【正文】 注意！copy前一定要備份！以后再做修改時，要修改備份文檔。移動引用位置會自動重新編號。什么是“同等學歷”？我也不懂。在這次設計的過程中，指導老師XX老師一直都關注著我的每一步進展，并給了我很多好的意見和建議，同時也對我提出了嚴格的要求。參考文獻[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 謝轉眼間，大學四年很快就要結束了。但是，在以后的工作和學習中，我會繼續(xù)學習和研究變速器技術，以求其設計更加合理和經濟。變速器是車輛不可或缺的一部分，其中機械式變速箱設計發(fā)展到今天，其技術已經成熟，但對于我們還沒有踏出校門的學生來說，其中的設計理念還是很值得我們去探討、學習的。第3章 有限元優(yōu)化分析本章將對關鍵設計部件進行有限元優(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滿足強度要求。 3）中間軸軸承校核 初選軸承型號由工作條件和軸頸直徑初選中間軸軸承型號32007，查《機械設計實踐》該軸承的=592000N，=432000N，=，預期壽命=30000h。（～）取==計算軸承的基本額定壽命，為壽命系數，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3。軸承的校核一擋時傳遞的軸向力最大。3. 汽車行進中若誤掛倒檔，變速器齒輪間將發(fā)生極大沖擊，導致零件損壞。設計變速器操縱機構時，應滿足以下要求：。螺紋角一般取60176。一般在設計時，R錐越大則B也要相應選擇大一些。30′?！?176。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、+=+由以上兩式可得=,=,=，=,=。（2）二軸的剛度一檔時===二檔時= ==三檔時==五檔時==倒檔時=～=～=（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==二檔時===三檔時===五檔時= ==常嚙合===倒檔時= == 軸的強度計算（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。 第二軸支承之間的長度=～；中間軸支承之間的長度=～，第一軸支承之間的長度=～。對于階梯軸來說，設計上應盡量保證工藝簡單，階梯應盡可能少。變速器第二軸視結構不同，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）；—齒輪接觸的實際寬度(mm)； 、—主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪、斜齒輪；、—主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。）；—應力集中系數，=；—齒形系數，可按當量齒數在圖22中查得；—齒寬系數=；—重合度影響系數，=。[10] 計算各軸的轉矩發(fā)動機最大扭矩為=，轉速2100r/min，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率99%，軸承傳動效率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。對中心距進行修正：==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。當變速器選用的常嚙合齒輪對數和同步器多時，應取給出范圍的上限。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，本設計變速器次高檔四擋為直接擋,=。m,nt=代入數據可得= （23）（2）根據驅動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后驅動橋給地面的載荷；=mg60%。 變速器各擋傳動比的確定選擇最低檔傳動比時，應根據汽車最大爬坡度、驅動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動車輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。至于何處應當采用何種軸承，是受結構限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。第一軸的花健尺寸與離合器從動盤轂的內花鍵統(tǒng)一考慮，目前一般都采用齒側定心的矩形花健，鍵齒之間為動配合。第2章 機械式變速器設計 變速器設計基本方案 變速器類型的選擇本設計是某輕型商用車機械式變速器設計，發(fā)動機為前置后驅形式，故變速器設計將采用五檔中間軸式變速器形式?？墒? AMT依舊需要復雜的電控系統(tǒng)來控制。然而,因無級變速器技術難度很大, 發(fā)展相對較慢, 從而成為世界范圍內尚未解決的難題之一。，維修成本便宜。而變速器設計是汽車設計中重要的環(huán)節(jié)之一。④變速器應有高的工作效率。變速器的基本要求是：①保證汽車有必要的動力性和經濟性。 設計中根據汽車的滿載質量、主減速比以及驅動車輪的滾動半徑等參數并結合該汽車的發(fā)動機型號以及發(fā)動機的最大功率、最大扭矩、最高轉速等重要參數作為基礎進行設計。 某型汽車變速器設計論文摘 要變速器是汽車傳動系中最主要的部件之一。根據上述參數，再結合汽車設計、汽車理論、機械設計等相關知識，計算出相關的變速器參數并論證設計的合理性。②換檔迅速、省力、方便。⑤變速器的工作噪聲低。盡管近年來，自動變速器和無級變速器技術迅猛發(fā)展，對長期以來主導市場地位的手動變速器產生很大沖擊，但手動變速器已應用了很長一個時期,經過反復改進,成為現在的形式,制造技術趨于成熟化，與其它種類變速器相比較，具有以下優(yōu)點：，制造技術更加成熟，長期處于主導變速器市場的地位，各方面技術經過長期市場考驗，通過逐步積累，技術已經相當成熟。目前世界上裝車較多的汽車變速器是手動變速器、電控液力自動變速器、金屬帶鏈式無級變速器、電控機械式自動變速器、雙離合器變速器及環(huán)形錐盤滾輪牽引式無級變速器等數種, 并具有各自優(yōu)勢, 但其中金屬帶式無級變速器前景看好。據該公司預測, 到2008年, 歐洲的50％的MT將會被AMT代替, 同時部分市場也將會被占領。 倒檔形式選擇與前進擋比較，倒檔使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現換倒檔，故多數方案均采用直齒滑動齒輪方式換倒檔。第二軸制成階梯式的以便于齒輪安裝，從受力及合理利用材料來看，也是需要的。[5] 換擋機構形式使用同步器或嚙合套換擋，其換擋行程要比滑動齒輪換擋行程小。（1）根據汽車最大爬坡度確定 汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。 ——道路的附著系數，在瀝青混凝土干路面，φ=～，取φ=。[6]一般汽車各擋傳動比大致符合如下關系（即）則q=； =； ==； ==； =；最高檔位為超速檔，——，本設計取=。 變速器的軸向尺寸貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數有關，可參考下列數據選用：四擋 （～）A；五擋（～）A；六擋（～）A。為檢測方便，A取整。嚙合套或同步器的接合齒壓力角有20176。壓力角。（4）齒寬直齒，為齒寬系數，～，；斜齒，～。71本設計變速器結構示意圖如圖21： 圖21變速器結構圖 一擋齒輪的齒數： 一檔傳動比為 （31）為了求，的齒數，先求其齒數和，一擋齒輪為斜齒齒輪，=。 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數：由式（31）求出常嚙合傳動齒輪的傳動比 （32）=常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即 （33） =由式（32）、（33）得=，==11，=23，則：= 確定其他各擋的齒數：二擋齒輪為斜齒輪 = =則=，==18，=16。 （36） =+=2Acosβ （37） =由（36）（37）得=，=， 取整=9，=25?！?。Ι軸 ==16999%96%=中間軸 ==23/11=Ⅱ軸 一擋 =21/13=二擋 =18/16=三擋 =14/20=五擋 =9/25=倒擋 =19/14= 輪齒強度計算 1）輪齒彎曲強度計算 （1）直齒輪彎曲應力 （38）式中：—彎曲應力（MPa）；—計算載荷（）；—應力集中系數，可近似取=；齒形系數如圖22，可以查得： 圖22齒形系數圖—摩擦力影響系數，主、從動齒輪在嚙合點上的摩