)系數(shù),=4.0~4.6;</p><p>  —發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩(N.m)。</p><p>  第一軸花鍵部分直徑=23.2~26.68mm取25mm;第二軸最大直徑=45.9~61.2mm取55mm;中間軸最大直徑

115、=45.9~61.2mm取55mm</p><p>  第二軸:;第一軸及中間軸:</p><p>  第二軸支承之間的長(zhǎng)度=261.9~305.56mm取265mm;</p><p>  中間軸支承之間的長(zhǎng)度=305.56~343.75mm取305mm,</p><p>  第一軸支承之間的長(zhǎng)度=138.8~156.25mm取140mm&

116、lt;/p><p>  3.2.軸的強(qiáng)度驗(yàn)算</p><p>  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,變速器的軸要承受轉(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)產(chǎn)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、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此,在設(shè)計(jì)變速器時(shí),其剛度大小應(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)和一直條件初選軸的直

117、徑,然后根據(jù)公式進(jìn)行有關(guān)剛度和強(qiáng)度方面的驗(yàn)算。</p><p>  3.2.1各擋齒輪的受力計(jì)算</p><p>  作用于齒面上的法向力Fn =Ft/可分解為互相垂直的三個(gè)力 圓 周力 徑向力 軸向力</p><p> ?。?)一擋齒輪9,10的圓周力、</p><p><b>  圓周力</b></p>

118、<p><b>  N</b></p><p><b>  徑向力: </b></p><p><b>  軸向力</b></p><p> ?。?)常嚙合齒輪1,2的圓周力、</p><p> ?。?)二擋齒輪7,8的圓周力、</p><p&g

119、t; ?。?)三擋齒輪5,6的圓周力、</p><p> ?。?)四擋齒輪3,4的圓周力、</p><p> ?。?)倒檔齒輪11,12,13的圓周力、、</p><p>  3.2.2.軸的剛度計(jì)算</p><p>  若軸在垂直面內(nèi)撓度為,在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ,可分別用式(5.2)、(5.3)、(5.4)計(jì)算</p>

120、<p><b> ?。?.2)</b></p><p><b> ?。?.3)</b></p><p><b> ?。?.4)</b></p><p>  式中:—齒輪齒寬中間平面上的徑向力(N);</p><p>  —齒輪齒寬中間平面上的圓周力(N);</p

121、><p>  —彈性模量(MPa),=2.1×105MPa;</p><p>  —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;</p><p>  、—齒輪上的作用力距支座、的距離(mm);</p><p>  —支座間的距離(mm)。</p><p><b>  軸的全

122、撓度為mm。</b></p><p>  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0.002rad。</p><p> ?。?)第一軸常嚙合齒輪副,因距離支撐點(diǎn)近,負(fù)荷又小,通常撓度不大,</p><p><b>  可以不必計(jì)算</b></p>

123、<p>  (2)二軸的剛度,選擇軸最細(xì)的地方進(jìn)行計(jì)算</p><p>  N,=3090.572</p><p><b>  mm,,mm</b></p><p><b> ?。?)中間軸剛度</b></p><p>  =16692.14N,=6734.225N</p>

124、<p>  =25mm,=53.47+37.14=91.5mm,=325mm</p><p>  3.2.3.軸的強(qiáng)度計(jì)算</p><p> ?。?)二軸的強(qiáng)度校核</p><p>  一檔時(shí)撓度最大,最危險(xiǎn),因此校核。</p><p><b>  ;;;</b></p><p><

125、;b> ??;;;;</b></p><p>  1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩</p><p><b>  +=</b></p><p>  由以上兩式可得=5398.177N,=10796.353N,=1133617.17N.mm</p><p>  2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩</p>

126、<p><b>  +=</b></p><p>  由以上兩式可得=268.01N,=4987.71N,=54138.02N.mm,=448270.44N.mm</p><p><b>  按第三強(qiáng)度理論得:</b></p><p><b>  N.mm</b></p>&l

127、t;p> ?。?)中間軸強(qiáng)度校核</p><p><b> ??;;;</b></p><p><b> ??;;;</b></p><p><b>  ;;;</b></p><p>  1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩、</p><p><b&g

128、t;  ++=</b></p><p><b>  +</b></p><p>  由以上兩式可得=-13768.32N,=13468.48N,=-397560.24N.mm,=348496.92N.mm</p><p>  2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩、</p><p><b>  +=+<

129、/b></p><p>  由以上兩式可得=2355.29N,=5493.17N,=68008.99N.mm,=132314.49N.mm,=142135.77N.mm</p><p><b>  按第三強(qiáng)度理論得:</b></p><p><b>  N.mm</b></p><p><

130、;b>  N.mm</b></p><p>  第4章 .軸承的選擇與壽命計(jì)算</p><p>  4.1.一軸軸承的選擇與壽命計(jì)算</p><p><b>  1、初選軸承型號(hào)</b></p><p>  由工作條件和軸頸直徑初選一軸軸承型號(hào)30208,轉(zhuǎn)速=1850r/min,查《機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)踐》該軸

131、承的=42800N,=59800N,=0.37,預(yù)期壽命=30000h</p><p>  2、計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷</p><p>  =3454.754/2922.573=1.12>=0.37。查《機(jī)械設(shè)計(jì)原理與設(shè)計(jì)》,則=0.4,查《機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)踐》=1.6。</p><p>  ,為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù),見《機(jī)械設(shè)計(jì)原理與設(shè)計(jì)》。</p>&

132、lt;p>  (1.2~1.8)取=1.2</p><p>  =1.2(0.4×2922.573+1.6×3454.754)=9353.79N</p><p>  3、計(jì)算軸承的基本額定壽命</p><p>  ,為壽命系數(shù),對(duì)球軸承=3;對(duì)滾子軸承=10/3。</p><p>  =40889h>=30000h合

133、格[19,20]。</p><p>  4.2.二軸軸承的選擇與壽命計(jì)算</p><p><b>  1、初選軸承型號(hào)</b></p><p>  由工作條件和軸頸直徑初選二軸軸承型號(hào)30208,查《機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)踐》該軸承的=42800N,=59800N,=0.37,預(yù)期壽命=30000h</p><p><b>

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