兩軸式五檔變速器說明書

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1、精品文檔，僅供學(xué)習(xí)與交流，如有侵權(quán)請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 目錄 前言 1 第一章 設(shè)計方案 1 1.1 設(shè)計方案和基本數(shù)據(jù) 1 1.2 變速器設(shè)計的基本要求 1 第二章 變速器主要參數(shù)的選擇 1 2.1變速器主要參數(shù)的選擇 1 2.2變速器齒輪的設(shè)計計算 4 第三章 齒輪的校核 11 3.1 齒輪的損壞形式 11 3.2齒輪材料及加工方法......................................................11 3.3 計算各軸轉(zhuǎn)矩 12 3.4齒輪彎曲強(qiáng)度計算 12 3.5齒輪接觸應(yīng)力計算.......................

2、................................ 14 3.6計算一檔齒輪的受力..................................................... 16 第四章軸的設(shè)計計算.............................................. 17 4.1 軸的強(qiáng)度計算 17 4.2 初選軸的直徑 17 4.3軸的強(qiáng)度驗算 17 第五章 軸承校核..................................................19 5.1 輸入軸軸承校核 19 5.2 初選軸承型號

3、19 5.3計算軸承的壽命 20 參考文獻(xiàn)................................... ...... 22 第一章 設(shè)計方案 1.1 設(shè)計方案和基本數(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)計基本參數(shù)表 1.2 變速器設(shè)計的基本要求 對變速器如下基本要求. 1）保證汽車有必要的動力性和

4、經(jīng)濟(jì)性。 2）設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動機(jī)動力向驅(qū)動輪的傳輸。 3）設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛。 4）設(shè)置動力輸出裝置，需要時能進(jìn)行功率輸出。 5）換擋迅速，省力，方便。 6）工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋，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力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，這與變速器的檔數(shù)，傳動比范圍和各擋傳動比有關(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)

5、增加變速器的擋數(shù)能改善汽車的動力性和經(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。同時操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜，而且在使用時換擋頻率也增高。 在最低擋傳動比不變的條件下，增加變速器的當(dāng)屬會是變速器相鄰的低擋與高擋之間傳動比比值減小，是換擋工作容易進(jìn)行。要求相鄰擋位之間的傳動比比值在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比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值小。 近年來為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢。目前轎車一般用4~~5個擋位，級別高的轎車變速器多用5個擋，貨車變速器采用4~~5個擋位或多擋。裝載質(zhì)量在2~3.5T的貨車采用5擋變速器，裝載質(zhì)量

6、在4~8T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)計選用的是5擋變速器。 二、初選傳動比 1、主減速器傳動比的確定 發(fā)動機(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)動機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min），為車輪滾動半徑（m），為變速器傳動比，為主減速器傳動比。 設(shè)定的最高車速為144Km/h，最高檔為超速檔，傳動比取0.8，車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格185/60R14可得r=0.28m，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速=(1.4～2.0) =4480～6400,取5000r/min。由公式可得==4.96 2、最低擋傳動比的計算 按最大爬坡度設(shè)計，滿足最大

7、通過能力條件，即用一檔通過要求最大坡角坡道時，驅(qū)動力應(yīng)大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計）用公式表示為： 式中：為為車輛總質(zhì)量（N），為坡道面滾動阻力系數(shù)（瀝青路面中=0.01～0.02），取0.016，為發(fā)動機(jī)最大扭矩（Nm），為傳動效率（0.85～0.90），為最大爬坡度（一般轎車要求爬上30%的坡，大約16.7°）。 由上式可得： ==1.82 即 根據(jù)驅(qū)動車輪件與地面附著條件： 即： 式中：為驅(qū)動輪的地面法向反力，=；為驅(qū)動輪與地面的附著系數(shù)，在混凝土或瀝青路面取0.7~0.8，取0.8。此處取1140Kg（前置前驅(qū)汽車的前軸軸

8、荷47%~60%）。 所以一檔傳動比的選擇范圍是 初選一檔傳動比為 最低穩(wěn)定車速： =5.9 Km/h<10Km/h 合格 分配各擋傳動比：選五檔 按等比級數(shù)分配 所以 =1.37 三、初算中心距A 初選中心距時，可根據(jù)下述經(jīng)驗公式 (4-1) 式中：—變速器中心距（mm）； —中心距系數(shù)，乘用車：=8.9～9.3，商用車：=8.6～9.6，多擋變速器：=9.5～11.0； —發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（Nm）； —變速器一擋傳動比； —變速器傳動效率，取96%。 =105N.m =2.85 =58.7～

9、62.36(mm) 初選中心距=62 mm 2.2變速器齒輪的設(shè)計計算 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)動機(jī)排量V/L 貨車的最大總質(zhì)量/t 1.0＞V≤1.6 1.6＜V≤2.5 6.0＜≤14.0 ＞14.0 模數(shù)/mm 2.25～2.75 2.75～3.00 3.50～4.50 4.50～6.00 表2　汽車變速器常用齒輪模數(shù) 一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75

10、 3.25 3.50 3.75 4.50 5.50 — 根據(jù)表1、表2本次設(shè)計，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，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對轎車，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，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。試驗還證明：隨著螺旋

11、角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。不過當(dāng)螺旋角大于30時，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)，并不希望用過大的螺旋角，以15～25為宜；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 20～25° 初選的螺旋角=22 4、齒寬b 應(yīng)注意齒寬對變速器的軸向尺寸，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。減少齒寬會使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，還會使工作應(yīng)力增加。使用寬些的齒

12、寬，工作時會因軸的變形導(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的大小來選定齒寬。 直齒：b=m， 為齒寬系數(shù)，取為4.5~8.0 斜齒：b=，取6.0~8.5 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)，可取大些，使接觸線長度增加、接觸應(yīng)力降低，以提高傳動平穩(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)，傳動比和傳動方案來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：

13、 斜齒=2A/ =2A/m=（262cos22）/2.5=45.98計算后取整=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：

14、 所以 2、對中心距進(jìn)行修正 因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)和齒輪變位系數(shù)新計算中心距，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21~23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：ξ=0.21 =0.38 =

15、-0.17 ξ- =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 =+=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：ξ=0.

16、21 =0.31 =-0.1 ξ- =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 三檔齒輪變位后參數(shù)： 角度變位后的端面壓力角： = 所以

17、 端面嚙合角： 解得 查表得變位系數(shù)和：ξ=0.32 =0.23 =0.09 0.048 ξ- =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

18、 = =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：ξ=0.32 =0.18 =0.14 0.048 ξ- =0.272 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

19、 =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：ξ=0.32 =0.13 =0.19 0.048ξ- =0.272 分度圓直徑: =55.92mm 齒頂高 ==1.9305mm =()=2.066mm 齒根高=（+-）=2.52mm =(+-)

20、=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：ξ=0 =0.23 = -0.23 =0.23 0 ξ- =0 分度圓直徑: =27.50mm =52.50mm

21、 =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 =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

22、損壞形式主要有：輪齒折斷，齒面疲勞剝落，移動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。 國內(nèi)汽車常用的變速器齒輪材料有20GrMnTi、20GrMn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25 MnCr5、28 MnCr5。滲碳齒輪的表面硬度為58~63HRC，心部硬度為33~48HRC。 本次設(shè)計中齒輪的材料選用

23、20GrMnTi，一般設(shè)計中軸與齒輪的材料選取應(yīng)相同，所以此次設(shè)計中軸的材料也選用20GrMnTi 3.3 計算各軸的轉(zhuǎn)矩 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩為130Nm，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率99%，軸承傳動效率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==100.842×0.98×0.98×

24、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=270.585Nm 3.4 齒輪彎曲強(qiáng)度計算 斜齒輪彎曲應(yīng)力

25、 式中：—計算載荷（N·mm）； —法向模數(shù)（mm）； —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)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180～350MPa范圍，對貨車為100～250MPa。 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°

26、 =215.44MPa<180～350MPa =206.67MPa<100～250MPa 二檔齒輪的彎曲應(yīng)力： =15，=31，=0.138，=0.143，==100.842N.m，=200.477N.m，=21.96° =197.33MPa<180～350MPa =183.93MPa<100～250MPa 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<180～350M

27、Pa =173.21MPa<100～250MPa 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<180～350MPa =145.28MPa<100～250MPa 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<180～350MPa =124.31MPa<100～250MPa 倒檔齒輪的彎曲應(yīng)力： =11，=

28、21，=32，=0.135，=0.114，=0.135，==100.842N.m，=184.893N.m ，=270.585Nm，=7 =717.75MPa<400～850MPa =816.31MPa<400～850MPa =662.03MPa<400～850MPa 為摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9 3.5 輪齒接觸應(yīng)力計算 （4.3） 式中：—輪齒的接觸應(yīng)力（M Pa）； —計算載荷（N.mm）； —節(jié)圓直徑(mm)； —節(jié)點處壓力角（°），—齒輪螺旋角（°）；

29、 —齒輪材料的彈性模量（M Pa）； —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)。 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，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 1900～2000 950～1000 常嚙合齒輪和高擋 1300～1400 650～700 計算齒輪的接觸應(yīng)力 ： =100.842N.m，=274.0

30、82N.m，=，，， ， 節(jié)圓直徑：==35.05mm ==88.95mm =1244.76MPa<1900～2000MPa =1217.24MPa<1900～2000MPa =840.35MPa<1900～2000MPa =824.24MPa<1900～2000MPa =962.51MPa<1900～2000MPa =943.29MPa<1900～2000MPa =999.59MPa<

31、1900～2000MPa =919.55MPa<1900～2000MPa =925.04MPa<1900～2000MPa =906.13MPa<1900～2000MPa =1472.09MPa<1900～2000MPa =1409.50MPa<1900～2000MPa =1154.36MPa<1900～2000MPa 綜合齒輪的彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力，此次設(shè)計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

32、 =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，=270.585Nm，=27.5mm，=52.5mm，=80mm 7333.39Nm，10308Nm，6764.63Nm 2669.34Nm，3751.81Nm，2462.12Nm 第四章 軸的設(shè)計計算 4.1軸的強(qiáng)度計算 變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速

33、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。因為剛度不足軸會發(fā)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強(qiáng)度、耐磨性和工作噪聲的均有不利影響。因此，在設(shè)計變速器軸時，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)計階段可根據(jù)經(jīng)驗和已知條件來初選軸的直徑，然后根據(jù)公式進(jìn)行相關(guān)的剛度和強(qiáng)度方面的驗算。 4.2初選軸的直徑 第一軸花鍵部分直徑（mm）可按式（5.1）初選 （5.1） 式中：為經(jīng)驗系數(shù)，=4.0～4.6；—發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（Nm）。 4.3軸的強(qiáng)度驗算 軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ

34、。 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），對于實心軸，；—軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算； 、—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=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。 4.3軸的剛度 一擋輸入軸： =2258.19N，=35.05mm，=21.75mm,=195mm =173.25mm =0.001

35、mm< =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<0.002rad 4.4軸的強(qiáng)度計算 （1）輸入軸強(qiáng)度計算 =35.05mm，=100.842N.m，=21.75mm，=35.05mm,=195mm 21.75 173.25

36、豎直 111.19NM 水平 豎直 39.1 1 40.66 79.76 169.98 合成 =5754.18N.m，=2258.19N=2320.17N.m 1) 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 由工作條件和軸頸直徑初選一軸軸承型號32209，轉(zhuǎn)速=5000r/min，查《機(jī)械設(shè)計實踐》該軸承的=145000N，=188000N，=0.35，預(yù)期壽命=30000h 5.12計算軸承當(dāng)量動載荷 =3537.95/3438.18=1.03＞=0.35。查《機(jī)械設(shè)

37、計原理與設(shè)計》，則=0.4，查《機(jī)械設(shè)計實踐》=1.7。 ，為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，見《機(jī)械設(shè)計原理與設(shè)計》。 （1.2～1.8）取=1.2 =1.2（0.4×3438.18+1.7×3537.95）=8867.74N 3、 計算軸承的壽命 4、 基本額定壽命，為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3?！?30000h合格[19,20]。 可判斷出軸承的壽命滿足設(shè)計要求。 致謝 本設(shè)計在王強(qiáng)和蘇清源老師

38、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)計和調(diào)試，無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，是他們無私的幫助和支持，才使我的課程設(shè)計工作順利完成，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[M].北京：清華大學(xué)出版社，2001 [2] 王望予.汽車設(shè)計[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2000 [3] 李風(fēng)平.機(jī)械圖學(xué)[M].沈陽：東北大學(xué)出版社 2003 [4] 甘永立

39、.幾何量工差與檢測[M].上海：上?？茖W(xué)技術(shù)出版社 2003 [5] 陳家瑞.汽車構(gòu)造[M].下冊.第三版.北京.人民交通出版社，1997 [6] 高延齡.汽車運用工程[M].第二版.北京:人民交通出版社，2001 [7] 清華大學(xué) 余志生.汽車?yán)碚揫M].第2版.北京:機(jī)械工業(yè)出版社，1998 [8] 鐘建國 廖耘 劉宏.汽車構(gòu)造與駕駛[M].長沙:中南大學(xué)出版社，2002 [9] 肖盛云 徐中明.汽車運用工程基礎(chǔ)[M].重慶:重慶大學(xué)出版社，1997 [10] 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,1962 [12] Car Pollution. Posted by Stephen. 課 程 設(shè) 計 說 明 書 題 目： 機(jī)械變速器 傳動機(jī)構(gòu)設(shè)計 學(xué)生姓名： 20073034 學(xué) 號： 董迪 系部名稱： 汽車與交通工程學(xué)院 專業(yè)班級： 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○一〇年十二月十日 【精品文檔】第 19 頁