汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說明書2

1、<p><b>　　目　　　　錄</b></p><p>　　符號(hào)說明---------------------------------------------2</p><p>　　第一部分：機(jī)械式變速器概述及其傳動(dòng)方案----------------------3</p><p>　　1. 變速器的功能與設(shè)計(jì)要求</p&g

2、t;<p>　　2. 變速器傳動(dòng)方案的確定</p><p>　　3. 變速器主要零件結(jié)構(gòu)方案分析</p><p>　　第二部分：變速器結(jié)構(gòu)形式及主要參數(shù)的選擇--------------------10</p><p>　　變速器主要參數(shù)的選擇</p><p>　　傳動(dòng)比及齒輪齒數(shù)的計(jì)算</p><p&g

3、t;<b>　　變位系數(shù)的計(jì)算</b></p><p>　　第三部分： 變速器軸的結(jié)構(gòu)尺寸的確定-------------------------17</p><p>　　第四部分: 基于整車匹配的動(dòng)力性計(jì)算-------------------------19</p><p>　　第五部分: 小結(jié)與感言--------------------

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

5、 N/kg</p><p><b>　　道路最大阻力系數(shù)</b></p><p>　　驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑 mm</p><p>　　發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩 N·m</p><p><b>　　主減速比</b></p><

6、;p>　　汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率</p><p><b>　　一檔傳動(dòng)比</b></p><p>　　汽車滿載載荷 N</p><p><b>　　路面附著系數(shù)</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(shù)</b></p><p><b>　　直齒輪模數(shù)</b></p><p><b>　　斜齒輪法向模數(shù)</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(shù)</b></p><p><b>　　齒輪變位系數(shù)</b>&

9、lt;/p><p>　　一 機(jī)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(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動(dòng)機(jī)的扭矩和轉(zhuǎn)速，使汽車具有適合的牽引力和速度，并同時(shí)保持發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。為保證汽車倒車以及使發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系能夠分離，變速器具有倒檔和空檔。在有動(dòng)力輸出需要時(shí)，還應(yīng)有功

10、率輸出裝置。</p><p>　　變速器的主要功能是改變傳動(dòng)比，實(shí)現(xiàn)倒退行駛和中斷動(dòng)力傳遞。</p><p>　　由于變速器的這些功能，對(duì)變速器提出的要求主要是：</p><p>　　能夠保證汽車具有高的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，這也是對(duì)變速器設(shè)計(jì)提出的最重要的要求。在汽車整體設(shè)計(jì)時(shí)，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動(dòng)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(nèi)不可以有自動(dòng)跳檔、亂檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。</p><p>　　在保證動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性的前提下，變速器應(yīng)盡量重量輕、體積小。影響這一指標(biāo)的主要參數(shù)是變速器的中心距。</p><p>　　變速器應(yīng)盡量傳動(dòng)效率高。由于汽車加速和減速的時(shí)間比較短，大部分工作時(shí)間都出于穩(wěn)定行駛工作狀態(tài)，直接檔工作時(shí)齒

12、輪的嚙合損失較小，可以有效提高傳動(dòng)效率。另外，提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當(dāng)?shù)臐櫥鸵捕伎梢蕴岣邆鲃?dòng)效率。提高變速器的傳動(dòng)效率也是保證汽車具有較高動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性的一個(gè)有效手段。</p><p>　　變速器工作時(shí)應(yīng)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(dòng)及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度可有效減小齒輪的噪聲。</p><p>　　1.2 變速器結(jié)構(gòu)方案的確定

13、</p><p>　　變速器由傳動(dòng)機(jī)構(gòu)與操縱機(jī)構(gòu)組成。本課程設(shè)計(jì)主要考察傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)，所以我主要敘述的是傳動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)組成及其原理,對(duì)操縱機(jī)構(gòu)未加敘述.</p><p>　　變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇</p><p>　　有級(jí)變速器與無級(jí)變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造成本較低，具有較高的傳動(dòng)效率（η=0.96~0.98），因此在各類汽車上均得到廣泛的應(yīng)用。&

14、lt;/p><p>　　設(shè)計(jì)時(shí)首先根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動(dòng)比范圍、檔位數(shù)及各檔的傳動(dòng)比，因?yàn)樗鼈儗?duì)汽車的動(dòng)力性與燃料經(jīng)濟(jì)性都有重要的直接影響。</p><p>　　傳動(dòng)比范圍是變速器低檔傳動(dòng)比與高檔傳動(dòng)比的比值。汽車行駛的道路狀況愈多樣，發(fā)動(dòng)機(jī)的功率與汽車質(zhì)量之比愈小，則變速器的傳動(dòng)比范圍應(yīng)愈大。</p><p>　　在本課程設(shè)計(jì)中，由于設(shè)計(jì)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(dòng)比范圍是7。</p><p>　　通常，輕型貨車的有級(jí)變速器具有3、4、5個(gè)前進(jìn)檔，在本課程設(shè)計(jì)中，要求是使用五檔變速器。 </p><p>　　變速器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動(dòng)機(jī)的功率利用效率、汽車的燃料經(jīng)濟(jì)性及平均車速，從而可提高汽車的運(yùn)輸效率，降低運(yùn)輸成本。但采用手動(dòng)的機(jī)械式操縱機(jī)構(gòu)時(shí)，要實(shí)現(xiàn)迅速、無聲換檔，對(duì)于多于5個(gè)前進(jìn)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(shù)的上限為5檔。多于5個(gè)前進(jìn)檔將使操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜化，或者需要加裝具有獨(dú)立操縱機(jī)構(gòu)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(jí)變速器具有3、4、5個(gè)前進(jìn)檔，在本課程設(shè)計(jì)中，要求是使用五檔變速器。 </p><p>　　在前面我已經(jīng)闡述，我為該變速器選擇了直接檔，考慮到結(jié)構(gòu)動(dòng)力性能等因素，我把直接檔的傳動(dòng)比定為1.</

17、p><p>　　由于輕型貨車有時(shí)候需要有一定的超速能力，在本次課程設(shè)計(jì)中我又給變速器加上了超車檔，超車檔的傳動(dòng)比初定為0.75。</p><p>　　有級(jí)變速器的傳動(dòng)效率與所選用的傳動(dòng)方案有關(guān)，包括傳遞動(dòng)力的齒輪副數(shù)目、轉(zhuǎn)速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)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(shè)計(jì)中給出了要求的傳動(dòng)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(yīng)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(yīng)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(shí)，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉(zhuǎn)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(diǎn)。其他前進(jìn)檔需依次經(jīng)過兩對(duì)齒輪傳遞轉(zhuǎn)

19、矩。因此。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動(dòng)比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點(diǎn)。但是，在直接檔外其他各檔下工作時(shí)的傳動(dòng)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(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊且除最到檔外其他各檔的傳動(dòng)效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)的布置，因?yàn)檫@種布置使汽車的動(dòng)力-傳動(dòng)系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車質(zhì)量降低6%~10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動(dòng)系的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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(dòng)齒輪做成一體，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)橫置時(shí)則可用圓柱齒輪，從而簡(jiǎn)化了制造工藝，降低了成本。除倒檔常用滑動(dòng)齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動(dòng)；一檔的同步器多裝在第二軸上，這是因?yàn)橐粰n的主動(dòng)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(shí)，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(diǎn)。另外，低檔傳動(dòng)比取值的上限（igⅠ=4.0~4.5）也受到較大限制,但這一缺點(diǎn)可通過減小各檔傳動(dòng)比同時(shí)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(shè)計(jì)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(dòng)方案。它們的共同特點(diǎn)是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經(jīng)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(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時(shí)變速器的傳動(dòng)效率高，可達(dá)90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少因?yàn)橹苯訖n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(jìn)檔位工作時(shí)，變速器傳遞的

24、動(dòng)力需要經(jīng)過設(shè)置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對(duì)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(dòng)比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng)，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動(dòng)；多數(shù)傳動(dòng)方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機(jī)構(gòu)，均采用同步器或嚙合套換檔，少數(shù)結(jié)構(gòu)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(shù)情況下裝在第二軸上。再除直接檔以外的其他檔位工作時(shí)，中間軸式變速器的傳動(dòng)效率

25、略有降低，這是它的缺點(diǎn)。在檔數(shù)相同的條件下，各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對(duì)數(shù)，換檔方式和到檔傳動(dòng)方案上有差別。</p><p>　　圖1-3 中間軸式五檔變速器傳動(dòng)方案</p><p>　　以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動(dòng)的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實(shí)現(xiàn)。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(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的轎車采用中間軸式變速器，為縮短傳動(dòng)軸長(zhǎng)度，可將變速器后端加長(zhǎng)，伸長(zhǎng)后的第二軸有時(shí)裝在三個(gè)支承上，其最后一個(gè)支承位于加長(zhǎng)的附加殼體上。如果在附加殼體內(nèi)，布置倒檔傳動(dòng)齒輪和換檔機(jī)構(gòu)，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(jié)構(gòu)方案，能提高軸的剛度。這時(shí)，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(dòng)齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時(shí)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(gè)方案的特點(diǎn)。</p><p><b>　　倒檔傳動(dòng)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(diǎn)是換倒擋時(shí)利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換擋時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)

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(dòng)比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。圖1-4d所示方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)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(zhǎng)。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(zhǎng)度，有的貨車倒擋傳動(dòng)采用圖1-4g所示方案。其缺點(diǎn)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(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。&

29、lt;/p><p>　　本設(shè)計(jì)采用圖1-4f所示的傳動(dòng)方案。</p><p>　　圖1-4 變速器倒檔傳動(dòng)方案</p><p>　　考慮到輕型貨車不需要很大的倒擋動(dòng)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(jìng)爭(zhēng)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?yàn)樽兯倨髟谝粨鹾偷箵豕ぷ鲿r(shí)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(yīng)當(dāng)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(dòng)比雖然與一擋的傳動(dòng)比接近，但因?yàn)槭褂玫箵醯臅r(shí)間非常短，從這點(diǎn)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(jié)構(gòu)的方案分析</p><p

31、>　　變速器的設(shè)計(jì)方案必需滿足使用性能、制造條件、維護(hù)方便及三化等要求。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時(shí)，也要考慮齒輪型式、換檔結(jié)構(gòu)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(zhǎng)，工作時(shí)噪聲低等優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造時(shí)稍復(fù)雜，工作時(shí)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(huì)使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。但是，在本設(shè)計(jì)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(dòng)方案，即除一檔外，均采用斜齒輪傳動(dòng)。</p><p><b>　　2.換檔結(jié)構(gòu)型式</b></p><p>　　換檔結(jié)構(gòu)分為直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器三種。</p><p>　　直齒

33、滑動(dòng)齒輪換檔的優(yōu)點(diǎn)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊，造價(jià)也比較低，經(jīng)濟(jì)性好。但由于換檔不輕便、換檔時(shí)齒端面受到很大沖擊，這會(huì)導(dǎo)致齒輪早期損壞、滑動(dòng)花鍵磨損，長(zhǎng)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(dòng)使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動(dòng)載荷，提高了齒輪的強(qiáng)度和壽命。嚙合套有分為內(nèi)齒嚙合套和外齒嚙合套，視結(jié)構(gòu)布置而選定，若齒輪副內(nèi)空間允許，采用

34、內(nèi)齒結(jié)合式，以減小軸向尺寸。結(jié)合套換檔結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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(shí)不受沖擊，使齒輪強(qiáng)度得以充分發(fā)揮，同時(shí)操縱輕便，縮短了換檔時(shí)間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實(shí)現(xiàn)操縱自動(dòng)化。其缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器

35、中。</p><p>　　但由于篇幅所限，在本次設(shè)計(jì)中沒有對(duì)同步器進(jìn)行詳盡的選擇和解釋。</p><p>　　二 變速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與主要參數(shù)的選擇</p><p>　　2.1 變速器主要參數(shù)的選擇</p><p><b>　　一、檔數(shù)和傳動(dòng)比</b></p><p>　　近年來，為了降低油耗，變速器

36、的檔數(shù)有增加的趨勢(shì)。目前，乘用車一般用4~5個(gè)檔位的變速器。本設(shè)計(jì)也采用5個(gè)檔位。</p><p>　　選擇最低檔傳動(dòng)比時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)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(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑等來綜合考慮、確定。</p><p>　　汽車爬陡坡時(shí)車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路面間的滾動(dòng)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(dòng)比為</p><p><b>　　（2-1）</b></p><p>　　式中 m----汽車總質(zhì)量；</p><p>　　g----重力加速度；</p><p>　　ψmax----道路最大阻力系數(shù)；</p><p>　　rr----驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑；

38、</p><p>　　Temax----發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；</p><p>　　i0----主減速比；</p><p>　　η----汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率。</p><p>　　根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件</p><p>　　求得的變速器I檔傳動(dòng)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(shí)驅(qū)動(dòng)橋給路面的載荷；</p><p>　　φ----路面的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取φ=0.5~0.6。</p><p>　　由已知條件：滿載質(zhì)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(jù)公式（2-2）可得：igI =7.04。</p><p>　　超速檔的的傳動(dòng)比一般為0.7~0.8，本設(shè)計(jì)去五檔傳動(dòng)比igⅤ=0.75。</p>

41、;<p>　　中間檔的傳動(dòng)比理論上按公比為：</p><p><b>　?。?-3）</b></p><p>　　的等比數(shù)列，實(shí)際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)的合理匹配。根據(jù)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(duì)變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距、應(yīng)能保證齒輪的強(qiáng)度。三軸式變速器的中心局A（mm）可根據(jù)對(duì)已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初定：</p><p><b>　　(2-

43、4)</b></p><p>　　式中 K A----中心距系數(shù)。對(duì)轎車，K A =8.9~9.3；對(duì)貨車，K A =8.6~9.6；對(duì)多檔</p><p>　　主變速器，K A =9.5~11；</p><p>　　變速器處于一檔時(shí)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(duì)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(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。</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(shù)有關(guān)：</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(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對(duì)數(shù)和同步器多時(shí)，中心距系數(shù)KA應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測(cè)方便，A取整。</p><p>　　本次

46、設(shè)計(jì)采用5+1手動(dòng)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(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定?！?lt;/p><p><b>　　四、齒輪參數(shù)</b></p><p><b>　?。?）齒輪模數(shù)</b></p><p>　　建議用下列各式選取

47、齒輪模數(shù)，所選取的模數(shù)大小應(yīng)符合JB111-60規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)值。</p><p>　　第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)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(shù)m</b><

48、/p><p>　　mm (2-6)</p><p>　　通過計(jì)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(jié)合套模數(shù)都去相同，轎車和輕型貨車取2~3.5。本設(shè)計(jì)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(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；對(duì)貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設(shè)計(jì)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(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時(shí)應(yīng)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(jīng)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(yàn)表明，在齒寬增大到一定數(shù)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(qiáng)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(jù)齒輪模數(shù)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(shù)值可取大一些，使接觸線長(zhǎng)度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪壽命。</p><p>　　2.2各檔傳動(dòng)比及其齒輪齒數(shù)的確定</p><p>　　在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預(yù)先確定的變速器檔數(shù)、傳動(dòng)比和結(jié)構(gòu)方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計(jì)來說明分配各檔齒數(shù)的方法。</p><p>　　1.確定一檔齒輪的齒數(shù)<

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

54、61</b></p><p>　　五檔變速器的結(jié)構(gòu)如圖:</p><p>　　2-1 五檔變速器示意圖</p><p>　　當(dāng)轎車三軸式的變速器時(shí)，則，貨車的可在12~17之間選擇,這里我選=15則</p><p>　　上面根據(jù)初選的A及m計(jì)算出的可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（2-8）看出中心距有了變化，這時(shí)應(yīng)從及齒輪變位

55、系數(shù)反過來計(jì)算中心距A，再以這個(gè)修正后的中心距作為以后計(jì)算的依據(jù)。</p><p>　　這里修正為61則根據(jù)式（2-8）反推出A=91.5mm，進(jìn)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(shù)</p><p>　　由式（2-7）求出常嚙合齒輪的傳動(dòng)比</p><p><b>　　（2-9）<

56、;/b></p><p>　　由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)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(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計(jì)算出： </p><p>　　兩式聯(lián)立可得：=19、=44</p><p>　　則根據(jù)式（2-7）可計(jì)算出一檔實(shí)際傳動(dòng)比 =6.99</p><p>　　3.確定其他檔位的齒數(shù)</p><p><b>　　二

58、檔傳動(dòng)比</b></p><p><b>　　(2-12)</b></p><p>　　而 ,故有:</p><p>　　對(duì)于斜齒輪， （2-13）</p><p>　　故有：

59、 ④</p><p>　　聯(lián)立④得：。 </p><p>　　按同樣的方法可分別計(jì)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(shù)</p><p>　　一般情況下，倒檔傳動(dòng)比與一檔傳動(dòng)比較為接近，在本設(shè)計(jì)中倒檔傳動(dòng)比取3.7。中間軸上倒檔傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)比一檔主動(dòng)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>　?。?-14）</b></p><p><b>　　可計(jì)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(shù)的選擇</p><p>　　齒輪的變位是齒輪設(shè)計(jì)中一個(gè)非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心

63、距以外，它還影響齒輪的強(qiáng)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(duì)嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點(diǎn)是不能同時(shí)增加一對(duì)齒輪的強(qiáng)度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點(diǎn)，又避免了其缺點(diǎn)。</p&

64、gt;<p>　　有幾對(duì)齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會(huì)因保證各檔傳動(dòng)比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對(duì)齒輪有相同的中心距，此時(shí)應(yīng)對(duì)齒輪進(jìn)行變位。當(dāng)齒數(shù)和多的齒輪副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)或高度變位時(shí)，則對(duì)齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)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(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用的較多。對(duì)斜齒輪傳動(dòng)，還可通過選擇合適的螺旋角來達(dá)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(fù)荷的條件下工作，有時(shí)還承受沖擊負(fù)荷。對(duì)于高檔齒輪，其主要損壞形勢(shì)是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強(qiáng)度，應(yīng)使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠(yuǎn)，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應(yīng)力。對(duì)于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強(qiáng)度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。</p><p>　　總變位

66、系數(shù)越小，一對(duì)齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強(qiáng)度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動(dòng)，故噪聲要小些。</p><p>　　根據(jù)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(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動(dòng)。其中，一檔主動(dòng)齒輪10的齒數(shù)Z10〈17，因此一檔齒輪需要變位。</p><p>　　根據(jù)變位系數(shù)公式

67、 </p><p><b>　?。?-17）</b></p><p>　　（式中 Z為要變位的齒輪齒數(shù)）一檔的變位系數(shù)為 0.118</p><p>　　三 變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸</p><p><b>　　1 軸的結(jié)構(gòu)</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(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)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(shí)現(xiàn)。第一軸長(zhǎng)度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動(dòng)盤轂的</p><p>　　內(nèi)花鍵統(tǒng)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(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計(jì)

69、采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動(dòng)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(jié)構(gòu)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(jù)結(jié)構(gòu)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(shè)計(jì)時(shí)，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長(zhǎng)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(jīng)驗(yàn)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>　　（3-2）</b></p><p>　　式中 ----發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩，N·m</p><p>　　為保證設(shè)計(jì)的合理性，軸的強(qiáng)度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此，軸的直徑d與軸的長(zhǎng)度L的關(guān)系可按下式選取：</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(dòng)力性計(jì)算</p><p>　　在前面,通過對(duì)汽車動(dòng)力性能的整體考慮與計(jì)算,我得到了汽車變速器的總體構(gòu)造與結(jié)構(gòu),變計(jì)算出了變速器所需的各個(gè)數(shù)據(jù).</p><p>　　基于驗(yàn)證與直觀性的考慮,我在過程中運(yùn)用了所學(xué)的vb

73、知識(shí),對(duì)動(dòng)力性能進(jìn)行了計(jì)算驗(yàn)證,并作出了動(dòng)力性曲線,包括驅(qū)動(dòng)力曲線,加速度曲線,最大爬坡度以及功率平衡圖,現(xiàn)將各個(gè)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(dòng)機(jī)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(qū)動(dòng)力曲線</b></p><p>　　由圖可知,在各個(gè)檔位,汽車的驅(qū)動(dòng)力與汽車的行駛速度呈而二次關(guān)系.在一檔時(shí)，當(dāng)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(dāng)速度大于16km/h時(shí)，F(xiàn)與V成反比即F隨著V的增大而減?。辉诙n時(shí)，F(xiàn)與V的關(guān)系同樣是先成正比，但當(dāng)V到達(dá)22km/h時(shí)，F(xiàn)與V成反比，但其

75、變化趨勢(shì)相對(duì)于一檔較為平順，即變化率較一檔時(shí)的變化率小;在三檔時(shí)，F(xiàn)在V約為26km/h時(shí)到達(dá)極值，隨后便隨著V的增加而減小，變化率更?。辉谒膿鯐r(shí)，當(dāng)V在30-40km/h之間某一數(shù)值時(shí)，F(xiàn)達(dá)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(gè)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(shù)形式,當(dāng)速度

76、達(dá)到某一數(shù)值時(shí)，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(shí)出現(xiàn)最大加速度。</p><p>　　因?yàn)閍=f/m,而m一定,a與f呈正比關(guān)系,所以本圖和驅(qū)動(dòng)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(shí)最大,其中在速度V=18km/h時(shí)達(dá)到最大,爬

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

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