汽車設計課程設計說明書2

1、<p><b>　　目　　　　錄</b></p><p>　　符號說明---------------------------------------------2</p><p>　　第一部分：機械式變速器概述及其傳動方案----------------------3</p><p>　　1. 變速器的功能與設計要求</p&g

2、t;<p>　　2. 變速器傳動方案的確定</p><p>　　3. 變速器主要零件結構方案分析</p><p>　　第二部分：變速器結構形式及主要參數的選擇--------------------10</p><p>　　變速器主要參數的選擇</p><p>　　傳動比及齒輪齒數的計算</p><p&g

3、t;<b>　　變位系數的計算</b></p><p>　　第三部分： 變速器軸的結構尺寸的確定-------------------------17</p><p>　　第四部分: 基于整車匹配的動力性計算-------------------------19</p><p>　　第五部分: 小結與感言--------------------

4、-------------------22</p><p>　　第六部分：參考資料-----------------------------------------23</p><p><b>　　符 號 說 明</b></p><p>　　汽車總質量 kg</p><p>　　重力加速度

5、 N/kg</p><p><b>　　道路最大阻力系數</b></p><p>　　驅動輪的滾動半徑 mm</p><p>　　發(fā)動機最大扭矩 N·m</p><p><b>　　主減速比</b></p><

6、;p>　　汽車傳動系的傳動效率</p><p><b>　　一檔傳動比</b></p><p>　　汽車滿載載荷 N</p><p><b>　　路面附著系數</b></p><p>　　第一軸與中間軸的中心距 mm</p><p>　　中

7、間軸與倒檔軸的中心距 mm</p><p>　　第二軸與中間軸的中心距 mm</p><p><b>　　中心距系數</b></p><p><b>　　直齒輪模數</b></p><p><b>　　斜齒輪法向模數</b></p><p>　　

8、齒輪壓力角 °</p><p>　　斜齒輪螺旋角 °</p><p>　　齒輪寬度 mm</p><p><b>　　齒輪齒數</b></p><p><b>　　齒輪變位系數</b>&

9、lt;/p><p>　　一 機械式變速器的概述及其方案的確定</p><p>　　1.1 變速器的功用和要求</p><p>　　變速器的功用是根據汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動機的扭矩和轉速，使汽車具有適合的牽引力和速度，并同時保持發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。為保證汽車倒車以及使發(fā)動機和傳動系能夠分離，變速器具有倒檔和空檔。在有動力輸出需要時，還應有功

10、率輸出裝置。</p><p>　　變速器的主要功能是改變傳動比，實現倒退行駛和中斷動力傳遞。</p><p>　　由于變速器的這些功能，對變速器提出的要求主要是：</p><p>　　能夠保證汽車具有高的動力性和經濟性指標，這也是對變速器設計提出的最重要的要求。在汽車整體設計時，根據汽車載重量、發(fā)動機參數及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數及傳動比，來滿足這一要求。

11、</p><p>　　工作可靠穩(wěn)定，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內不可以有自動跳檔、亂檔、換檔沖擊等現象的發(fā)生。</p><p>　　在保證動力性和經濟性的前提下，變速器應盡量重量輕、體積小。影響這一指標的主要參數是變速器的中心距。</p><p>　　變速器應盡量傳動效率高。由于汽車加速和減速的時間比較短，大部分工作時間都出于穩(wěn)定行駛工作狀態(tài)，直接檔工作時齒

12、輪的嚙合損失較小，可以有效提高傳動效率。另外，提高零件的制造精度和安裝質量，采用適當的潤滑油也都可以提高傳動效率。提高變速器的傳動效率也是保證汽車具有較高動力性和經濟性的一個有效手段。</p><p>　　變速器工作時應盡量噪聲小。這樣可以保證駕駛員以及乘客的乘坐舒適性。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數，提高制造精度可有效減小齒輪的噪聲。</p><p>　　1.2 變速器結構方案的確定

13、</p><p>　　變速器由傳動機構與操縱機構組成。本課程設計主要考察傳動機構的設計，所以我主要敘述的是傳動系統的結構組成及其原理,對操縱機構未加敘述.</p><p>　　變速器傳動機構的結構分析與型式選擇</p><p>　　有級變速器與無級變速器相比，其結構簡單、制造成本較低，具有較高的傳動效率（η=0.96~0.98），因此在各類汽車上均得到廣泛的應用。&

14、lt;/p><p>　　設計時首先根據汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比范圍、檔位數及各檔的傳動比，因為它們對汽車的動力性與燃料經濟性都有重要的直接影響。</p><p>　　傳動比范圍是變速器低檔傳動比與高檔傳動比的比值。汽車行駛的道路狀況愈多樣，發(fā)動機的功率與汽車質量之比愈小，則變速器的傳動比范圍應愈大。</p><p>　　在本課程設計中，由于設計的是輕型貨車

15、，其工作環(huán)境比較惡劣，路況一般較差，所以我初選的傳動比范圍是7。</p><p>　　通常，輕型貨車的有級變速器具有3、4、5個前進檔，在本課程設計中，要求是使用五檔變速器。 </p><p>　　變速器檔位數的增多可提高發(fā)動機的功率利用效率、汽車的燃料經濟性及平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但采用手動的機械式操縱機構時，要實現迅速、無聲換檔，對于多于5個前進檔的變速器來

16、說是困難的。因此，直接操縱式變速器檔位數的上限為5檔。多于5個前進檔將使操縱機構復雜化，或者需要加裝具有獨立操縱機構的副變速器，后者僅用于一定行駛工況。</p><p>　　通常，輕型貨車的有級變速器具有3、4、5個前進檔，在本課程設計中，要求是使用五檔變速器。 </p><p>　　在前面我已經闡述，我為該變速器選擇了直接檔，考慮到結構動力性能等因素，我把直接檔的傳動比定為1.</

17、p><p>　　由于輕型貨車有時候需要有一定的超速能力，在本次課程設計中我又給變速器加上了超車檔，超車檔的傳動比初定為0.75。</p><p>　　有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括傳遞動力的齒輪副數目、轉速、傳遞的功率、潤滑系統的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。本次課程設計中給出了要求的傳動效率為0.85。</p><p>　　變速器

18、形式的選擇有多種，其中以三軸式和兩軸式變速器得到的最廣泛的應用。</p><p>　　三軸式變速器如圖1-1所示，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直接檔。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其他前進檔需依次經過兩對齒輪傳遞轉

19、矩。因此。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。但是，在直接檔外其他各檔下工作時的傳動效率有所下降。 </p><p><b>　　\</b></p><p>　　圖1-1 轎車中間

20、軸式四檔變速器</p><p>　　第一軸；2—第二軸；3—中間軸</p><p>　　兩軸式變速器如圖1-2所示。與三軸式變速器相比，其結構簡單、緊湊且除最到檔外其他各檔的傳動效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動機前輪驅動的布置，因為這種布置使汽車的動力-傳動系統緊湊、操縱性好且可使汽車質量降低6%~10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動系的結構簡單。如圖所示，兩軸式變速器的第二軸（即

21、輸出軸）與主減速器主動齒輪做成一體，當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。除倒檔常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動；一檔的同步器多裝在第二軸上，這是因為一檔的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高檔的同步器也可以裝在第一軸的后端，如圖示。</p><p>　　兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載

22、，因而噪聲比較大，也增加了磨損，這是它的缺點。另外，低檔傳動比取值的上限（igⅠ=4.0~4.5）也受到較大限制,但這一缺點可通過減小各檔傳動比同時增大主減速比來取消。</p><p>　　圖1-2 兩軸式變速器</p><p>　　第一軸；2—第二軸；3—同步器</p><p>　　但是，由于本次設計給定了主減速比，所以不方便使用兩軸式變速器。因此我采用了中間軸式

23、變速器。</p><p>　　圖1-3示出了幾種中間軸式五檔變速器傳動方案。它們的共同特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經嚙合套將它們連接得到直接檔。使用直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉矩經變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少因為直接檔的利用率高于其它檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進檔位工作時，變速器傳遞的

24、動力需要經過設置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一檔仍然有較大的傳動比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數傳動方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機構，均采用同步器或嚙合套換檔，少數結構的一檔也采用同步器或嚙合套換檔，還有各檔同步器或嚙合套多數情況下裝在第二軸上。再除直接檔以外的其他檔位工作時，中間軸式變速器的傳動效率

25、略有降低，這是它的缺點。在檔數相同的條件下，各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數，換檔方式和到檔傳動方案上有差別。</p><p>　　圖1-3 中間軸式五檔變速器傳動方案</p><p>　　以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現。同一變速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。&

26、lt;/p><p>　　發(fā)動機前置后輪驅動的轎車采用中間軸式變速器，為縮短傳動軸長度，可將變速器后端加長，伸長后的第二軸有時裝在三個支承上，其最后一個支承位于加長的附加殼體上。如果在附加殼體內，布置倒檔傳動齒輪和換檔機構，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。</p><p>　　變速器用圖1-3c所示的多支承結構方案，能提高軸的剛度。這時，如用在軸平面上可分開的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部

27、件裝配困難的問題。圖1-3c所示方案的高檔從動齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時一檔和倒檔齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里，而中間檔的同步器布置在中間軸上是這個方案的特點。</p><p><b>　　倒檔傳動方案</b></p><p>　　圖1-4為常見的倒擋布置方案。圖1-6b所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進

28、入嚙合，使換擋困難。圖1-4c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖1-4d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖1-4c所示方案。圖1-4e所示方案是將中間軸上的倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖1-4f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖1-4g所示方案。其缺點是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。&

29、lt;/p><p>　　本設計采用圖1-4f所示的傳動方案。</p><p>　　圖1-4 變速器倒檔傳動方案</p><p>　　考慮到輕型貨車不需要很大的倒擋動力或者倒擋速度，但是提高可操作性卻能很好的提高輕型貨車在同類型車中的競爭力，所以我選擇了可以使操作更為輕便的1-4f的倒擋方案。</p><p>　　因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大

30、的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應當布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。</p><p>　　1.3變速器主要零件結構的方案分析</p><p

31、>　　變速器的設計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要求。在確定變速器結構方案時，也要考慮齒輪型式、換檔結構型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。</p><p><b>　　1.齒輪型式</b></p><p>　　與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱

32、齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數增加，并導致變速器的轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。但是，在本設計中由于倒檔采用的是常嚙合方案，因此倒檔也采用斜齒輪傳動方案，即除一檔外，均采用斜齒輪傳動。</p><p><b>　　2.換檔結構型式</b></p><p>　　換檔結構分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。</p><p>　　直齒

33、滑動齒輪換檔的優(yōu)點點是結構簡單、緊湊，造價也比較低，經濟性好。但由于換檔不輕便、換檔時齒端面受到很大沖擊，這會導致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損，長期使用以后易造成脫檔、噪聲大等原因，所以除了一檔、倒檔外很少采用。</p><p>　　嚙合套換檔型式一般是配合斜齒輪傳動使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動載荷，提高了齒輪的強度和壽命。嚙合套有分為內齒嚙合套和外齒嚙合套，視結構布置而選定，若齒輪副內空間允許，采用

34、內齒結合式，以減小軸向尺寸。結合套換檔結構簡單，但還不能完全消除換檔沖擊，目前在要求不高的檔位上常被使用。</p><p>　　采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換檔時間，從而提高了汽車的加速性、經濟性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實現操縱自動化。其缺點是結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應用于各式變速器

35、中。</p><p>　　但由于篇幅所限，在本次設計中沒有對同步器進行詳盡的選擇和解釋。</p><p>　　二 變速器結構設計與主要參數的選擇</p><p>　　2.1 變速器主要參數的選擇</p><p><b>　　一、檔數和傳動比</b></p><p>　　近年來，為了降低油耗，變速器

36、的檔數有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4~5個檔位的變速器。本設計也采用5個檔位。</p><p>　　選擇最低檔傳動比時，應根據汽車最大爬坡度、驅動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。</p><p>　　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。故有</p><p&g

37、t;　　則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動比為</p><p><b>　?。?-1）</b></p><p>　　式中 m----汽車總質量；</p><p>　　g----重力加速度；</p><p>　　ψmax----道路最大阻力系數；</p><p>　　rr----驅動輪的滾動半徑；

38、</p><p>　　Temax----發(fā)動機最大轉矩；</p><p>　　i0----主減速比；</p><p>　　η----汽車傳動系的傳動效率。</p><p>　　根據驅動車輪與路面的附著條件</p><p>　　求得的變速器I檔傳動比為：</p><p><b>　　（2

39、-2）</b></p><p>　　式中 G2----汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給路面的載荷；</p><p>　　φ----路面的附著系數，計算時取φ=0.5~0.6。</p><p>　　由已知條件：滿載質量 1800kg；</p><p>　　rr=0.367m；</p><p>　　Te max

40、=175Nm；</p><p><b>　　i0=5.83；</b></p><p><b>　　η=0.85。</b></p><p>　　根據公式（2-2）可得：igI =7.04。</p><p>　　超速檔的的傳動比一般為0.7~0.8，本設計去五檔傳動比igⅤ=0.75。</p>

41、;<p>　　中間檔的傳動比理論上按公比為：</p><p><b>　?。?-3）</b></p><p>　　的等比數列，實際上與理論上略有出入，因齒數為整數且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數的合理匹配。根據上式可的出：=1.75。</p><p><b>　　故有：</b></p&

42、gt;<p><b>　　(修整為1)</b></p><p><b>　　二、中心距</b></p><p>　　中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選的中心距、應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心局A（mm）可根據對已有變速器的統計而得出的經驗公式初定：</p><p><b>　　(2-

43、4)</b></p><p>　　式中 K A----中心距系數。對轎車，K A =8.9~9.3；對貨車，K A =8.6~9.6；對多檔</p><p>　　主變速器，K A =9.5~11；</p><p>　　變速器處于一檔時的輸出扭矩：</p><p>　　= η =1047.2N﹒m </p><p

44、>　　故可得出初始中心距A=91.39mm。</p><p>　　對其圓整，可得中心距A=91.5mm</p><p><b>　　三、軸向尺寸</b></p><p>　　變速器的橫向外形尺寸，可根據齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定。</p><p>　　轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸3.0~3.4

45、A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數有關：</p><p>　　四檔(2.2~2.7)A</p><p>　　五檔(2.7~3.0)A</p><p>　　六檔(3.2~3.5)A</p><p>　　當變速器選用常嚙合齒輪對數和同步器多時，中心距系數KA應取給出系數的上限。為檢測方便，A取整。</p><p>　　本次

46、設計采用5+1手動擋變速器，其殼體的軸向尺寸是391.5mm=274.5mm，</p><p>　　變速器殼體的最終軸向尺寸應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定?！?lt;/p><p><b>　　四、齒輪參數</b></p><p><b>　?。?）齒輪模數</b></p><p>　　建議用下列各式選取

47、齒輪模數，所選取的模數大小應符合JB111-60規(guī)定的標準值。</p><p>　　第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數mn</p><p><b>　　(2-5)</b></p><p>　　其中=175Nm，可得出mn=2.63。取=2.5</p><p><b>　　一檔直齒輪的模數m</b><

48、/p><p>　　mm (2-6)</p><p>　　通過計算m=3.35。取m=3</p><p>　　同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結合套模數都去相同，轎車和輕型貨車取2~3.5。本設計取2.5。</p><p>　?。?）齒形、壓力角α、螺旋角β和齒

49、寬b</p><p>　　汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表2-1選取。</p><p>　　表2-1 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角</p><p>　　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度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設計中變速器齒輪壓力角α取20

50、76;,嚙合套或同步器取30°；斜齒輪螺旋角β取30°。</p><p>　　應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經軸承蓋由殼體承受。</p><p>　　齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高。但試驗表明，在齒寬增大到一定數值后，由

51、于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。</p><p>　　通常根據齒輪模數的大小來選定齒寬：</p><p>　　直齒 b=(4.5~8.0)m，mm</p><p>　　斜齒 b=(6.0~8.5)m，mm</p><p>　　第一軸常嚙

52、合齒輪副齒寬的系數值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。</p><p>　　2.2各檔傳動比及其齒輪齒數的確定</p><p>　　在初選了中心距、齒輪的模數和螺旋角后，可根據預先確定的變速器檔數、傳動比和結構方案來分配各檔齒輪的齒數。下面結合本設計來說明分配各檔齒數的方法。</p><p>　　1.確定一檔齒輪的齒數<

53、/p><p>　　一檔傳動比 2-7</p><p>　　為了確定Z9和Z10的齒數，</p><p>　　先求其齒數和 </p><p><b>　　2-8</b></p><p><b>　　所以 =

54、61</b></p><p>　　五檔變速器的結構如圖:</p><p>　　2-1 五檔變速器示意圖</p><p>　　當轎車三軸式的變速器時，則，貨車的可在12~17之間選擇,這里我選=15則</p><p>　　上面根據初選的A及m計算出的可能不是整數，將其調整為整數后，從式（2-8）看出中心距有了變化，這時應從及齒輪變位

55、系數反過來計算中心距A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據。</p><p>　　這里修正為61則根據式（2-8）反推出A=91.5mm，進一步得知前面中心距A的初選是正確的。</p><p>　　2.確定常嚙合齒輪副的齒數</p><p>　　由式（2-7）求出常嚙合齒輪的傳動比</p><p><b>　　（2-9）<

56、;/b></p><p>　　由已經得出的數據可確定 </p><p>　　而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等</p><p><b>　?。?-10）</b></p><p><b>　　由此可得： </b></p><p><b>

57、;　　(2-11)</b></p><p>　　而根據已求得的數據可計算出： </p><p>　　兩式聯立可得：=19、=44</p><p>　　則根據式（2-7）可計算出一檔實際傳動比 =6.99</p><p>　　3.確定其他檔位的齒數</p><p><b>　　二

58、檔傳動比</b></p><p><b>　　(2-12)</b></p><p>　　而 ,故有:</p><p>　　對于斜齒輪， （2-13）</p><p>　　故有：

59、 ④</p><p>　　聯立④得：。 </p><p>　　按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 ；四檔齒輪 </p><p><b>　　。</b></p><

60、;p>　　4.確定倒檔齒輪的齒數</p><p>　　一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設計中倒檔傳動比取3.7。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數比一檔主動齒輪10略小，取。</p><p>　　而通常情況下，倒檔軸齒輪取21~23，此處取=23。</p><p><b>　　由</b></p><p>&

61、lt;b>　　（2-14）</b></p><p><b>　　可計算出。</b></p><p>　　故可得出中間軸與倒檔軸的中心距</p><p>　　A′= (2-15)</p><p>　　=50mm </p><

62、p>　　而倒檔軸與第二軸的中心:</p><p><b>　　(2-16)</b></p><p><b>　　=72.5mm。</b></p><p>　　2.3 齒輪變位系數的選擇</p><p>　　齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產生根切和配湊中心

63、距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。</p><p>　　變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，又避免了其缺點。</p&

64、gt;<p>　　有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。當齒數和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對齒數和少些的齒輪副應采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。</p><p

65、>　　變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數。為提高接觸強度，應使總變位系數盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應力。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現齒根彎曲斷裂的現象。</p><p>　　總變位

66、系數越小，一對齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。</p><p>　　根據上述理由，為降低噪聲，變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數要選用較小的一些數值，以便獲得低噪聲傳動。其中，一檔主動齒輪10的齒數Z10〈17，因此一檔齒輪需要變位。</p><p>　　根據變位系數公式

67、 </p><p><b>　　（2-17）</b></p><p>　?。ㄊ街?Z為要變位的齒輪齒數）一檔的變位系數為 0.118</p><p>　　三 變速器軸的結構和尺寸</p><p><b>　　1 軸的結構</b></p><p>　　第

68、一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內腔的軸承上，其軸徑根據前軸承內徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實現。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應與離合器從動盤轂的</p><p>　　內花鍵統一考慮。第一軸如下圖所示：</p><p>　　圖3-1 變速器第一軸</p><p>　　中間軸分為旋轉軸式和固定軸式。本設計

69、采用的是旋轉軸式傳動方案。由于一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。其結構如下圖所示：</p><p>　　一檔齒輪 倒檔齒輪</p><p>　　圖3-2 變速器中間軸</p><p><b>　　軸的尺寸</b></p><p>　　變速器軸的確定

70、和尺寸，主要依據結構布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設計時，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經驗公式初步選定：</p><p>　　第一軸和中間軸： </p><p><b>　?。?-1）</b></p><p>　　第二軸：

71、 </p><p><b>　?。?-2）</b></p><p>　　式中 ----發(fā)動機的最大扭矩，N·m</p><p>　　為保證設計的合理性，軸的強度與剛度應有一定的協調關系。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關系可按下式選?。?lt;/p><p>　　第一軸和中間軸： d/L=0.160.18；

72、</p><p>　　第二軸： d/L=0.180.21。</p><p>　　四 基于整車匹配的動力性計算</p><p>　　在前面,通過對汽車動力性能的整體考慮與計算,我得到了汽車變速器的總體構造與結構,變計算出了變速器所需的各個數據.</p><p>　　基于驗證與直觀性的考慮,我在過程中運用了所學的vb

73、知識,對動力性能進行了計算驗證,并作出了動力性曲線,包括驅動力曲線,加速度曲線,最大爬坡度以及功率平衡圖,現將各個曲線截圖如下.</p><p><b>　　1 汽車功率平衡圖</b></p><p>　　汽車的功率平衡圖可以反映汽車的最大速度,各檔位在某一工作狀況下的富余功率以及汽車的加速潛力,是汽車發(fā)動機綜合性能的表示方式之一.由圖可以看出,本車的最大速度為147

74、km/h.</p><p><b>　　2 驅動力曲線</b></p><p>　　由圖可知,在各個檔位,汽車的驅動力與汽車的行駛速度呈而二次關系.在一檔時，當速度在0-16km/h這一區(qū)間F與V成正比即F隨著V的增大而增大。當速度大于16km/h時，F與V成反比即F隨著V的增大而減?。辉诙n時，F與V的關系同樣是先成正比，但當V到達22km/h時，F與V成反比，但其

75、變化趨勢相對于一檔較為平順，即變化率較一檔時的變化率小;在三檔時，F在V約為26km/h時到達極值，隨后便隨著V的增加而減小，變化率更?。辉谒膿鯐r，當V在30-40km/h之間某一數值時，F達到最大值，隨后減小，變化率最小。 </p><p><b>　　3加速度曲線</b></p><p>　　在各個檔位的初始階段,加速度隨著速度的增加而增加，呈二次函數形式,當速度

76、達到某一數值時，加速度隨著速度增大而減小，在一、二、三、四擋的變化率依次遞減。所以在一擋時出現最大加速度。</p><p>　　因為a=f/m,而m一定,a與f呈正比關系,所以本圖和驅動力曲線圖極為相似.</p><p><b>　　4最大爬坡度</b></p><p>　　汽車的最大爬坡度在一檔時最大,其中在速度V=18km/h時達到最大,爬

77、坡度為43°.隨著檔數的增大,各個檔位的最大爬坡度逐漸減小.各個檔位的爬坡度又呈二次函數的形式,即由小到大然后再減小.</p><p><b>　　六 參考文獻</b></p><p>　　[1] 王望予.汽車設計.第四版.北京：機械工業(yè)出版社，2000：78～100</p><p>　　[2] 張洪欣.汽車設計.北京：機械工業(yè)出版社

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