變速器課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) (2)

1、<p><b>　　目 錄</b></p><p>　　第1章 變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算1</p><p><b>　　1方案的選擇1</b></p><p><b>　　2檔數(shù)1</b></p><p><b>　　3傳動(dòng)比范圍1</b>

2、</p><p>　　4變速器各檔傳動(dòng)比的定2</p><p><b>　　5中心距的選擇4</b></p><p>　　6變速器的外形尺寸5</p><p>　　7齒輪參數(shù)的選擇5</p><p>　　8各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動(dòng)比的計(jì)算7</p><p>　

3、　9變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角調(diào)整11</p><p>　　第2章 變速器齒輪強(qiáng)度校核16</p><p>　　1齒輪材料的選擇原則16</p><p>　　2變速器齒輪彎曲強(qiáng)度校核16</p><p>　　3輪齒接觸應(yīng)力校核19</p><p>　　第3章 軸的設(shè)計(jì)和校核21</p>

4、;<p>　　1軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì)21</p><p>　　2初選軸的直徑21</p><p>　　3軸的剛度計(jì)算22</p><p>　　4軸的強(qiáng)度計(jì)算29</p><p>　　第4章軸承選擇與壽命計(jì)算35</p><p>　　1輸入軸軸承的選擇與壽命計(jì)算35</p>

5、<p>　　2輸出軸軸承的選擇與壽命計(jì)算40</p><p>　　第5章同步器的選擇………………………………………………………………………</p><p>　　1 同步器的選擇 41</p><p><b>　　2 同步器的校核</b></p><p><b>　　參考文獻(xiàn)40</b&g

6、t;</p><p><b>　　變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算</b></p><p><b>　　1 方案的選擇</b></p><p>　　最高車(chē)速 150 Km/h</p><p>　　整車(chē)總質(zhì)量 1200 Kg</p><p>　

7、　最大功率 65 Kw</p><p>　　最大轉(zhuǎn)矩 145 N·m</p><p>　　最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速 5500 r/min</p><p>　　前輪胎規(guī)格 165/60 R14</p><p><b>　　2 檔數(shù)</b>&l

8、t;/p><p>　　近年來(lái)，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢(shì)。目前，乘用車(chē)一般用5～6個(gè)檔位的變速器。發(fā)動(dòng)機(jī)排量大的乘用車(chē)變速器多用6個(gè)檔。商用車(chē)變速器采用4～5個(gè)檔或多檔。載質(zhì)量在2.0～3.5t的貨車(chē)采用五檔變速器，載質(zhì)量在4.0～8.0t的貨車(chē)采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車(chē)和越野汽車(chē)上。</p><p><b>　　檔數(shù)選擇的要求：</b>

9、</p><p>　　1、相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值在1.8以下。</p><p>　　2、高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。 </p><p>　　因此，本次設(shè)計(jì)的變速器為5檔變速器。</p><p><b>　　3 傳動(dòng)比范圍</b></p><p>　　變速器傳動(dòng)

10、比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動(dòng)比的比值。最高檔通常是直接檔，傳動(dòng)比為1.0；有的變速器最高檔是超速檔，傳動(dòng)比為0.7～0.8。影響最低檔傳動(dòng)比選取的因素有：發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車(chē)最大爬坡能力、驅(qū)動(dòng)輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑以及所要求達(dá)到的最低穩(wěn)定行駛車(chē)速等。目前乘用車(chē)的傳動(dòng)比范圍在3.0～4.5之間，總質(zhì)量輕些的商用車(chē)在5.0～8.0之間，其它商用車(chē)則更大。</p><p&

11、gt;　　本設(shè)計(jì)最高檔傳動(dòng)比為0.8</p><p>　　變速器各檔傳動(dòng)比的確定</p><p>　　1、主減速器傳動(dòng)比的確定</p><p>　　發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與汽車(chē)行駛速度之間的關(guān)系式為[12]：</p><p><b>　　（3.1）</b></p><p><b>　　式中：<

12、/b></p><p>　　——汽車(chē)行駛速度（km/h）；</p><p>　　——發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）；</p><p>　　——車(chē)輪滾動(dòng)半徑（m）；</p><p><b>　　——變速器傳動(dòng)比；</b></p><p>　　——主減速器傳動(dòng)比。</p><p&g

13、t;　　已知：最高車(chē)速=150km/h；最高檔為超速檔，傳動(dòng)比=0.8；車(chē)輪滾動(dòng)半徑由所選用的輪胎規(guī)格165/60R14得到=264(mm)；發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速：=5500（r/min）；由公式（3.1）得到主減速器傳動(dòng)比計(jì)算公式：</p><p>　　2、最抵檔傳動(dòng)比計(jì)算</p><p>　　按最大爬坡度設(shè)計(jì)，滿(mǎn)足最大通過(guò)能力條件，即用一檔通過(guò)要求的最大坡道角坡道時(shí)，驅(qū)動(dòng)力應(yīng)大于或等于此時(shí)的滾動(dòng)

14、阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計(jì)）[13]。用公式表示如下：</p><p><b>　?。?.2）</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　G ——車(chē)輛總重量(N)；</p><p>　　——坡道面滾動(dòng)阻力系數(shù)(對(duì)瀝青路面μ=0.011~0.017

15、)；</p><p>　　——發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩(N·m)；</p><p>　　——主減速器傳動(dòng)比；</p><p><b>　　——變速器傳動(dòng)比；</b></p><p><b>　　——為傳動(dòng)效率；</b></p><p>　　R ——車(chē)輪滾動(dòng)半徑；</

16、p><p>　　——最大爬坡度（一般轎車(chē)要求能爬上30%的坡，大約，本處選擇為20°）</p><p>　　由公式（3.2）得：</p><p><b>　　（3.3）</b></p><p>　　已知：m=1200kg；；；r=0.264m； N·m；；g=9.8m/s2；，把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式：

17、</p><p>　　滿(mǎn)足不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)條件。即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動(dòng)力時(shí)，驅(qū)動(dòng)輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象。公式表示如下：</p><p><b>　?。?.4）</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　——驅(qū)動(dòng)輪的地面法向反力，；=0.70</p><p>　

18、　——驅(qū)動(dòng)輪與地面間的附著系數(shù)；對(duì)混凝土或?yàn)r青路面可取0.7~0.8之間。本處取=0.8</p><p>　　已知：kg，把數(shù)據(jù)代入（3.4）式得：</p><p>　　所以，一檔轉(zhuǎn)動(dòng)比的選擇范圍是：</p><p>　　所以初選一檔傳動(dòng)比為2.7</p><p><b>　　=0.377</b></p>

19、<p>　　此處，，檢驗(yàn)最低穩(wěn)定車(chē)速在10km/h之內(nèi)，故傳動(dòng)比合適</p><p>　　3、變速器各檔速比的配置</p><p>　　按等比級(jí)數(shù)分配其它各檔傳動(dòng)比，即：</p><p><b>　　5 中心距的選擇</b></p><p>　　初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算[14]：</p>&l

20、t;p><b>　　（3.5）</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　A ——變速器中心距（mm）；</p><p>　　——中心距系數(shù)，乘用車(chē)=8.9~9.3；取</p><p>　　——發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)距為145（N·m）；</p>

21、;<p>　　——變速器一檔傳動(dòng)比為2.7；</p><p>　　——變速器傳動(dòng)效率，取96%。</p><p>　　9.0=64.9mm</p><p>　　轎車(chē)變速器的中心距在60～80mm范圍內(nèi)變化。初取A=65mm。</p><p><b>　　變速器的外形尺寸</b></p><

22、;p>　　變速器的橫向外形尺寸，可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。</p><p>　　乘用車(chē)變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用：</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　齒輪參數(shù)的選擇</b>&l

23、t;/p><p><b>　　1、模數(shù)</b></p><p>　　選取齒輪模數(shù)時(shí)一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；從強(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。對(duì)于轎車(chē)，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些；對(duì)于貨車(chē)，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些

24、。</p><p>　　表3.2 汽車(chē)變速器齒輪的法向模數(shù)</p><p>　　汽車(chē)變速器常用齒輪模數(shù)</p><p>　　轎車(chē)模數(shù)的選取以發(fā)動(dòng)機(jī)排量作為依據(jù)，由表3.2選取各檔模數(shù)為，由于轎車(chē)對(duì)降低噪聲和振動(dòng)的水平要求較高，所以各檔均采用斜齒輪。</p><p><b>　　2、壓力角</b></p>&

25、lt;p>　　壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。</p><p>　　對(duì)于轎車(chē)，為了降低噪聲，應(yīng)選用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角。對(duì)貨車(chē)，為提高齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角[15]。 </p><p>　　國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)

26、壓力角為20°，所以普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°壓力角。</p><p>　　本變速器為了加工方便，故全部選用標(biāo)準(zhǔn)壓力角20°。</p><p><b>　　3、螺旋角</b></p><p>　　齒輪的螺旋角對(duì)齒

27、輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。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。 </p><p>　　試驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度相應(yīng)提高，但當(dāng)螺旋角大于30°時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過(guò)大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強(qiáng)度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。</p><p>　　本設(shè)

28、計(jì)初選螺旋角全部為22°。</p><p><b>　　4、齒寬</b></p><p>　　齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)的受力均勻程度等均有影響。</p><p>　　考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應(yīng)該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，此時(shí)雖然可以用增

29、加齒輪螺旋角的方法給予補(bǔ)償，但這時(shí)軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬較小又會(huì)使齒輪的工作應(yīng)力增加。選用較大的齒寬，工作中會(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造成偏載，導(dǎo)致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。</p><p>　　通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來(lái)選定齒寬：</p><p>　　斜齒，取為6.0～8.5，取7.0</p><p><

30、b>　　5、齒頂高系數(shù)</b></p><p>　　齒頂高系數(shù)對(duì)重合度、輪齒強(qiáng)度、工作噪聲、輪齒相對(duì)滑動(dòng)速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應(yīng)力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認(rèn)為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過(guò)齒頂高系數(shù)為0.75～0.80的短齒制齒輪。</p><p>　　在齒

31、輪加工精度提高以后，包括我國(guó)在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強(qiáng)度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與1.00的細(xì)高齒。</p><p>　　本設(shè)計(jì)取為1.00。</p><p>　　各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動(dòng)比的計(jì)算</p><p>　　在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來(lái)分配各檔齒輪的齒數(shù)

32、。應(yīng)該注意的是，各檔齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻[16]。根據(jù)圖3.1確定各檔齒輪齒數(shù)和傳動(dòng)比。</p><p>　　1、一檔齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定</p><p><b>　　一檔傳動(dòng)比為：</b></p><p><b>　　取整得41。</b></p><p>　　計(jì)算并取整數(shù)

33、得：=11 =30</p><p><b>　　則一檔傳動(dòng)比為：</b></p><p>　　1-一檔主動(dòng)齒輪 2-一檔從動(dòng)齒輪 3-二檔主動(dòng)齒輪 4-二檔從動(dòng)齒輪 5-三檔主動(dòng)齒輪 6-三檔從動(dòng)齒輪 7-四檔主動(dòng)齒輪 8-四檔從動(dòng)齒輪 9-五檔主動(dòng)齒輪 10-五檔從動(dòng)齒輪 11-倒檔主動(dòng)齒輪 12-倒檔中間軸齒輪 13-倒檔輸出軸齒輪</p>&

34、lt;p>　　圖3.1 五檔變速器傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖</p><p>　　2、對(duì)中心距A進(jìn)行修正</p><p>　　取整得mm，為標(biāo)準(zhǔn)中心矩。</p><p><b>　　修訂</b></p><p>　　3、二檔齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定</p><p><b>　?。?.6）</b&

35、gt;</p><p><b>　　（3.7）</b></p><p>　　已知：=67mm，=1.99，=3，；將數(shù)據(jù)代入（3.6）、（3.7）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以二檔傳動(dòng)比為：</p><p>　　4、計(jì)算三檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比</p><p><b>　　（3.8）</b></p&g

36、t;<p><b>　?。?.9）</b></p><p>　　已知：=67mm，=1.47，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入（3.8）、（3.9）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以三檔傳動(dòng)比為：</p><p>　　5、計(jì)算四檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比</p><p><b>　?。?.10）</b></p><

37、;p><b>　?。?.11）</b></p><p>　　已知：=67mm，=1.08，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入（3.10）、（3.11）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以四檔傳動(dòng)比為：</p><p>　　6、計(jì)算五檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比</p><p><b>　　（3.12）</b></p><p&g

38、t;<b>　?。?.13）</b></p><p>　　已知：=67mm，=0.8，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入（3.12）、（3.13）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以五檔傳動(dòng)比為：</p><p>　　7、計(jì)算倒檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比</p><p>　　初選倒檔軸上齒輪齒數(shù)為=23，輸入軸齒輪齒數(shù)=13，為保證倒檔齒輪的嚙合不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉齒輪11和齒

39、輪13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，即滿(mǎn)足以下公式：</p><p><b>　?。?.14）</b></p><p>　　已知：，，，把數(shù)據(jù)代入（3.14）式，齒數(shù)取整，解得：，則倒檔傳動(dòng)比為：</p><p>　　輸入軸與倒檔軸之間的距離：</p><p><b>　　mm</b>&

40、lt;/p><p><b>　　去整為59mm</b></p><p>　　輸出軸與倒檔軸之間的距離：</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　取整為78mm</b></p><p>　　變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調(diào)整<

41、;/p><p>　　采用變位齒輪的原因：配湊中心距；提高齒輪的強(qiáng)度和使用壽命；降低齒輪的嚙合噪聲[17]。</p><p>　　為了降低噪聲，對(duì)于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應(yīng)該選用較大的值。</p><p>　　為了減小軸向力，抵檔選用較小的螺旋角，一檔

42、選，二檔選；為了增加重合度，減小噪聲，三檔、四檔、五檔選用較大的螺旋角，都選為。</p><p><b>　　一檔齒輪的變位</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　?。╩m, A=66.3mm）</p><p><b>　　根據(jù)，得出</b><

43、/p><p>　　中心距變位系數(shù) </p><p>　　齒頂高變位系數(shù) </p><p><b>　　二檔齒輪的變位</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　?。╩m, A=66.3mm）</

44、p><p><b>　　根據(jù)，得出</b></p><p>　　中心距變位系數(shù) </p><p>　　齒頂高變位系數(shù) </p><p><b>　　3，三檔齒輪變位</b></p><p><b>　　=</

45、b></p><p>　?。╩m, A=66.3mm）</p><p><b>　　根據(jù)，得出</b></p><p>　　中心距變位系數(shù) </p><p>　　齒頂高變位系數(shù) </p><p><b>　　4，四檔齒輪變位&

46、lt;/b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　（mm, A=66.3mm）</p><p><b>　　根據(jù)，得出</b></p><p>　　中心距變位系數(shù) </p><p>　　齒頂高變位系數(shù)

47、 </p><p><b>　　5，倒檔齒輪</b></p><p><b>　　=0.215</b></p><p><b>　　=0.227</b></p><p><b>　　6，齒輪參數(shù)</b></p><p>　

48、　分度圓直徑： </p><p><b>　　中心距變動(dòng)系數(shù)： </b></p><p>　　齒頂降低系數(shù)： </p><p>　　齒頂高： </p><p>　　齒根高： </p><p>　　齒全高： </p><

49、p>　　齒頂圓直徑： </p><p>　　齒根圓直徑： </p><p><b>　　變速器齒輪強(qiáng)度校核</b></p><p>　　1齒輪材料的選擇原則</p><p>　?。?）滿(mǎn)足工作條件的要求。不同的工作條件，對(duì)齒輪傳動(dòng)有不同的要求，故對(duì)齒輪材料亦有不同的要求。但是對(duì)于一般動(dòng)力傳輸齒輪，要

50、求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。</p><p>　?。?）合理選擇材料配對(duì)。如對(duì)硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號(hào)材料。</p><p>　?。?）考慮加工工藝及熱處理工藝。大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較

51、高的齒輪常采用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時(shí)，可選用圓鋼作毛坯。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼，經(jīng)正火或調(diào)質(zhì)處理后，再進(jìn)行切削加工即可；硬齒面齒輪（硬度>350HBS）常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼（或中碳合金鋼）切齒后表面淬火，以獲得齒面、齒芯韌的金相組織，為消除熱處理對(duì)已切輪齒造成的齒面變形需進(jìn)行磨齒。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內(nèi)齒輪等無(wú)法磨齒的齒輪[18]。<

52、/p><p>　　由于一對(duì)齒輪一直參與傳動(dòng)，磨損較大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，抗彎強(qiáng)度要求比較高。應(yīng)選用硬齒面齒輪組合，所有齒輪均選用20CrMnTi滲碳后表面淬火處理，硬度為58～62HRC。</p><p>　　2變速器齒輪彎曲強(qiáng)度校核</p><p>　　齒輪彎曲強(qiáng)度校核（斜齒輪）</p><p><b>　　(3.15)<

53、;/b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　——圓周力（N），；</p><p>　　——計(jì)算載荷（N·mm）；</p><p>　　——節(jié)圓直徑（mm）， ，為法向模數(shù)（mm）；</p><p><b>　　——斜齒輪螺旋角；</b&

54、gt;</p><p>　　——應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；</p><p>　　——齒面寬（mm）；</p><p><b>　　——法向齒距，； </b></p><p>　　——齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在齒形系數(shù)圖3.2中查得；</p><p>　　——重合度影響系數(shù)，=2.0。</p&g

55、t;<p>　　圖3.2 齒形系數(shù)圖</p><p>　　將上述有關(guān)參數(shù)據(jù)代入公式（3.15），整理得到</p><p><b>　　(3.16)</b></p><p>　　計(jì)算各檔載荷：輸入軸 =136.42N*m</p><p>　　輸出 =350.37Nm</p>

56、<p><b>　　=247.70Nm</b></p><p><b>　　=175.83Nm</b></p><p><b>　　=134.76Nm</b></p><p><b>　　=107.81Nm</b></p><p>　　倒擋輸入

57、 =136.42 Nm</p><p><b>　?。?）一檔齒輪校核</b></p><p><b>　　主動(dòng)齒輪：</b></p><p>　　已知： N·mm；；；mm；，,y=0.143</p><p>　　=202.69MPa</p><p

58、><b>　　從動(dòng)齒輪：</b></p><p>　　已知：N·mm；；；mm；，,y=0.162</p><p>　　=187.53MPa</p><p>　?。?）計(jì)算二擋齒輪的彎曲應(yīng)力</p><p>　　主動(dòng)齒輪：, N·mm，mm ,y=0.148</p><p&

59、gt;　　=153.88MPa<180-350MPa</p><p>　　從動(dòng)齒輪：, N·mm，mm ,y=0.16</p><p>　　=134.01MPa<180-350MPa</p><p>　　因?yàn)橐粰n受到的彎曲應(yīng)力最多，一檔滿(mǎn)足范圍，其余各檔位均滿(mǎn)足彎曲應(yīng)力強(qiáng)度</p><p>　　（3）計(jì)算倒檔彎曲應(yīng)力

60、</p><p>　　已知，,y=0.142,,,y=0.155,Nm,,y=0.158,Nm</p><p>　　(1)=91.84MPa</p><p>　　(2)=89.43MPa</p><p>　　(3) =78.45MPa</p><p>　　以上均小于許用彎曲應(yīng)力180~350MPa,故，均合格</

61、p><p>　　3 輪齒接觸應(yīng)力校核</p><p><b>　?。?.17）</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　——輪齒接觸應(yīng)力（MPa）；</p><p>　　——齒面上的法向力（N），；</p><p>　　——

62、圓周力（N），；</p><p>　　——計(jì)算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）；</p><p>　　——節(jié)點(diǎn)處壓力角，為齒輪螺旋角；</p><p>　　——齒輪材料的彈性模量（MPa）；</p><p>　　——齒輪接觸的實(shí)際寬度（mm）；</p><p>　　，——主從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm）

63、，直齒輪，斜齒輪，；</p><p>　　、 ——主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（mm）。</p><p>　　表3.3 變速器齒輪許用接觸應(yīng)力</p><p>　　將作用在變速器第一軸上的載荷作為作用載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力[]見(jiàn)表3.3</p><p>　　1、一檔齒輪接觸應(yīng)力校核</p><p>　　已知：N

64、83;mm；；；MPa；</p><p><b>　　mm；</b></p><p><b>　　mm；</b></p><p><b>　??；mm</b></p><p><b>　　N</b></p><p>　　由于作用在兩齒

65、輪上的力為作用力與反作用力，故只計(jì)算一個(gè)齒輪的接觸應(yīng)力即可，將作用在變速器第一軸上的載荷作為計(jì)算載荷，將以上數(shù)據(jù)代入（3.17）可得：</p><p><b>　　MPa</b></p><p>　　2、倒檔齒輪接觸應(yīng)力校核</p><p>　　N·mm；；；MPa；</p><p><b>　　mm

66、；</b></p><p><b>　　mm；</b></p><p><b>　?。籱m</b></p><p><b>　　N</b></p><p>　　由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力，故只計(jì)算一個(gè)齒輪的接觸應(yīng)力即可，將作用在變速器第一軸上的載荷作為

67、計(jì)算載荷，將以上數(shù)據(jù)代入（3.17）可得：</p><p><b>　　MPa</b></p><p>　　均小于齒輪的許用接觸應(yīng)力[],所以均合格</p><p>　　由于，一檔和倒檔承受的接觸應(yīng)力最大，故，一檔和倒檔合格，其余各檔均合格</p><p><b>　　軸的設(shè)計(jì)和校核</b><

68、/p><p>　　1軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì)</p><p>　　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，變速器的軸要承受轉(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)閯偠炔蛔銜?huì)產(chǎn)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、耐磨性等均有不利影響。</p><p><b>　　2初選軸的直徑</b></p>&l

69、t;p>　　在已知兩軸式變速器中心距時(shí)，軸的最大直徑和支承距離的比值可在以下范圍內(nèi)選?。簩?duì)輸入軸，=0.16～0.18；對(duì)輸出軸，0.18～0.21。</p><p>　　輸入軸花鍵部分直徑（mm）可按下式初選?。?lt;/p><p>　　式中： ——經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，=4.0～4.6；</p><p>　　——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。</p><

70、p>　　輸入軸花鍵部分直徑：</p><p>　　=21～24.15mm</p><p>　　初選輸入、輸出軸支承之間的長(zhǎng)度=230mm。</p><p>　　按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件確定軸的最小直徑：</p><p><b>　?。?.22）</b></p><p>　　式中： d——軸的最小直徑（

71、mm）；</p><p>　　——軸的許用剪應(yīng)力（MPa）；</p><p>　　P——發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率（kw）；</p><p>　　n——發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速（r/min）。</p><p>　　將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.22）式，得：</p><p><b>　　mm</b></p><

72、;p>　　所以，選擇軸的最小直徑為23mm。</p><p><b>　　3軸的剛度計(jì)算</b></p><p>　　對(duì)齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長(zhǎng)方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對(duì)軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗(yàn)算。</p><

73、p>　　圖3.5 變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角</p><p>　　軸的撓度和轉(zhuǎn)角如圖3.5所示，若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用下式計(jì)算：</p><p><b>　?。?.23）</b></p><p><b>　?。?.24）</b></p><p><b>

74、　?。?.25）</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；</p><p>　　——齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；</p><p>　　——彈性模量（MPa），=2.1×105 MPa；</p><p>

75、;　　——慣性矩（mm4），對(duì)于實(shí)心軸，；</p><p>　　——軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計(jì)算；</p><p>　　、——齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）；</p><p>　　——支座間的距離（mm）。</p><p><b>　　軸的全撓度為mm。</b></p><p>　

76、　軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過(guò)0.002rad。</p><p>　　1、變速器輸入軸和輸出軸的剛度校核</p><p><b>　?。?）軸上受力分析</b></p><p><b>　　一檔工作時(shí)：</b></p><

77、;p><b>　　N</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　N</b></p><p>　　輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：</p><p>　　已知：a=19mm；b=211mm；L=230mm；d=25mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、

78、（3.24）、（3.25）得到：</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　rad</b></p><p>　　輸出軸的

79、撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：</p><p>　　已知：a=19mm；b=211mm；L=230mm；d=25mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm<

80、;/b></p><p><b>　　rad</b></p><p>　　輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。</p><p><b>　　二檔工作時(shí)：</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>

81、;　　N</b></p><p><b>　　N</b></p><p>　　輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：</p><p>　　已知：a=60mm；b=170mm；L=230mm；d=30mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：</p><p><b>　　mm</b&

82、gt;</p><p><b>　　mmmm</b></p><p><b>　　rad</b></p><p>　　輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：</p><p>　　輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。</p><p>　　已知：a=60mm；b=170mm；L

83、=230mm；d=30mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mmmm</b></p><p><b>　　rad</b></p><p><b>　　三檔工作時(shí)：<

84、;/b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　N</b></p><p>　　輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：</p><p>　　已知：a=85；b=145mm；L=230mm；d

85、=35mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：</p><p><b>　　=mm</b></p><p><b>　　mmmm</b></p><p><b>　　rad</b></p><p>　　輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：</p>

86、<p>　　輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。</p><p>　　已知：a=85mm；b=145mm；L=230mm；d=35mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：</p><p><b>　　=mm</b></p><p><b>　　mmmm</b></p&

87、gt;<p><b>　　rad</b></p><p><b>　　四檔工作時(shí)：</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　N</b></

88、p><p>　　輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：</p><p>　　已知：a=129mm；b=101mm；L=230mm；d=40mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mm</b></p>&l

89、t;p><b>　　rad</b></p><p>　　輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：</p><p>　　輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。</p><p>　　已知：a=121mm；b=101mm；L=230mm；d=40mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：</p><p&

90、gt;<b>　　mm</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　rad</b></p><p><b>　　五檔工作時(shí)：</b></p><p><b>　　N</b></p>&l

91、t;p><b>　　N</b></p><p><b>　　N</b></p><p>　　輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：</p><p>　　已知：a=151mm；b=79mm；L=230mm；d=40mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：</p><p><b

92、>　　mm</b></p><p><b>　　mmmm</b></p><p><b>　　rad</b></p><p>　　輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：</p><p>　　輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。</p><p>　　已知：a

93、=151mm；b=79mm；L=230mm；d=40mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　mmmm</b></p><p><b>　　rad</b></p><p>　　由以上

94、可知道，變速器在各檔工作時(shí)均滿(mǎn)足剛度要求。</p><p><b>　　4軸的強(qiáng)度計(jì)算</b></p><p>　　變速器在一檔工作時(shí)：</p><p><b>　　對(duì)輸入軸校核：</b></p><p>　　計(jì)算輸入軸的支反力：</p><p><b>　　N&l

95、t;/b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　N</b></p><p>　　已知：a=19mm；b=211mm；L=230mm；d=25mm，</p><p><b>　　1、垂直面內(nèi)支反力</b></p><p&g

96、t;　　對(duì)C點(diǎn)取矩，由力矩平衡可得到A點(diǎn)的支反力，即：</p><p><b>　?。?.26）</b></p><p>　　將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.26）式，解得：=2934.3N</p><p>　　同理，對(duì)A點(diǎn)取矩，由力矩平衡公式可解得：</p><p>　　2、水平面內(nèi)的支反力</p><p>

97、;　　由力矩平衡和力的平衡可知：</p><p><b>　?。?.27）</b></p><p><b>　?。?.28）</b></p><p>　　將相應(yīng)數(shù)據(jù)代入（3.27）、（3.28）兩式，得到：</p><p>　　3、計(jì)算垂直面內(nèi)的彎矩</p><p><

98、b>　　B點(diǎn)的最大彎矩為：</b></p><p><b>　　N·mm</b></p><p><b>　　N·mm</b></p><p><b>　　N·mm</b></p><p><b>　　B點(diǎn)的最小彎矩為：

99、</b></p><p><b>　　N·mm</b></p><p>　　4、計(jì)算水平面內(nèi)的彎矩</p><p><b>　　N·mm</b></p><p><b>　　5、計(jì)算合成彎矩</b></p><p><

100、;b>　　N·mm</b></p><p><b>　　N·mm</b></p><p>　　軸上各點(diǎn)彎矩如圖3.6所示：</p><p>　　作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點(diǎn)的垂直面和水平面內(nèi)的支反力之后，計(jì)算相應(yīng)的彎矩、。軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩的同

101、時(shí)作用下，其應(yīng)力為</p><p><b>　　(3.29)</b></p><p><b>　　式中：（N.m）；</b></p><p>　　——軸的直徑（mm），花鍵處取內(nèi)徑；</p><p>　　——抗彎截面系數(shù)（mm3）。</p><p>　　將數(shù)據(jù)代入（3.29）

102、式，得：</p><p><b>　　MPa</b></p><p><b>　　MPa</b></p><p>　　在低檔工作時(shí)，400MPa，符合要求。</p><p>　　圖3.6 輸入軸的彎矩圖</p><p><b>　　對(duì)輸出軸校核：</b>

103、</p><p>　　計(jì)算輸出軸的支反力：</p><p><b>　　齒輪受力如下：</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　N</b></p>

104、;<p>　　已知：a=34mm；b=270mm；L=304mm；d=37mm，c=45mm</p><p>　　主動(dòng)錐齒輪的受力分析：</p><p><b>　　（3.30）</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　——發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的最大轉(zhuǎn)矩；<

105、/p><p>　　——錐齒輪齒寬中點(diǎn)處的直徑；</p><p><b>　　——一檔傳動(dòng)比。</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　N</b></p&g

106、t;<p><b>　　1、垂直面內(nèi)支反力</b></p><p>　　對(duì)A點(diǎn)取矩，由力矩平衡可得到C點(diǎn)的支反力，即：</p><p><b>　　（3.31）</b></p><p>　　將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.31）式，解得：=863.77N</p><p>　　同理，對(duì)C點(diǎn)取矩，由力

107、矩平衡公式：</p><p><b>　　，</b></p><p><b>　　可解得：N</b></p><p>　　2、水平面內(nèi)的支反力</p><p>　　由力矩平衡和力的平衡可知：</p><p><b>　?。?.32）</b></p&

108、gt;<p><b>　?。?.33）</b></p><p>　　將相應(yīng)數(shù)據(jù)代入（3.32）、（3.33）兩式，得到：</p><p><b>　　N，N</b></p><p>　　3、計(jì)算垂直面內(nèi)的彎矩</p><p><b>　　A點(diǎn)的彎矩為：</b>&l

109、t;/p><p><b>　　N·mm</b></p><p><b>　　B點(diǎn)的彎矩為：</b></p><p><b>　　N·mm</b></p><p><b>　　N·mm</b></p><p>

110、;<b>　　N·mm</b></p><p><b>　　D點(diǎn)彎矩為：</b></p><p><b>　　N·mm</b></p><p>　　4、計(jì)算水平面內(nèi)彎矩：</p><p><b>　　A點(diǎn)的彎矩為：</b></p&

111、gt;<p><b>　　N·mm</b></p><p><b>　　B點(diǎn)的彎矩為：</b></p><p><b>　　N·mm</b></p><p><b>　　N·mm</b></p><p><

112、b>　　5、計(jì)算合成彎矩</b></p><p><b>　　N·mm</b></p><p><b>　　N·mm</b></p><p><b>　　N·mm</b></p><p>　　軸上各點(diǎn)彎矩如圖3.7所示：</

113、p><p>　　圖3.7 輸出軸彎矩圖</p><p>　　把以上數(shù)據(jù)代入（3.29），得：</p><p><b>　　MPa</b></p><p><b>　　MPa</b></p><p><b>　　MPa</b></p><p

114、>　　在低檔工作時(shí)，400MPa，符合要求。</p><p><b>　　軸承的選擇和校核</b></p><p>　　1 輸入軸軸承的選擇與壽命計(jì)算</p><p>　　初選軸承型號(hào)根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選擇30205型號(hào)軸承KN，KN。</p><p>　　1、變速器一檔工作時(shí)</p><p>

115、;<b>　　N，N</b></p><p>　　軸承的徑向載荷：=3134.62N；N</p><p>　　軸承內(nèi)部軸向力： 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得：Y=1.6</p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　N</b></p><p>

116、<b>　　N</b></p><p><b>　　所以</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷</b></p><p

117、>　　查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到7</p><p>　　，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到；</p><p>　　，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到</p><p><b>　　當(dāng)量動(dòng)載荷：</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　N</b><

118、;/p><p><b>　　為支反力。</b></p><p><b>　　h</b></p><p>　　表3.4 變速器各檔的相對(duì)工作時(shí)間或使用率</p><p>　　查表3.4可得到該檔的使用率，所以：</p><p><b>　　h</b></

119、p><p>　　所以軸承壽命滿(mǎn)足要求。</p><p>　　2、變速器四檔工作時(shí)</p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　N</b></p><p>　　軸承的徑向載

120、荷：=726.7N；N</p><p>　　軸承內(nèi)部軸向力： 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得：Y=1.6</p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　所以

121、</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷</b></p><p><b>　　查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到</b></p><p>　

122、　，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到；</p><p>　　，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到</p><p><b>　　當(dāng)量動(dòng)載荷：</b></p><p><b>　　——支反力。</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　N<

123、;/b></p><p><b>　　h</b></p><p>　　查表3.4可得到該檔的使用率，于是</p><p><b>　　h</b></p><p>　　所以軸承壽命滿(mǎn)足要求。</p><p>　　2 輸出軸軸承的選擇與壽命計(jì)算</p><

124、;p><b>　　初選軸承型號(hào)</b></p><p>　　根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選擇軸承型號(hào)為：</p><p>　　右軸承采用30205型號(hào)KN，KN</p><p>　　左軸承采用30206型號(hào)KN，KN</p><p><b>　　變速器一檔工作時(shí)：</b></p><p

125、><b>　　一檔齒輪上力為：</b></p><p><b>　　N，N</b></p><p><b>　　齒輪上的力：</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　N</b></p&g

126、t;<p><b>　　N</b></p><p>　　軸承的徑向載荷：=503N；N</p><p>　　軸承內(nèi)部軸向力： 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得：Y=1.4</p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　N</b></p><

127、;p><b>　　N</b></p><p><b>　　所以</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　N</b></p><p>　　2、計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷</p><p><b&g

128、t;　　查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到</b></p><p>　　，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到：；</p><p>　　，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到：</p><p><b>　　當(dāng)量動(dòng)載荷：</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　N<

129、/b></p><p><b>　　h</b></p><p>　　查表3.4可得到該檔的使用率，于是</p><p><b>　　h</b></p><p>　　所以軸承壽命滿(mǎn)足要求。</p><p>　　，以及完成了各軸軸承校核。</p><p&

130、gt;<b>　　參考文獻(xiàn)</b></p><p>　　[1]陳家瑞.汽車(chē)構(gòu)造(上，下冊(cè)) [M].北京：人民交通出版社，1994.</p><p>　　[2]高維山.變速器[M].北京：人民交通出版社，1990.</p><p>　　[3]李君，張建武，馮金芝，雷雨龍，葛安林.電控機(jī)械式自動(dòng)變速器的發(fā)展、現(xiàn)狀和展望[J].汽車(chē)技術(shù)，2000(

131、03).</p><p>　　[4]曉青.汽車(chē)變速器的百年變遷[J].汽車(chē)運(yùn)用，2003(12).</p><p>　　[5]Yolaro Halamura et al.Actual conceptual design process for an intelligent machining center[J].Annals of the CIRP, 1995(44)：123-128.&l

132、t;/p><p>　　[6]劉海江，于信匯，沈　斌.汽車(chē)齒輪[M].上海：同濟(jì)大學(xué)出版社，1997. </p><p>　　[7]孫恒，傅則紹.機(jī)械原理[M].北京：高等教育出版社，1990.</p><p>　　[8]鄭四發(fā)，連小珉，蔣孝煜.系列化汽車(chē)變速器設(shè)計(jì)中模型參數(shù)化的研究[J].汽車(chē)，2004（5）.</p><p>　　[9]謝進(jìn)，丁

133、劍飛，陳永.基于功能、約束和結(jié)構(gòu)的機(jī)構(gòu)概念設(shè)計(jì).機(jī)械設(shè)計(jì)與研究[J]，1999（2）：33-55.</p><p>　　[10]徐海山，湯夢(mèng)蕊.變速器電動(dòng)自動(dòng)換檔機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)[J].機(jī)械工程師，2002(4)：68-72.</p><p>　　[11]Jonathan S, Cohone1 al. A form verification system for the conceptual d

134、esign of complex mechanical systems[J]. Engineering with computers 1994(10)：33-44</p><p>　　[12]余志生.汽車(chē)?yán)碚揫M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2000.</p><p>　　[13]蔡炳炎，徐勇，林寧.機(jī)械式汽車(chē)變速器的速比配置分析[J].機(jī)械研究與應(yīng)用 2005-04：25-26.</p

135、><p>　　[14]王望予.汽車(chē)設(shè)計(jì)（第四版）[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2004.</p><p>　　[15]劉惟信.汽車(chē)設(shè)計(jì)[M].北京：清華人學(xué)出版社，2001.</p><p>　　[16]黃雄健，歐藝.輕型貨車(chē)變速器優(yōu)化設(shè)計(jì)[J].廣西工學(xué)院學(xué)報(bào)，2000,(03).</p><p>　　[17]徐 灝.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[M].北京：

136、機(jī)械工業(yè)出版社，1991. </p><p>　　[18]王特典，衛(wèi)家嵋.工程材料[M].南京：東南大學(xué)出版社，1996.</p><p>　　[19]龔桂義.漸開(kāi)線圓柱齒輪強(qiáng)度計(jì)算與結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社， 1992.</p><p>　　[20]鄭修木，馮冠大.機(jī)械制造工藝學(xué)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1997.</p><p