兩軸式五檔變速器說(shuō)明書

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1、精品文檔，僅供學(xué)習(xí)與交流，如有侵權(quán)請(qǐng)聯(lián)系網(wǎng)站刪除目錄前言1第一章 設(shè)計(jì)方案11.1 設(shè)計(jì)方案和基本數(shù)據(jù)11.2 變速器設(shè)計(jì)的基本要求1第二章 變速器主要參數(shù)的選擇12.1變速器主要參數(shù)的選擇12.2變速器齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算4第三章 齒輪的校核113.1 齒輪的損壞形式113.2齒輪材料及加工方法.113.3 計(jì)算各軸轉(zhuǎn)矩123.4齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算123.5齒輪接觸應(yīng)力計(jì)算. 143.6計(jì)算一檔齒輪的受力. 16第四章軸的設(shè)計(jì)計(jì)算. 174.1 軸的強(qiáng)度計(jì)算174.2 初選軸的直徑174.3軸的強(qiáng)度驗(yàn)算17第五章 軸承校核.195.1 輸入軸軸承校核195.2 初選軸承型號(hào)195.3計(jì)算軸承的壽命2

2、0參考文獻(xiàn). . 22第一章 設(shè)計(jì)方案1.1 設(shè)計(jì)方案和基本數(shù)據(jù)最大功率：57KW最高車速:134Km/h最大轉(zhuǎn)矩：105N·m整車總質(zhì)量：1040Kg 最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速：3300r/min 最大功率轉(zhuǎn)速：5100r/min前輪胎規(guī)格：165/60 R14 乘用車（二軸式）基本參數(shù)如下表表1-1設(shè)計(jì)基本參數(shù)表1.2 變速器設(shè)計(jì)的基本要求對(duì)變速器如下基本要求. 1）保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。 2）設(shè)置空擋，用來(lái)切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力向驅(qū)動(dòng)輪的傳輸。 3）設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛。 4）設(shè)置動(dòng)力輸出裝置，需要時(shí)能進(jìn)行功率輸出。 5）換擋迅速，省力，方便。 6）工作可靠。汽車行駛過(guò)程中，變速器

3、不得有跳擋，亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 7）變速器應(yīng)當(dāng)有高的工作效率。除此以外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小，制造成本低，維修方便等要求。滿足汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，這與變速器的檔數(shù)，傳動(dòng)比范圍和各擋傳動(dòng)比有關(guān)。汽車工作的道路條件越復(fù)雜，比功率越小，變速器的傳動(dòng)比范圍越大。第二章 變速器主要參數(shù)的選擇 2.1變速器主要參數(shù)的選擇一、擋數(shù)增加變速器的擋數(shù)能改善汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。擋數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，并且是尺寸輪廓和質(zhì)量加大。同時(shí)操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜，而且在使用時(shí)換擋頻率也增高。在最低擋傳動(dòng)比不變的條件下，增加變速器的當(dāng)屬會(huì)是變速器相鄰的低擋與高擋之間傳動(dòng)比比值減小，是換擋工作容

4、易進(jìn)行。要求相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值在1.8以下,該制約小換擋工作越容易進(jìn)行。要求高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值小。近年來(lái)為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢(shì)。目前轎車一般用45個(gè)擋位，級(jí)別高的轎車變速器多用5個(gè)擋，貨車變速器采用45個(gè)擋位或多擋。裝載質(zhì)量在23.5T的貨車采用5擋變速器，裝載質(zhì)量在48T的貨車采用6擋變速器。多擋變速器多用于重型貨車和越野車。本次設(shè)計(jì)選用的是5擋變速器。二、初選傳動(dòng)比1、主減速器傳動(dòng)比的確定發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為：式中：為汽車行駛速度（Km/h），為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min），為車輪滾動(dòng)半徑（m），為變速器傳動(dòng)

5、比，為主減速器傳動(dòng)比。設(shè)定的最高車速為144Km/h，最高檔為超速檔，傳動(dòng)比取0.8，車輪滾動(dòng)半徑由所選用的輪胎規(guī)格185/60R14可得r=0.28m，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速=(1.42.0) =44806400,取5000r/min。由公式可得=4.962、最低擋傳動(dòng)比的計(jì)算按最大爬坡度設(shè)計(jì)，滿足最大通過(guò)能力條件，即用一檔通過(guò)要求最大坡角坡道時(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)）用公式表示為：式中：為為車輛總質(zhì)量（N），為坡道面滾動(dòng)阻力系數(shù)（瀝青路面中=0.010.02），取0.016，為發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩（Nm），為傳動(dòng)效率（0.850.90），為最大爬坡度（一

6、般轎車要求爬上30%的坡，大約16.7°）。由上式可得：=1.82 即根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪件與地面附著條件：即： 式中：為驅(qū)動(dòng)輪的地面法向反力，=；為驅(qū)動(dòng)輪與地面的附著系數(shù)，在混凝土或?yàn)r青路面取0.70.8，取0.8。此處取1140Kg（前置前驅(qū)汽車的前軸軸荷47%60%）。所以一檔傳動(dòng)比的選擇范圍是初選一檔傳動(dòng)比為最低穩(wěn)定車速： =5.9 Km/h<10Km/h 合格分配各擋傳動(dòng)比：選五檔 按等比級(jí)數(shù)分配 所以 =1.37三、初算中心距A初選中心距時(shí)，可根據(jù)下述經(jīng)驗(yàn)公式 (4-1)式中：變速器中心距（mm）；中心距系數(shù)，乘用車：=8.99.3，商用車：=8.69.6，多擋變速器：=9

7、.511.0；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（Nm）；變速器一擋傳動(dòng)比；變速器傳動(dòng)效率，取96%。=105N.m=2.85=58.762.36(mm)初選中心距=62 mm 2.2變速器齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算一、齒輪參數(shù)1、模數(shù) 表1汽車變速器齒輪法向模數(shù)車型乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L貨車的最大總質(zhì)量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模數(shù)/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00 表2汽車變速器常用齒輪模數(shù)一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50根據(jù)表1、表2本次設(shè)計(jì)

8、，一、二、倒檔齒輪的模數(shù)定為2. 5mm，三四五檔模數(shù)為2.25。2、壓力角壓力角較小時(shí)，重合度大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲低；較大時(shí)可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些。變速器齒輪壓力角為 20 3、螺旋角斜齒輪在變速器中得到廣泛的應(yīng)用。選斜齒輪的螺旋角，要注意他對(duì)齒輪工作噪聲齒輪的強(qiáng)度和軸向力的影響。在齒輪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。試驗(yàn)還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。不過(guò)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)度仍然繼續(xù)上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過(guò)大的螺旋角，以1525為宜

9、；而從提高高擋齒輪的接觸強(qiáng)度和增加重合度著眼，應(yīng)選用較大螺旋角。斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用：轎車兩軸式變速器為 2025°初選的螺旋角=22 4、齒寬b應(yīng)注意齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸，齒輪工作平穩(wěn)性，齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)受力的均勻程度均有影響。考慮到盡可能的減少質(zhì)量和縮短變速器的軸向尺寸，應(yīng)該選用較小的齒寬。減少齒寬會(huì)使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，還會(huì)使工作應(yīng)力增加。使用寬些的齒寬，工作時(shí)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并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據(jù)齒輪模數(shù)m的大小來(lái)選定齒寬。直齒：b=m， 為齒寬系數(shù)，取為4.58.0 斜齒：b=，取6.08.5 第一

10、軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)，可取大些，使接觸線長(zhǎng)度增加、接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)平穩(wěn)性和齒輪壽命。二、各擋齒輪齒數(shù)的分配在初選中心距，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。1、 齒輪齒數(shù)的確定一檔： 斜齒=2A/ =2A/m=（262cos22）/2.5=45.98計(jì)算后取整=46，然后進(jìn)行大小齒輪齒數(shù)的分配。 取=13 =33 所以 二檔： 取46 解得： 所以 三檔： 取51 解得： 所以 四檔： 取51 解得： 所以五檔： 取51 解得： 所以 2、對(duì)中心距進(jìn)行修正因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和后，經(jīng)過(guò)取整數(shù)使中心距

11、有了變化，所以應(yīng)根據(jù)和齒輪變位系數(shù)新計(jì)算中心距，在以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。修正后中心距一二檔: A=mm ， 三四五檔 ：A=mm 。3、確定倒擋齒輪齒數(shù)倒檔齒輪選用的模數(shù)往往與一檔接近，取模數(shù)為2.5，倒檔齒輪的齒數(shù)一般在2123之間，選=21。三、確定齒輪參數(shù)一擋齒輪變位后參數(shù)：角度變位后的端面壓力角： = 所以 端面嚙合角： 解得查表得變位系數(shù)和：=0.21 =0.38 =-0.17- =0.218分度圓直徑: =88.95mm齒頂高 =2.905mm =()=1.53mm 齒根高=（+-）=2.175mm =(+- )=3.55mm全齒高 =+=5.08mm =+=

12、5.08mm齒頂圓直徑：=40.86mm =92.01mm齒根圓直徑：=30.7mm =81.85mm當(dāng)量齒數(shù) =16.3 = =41.37二檔齒輪變位后參數(shù)：角度變位后的端面壓力角： = 所以 端面嚙合角： 解得查表得變位系數(shù)和：=0.21 =0.31 =-0.1- =0.228分度圓直徑: =83.55mm齒頂高 =2.73mm =()=1.705mm齒根高=（+-）=2.35mm =(+-)=3.375mm全齒高 =5.08mm =5.08mm齒頂圓直徑：=45.91mm =86.96mm齒根圓直徑：=35.75mm =76.8mm當(dāng)量齒數(shù) = = 18.8 = =38.86三檔齒輪變位

13、后參數(shù)：角度變位后的端面壓力角： = 所以 端面嚙合角： 解得查表得變位系數(shù)和：=0.32 =0.23 =0.090.048- =0.272分度圓直徑: =75.37mm齒頂高 =2.156mm =()=1.84mm齒根高=（+-）=2.295mm =(+-)=2.61mm全齒高=4.45mm =4.45mm齒頂圓直徑：=52.941mm =79.051mm齒根圓直徑：=44.04mm =70.15mm當(dāng)量齒數(shù) = =25.24 = =39.12四檔齒輪變位后參數(shù)：角度變位后的端面壓力角： = 所以 端面嚙合角： 解得查表得變位系數(shù)和：=0.32 =0.18 =0.140.048- =0.27

14、2分度圓直徑: =68.07mm齒頂高 =2.043mm =()=1.953mm齒根高=（+- ）=2.4075mm =(+-)=2.495mm全齒高 =4.45mm =4.45mm齒頂圓直徑：=60.006mm =71.976mm齒根圓直徑：=51.105mm =63.08mm當(dāng)量齒數(shù) = =30.28 = =34.07五檔齒輪變位后參數(shù)：角度變位后的端面壓力角： = 所以 端面嚙合角： 解得查表得變位系數(shù)和：=0.32 =0.13 =0.190.048- =0.272分度圓直徑: =55.92mm齒頂高 =1.9305mm =()=2.066mm齒根高=（+-）=2.52mm =(+-)=

15、2.385mm全齒高=4.45mm =4.45mm齒頂圓直徑：=71.941mm =60.051mm齒根圓直徑：=63.04mm =51.15mm當(dāng)量齒數(shù) = =35.33 = =29.02倒檔齒輪變位后參數(shù)：角度變位后的端面壓力角： 查表得變位系數(shù)和：=0 =0.23 = -0.23 =0.230- =0分度圓直徑: =27.50mm =52.50mm =80mm齒頂高 =3.075mm =()=1.925mm =3.075mm齒根高=（+-）=2.55mm =(+-)=3.70mm=（+-）=2.55mm全齒高=5.625mm =5.625mm =5.625mm齒頂圓直徑：=33.65mm

16、 =56.35mm =86.15mm齒根圓直徑：=22.40mm =45.10mm =74.90mm第三章 齒輪的校核3.1 齒輪的損壞形式變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷，齒面疲勞剝落，移動(dòng)換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。3.2 齒輪加工方法及材料與其他機(jī)械行業(yè)相比，不同用途汽車的變速器齒輪使用條間仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪用的材料，熱處理方法，加工方法，精度級(jí)別，支承方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剃齒和磨齒精加工 ，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級(jí)。國(guó)內(nèi)汽車常用的變速器齒輪材料有20GrMnTi、20GrMn2TiB、15MnCr5、20M

17、nCr5、25 MnCr5、28 MnCr5。滲碳齒輪的表面硬度為5863HRC，心部硬度為3348HRC。本次設(shè)計(jì)中齒輪的材料選用20GrMnTi，一般設(shè)計(jì)中軸與齒輪的材料選取應(yīng)相同，所以此次設(shè)計(jì)中軸的材料也選用20GrMnTi3.3 計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩為130Nm，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%。 輸入軸 輸出軸一檔=100.842×0.98×0.98×2.54= 274.082Nm 輸出軸二檔=100.842×0.98×0.98×2.07= 200.477Nm 輸出軸三檔=100.842

18、×0.98×0.98×1.55= 150.115Nm 輸出軸四檔=100.842×0.98×0.98×1.125= 108.955Nm 輸出軸五檔=100.842×0.98×0.98×0.82=79.416 Nm 倒擋軸 =123.55×0.98×0.98×1.91=184.893 Nm =190.22×0.98×0.98×1.52=270.585Nm3.4 齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算斜齒輪彎曲應(yīng)力 式中：計(jì)算載荷（N·mm）；法向模數(shù)（mm）；

19、齒數(shù)；斜齒輪螺旋角（°）；應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖中查得；齒寬系數(shù)=7.0重合度影響系數(shù)，=2.0。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180350MPa范圍，對(duì)貨車為100250MPa。圖5-1 齒形系數(shù)圖一檔齒輪的彎曲應(yīng)力：=13，=33，=0.158，=0.158，=100.842N.m，=274.082N.m，=21.96° =215.44MPa<180350MPa =206.67MPa<100250MPa二檔齒輪的彎曲應(yīng)力：=15，=31，=0.138，=0.143，=100

20、.842N.m，=200.477N.m，=21.96° =197.33MPa<180350MPa=183.93MPa<100250MPa三檔齒輪的彎曲應(yīng)力： =20，=31，=0.154，=0.155，=100.842N.m，=150.115N.m，=22.27° =181.93MPa<180350MPa=173.21MPa<100250MPa四檔齒輪的彎曲應(yīng)力： =23，=28，=0.156，=0.154 =100.842N.m，=108.955N.m，=22.27° =149.33MPa<180350MPa=145.28MPa&l

21、t;100250MPa五檔齒輪的彎曲應(yīng)力：=28，=23，=0.155，=0.154，=100.842N.m，=79.416N.m，=22.27° =133.60MPa<180350MPa=124.31MPa<100250MPa倒檔齒輪的彎曲應(yīng)力：=11，=21，=32，=0.135，=0.114，=0.135，=100.842N.m，=184.893N.m ，=270.585Nm，=7 =717.75MPa<400850MPa=816.31MPa<400850MPa=662.03MPa<400850MPa為摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪=1.1，從動(dòng)齒輪=0

22、.93.5 輪齒接觸應(yīng)力計(jì)算 （4.3）式中：輪齒的接觸應(yīng)力（M Pa）；計(jì)算載荷（N.mm）；節(jié)圓直徑(mm)；節(jié)點(diǎn)處壓力角（°），齒輪螺旋角（°）；齒輪材料的彈性模量（M Pa）；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)。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。彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬，k取7表4.1變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋190020009501000常嚙合齒輪和高擋130

23、01400650700計(jì)算齒輪的接觸應(yīng)力 ： =100.842N.m，=274.082N.m，=， ， 節(jié)圓直徑：=35.05mm =88.95mm =1244.76MPa<19002000MPa =1217.24MPa<19002000MPa =840.35MPa<19002000MPa =824.24MPa<19002000MPa =962.51MPa<19002000MPa =943.29MPa<19002000MPa =999.59MPa<19002000MPa =919.55MPa<19002000MPa =925.04MPa<1

24、9002000MPa =906.13MPa<19002000MPa =1472.09MPa<19002000MPa=1409.50MPa<19002000MPa=1154.36MPa<19002000MPa綜合齒輪的彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力，此次設(shè)計(jì)的齒輪均基本滿足強(qiáng)度要求。3.6 齒輪的受力分析 一擋齒輪的受力： =100.842N·m, =274.082N·m =35.05mm =88.95mm 6162.61N 2258.19N 2418.48N 2320.17N 2484.85N 倒擋齒輪的受力：=100.842Nm，=184.893Nm，=270

25、.585Nm，=27.5mm，=52.5mm，=80mm7333.39Nm，10308Nm，6764.63Nm2669.34Nm，3751.81Nm，2462.12Nm 第四章 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1軸的強(qiáng)度計(jì)算變速器在工作時(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)發(fā)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、耐磨性和工作噪聲的均有不利影響。因此，在設(shè)計(jì)變速器軸時(shí)，器剛度大小應(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)和已知條件來(lái)初選軸的直徑，然后根據(jù)公式進(jìn)行相關(guān)的剛度和強(qiáng)度方面的驗(yàn)算。4.2初選軸

26、的直徑第一軸花鍵部分直徑（mm）可按式（5.1）初選 （5.1）式中：為經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，=4.04.6；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（Nm）。4.3軸的強(qiáng)度驗(yàn)算 軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為。式中：齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；彈性模量（MPa），=2.1×105MPa；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；、齒輪上的作用力矩支座、的距離（mm）；支座間的距離（mm）。軸的全撓度為mm。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.050.10mm，=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過(guò)0.002rad。4.3

27、軸的剛度一擋輸入軸：=2258.19N，=35.05mm，=21.75mm,=195mm =173.25mm=0.001mm<=0.003mm<所以 =410-4rad<0.002rad倒擋輸出軸：=2462.12N，=80mm，=23.75mm，=195.5mm， =171.75mm=0.018mm<=0.049mm<所以 =6×10-4rad<0.002rad4.4軸的強(qiáng)度計(jì)算（1）輸入軸強(qiáng)度計(jì)算=35.05mm，=100.842N.m，=21.75mm，=35.05mm,=195mm 21.75173.25豎直111.19NM水平豎直39.1

28、140.6679.76169.98合成=5754.18N.m，=2258.19N=2320.17N.m1) 求H面內(nèi)支反力、和彎矩2)求V面內(nèi)支反力、和彎矩由以上兩式可得第五章軸承校核5.1輸入軸軸承校核5.2初選軸承型號(hào)由工作條件和軸頸直徑初選一軸軸承型號(hào)32209，轉(zhuǎn)速=5000r/min，查機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)踐該軸承的=145000N，=188000N，=0.35，預(yù)期壽命=30000h5.12計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷=3537.95/3438.18=1.03=0.35。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=1.7。，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)。（1.21.8）取=

29、1.2=1.2（0.4×3438.18+1.7×3537.95）=8867.74N3、 計(jì)算軸承的壽命 4、 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。=30000h合格19,20?？膳袛喑鲚S承的壽命滿足設(shè)計(jì)要求。致謝本設(shè)計(jì)在王強(qiáng)和蘇清源老師的悉心指導(dǎo)和嚴(yán)格要求下業(yè)已完成，從課題選擇、方案論證到具體設(shè)計(jì)和調(diào)試，無(wú)不凝聚著王惟慷老師的心血和汗水，在四年的本科學(xué)習(xí)和生活期間，也始終感受著老師的精心指導(dǎo)和無(wú)私的關(guān)懷，我受益匪淺。在此向老師表示深深的感謝和崇高的敬意。本設(shè)計(jì)的完成也凝聚了汽車工程系所有老師的辛勤汗水，是他們無(wú)私的幫助和支持，才使我的課程設(shè)計(jì)工作順

30、利完成，在此向汽車工程系所有的老師表示由衷的謝意。參考文獻(xiàn)1 劉惟信.汽車設(shè)計(jì)M.北京：清華大學(xué)出版社，20012 王望予.汽車設(shè)計(jì)M.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，20003 李風(fēng)平.機(jī)械圖學(xué)M.沈陽(yáng)：東北大學(xué)出版社 20034 甘永立.幾何量工差與檢測(cè)M.上海：上?？茖W(xué)技術(shù)出版社 20035 陳家瑞.汽車構(gòu)造M.下冊(cè).第三版.北京.人民交通出版社，19976 高延齡.汽車運(yùn)用工程M.第二版.北京:人民交通出版社，20017 清華大學(xué) 余志生.汽車?yán)碚揗.第2版.北京:機(jī)械工業(yè)出版社，19988 鐘建國(guó) 廖耘 劉宏.汽車構(gòu)造與駕駛M.長(zhǎng)沙:中南大學(xué)出版社，20029 肖盛云 徐中明.汽車運(yùn)用工程基礎(chǔ)M.重慶:重慶大學(xué)出版社，199710 梁治明. 材料力學(xué)M. 遼寧：高等教育出版社出版，1985.11 The Motor Vehicle Newton Steeda,Garrett,196212 Car Pollution. Posted by Stephen.課 程 設(shè) 計(jì) 說(shuō) 明 書題 目： 機(jī)械變速器 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)學(xué)生姓名： 20073034學(xué) 號(hào)： 董迪系部名稱： 汽車與交通工程學(xué)院 專業(yè)班級(jí)： 車輛工程07-4指導(dǎo)教師： 蘇清源 王強(qiáng)職 稱： 副教授 講師二一年十二月十日【精品文檔】第 19 頁(yè)