【正文】 因為本人能力所限，不能將其自動放入前面的“參考文獻”章節(jié)內，也不能去掉接下來的這半條直線，所以就只能麻煩您這么做了：打印前，備份文檔，然后將下面的內容copy amp。另外，遇到技術困難的時候，車輛工程專業(yè)的老師們也給了我很多幫助，在尋求他們幫助的時候，他們都無微不至，因此我也非常感謝他們。畢業(yè)設計不僅使我學習和鞏固了專業(yè)課知識而且了解了不少相關專業(yè)的知識，個人能力得到很大提高。 齒輪catia有限元分析 倒檔主動直齒輪catia有限元分析 如圖29所示，為倒檔主動直齒輪catia有限元分析圖：圖29倒檔主動直齒輪有限元應力圖 一檔從動齒輪catia有限元分析 如圖210所示，為一檔從動齒輪catia有限元分析圖：圖210一檔從動齒輪有限元應力圖 變速器軸catia有限元分析 中間軸catia有限元分析 如圖211所示，中間軸catia有限元分析圖：圖211中間軸有限元應力圖 第二軸catia有限元分析 如圖212所示，第二軸catia有限元分析圖： 圖212第二軸有限元應力圖 本章小結本章主要是對變速器部件的catia有限元分析，包括變速器中間軸和第二軸的分析和應力最大的斜齒輪、直齒輪分析，生成catia有限元分析圖。 平鍵選擇及強度計算中間軸上選用花鍵，公稱尺寸=126(mm)，=56mm，=40mm。Ⅱ）內部附加力、由機械設計手冊查得Y==Ⅲ）軸向力和由于所以軸承2被放松，軸承1被壓緊Ⅳ）求當量動載荷查機械設計課程設計得向當量動載荷：查《機械設計手冊》，則=，=。即使達到完全齒寬嚙合，也可能由于汽車震動等原因，齒輪產生軸向移動而減少了齒輪的嚙合長度，甚至完全脫離嚙合。[15] ：⑴～。對多錐面同步器，由于摩擦力矩有足夠大，錐面角可取8176。1)求水平面內支反力、和彎矩+=由以上兩式可得=，=，=2)求垂直面內支反力、和彎矩。第一軸花鍵部分直徑（mm）可按式（41）初選: （41）式中：—經(jīng)驗系數(shù)，=～；—發(fā)動機最大轉矩（）。mm2，齒寬=74=28mm。當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，倒擋直齒輪許用彎曲應力在400～850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應力應取下限。 = 確定倒擋齒輪齒數(shù)：倒擋齒輪采用直齒滑動齒輪，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，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距。取整為34。（3）螺旋角貨車變速器螺旋角選取范圍為：18176。 齒輪參數(shù) （1）模數(shù) 。列出變速器傳動比如表21：表21傳動比分配表檔位一二三四五倒檔傳動比 變速器中心距可以利用如下經(jīng)驗公式初選中心距：=式中——中心距系數(shù),～；——變速器處于1檔時的輸出轉矩，；——發(fā)動機最大轉矩，N?m；——變速器的1檔傳動比；——變速器的傳動效率。故有根據(jù)汽車行駛方程式 （21） 汽車以一擋在無風、干砂路面行駛，公式簡化為 （22） 即則由最大爬坡度要求的變速器1檔傳動比為其中m=1860kg,f=,rr=340mm,amax=20176。各截面尺寸不應相差懸殊，軸上供磨削用的砂輪越程槽處的應力集中會引起軸斷裂。[2]總之, 變速器是汽車除發(fā)動機外的主要裝置之一, 伴隨著汽車技術更新?lián)Q代和市場需求，在向實現(xiàn)理想變速器發(fā)展過程中將會取得更加巨大的成就。[1],改進現(xiàn)有的變速器,從市場廣度開發(fā)轉變?yōu)樯疃乳_發(fā),使產品系列化,通用化,降低成本,提高產品質量,才能逐步縮短同世界先進技術水平的差距。關鍵詞 汽車工程；變速器；設計；手動；Abstract Gearbox is the one main ponent of the vehicle duty of this design is to design a manual transmission used in the Tiny gears, it is the countershafttype transmission transmission has two prominent merits: firstly, the transmission efficiency of the direct drives keep high ,the attrition and the noise are also slightest。設計中給出了機械式變速器設計方案，經(jīng)過嚴謹設計過程完成了一款手動變速器設計，并經(jīng)過校驗，證明設計的變速器能夠符合現(xiàn)實功用要求，設計方案具有比較強的可借鑒性。采用中間軸式變速器設計方案，其有兩個突出優(yōu)點：一是其直接擋傳動效率高，磨損及噪聲小；二是在齒輪中心距較小的情況下任然可以獲得較大的一檔傳動比。變速器不得有跳檔、亂檔及換檔沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。，制造工藝成熟，市場需求大，能夠產生生產規(guī)模效益，生產成本低廉。歐洲格特拉克變速箱公司開發(fā)的電控機械自動變速器則克服了AT效率低等缺點, 與AT相比, 具有更大的發(fā)展優(yōu)勢。 軸的結構分析第一軸通常與齒輪做成一體，其長度決定于離合器總成的軸向尺寸。 變速器主要參數(shù)選擇 變速器擋數(shù)的選擇本設計是針對某輕型商務車變速器設計，為五檔手動中間軸式機械式變速器，因此，最高檔為超速檔，次高檔為直接擋。變速器的1檔傳動比應根據(jù)上述條件確定。對于具體的變速器，其軸向尺寸取決于具體的結構。、30176。變速器基本參數(shù)列入表22：表22變速器參數(shù) 參數(shù)模數(shù)壓力角螺旋角齒寬系數(shù)齒頂高系數(shù)值420176。 取整=14，=20。[9]表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48。）；—齒輪螺旋角（176。對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應淬硬，以免產生裂紋。二軸受力彎曲示意圖23：abLδFr 圖23 二軸受力圖（1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點近，負荷又小，通常撓度不大，可以不必計算。 同步環(huán)主要參數(shù)的確定 同步環(huán)結構參數(shù)及尺寸的確定：（如圖27） 圖27 同步環(huán)結構D—分度圓直徑 φ—同步環(huán)大端直徑α—同步環(huán)錐面角 B—同步環(huán)錐面寬由圖9可推算出：φ=2R錐+Btgα；D=φ/～；B=（～）R錐；[13] 鎖環(huán)式同步器的基本尺寸1）,故錐面角α一般可取6176。：在選擇B時，應考慮：B大時會影響同步器軸向尺寸加大，但B的大小也直接影響到錐環(huán)為散熱和耐磨損能否提供足夠大的錐面面積。用于機械式變速器的操縱機構，常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒擋鎖裝置等主要件組成，并依靠駕駛員手力完成選擋、換擋或退到空擋工作，稱為手動換擋變速器。 軸承及平鍵的校核 軸承選擇及校核 1）一軸軸承校核初選軸承型號由工作條件和軸頸直徑初選一軸軸承型號圓錐滾子軸承33005，油潤滑極限轉速=9500r/min，查《機械設計實踐》該軸承的=42500N，=32500N。 按同樣方法計算可得：=＞=30000h合格。表25 箱體的主要結構尺寸 名 稱 符 號 減速器型式及結構尺寸箱座壁厚箱蓋壁厚箱體凸緣厚度箱座加強筋厚度箱蓋加強筋厚度地腳螺釘直徑地腳螺釘數(shù)目軸承旁連接螺栓直徑箱蓋、箱座連接螺栓直徑軸承該螺釘直徑、數(shù)目 軸承蓋外徑 觀察孔蓋螺釘直徑箱蓋箱座連接螺栓直徑 本章小結本章主要是對變速器各部件進行設計計算，包括齒輪計算和校核、軸設計計算、同步器及操縱機構設計、軸承及平鍵校核、變速器箱體設計，是變速器設計整體方案的確定。本著實用性和經(jīng)濟性的原則，在各部件的設計要求上都采用比較開放的標準，因此，安全系數(shù)不高，這一點是本次設計的不理想之處。在這里，我向那些在這四年里給于過我巨大幫助的老師和同學們表示衷心的感謝，正是他們的幫忙才讓我得以圓滿的完成四年的學業(yè)和最后的畢業(yè)設計。雙擊序號能自動定位。襖羋蕆袇螀芇蕿蝕聿芆艿蒃肅芅蒁螈羈芄薃薁袆芃芃螆螂芃蒞蕿肁節(jié)蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈螞螂羂薁袈肀肁芀蟻羆肁莃袆袂肀薅蠆袈聿蚇蒂膇肈莇螇肅肇葿薀罿肆薂螆裊肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羈膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿節(jié)衿羈腿莄螞襖羋蕆袇螀芇蕿蝕聿芆艿蒃肅芅蒁螈羈芄薃薁袆芃芃螆螂芃蒞蕿肁節(jié)蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈螞螂羂薁袈肀肁芀蟻羆肁莃袆袂肀薅蠆袈聿蚇蒂膇肈莇螇肅肇葿薀罿肆薂螆裊肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羈膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿節(jié)衿羈腿莄螞襖羋蕆袇螀芇蕿蝕聿芆艿蒃肅芅蒁螈羈芄薃薁袆芃芃螆螂芃蒞蕿肁節(jié)蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈螞螂羂薁袈肀肁芀蟻羆肁莃袆袂肀薅蠆袈聿蚇蒂膇肈莇螇肅肇葿薀罿肆薂螆裊肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂