【正文】 選取齒寬系數(shù) d） 材料的彈性影響系數(shù) e） 按齒面硬度中間值52HRC查得大、小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 f） 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) g） 查得接觸疲勞壽命系數(shù) h） 計(jì)算疲勞許用應(yīng)力 取失效效率為1%，安全系數(shù),B. 計(jì)算 a） 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 b） 計(jì)算圓周速度V c） 計(jì)算齒寬 d） 計(jì)算齒寬和齒高之比模數(shù) 齒高 e） 計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)，7級(jí)精度，查得動(dòng)載荷系數(shù)直齒輪，假設(shè)查得，使用系數(shù) f） 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得g） 計(jì)算模數(shù)4) 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)A) 確定公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值a） 按齒面硬度中間值52HRC查得大、小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 b） 查得接觸疲勞壽命系數(shù) c） 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù) d） 計(jì)算載荷系數(shù) e） 查取齒輪系數(shù) f） 查取應(yīng)力校正系數(shù) g） 計(jì)算大小齒輪的并加以比較 h） 計(jì)算模數(shù)對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m略大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪的模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸的疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪的直徑有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度計(jì)算得的模數(shù)，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑5) 幾何尺寸計(jì)算A) 計(jì)算分度圓直徑mmmmB) 計(jì)算中心距C) 計(jì)算齒輪寬度圓整： D) 驗(yàn)算 2. 4. 2 倒檔減速齒輪 取倒檔小齒輪與惰輪的減速比 取倒檔惰輪與大齒輪的減速比1） 計(jì)算各齒輪參數(shù)由于結(jié)構(gòu)的原因，倒檔大，小齒輪要有一定的間隙。其它軸承計(jì)算忽略。例如有人用以下公式來(lái)確定傳動(dòng)比調(diào)控的方向和調(diào)速率 （3） 式中 ——待定的非常系數(shù)顯然對(duì)不同的車輛和發(fā)動(dòng)機(jī)，都要經(jīng)過(guò)大量的實(shí)驗(yàn)才能將其確定，故此法至少實(shí)用性方面受到了較大的限制。對(duì)于工作實(shí)際轉(zhuǎn)速ne大于曲線上的最大功率點(diǎn)轉(zhuǎn)速的特殊情況，則應(yīng)先取強(qiáng)行減小傳動(dòng)比；待工作點(diǎn)回到單調(diào)上升的主段后，再按前述定義的調(diào)控。同時(shí)感謝在本論文寫作過(guò)程中本文其他不少的老師和同學(xué)的關(guān)心及幫助，在這幾年的學(xué)習(xí)和生活中，班上的同學(xué)、授課老師及輔導(dǎo)員老師給了我許多生活和學(xué)習(xí)上的幫助，并一同度過(guò)了許多美好的時(shí)光，真心感謝他們！[1] 阮忠唐 ：化學(xué)工業(yè)出版社，1999，~197[2] 李 偉 圖解汽車自動(dòng)變速器、：機(jī)械工業(yè)出版社，2011，~168[3] 王吉會(huì) ：天津大學(xué)出版社，2006，~130[4] 張建中 周家澤 ：機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)，2007，~360[5] 于慧力 潘承怡 向敬忠 馮新敏編著 :機(jī)械工業(yè)出版社，2006,~145。有上圖可知，要使，應(yīng)該增大傳動(dòng)比來(lái)獲得一個(gè)附加的驅(qū)動(dòng)功率增量。這樣形成了一個(gè)閉環(huán)調(diào)控的基本邏輯。外測(cè)選用7206型圓錐滾子軸承?，F(xiàn)選用硅錳合金彈簧鋼絲，估取彈簧中徑。在特例演變下，這種自壓緊裝置允許=24mm的軸向相對(duì)位移，同時(shí)傳動(dòng)比范圍可達(dá)R≈6。經(jīng)驗(yàn)值為2224度。目前其油耗與采用MT的汽車持平。為了很好的利用發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力和減少油耗，采用有級(jí)變速（MT和AT），在兩檔之間依靠發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速變化來(lái)適應(yīng)車速的變化，因而發(fā)動(dòng)機(jī)無(wú)法達(dá)到最佳的工作狀態(tài)。金屬帶組件由兩組9～12層的鋼環(huán)組和350～400片左右的摩擦片組成，其中鋼環(huán)組的材料，尤其是制造工藝是最難的，要實(shí)現(xiàn)強(qiáng)度高（2000MP），各層環(huán)之間“無(wú)間隙”配合。其操縱方便性和乘坐舒適性可與液力變矩器相當(dāng)，而傳動(dòng)效率卻高得多，接近有級(jí)機(jī)械式自動(dòng)變速器的水平。更主要的是，它能最好的協(xié)調(diào)車輛外界行駛條件與發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)載，使汽車具有一個(gè)不存在“漏洞”的牽引特性，且調(diào)速時(shí)無(wú)需切斷動(dòng)力充分發(fā)掘發(fā)動(dòng)機(jī)的潛力，從而可顯著降低汽車的油耗，提高最大車速和改善超車的性能。以前只有荷蘭VDT公司掌握這種工藝，現(xiàn)在我國(guó)沈陽(yáng)越士達(dá)無(wú)級(jí)變速器有限公司也已近掌握了這種技術(shù)，并在重慶工學(xué)院建成了一條示范性生產(chǎn)線。采用液力變矩器的無(wú)級(jí)變速器，由于其工作原理是油作為動(dòng)力傳動(dòng)的介質(zhì)，許多能量消耗在油的內(nèi)摩擦上，傳動(dòng)效率低，通常為80～85%，比傳統(tǒng)的MT和AT大約費(fèi)油10%～20%，而且液力變矩器轉(zhuǎn)差較大，效率較低。如果拋棄液壓加壓系統(tǒng)，將避免能量的損失，達(dá)到更加節(jié)油的目標(biāo)。我們選用28度的楔角。樣機(jī)測(cè)試結(jié)果顯示：這種裝置基本滿足實(shí)際需要，并且具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本低廉的優(yōu)點(diǎn)。查表知。通過(guò)不同的尺寸公差保證角接觸球軸承主要承受徑向力，圓錐滾子軸承承受軸向力。然而，上述調(diào)控理論或邏輯至少有如下不足之處：首先，它只指出了傳動(dòng)比調(diào)節(jié)變化的方向，沒(méi)有指出變化的量或速率應(yīng)該遵循什么規(guī)律。這相當(dāng)于在始終保持條件下，不斷減小傳動(dòng)比，把以為工作點(diǎn)的曲線向右“平移”到與假象阻力功率在點(diǎn)平衡這一過(guò)程中的逆過(guò)程。不過(guò)，該的定義只適用于曲線單調(diào)上升的那一段。人們?cè)岢隽艘恍┌虢?jīng)驗(yàn)的調(diào)控規(guī)律，試圖改善上述不足之處。 2. 對(duì)圓錐滾子軸承，由于只承受軸向力，要求軸承的工作壽命為一年，采用車用特制軸承，采用特制加工工藝，可以達(dá)到使用標(biāo)準(zhǔn)。則3） 根據(jù)剛度條件，計(jì)算彈簧圈數(shù)取圈4） 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)程序同輸入軸，結(jié)果如下表：中徑90mm有效圈數(shù)5內(nèi)徑74mm總?cè)?shù)7106mm自由長(zhǎng)度95mm工作長(zhǎng) ；75mm5） 驗(yàn)算穩(wěn)定性細(xì)長(zhǎng)比，穩(wěn)定。其關(guān)鍵問(wèn)題是曲面的確定，以下就是有關(guān)計(jì)算：1） 帶輪與皮帶接觸處要求軸向壓緊力為： （1）式中，——工況系數(shù)。根據(jù)已有的資料顯示：帶輪的工作直徑可以達(dá)到75mm，在本設(shè)計(jì)中，我們將帶輪的最小工作直徑定為80mm，以使其工作可靠，壽命更高。這種變速機(jī)構(gòu)緊湊，傳動(dòng)可靠，應(yīng)用范圍廣泛。無(wú)級(jí)變速器（CVT）可以使發(fā)動(dòng)機(jī)在最佳狀態(tài)下工作，依靠變速器無(wú)級(jí)調(diào)速來(lái)適應(yīng)汽車的