【正文】 注意！copy前一定要備份！以后再做修改時(shí)，要修改備份文檔。移動(dòng)引用位置會(huì)自動(dòng)重新編號(hào)。什么是“同等學(xué)歷”？我也不懂。在這次設(shè)計(jì)的過程中，指導(dǎo)老師XX老師一直都關(guān)注著我的每一步進(jìn)展，并給了我很多好的意見和建議，同時(shí)也對(duì)我提出了嚴(yán)格的要求。參考文獻(xiàn)[1] 彭文生，：96～138[2] ：32～81[3] ：254～259[4] ：158～200[5] ：106～126[6] ：70～83[7]（美）：49～65[8] 陳殿云，張淑芬，：182～196[9] ：14～16，113～115[10] 濮良貴，：184～223[11] 王昆，何小柏，：47～49[12] 侯洪生，: 225～333[13] : 65～78[14] : 32～42 [15] : 25～49[16] : 35～68[17] 劉博軍．: 102～152 [18] Henry J （Ford Motor Company）.A TimeDomain Fatigue Life Prediction : 83~95[19] Duditra F Visa I．Optimization of the steering linkage in the fifth World Congress on theory of machine and :196259致 謝轉(zhuǎn)眼間，大學(xué)四年很快就要結(jié)束了。但是，在以后的工作和學(xué)習(xí)中，我會(huì)繼續(xù)學(xué)習(xí)和研究變速器技術(shù)，以求其設(shè)計(jì)更加合理和經(jīng)濟(jì)。變速器是車輛不可或缺的一部分，其中機(jī)械式變速箱設(shè)計(jì)發(fā)展到今天，其技術(shù)已經(jīng)成熟，但對(duì)于我們還沒有踏出校門的學(xué)生來說，其中的設(shè)計(jì)理念還是很值得我們?nèi)ヌ接?、學(xué)習(xí)的。第3章 有限元優(yōu)化分析本章將對(duì)關(guān)鍵設(shè)計(jì)部件進(jìn)行有限元優(yōu)化分析，分析軟件采用catia。 其中，l為鍵的工作長(zhǎng)度,A型，l=Lb（mm）；k為鍵與輪轂的接觸高度，平鍵k=（mm）；MPa滿足強(qiáng)度要求。 3）中間軸軸承校核 初選軸承型號(hào)由工作條件和軸頸直徑初選中間軸軸承型號(hào)32007，查《機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)踐》該軸承的=592000N，=432000N，=，預(yù)期壽命=30000h。（～）取==計(jì)算軸承的基本額定壽命，為壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3；對(duì)滾子軸承=10/3。軸承的校核一擋時(shí)傳遞的軸向力最大。3. 汽車行進(jìn)中若誤掛倒檔，變速器齒輪間將發(fā)生極大沖擊，導(dǎo)致零件損壞。設(shè)計(jì)變速器操縱機(jī)構(gòu)時(shí)，應(yīng)滿足以下要求：。螺紋角一般取60176。一般在設(shè)計(jì)時(shí)，R錐越大則B也要相應(yīng)選擇大一些。30′?！?176。1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩、++=+由以上兩式可得=，=，=，=2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩、+=+由以上兩式可得=,=,=，=,=。（2）二軸的剛度一檔時(shí)===二檔時(shí)= ==三檔時(shí)==五檔時(shí)==倒檔時(shí)=～=～=（3） 中間軸剛度 中間軸受力圖如圖24 ：abLδFr圖24 中間軸受力圖一檔時(shí)==二檔時(shí)===三檔時(shí)===五檔時(shí)= ==常嚙合===倒檔時(shí)= == 軸的強(qiáng)度計(jì)算（1）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，可以不必計(jì)算。 第二軸支承之間的長(zhǎng)度=～；中間軸支承之間的長(zhǎng)度=～，第一軸支承之間的長(zhǎng)度=～。對(duì)于階梯軸來說，設(shè)計(jì)上應(yīng)盡量保證工藝簡(jiǎn)單，階梯應(yīng)盡可能少。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。）；—齒輪材料的彈性模量（MPa）；—齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm)； 、—主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm)，直齒輪、斜齒輪；、—主、從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑(mm)。）；—應(yīng)力集中系數(shù)，=；—齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖22中查得；—齒寬系數(shù)=；—重合度影響系數(shù)，=。[10] 計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為=，轉(zhuǎn)速2100r/min，齒輪傳動(dòng)效率99%，離合器傳動(dòng)效率99%，軸承傳動(dòng)效率96%。變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值：～。=五擋采用超速檔，齒輪為斜齒輪。對(duì)中心距進(jìn)行修正：==75mm。24176。初選常嚙合齒輪螺旋角為24176。等，但普遍采用30176。所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20176。當(dāng)變速器選用的常嚙合齒輪對(duì)數(shù)和同步器多時(shí)，應(yīng)取給出范圍的上限。初選中心距A=75mm。變速器的次高檔為直接檔，最高檔為超速檔，本設(shè)計(jì)變速器次高檔四擋為直接擋,=。m,nt=代入數(shù)據(jù)可得= （23）（2）根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件確定式中——汽車滿載靜止于水平路面時(shí)后驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷；=mg60%。 變速器各擋傳動(dòng)比的確定選擇最低檔傳動(dòng)比時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動(dòng)車輪的滾動(dòng)半徑等來綜合考慮、確定。至于何處應(yīng)當(dāng)采用何種軸承，是受結(jié)構(gòu)限制并隨所承受的載荷特點(diǎn)不同而不同。第一軸的花健尺寸與離合器從動(dòng)盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮，目前一般都采用齒側(cè)定心的矩形花健，鍵齒之間為動(dòng)配合。第2章 機(jī)械式變速器設(shè)計(jì) 變速器設(shè)計(jì)基本方案 變速器類型的選擇本設(shè)計(jì)是某輕型商用車機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)，發(fā)動(dòng)機(jī)為前置后驅(qū)形式，故變速器設(shè)計(jì)將采用五檔中間軸式變速器形式?？墒? AMT依舊需要復(fù)雜的電控系統(tǒng)來控制。然而,因無級(jí)變速器技術(shù)難度很大, 發(fā)展相對(duì)較慢, 從而成為世界范圍內(nèi)尚未解決的難題之一。，維修成本便宜。而變速器設(shè)計(jì)是汽車設(shè)計(jì)中重要的環(huán)節(jié)之一。④變速器應(yīng)有高的工作效率。變速器的基本要求是：①保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。 設(shè)計(jì)中根據(jù)汽車的滿載質(zhì)量、主減速比以及驅(qū)動(dòng)車輪的滾動(dòng)半徑等參數(shù)并結(jié)合該汽車的發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào)以及發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率、最大扭矩、最高轉(zhuǎn)速等重要參數(shù)作為基礎(chǔ)進(jìn)行設(shè)計(jì)。中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 某型汽車變速器設(shè)計(jì)論文摘要變速器是汽車傳動(dòng)系中最主要的部件之一。根據(jù)上述參數(shù)，再結(jié)合汽車設(shè)計(jì)、汽車?yán)碚?、機(jī)械設(shè)計(jì)等相關(guān)知識(shí)，計(jì)算出相關(guān)的變速器參數(shù)并論證設(shè)計(jì)的合理性。②換檔迅速、省力、方便。⑤變速器的工作噪聲低。盡管近年來，自動(dòng)變速器和無級(jí)變速器技術(shù)迅猛發(fā)展，對(duì)長(zhǎng)期以來主導(dǎo)市場(chǎng)地位的手動(dòng)變速器產(chǎn)生很大沖擊，但手動(dòng)變速器已應(yīng)用了很長(zhǎng)一個(gè)時(shí)期,經(jīng)過反復(fù)改進(jìn),成為現(xiàn)在的形式,制造技術(shù)趨于成熟化，與其它種類變速器相比較，具有以下優(yōu)點(diǎn)：，制造技術(shù)更加成熟，長(zhǎng)期處于主導(dǎo)變速器市場(chǎng)的地