汽車設計大作業(yè) 2024.12.15更新

一.調研報告以下是大眾速騰、福特?？怂埂⒈咎锼加颉⒇S田卡羅拉、大眾朗逸、別克英朗的尺寸參數(shù)、質量參數(shù)、性能參數(shù)以及近三年銷售情況的綜合對比：尺寸參數(shù)

大眾速騰福特福克斯本田思域豐田卡羅拉大眾朗逸奧迪A3車長4791mm4672mm4674mm4674mm4670mm4343mm車高1456mm1460mm1415mm1435mm1474mm1458mm車寬1801mm1824mm1802mm1780mm1806mm1815mm軸距2731mm2705mm2735mm2700mm2688mm2630mm前輪距1535mm1522mm1530mm1527mm1546mm1543mm后輪距1532mm1520mm1528mm1526mm1520mm1514mm質量參數(shù)整車整備質量1355kg-1410kg1300kg-1400kg1315kg-1397kg1300kg-1400kg1245kg-1318kg1412kg載容量555555質量系數(shù)0.260.270.260.250.260.26汽車總質量1810kg1725kg1740kg1720kg1665kg1870kg性能參數(shù)最高車速200km/h186km/h188km/h180km/h185km/h210km/h加速時間11.6s10.9s11.1s11.9s12.9s9.0s最大功率110kw128kw134kw85kw110kw110kw最大扭矩250N.m243N.m240N.m185N.m250N.m250N.m比功率49.150.850.253.552.450.5比轉矩101.296.798.488.991.585.7燃油經(jīng)濟性5.55.35.45.65.75.9Dmin(轉彎直徑）11m11.6m11.01m10.8m12m9.6mhmin（離地間隙）129mm124mm121mm145mm126mm118mm制動距離20m22m21m25m20m37m

前懸掛獨立麥弗遜式懸掛獨立麥弗遜式懸掛獨立麥弗遜式懸掛獨立麥弗遜式懸掛獨立麥弗遜式懸掛獨立麥弗遜式懸掛后懸掛多連桿獨立懸掛多連桿獨立懸掛多連桿獨立懸掛扭力梁懸掛或多連桿獨立懸掛多連桿獨立懸掛多連桿獨立懸掛轉向系統(tǒng)電子助力轉向（EPS）電子助力轉向（EPAS）電子助力轉向（EPS）電子助力轉向（EPS）電子助力轉向（EPS）電子助力轉向（EPS）轉向比13.5:113.3:114.3:114.0:113.5:112.6:1前剎車通風盤式剎車通風盤式剎車通風盤式剎車通風盤式剎車通風盤式剎車通風盤式剎車后剎車盤式剎車盤式剎車盤式剎車盤式剎車盤式剎車盤式剎車剎車輔助ABS、EBD、BAABS、EBD、BAABS、EBD、BA、VSAABS、EBD、BAABS、EBD、BA、ESCABS、EBD、BA、ASR、ESC驅動方式前置前驅（FWD）前置前驅（FWD）前置前驅（FWD）前置前驅（FWD）前置前驅（FWD）前置前驅（FWD）或全時四輪驅動（AWD）動力傳動手動或7速雙離合（DSG）變速器6速手動或8速自動變速器CVT無級變速器CVT無級變速器5速手動或6速自動變速器6速手動或7速雙離合（Stronic）變速器23年總銷量285051輛16523輛167712輛183000輛345000輛65680輛可以從上表中分析出，年度銷量都在前十的緊湊型轎車代表車型中分別為大眾速騰，福特?？怂梗咎锼加?，豐田卡羅拉，大眾朗逸，別克英朗，它們大多為日系德系車，分別以輕量化，省油，結實耐用，空間大的特點為品牌打下了良好的銷量和口碑。1.1汽車總體設計目標表1.1整車質量與尺寸參數(shù)指標參考值或范圍整備質量1330kg軸距2680mm輪距1515mm（前）1490mm（后）前后軸荷比（滿載）前軸47%、后軸53%前后軸荷比（空載）前軸53%，后軸47%質心高650mm車輪半徑328.4mm車寬1801mm車長4655mm車高1474mm布置形式FF

參數(shù)名稱參數(shù)值動力性參數(shù)最高車速(vamax)（按GB/T試驗和載荷條件）185km/h加速時間0-100km/h（t）≤13s上坡能力≮30%經(jīng)濟性參數(shù)90km/h等速油耗（按GB/T試驗和載荷條件）6L/100km（GB/T12545.1-2008）120km/h等速油耗（按GB/T試驗和載荷條件）7.724L/100km（GB/T12545.1-2008）NEDC循環(huán)工況百公里油耗5.8L/100km（GB/T19753-2013）操縱穩(wěn)定性參數(shù)前后輪側偏角之差(汽車以0.4g定圓轉向時)1（°）車身側傾角（汽車以0.4g定圓等速行駛時）≤5（°）制動前俯角（汽車以0.4g的減速度制動時）≤1.57（°）行車制動(制動初速度50km/h)制動距離滿載≤20m(GB7258-2017)空載≤19m(GB7258-2017)平均制動減速度滿載≥5.9m/s2(GB7258-2017)空載≥6.2m/s2(GB7258-2017)行車制動踏板力滿載≤500N(GB7258-2017)空載≤400N(GB7258-2017)應急制動(制動初速度50km/h)制動距離≤18m(GB7258-2017)平均制動減速度≥2.9m/s2(GB7258-2017)操縱力≤400N(手操縱力)≤500N(腳操縱力)1.2尺寸參數(shù)1.2.2軸距L參考大眾朗逸車型，確定軸距選取為L=2680mm。1.2.1外廓尺寸參考大眾朗逸車型，車長為4655mm，車寬為1801mm，車高1474mm。1.2.3前后輪距B1、B2參考大眾朗逸車型。初選前輪距B1=1515mm、后輪距B2=1590mm。1.2.4輪胎規(guī)格根據(jù)前驅結點所進行的調研，本次設計選擇的輪胎規(guī)格為子午線輪胎225/50R17。1.2.5前后懸Lf、Lr參考大眾朗逸車型，選取合適的接近角為20°，并用以上尺寸參數(shù)測量得前后懸尺寸以及離去角的數(shù)值?？傻们皯襆f=950mm、Lr=1000mm。1.3質量參數(shù)汽車的質量參數(shù)包括整車整備質量m0、載客量、裝載質量、質量系數(shù)ηm0、汽車總質量ma、軸荷分配等部分。1.3.1整車整備質量m0為節(jié)約燃料，減少排放。保證車輛的燃油經(jīng)濟性，參考大眾朗逸車型，本次設計為五座，整車整備質量為m0=1330kg。1.3.2載客量、裝載質量本次設計載客數(shù)（包括駕駛員）為五人，設計車輛主要用途為載人同時載乘員行李則裝載質量為乘員質量與乘員的行李質量之和。根據(jù)汽車設計第一章可以知道，乘員駕駛員以70kg每人代入，根據(jù)汽車設計書表7-1得，所設計車輛行李系數(shù)為10，則裝載質量為70X5+10X5=400kg。1.3.3質量系數(shù)質量系數(shù)為裝載質量與整車整備質量的比值，即ηm0=400/1330=0.286。1.3.4汽車總質量汽車總質量為整車整備質量與裝載質量的和，即1330+400=1730kg。1.3.5軸荷分配根據(jù)《汽車設計》第一章表1-9，本次所設計車為發(fā)動機前置前輪驅動的乘用車則軸荷分配選取為表汽車軸荷分配滿載空載前軸后軸前軸后軸47%53%53%47%1.3.6質心高度汽車質心高度需要在將各部分總成安裝后測量計算獲得，因此在當前階段粗略將汽車質心高度估算為650mm。1.4發(fā)動機選型及動力性參數(shù)設計校核01.4.1發(fā)動機選型的依據(jù)發(fā)動機的選型主要需要考慮性能要求、燃油經(jīng)濟性要求、排放性要求、使用的可靠性和耐久性、維修的方便性、制造成本和布置方案等諸多因素,即發(fā)動機是否可以滿足功率和轉矩的需要、發(fā)動機是否可以在所運行地區(qū)環(huán)境中達到較好的燃油經(jīng)濟性、發(fā)動機的排放是否合規(guī)、發(fā)動機的使用壽命和可靠性、發(fā)動機如若損壞是否方便維修、發(fā)動機的制造成本，發(fā)動機的選擇是否和整車布置要求相匹配。1.4.2發(fā)動機最大功率最高車速185km/h最大爬坡度38%加速時間（0-100km/h）11s表整車性能參數(shù)要求針對需求性能我們可以使用公式:PPemax是發(fā)動機最大功率(kW)；ηT是傳動系效率（包括變速器、輔助變速器傳;萬向節(jié)、主減速器的傳動效率），傳動系統(tǒng)效率滾動阻力系數(shù)fCD設計值為0.31，A是迎風面積(m2)，取前輪距B1.4.3小結根據(jù)性能需求，我們選擇了圖1EA2111.4T渦輪增壓發(fā)動機，輸出最大額定功率為110kW。我們使用EA2111.4T發(fā)動機選3款，發(fā)動機參數(shù)EA2111.4TCAF384WQ061.5T1.5TEcoboost最大功率/轉速110kw/5500rpm128kw/6000rpm140kw最大轉矩250N.m243N.m222N.m排量1395cm1497ml1499ml缸心距82mm82mm81mm壓縮比10.5:110:110：1混合氣燃油直噴缸內直噴缸內直噴增壓形式廢氣渦輪增壓渦輪增壓渦輪增壓圖1外特性擬合曲線

1.5變速器與主減速器的設計1.5.1變速器選型對于目前市場需求而言，大多數(shù)A級車都不再采用傳統(tǒng)手動變速器而采用操作更為簡便的自動變速器，考慮到設計成本與使用壽命，我們采用的變速器選用兩軸式手動變速器。我們的設計目標為20萬元檔的A級車，采用手動變速器增強駕駛員駕駛樂趣。1.5.3主減傳動比計算五檔為超速檔，初選取0.83為五檔傳動比，可得發(fā)動機轉速和車輛速度之間的關系式子：v鑒于，最大速度為185km/h,最高檔傳動比為0.83，車輪半徑為0.328m，發(fā)動機轉速為5500r/min。通過公式表示，最終最佳傳動比為：i0=0.377nrig1.5.4變速器各檔傳動比選計算（1）確定一檔傳動比就普通汽車而言，傳動系最大傳動比使變速器一檔傳動比與主減速器傳動比的乘積。當主減速器傳動比確定時，確定傳動系最大傳動比也就是確定變速器一檔傳動比。汽車最大爬坡時車速最低，可忽略空氣阻力，則汽車的最大驅動力應為arctan(38%)=20.8ig1②根據(jù)驅動汽車車輪與地面的附著條件：Tig1≤F由式可得，為滿足附著條件，I檔傳動比不能過大。根據(jù)總體設計數(shù)據(jù)得到ig1≤③若最低穩(wěn)定車速為Uamini由式可得，變速器最大傳動比不能過小。綜上所述，ig1設計最小傳動比，應當考慮以下因素：動力性是否符合設計要求，若最小傳動比過小，發(fā)動機在重負荷工作下，加速性能不好，出現(xiàn)噪音和振動；燃油經(jīng)濟性是否符合要求，若最小傳動比過大，負荷率低，燃油經(jīng)濟性低，發(fā)動機高速運作噪音大。在最小傳動比（變速器為最高檔）時，約74%轎車的uamax/up值在0.9-1.1之間，又考慮到燃油經(jīng)濟性，則u由i因此，變速器的傳動比范圍為ig1對于使用條件對燃油經(jīng)濟性的影響，在行駛過程中，盡可能早的換入高檔位，因此高檔位的利用率比低檔位高，因此盡可能要求高檔位時發(fā)動機的平均功率較大，因此我們采用逐級遞減的等比數(shù)列分配方案，即以逐級遞減的等比數(shù)列分配方案，變速器處于低檔時，平均功率小，高檔時平均功率大。確定變速器中間擋位的傳動比，又根據(jù)取q1=1.綜上所述，變速器傳動比選取如下：擋位iiiii傳動比2.761.911.381.010.751.7動力性計算1.7.1最高車速計算下圖為設計車輛驅動力和行駛阻力平衡圖，由圖看出驅動力和行駛阻力有交點。由圖得出最高車速186.49km/h，最高車速滿足整車性能要求。帶入功率平衡公式（半載）PηT取0.885，G取滿載質量1730*9.8N，CD設計值為0.31，A取2.21，對乘用車f=0.0165*[1+0.01(uaPe算得為102.67Kw，滿足發(fā)動機最大功率要求。1.7.2最大爬坡度計算求最大爬坡度時，F(xiàn)w=0，F(xiàn)J=0Ft=x=Ttq×igioD=Ft-FwFcosa+sina=Dcos2a+sin2a=1a=arcsinD-f可算出在滿載工況下能爬上坡度為38%的坡，滿足整車最大爬坡度要求。1.7.3加速時間由汽車行駛方程得4r有Matlab程序仿真得可求出加速時間為9.4096s。符合設計要求1.8經(jīng)濟性參數(shù)設計校核1.8.1燃油消耗按照國家標準GB19578-2014、GB/T19233、GB/T19753。轎車百公里油耗應用半載進行測試，則汽車質量取1530kg。（1）當車速為90Km/h，轎車百公里油耗應用半載進行測試，則汽車質量取1530kg。n1=ua*ig*i00.377*r=90*0.75*4.02Pe1=1nT（Gfua1÷3600+CDAua13÷76140）===根據(jù)汽油發(fā)動機萬有特性曲線網(wǎng)址：可以得出此時b1=280g/（kw*h），ρg取7N/L，則Qs1=Pe1*b11.02*Ua1*ρg（2）當車速為120Km/h時n2=ua*ig*i00.377*rPe2=1nT（Gfua2÷3600+CDAua23÷76140）根據(jù)汽油發(fā)動機萬有特性曲線可以得出此時b2=250g/（kw*h），ρg取7N/L，則Qs2=Pe2*b21.02*Ua2*ρg1.8.2油箱選型數(shù)據(jù)來源:懂車帝，2023款新銳1.5L自動出眾新逸版油箱容積:42.5L確定油箱形狀油箱形狀常為不規(guī)則梯形或扁平結構，與底盤結構匹配?？紤]儲油、通氣和空間利用率，設計初步形狀：長寬高為600mm×400mm×200mm（根據(jù)車身布置調整）。4.計算尺寸與容積（1）油箱容積計算公式：假設油箱為一個規(guī)則梯形，其容積計算為：V=長×寬×高×k（k為形狀利用系數(shù)，一般在0.8-0.9），取k為0.9V=600mm×400mm×200mm×0.9=43.2L（2）驗證容積：計算出的容積略高于需求的42.5L，可通過調整設計容積匹配。校核與優(yōu)化法規(guī)校核：檢查是否符合國家法規(guī)（GB18296-2001）對油箱體積、通氣性和耐壓性的要求。安裝校核：與底盤其他部件間距滿足安全要求。質量優(yōu)化：油箱常使用高強度塑料或輕質金屬材料，平衡強度與重量。1.9操縱穩(wěn)定性參數(shù)設計（不足轉向度、側傾角）1.9.1、前后輪側偏角之差(汽車以0.4g定圓轉向時)參考《汽車理論》教材P162因為所選汽車具有適度的不足轉向特性，所以我們設計該車的前后輪側偏角之差為1°。α1從而推出該車的穩(wěn)定性因素：K=0.00又因為穩(wěn)定性因素公式為：K=又因為質心距前輪和后輪的距離：a=1所以我們設計該車的前輪側偏剛度為k1=-1.9.2、車身側傾角（汽車以0.4g定圓等速行駛時）：已知車身側傾角的公式為：Φ參考《汽車理論》教材P192取前側傾角剛度KΦrⅠ=600N?m/懸掛質量離心力引起的側傾力矩懸掛質量（ms=1230kg）的離心力為F取車廂懸掛質量的質心距前、后軸的距離分別為as=1206mm，bsh=參考《汽車理論》教材P193所以由上面兩式可得：M1.9.5側傾后，懸掛質量重力引起的側傾力矩設車廂側傾后，懸掛質量的質心偏出距離e=0.01m，因此，其重力引起的側傾力矩為M1.9.6獨立懸架中，非懸架質量的離心力引起的側傾力矩參考《汽車理論》教材P194簧下質量：mu=10已知側傾中心距地面的距離h0M所以車廂的側傾角：Φ1.10、平順性參數(shù)設計（偏頻）偏頻是指將汽車簡化為車身、輪胎兩自由度系統(tǒng)，分別假設車輪不動，車身不動，分別得到輪胎固有頻率，車身固有頻率，稱為偏頻。而簡化為單輪二自由度條件是當懸掛分配系數(shù)即繞y軸旋轉半徑的平方與質心到前后軸的距離乘積的比值，ε=ρy2ab=1時，前后軸上方車身部分的集中質量m2f、m2r的垂直方向的運動是相互獨立的，前、后軸的上方車身部分的集中質量在垂直方向的運動是相互獨立的。此時用偏頻來表示車身車輪各自的自由振動頻率，偏頻越小，汽車的平順性越好，普通轎車前懸架偏頻要求1.0~1.45Hz,后懸架1.10.1、懸架靜撓度參考《汽車理論》教材P217，由前后懸架偏頻取值范圍知前后懸架頻率比nfnr=0.85~0.92，取nf=1.20Hz，nr=1.30Hz，此時n1n2=1.201.30=0.92符合要求。取單個車輪加輪轂質量為25kg，即簧下前軸載荷m后軸載荷m懸架靜撓度是指汽車滿載靜止時懸架上x=-b±b2-4ac2a的載荷前懸架剛度K后懸架剛度K所以前、后靜撓度得ff1.10.2、懸架動撓度懸架的動撓度，懸架的動撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結構允許的最大變形(通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的1/2或2/3)時，車輪中心相對車架(或車身)的垂直位移。求懸架應有足夠大的動撓度，以防止在壞路面上行駛是經(jīng)常碰撞緩沖塊。對乘用車，fd取7~9cm，懸架動撓度一般滿足fdff所以滿足要求。1.11通過性參數(shù)設計（接近角、離去角、縱向通過半徑等）參考《汽車理論》教材P271.11.1、最小轉彎直徑Dmin的選取由A級燃油車，發(fā)動機排量V=1.395/L,根據(jù)下表易選得Dmin=10.0m1.11.2、通過性幾何參數(shù)：最小離地間隙hmin、接近角γ1，離去角γ2，縱向通過半徑ρ1的選取由前置前驅A級燃油乘用車及用途易根據(jù)77如下表范圍取得：①最小離地間隙hmin=180②接近角γ1=25°③離去角γ2=18°④縱向通過半徑ρ1=5.5m二概述2.1變速器概述對變速器提出如下要求：應保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟性指標。在汽車整體設計時，根據(jù)汽車的總質量、發(fā)動機性能及汽車的使用要求，選擇合理的變速器的檔數(shù)及傳動比。設置有空檔、倒擋和動力輸出裝置。為保證汽車倒車及使發(fā)動機與傳動系統(tǒng)分離，應具有倒擋和空擋。工作可靠。變速器在工作室不應有自動跳檔、亂檔、同時掛上兩個檔和換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。操縱迅速、輕便。為了減輕駕駛員的勞動強度，提高行駛安全性，要求換擋迅速、輕便、手感好。傳動效率高?？刹捎锰岣吡慵闹圃旒把b配質量，設置和使用直接檔，使用適當?shù)臐櫥偷却胧┨岣咦兯倨鞯膫鲃有?。應有輸出功率的可能，以便于改裝車用。2.2設計參數(shù)本次課程設計已知主要技術參數(shù)如表1-1所示。表1-1主要技術參數(shù)車數(shù)據(jù)如下發(fā)動機功率110kW最高車速185km/h轉矩250Nm總質量1730kg最大轉矩轉速4000r/min車輪參數(shù)225/50R17最高轉速5500r/min最大爬坡38%

三變速器傳動機構布置方案3.1變速器結構形式的確定變速器傳動機構根據(jù)軸的形式不同分為兩軸式，中間軸式，雙中間軸式變速器。固定軸式廣泛應用，兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前驅，中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動的汽車。二軸式變速器：因二軸式變速器不能設置直接擋，所以在高擋工作時齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易損壞。受結構限制，二軸式變速器輸入軸的轉動方向與輸出軸的轉動方向相反。中間軸式變速器：變速器的第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體。使用直接擋變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載發(fā)動機轉矩經(jīng)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。與中間軸式相比，兩軸式變速器具有結構簡單、尺寸小、布置方便、中間檔位傳動效率高噪音低等優(yōu)點。中間軸式變速器在除直接擋以外的其它擋位工作時的傳動效率低。本設計選用的二軸式變速器，其擋位數(shù)為5。3.2變速器主傳動方案變速器由變速器傳動機構和操縱機構組成。傳動機構布置形式如圖3—1。圖3-1二軸五擋變速器傳動方案3.3倒擋的形式和布置方案參考車輛變速器及驅動橋設計中圖2-2是常見的倒擋布置形式。圖2-2b所示方案的優(yōu)點是，換倒擋時利用了中間軸上一擋主動齒輪，故而縮減了中間軸的長度。但換擋時將有兩對齒輪同時進入嚙合，使得換擋困難。圖2-2c所示的方案，能夠獲得較大的倒擋傳動比，但缺點就是換擋程序不合理。圖2-2d所示的方案，針對于前者的缺點進行了修改，因而取代了圖2-2c所示方案。圖2-2e所示的方案是將中間軸上的一擋與倒擋的齒輪做成了一體，將其的齒寬加長。圖2-2f所示的方案?？梢赃m用于全部齒輪副都是常嚙合齒輪，換擋時更為輕便。本設計將采用圖2-2f所示的倒擋方案。圖2-2常見的倒擋布置形式

四變速器主要參數(shù)選擇4.1確定變速器的各擋傳動比變速器傳動比選取如下：擋位iiiii傳動比2.761.911.381.010.754.2中心距的選擇初選中心距時，可根據(jù)公式A=K式中：A——變速器中心距（mm）；KA——中心距系數(shù)：KA=8.9~9.3；Temax——發(fā)動機最大轉矩（250N·m）；i1——變速器一擋傳動比，2.76；?g——變速器傳動效率，取0.96；中心距最小值A=K中心距最大值A=K所以初選中心距A=81mm。4.3齒輪參數(shù)4.3.1模數(shù)齒輪模數(shù)選取的一般原則：（1）為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；（2）為使質量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬；（3）從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模數(shù)；（4）從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數(shù)。對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應選得小些。對于貨車，減小質量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應選得大些。所選模數(shù)值應符合國家標準的規(guī)定。變速器齒輪模數(shù)范圍大致表1.2：表1.2變速器齒輪的法向模數(shù)微型、普通級轎車中級轎車中型貨車重型貨車2.25～2.752.75～3.003.5～4.54.5～6.0選用時，優(yōu)先選用第一系列，括號內的盡量不要用，表1.3為國標GB/T1357—1987，可參考表1.3進行變速器模數(shù)的選擇。表1.3變速器常用的齒輪模數(shù)（摘自GB/T1357——1987）第一系列11.251.5—2.00—2.50—3.00———第二系列———1.75—2.25—2.75—（3.25）3.5變速器齒輪模數(shù)的選取還要考慮到齒輪的性能校核，結合后面的齒輪校核，本設計取取前進檔mn=2.5，倒擋模數(shù)m=4.3.2壓力角理論上對于乘用車，為加大重合度以降低噪聲應取用14.5°、15°、16°、16.5°等小的壓力角；變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。4.3.3螺旋角如果螺旋角越大，齒的強度也會越高。但是當螺旋角大于30°時，齒輪的抗彎強度會大幅度下降，但接觸強度仍會繼續(xù)上升。所以，以提高抵擋齒輪的抗彎曲強度來說，以15°~25°為宜；然而從提高高擋齒輪的接觸強度和增加重合度來看，當選用較大的螺旋角。本設計取β=23°4.3.4齒寬b通常根據(jù)齒輪模數(shù)mn的大小來選定齒寬：直齒b=kcm斜齒b=kcm本此設計中斜齒輪選取Kc=6,直齒輪Kc=6。4.3.5齒頂高系數(shù)在齒輪加工精度提高以后，短齒制齒輪不再被采用，包括我國在內，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1。4.4各擋齒數(shù)的分配4.4.1確定一擋齒輪的齒數(shù)一擋傳動比為i1=2.76一擋齒輪為斜齒輪，初選β=23°，mn=2.5一擋齒輪副齒數(shù)和為Zh=2Acos取Zh=60一擋小齒輪齒數(shù)Z1=16，Z2=44。4.4.2對中心距A進行修正在計算齒數(shù)和Zh之后，由于取整數(shù)而讓中心距離有了改變，所以需要根據(jù)所取的Zh和齒輪變位系數(shù)進行重新計算中心距A，然后再以重新計算過的中心距A0當作其他各擋齒數(shù)分布的依據(jù)。A‘’取整A=82重算螺旋角β=arccosm對一擋齒輪進行角度變位：端面壓力角αtat=21.69°端面嚙合角αtat'=20.750°查機械設計手冊得變位系數(shù)之和ξ=0.30(查變位系數(shù)線圖得：ξ1=0.27，ξ2=0.03。分度圓直徑：d1計算d2d2中心距變位系數(shù)yn齒頂高變?yōu)橄禂?shù)?y齒頂高：ha1=h計算ha2ha2=h齒根高：hf=h計算hf齒全高h1=ha1+hf1=3.05+2.45=5.50(4-15)齒頂圓直徑：da1計算da2齒根圓直徑：df1計算df2當量齒數(shù)：Zv1=計算Zv24.4.3確定其他各擋的齒數(shù)（1）二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相同，初選β=23.84°。Z4/Z3=1.91(4-22)二檔傳動齒輪的中心距離與一擋齒輪的中心距離一樣,模數(shù)一樣，所以齒數(shù)和一樣Zh=60可得Z3=21,Z4=39分度圓直徑：d3計算d4查機械設計手冊得變位系數(shù)之和ξ=0.30(查變位系數(shù)線圖得：ξ3=0.21，ξ4=中心距變位系數(shù)yn齒頂高變?yōu)橄禂?shù)?y齒頂高：ha3=計算ha4=h齒根高：hf3計算hf4=h齒全高h3=h齒頂圓直徑：da3=dda4=d齒根圓直徑：df3=d計算df4=d當量齒數(shù)：Zv3計算Zv4=z三擋齒輪也是斜齒輪，模數(shù)為2.5，初選螺旋角β=23.84°Z6/Z5=1.38(4-37)三檔傳動齒輪的中心距離與一擋齒輪的中心距離一樣，模數(shù)一樣所以齒數(shù)和一樣Zh=60可得Z5=25,Z6=35變?yōu)橄禂?shù)和ξnε=0.21查變位系數(shù)線圖得：ξ5=0.15，ξ6=0.06。分度圓直徑：d5計算d6=m齒頂高：ha5=h計算ha6=h齒根高：hf5=h計算hf6=h齒全高h5齒頂圓直徑：da5=d計算da6齒根圓直徑：df5=d計算df6=d當量齒數(shù)：Zv5計算Zv6=z四擋齒輪也是斜齒輪，模數(shù)為2.5，初選螺旋角β=23.84°Z8/Z7=1.01(4-51)四擋傳動齒輪的中心距離與一擋齒輪的中心距離一樣,模數(shù)一樣所以齒數(shù)和一樣Zh=60可得Z7=29,Z8=31變?yōu)橄禂?shù)和一樣ξnε=0.21查變位系數(shù)線圖得：ξ7=0.11，ξ8=0.10。分度圓直徑：d7計算d8齒頂高：ha7=h計算ha8=h齒根高：hf7計算hf8齒全高h7齒頂圓直徑：da7=d計算da8=d齒根圓直徑：df7計算df8當量齒數(shù)：Zv7計算Zv8五擋齒輪也是斜齒輪，模數(shù)為2.5，初選螺旋角β=23.84°Z10/Z9=0.75(4-65)五擋傳動齒輪的中心距離與一擋齒輪的中心距離一樣,模數(shù)一樣所以齒數(shù)和一樣Zh=60可得Z9=35,Z10=25查變位系數(shù)線圖得：ξ9=0.12，ξ10=0.09。分度圓直徑：d9計算d10=m齒頂高：ha計算ha齒根高：hf9=計算hf齒全高h9齒頂圓直徑：da計算da10=齒根圓直徑：df計算df當量齒數(shù)：Zv9=計算Zv10=（5）確定倒擋齒輪齒數(shù)倒擋齒輪是采用直齒，模數(shù)和一擋相同，倒擋中間齒輪Z12的齒數(shù)，一般在21~23之間，初選Z12=23，計算一軸與倒擋軸的中心距離A'，設Z11A'參考設計書得，為確保倒擋齒輪的嚙合不發(fā)生影響，齒輪Z11和Z13之間的齒頂圓應保持在0.5mm以上的間隙，本次設計間隙初設為δ=3mm，所以齒輪Z13的齒頂圓直徑A=則:D1計算Z1取整為Z13=34倒擋軸和第二軸的中心距A''A''計算倒擋傳動比：i倒倒擋齒輪參數(shù)分度圓直徑：d11=z11m=17×3=51mm(4-84)d12=z12m=23×3=69mm(4-85)d13=z13m=34×3=102mm(4-86)變位系數(shù)和ξ=0齒頂高：ha11=ha+ξ1ha12=ha+ξ2ha13=ha+ξ3齒根高：hf11=(ha*+cn*-ξ1)m=(1+0.25-0.4)×hf12=(ha*+cn*-ξ1)m=(1+0.25+0.4)×hf13=(ha*+cn*-ξ1)m=(1+0.25-0.4)×齒全高：h=ha11+hf11=4.2+3.75=5.95mm(4-93)齒頂圓直徑：da11=d11+2ha11=51+2×4.2=59.4mm(4-94)da12=d12+2ha12=69+2×1.88=72.79mm(4-95)da13=d13+2ha13=102+2×4.2=110.4mm(4-96)齒根圓直徑：df11=d11-2hf11=51-2×2.55=45.9mm(4-97)df12=d12-2hf12=69-2×4.95=59.1mm(4-98)df13=d13-2hf13=102-2×2.55=96.9mm(4-99)

五齒輪校核5.1計算各軸的轉矩發(fā)動機最大轉矩250Nm，齒輪傳動效率η齒=0.99，離合器傳動效率η離=0.98，軸承傳動效率為η承=0.96。表4-1各軸轉矩軸公式結果一軸T235.20二軸一擋T616.95二檔426.95三擋308.48四擋225.77五擋167.65倒擋302.43倒擋軸T424.905.2齒輪強度計算5.2.1輪齒彎曲強度計算參考《車輛變速器及驅動橋設計》得直齒輪和低檔斜齒輪的彎曲應力＜850Mpa，常嚙合和高檔直齒輪彎曲應力＜350Mpa。（1）倒擋直齒輪彎曲應力σσw式中：σwTgKσ——應力集中系數(shù)，可取近似值KσKf——摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同；主動齒輪Kf=1.1，從動齒輪Kf=Kc——齒寬系數(shù)m——模數(shù)3；y——齒形系數(shù)；圖4-1齒形系數(shù)圖當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩Temax時，倒擋直齒輪許用彎曲應力應＜850Mpa。倒擋主動齒輪Z11=17，查齒形系數(shù)圖4-1得y11=0.160,帶入式（4-1）得σw11倒擋傳動齒輪Z12=23，查齒形系數(shù)圖得y12=0.13,帶入式（4-1）得σw1倒擋從動齒輪Z13=34，查齒形系數(shù)圖得y13=0.169,帶入式（4-1）得σw1計算表明σw11、σw12、σw13彎曲應力σw<[σw]，則齒輪Z11（2）斜齒輪彎曲應力σσw式中：σwTgKσ——應力集中系數(shù)，可取近似值Km——法向模數(shù)2.5；y——齒形系數(shù)，可按齒數(shù)和變位系數(shù)查得；β——斜齒輪螺旋角（23.84°）；z——齒數(shù)；Kc——齒寬系數(shù)Kε——重合度影響系數(shù)，K計算一擋齒輪Z1Z2的彎曲應力σwZ1=16，查齒形系數(shù)圖得y1=0.121,帶入（4-2）式得σw1Z2=44，查齒形系數(shù)圖得y2=0.152,帶入（4-2）式得σw2計算二檔齒輪Z3Z4的彎曲應力σwZ3=21，查齒形系數(shù)圖得y3=0.145,帶入（4-2）式得σw3Z4=39，查齒形系數(shù)圖得y4=0.152,帶入（4-2）式得σw4計算三檔齒輪Z5Z6的彎曲應力σwZ5=25，查齒形系數(shù)圖得y5=0.143,帶入上式得σw5Z6=35，查齒形系數(shù)圖得y6=0.152,帶入（4.3）式得σw6計算四檔齒輪Z7Z8的彎曲應力σwZ7=29，查齒形系數(shù)圖得y7=0.148,帶入上式得σw7Z8=31，查齒形系數(shù)圖得y8=0.149,帶入（4.3）式得σw8根據(jù)前述計算結果和應力對比結果，故彎曲強度足夠。計算五檔齒輪Z9Z10的彎曲應力σwZ9=35，查齒形系數(shù)圖得y9=0.153,帶入上式得σwZ10=25，查齒形系數(shù)圖得y10=0.140,帶入（4.3）式得σw根據(jù)前述計算結果和應力對比結果，故彎曲強度足夠。5.2.2齒輪接觸應力δj計算σj式中：σjTgF——齒面上的法向力（N），F(xiàn)=F1——圓周力（N），d——α——節(jié)點處壓力角（20°）；β——齒輪螺旋角（23.84°）；E——齒輪材料的彈性模量，合金鋼取E=2.06×b——齒輪接觸的實際寬度（直齒輪18mm，斜齒輪15mm）；ρz、ρb——主、從齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），直齒輪ρz=rzsinα、ρb將作用在變速器第一軸上的載荷Temax/2作為計算載荷。表4-2各軸轉矩軸公式結果一軸T118二軸一擋T309二檔214三擋155四擋113五擋84倒擋152倒擋軸T213齒輪齒寬按下式計算。b=表4-3變速器齒輪的許用接觸應力齒輪滲碳齒輪一擋和倒擋1900~2000常嚙合齒輪和高擋1300~1400（1）計算一擋齒輪接觸應力σjρZ1計算ρZ2計算σj1計算σj2所以一擋齒輪符合條件。（2）計算二擋齒輪接觸應力σjρZ3計算ρZ4計算σj3計算σj4所以二擋齒輪符合條件。（3）計算三擋齒輪接觸應力σjρZ5=r計算ρZ6計算σj5計算σj6所以三擋齒輪符合條件。（4）計算四擋齒輪接觸應力σjρZ7=r計算ρZ8=r計算σj7計算σj8所以四檔齒輪符合條件。（4）計算五擋齒輪接觸應力σjρZ計算ρZ計算σj計算σj10=0.418所以五檔齒輪符合條件。（4）計算倒擋齒輪接觸應力σjρZ計算ρZ1計算ρZ1計算σj計算σj1計算σj1所以倒擋齒輪符合條件。

六軸與軸支撐件的設計及校核6.1軸強度計算6.1.1初選軸的直徑軸的徑向及軸向尺寸對其剛度影響很大，且軸長與軸徑應協(xié)同。在已知變速器中心距A時，第二軸中部直徑d=0.45~0.6A=36.45~48.6mm(6-1)取d=48mm。軸的最大直徑d和支撐距離L的比值：對于第二軸，d/L=0.18~0.21。第一軸花鍵部分直徑d（mm）：d=K3式中：K-系數(shù)3.6~4.6，Temax-發(fā)動機最大轉矩（N帶入式（6.1）得d1=22.68～28.98mm取第一軸花鍵部分直徑d1=22mm第二軸支撐間長：L2=228～266mm取L=266mm6.1.2軸的強度驗算變速器齒輪在軸上的位置如圖6-1所示圖6-1變速器軸的撓度和轉角軸在垂直面內撓度為fc，在水平面內的撓度為fs和轉角fcfδ=式中：F1F2E—彈性模量，E=2.06I—慣性矩（mm4），對于實心軸，d—a、b—為齒輪上的作用力距支座A、B的距離（mm）；L—為支座間的距離軸的全撓度為:f=f軸在垂直面內和水平面內撓度的允許值為fc=0.05~0.10mm,（1）二軸的剛度：圖6-2二軸受力圖一擋時Ft2計算Fr2d2=33mm(齒輪相鄰段),a2=15mm,b2=251mm,L2=266mm?c2符合設計要求。?s2符合設計要求。?2符合設計要求。δ2=符合設計要求。（2）一軸的剛度：一擋時Ft1計算Fr1d1=27mm（齒輪相鄰段）,a1=15mm,b1=251mm,L1=266mm?c1=符合設計要求。?s1符合設計要求。?1符合設計要求。δ1=符合設計要求。

（3）二軸的強度：圖6-3二軸受力圖一擋時一擋時的撓度最大，因此也是最危險的，所以對此進行校核。圖6-4二軸彎矩T2=616.95N.m,Fa2=4533.88N,Ft2=10260.27NFr2=4082.79N,L1=15mm,L2=251mm,d2=33mm計算水平面內支反力RHA、RHB和彎矩MHCRHA+RHBRHAL聯(lián)立式，解得：RHA=9681.68N,RHB=578.59,MHC=max（RHAL1，RHBL2）=145225.2N.mm計算垂直面內支反力RVA、RVB和彎矩MVCRVA+RVBRVBL=聯(lián)立式，解得：RVA=3571.32N,RVB=511.47N,MVC=max（RVAL1，RVBL2）=128378.97N.mm根據(jù)第三強度理論得：M=MHC計算σ=32M符合設計要求。（4）一軸的強度校核圖6-5一軸彎矩T=235.20N.m,Ft1=10756.92N,,Fr1=4280.41N，F(xiàn)a1=4753.34Nd=27mm，L1=15mm,L2=251mm計算水平面內支反力RHA、RHB和彎矩MHCRHARHAL聯(lián)立式，解得：RHA=10150.33N,RHB=606.59N,MHC=max（RHAL1，RHBL2）=152254.95N.mm計算垂直面內支反力RVA、RVB和彎矩MVCRVARVBL=聯(lián)立式，解得：RVA=3610.01N,RVB=471.40N,MVC=max（RVAL1，RVBL2）=118321.40N.mm根據(jù)第三強度理論得：M=MHC計算σ=32M符合設計要求。6.2軸承計算與校核由軸承所在工作環(huán)境和安裝軸承軸頸，初選一軸的軸承型號為圓錐滾子軸承30205。二軸為圓錐滾子軸承30206。圓錐滾子軸承30205的Cr=32.2KN，Cro=37KN，e=0.37，Y=1.6計算軸承壽命求水平面內支反力RH1、RH2和彎矩MHRH1Ft1聯(lián)立式，得：RH1=10150.33N，RH2=606.59N軸承內部的附加力FS1、FS2FS1計算FS2軸承的軸向力Fa1、Fa2由于Fa2+FS2＞FS1故左側軸承被放松，右側被壓緊Fa1=Fa2+FS2=4533.88+189.56=4723.44N(6-35)Fa2=FS2=189.56N(6-36)求當量動載荷：查《機械設計手冊》得：Cr=32.2KN，Cro=37KN查的e=0.37根據(jù)Fa/Fr查的軸承X=0.4。當量動載荷計算公式：Pr軸承壽命計算公式為：L式中：ε為壽命系數(shù)，對滾子軸承ε=n為轉速,1992.75r/min；所以：Lh=20916.93h。圓錐滾子軸承30206的Cr=43.2KN，Cro=50.5KN，e=0.37，Y=1.6計算軸承壽命求水平面內支反力RH1、RH2和彎矩MHRH1Ft2聯(lián)立式，得：RH1=9683.68N，RH2=578.59N軸承內部的附加力FS1、FS2F(6-41)計算FS2軸承的軸向力Fa1、Fa2由于Fa7+FS2＞FS1故左側軸承被放松，右側被壓緊Fa1=Fa2+FS2=4533.88+180.81=4714.69N(6-43)Fa2=FS2=180.81N(6-44)求當量動載荷：查《機械設計手冊》得：Cr=43.2KN，Cro=50.5KN查的e=0.37根據(jù)Fa/Fr查的X=0.4。當量動載荷計算公式：Pr軸承壽命計算公式為：L式中：ε為壽命系數(shù)，對滾子軸承ε=n為轉速,495.52r/min；所以：Lh=128273.49h。

七同步器設計7.1同步器的設計選用同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。其中慣性式同步器能做到換擋時，兩換擋元件之間的角速度達到完全相等之后再換擋，很好的完成了同步器的功能以及實現(xiàn)了對同步器的基本要求，故慣性式同步器得到了廣泛應用。慣性式同步器按結構又分為：鎖銷式、鎖環(huán)式和滑塊式等幾種，它們的結構不同，但它們都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。鎖環(huán)式同步器具有工作可靠、零件耐用等優(yōu)點，主要用于乘用車變速器，故本次設計中選用鎖環(huán)式同步器。7.2鎖環(huán)式同步器結構組成及工作原理1、4—鎖環(huán)（同步錐環(huán)）2—滑塊3—彈簧圈5、8—齒輪6—嚙合套座7—嚙合套圖6-1鎖環(huán)式同步器（1）鎖環(huán)式同步器結構如圖5.1所示，鎖環(huán)式同步器的摩擦元件在鎖環(huán)1或4和齒輪5或8凸肩部分的錐形斜面上。鎖止元件在鎖環(huán)1或4上的齒和做在嚙合套7上齒的端部，且端部均為斜面稱為鎖止面。彈性元件是嚙合套座兩側的彈簧圈。彈簧圈將置于嚙合套座花鍵上中部呈凸起狀的滑塊壓向嚙合套。在不換擋的中間位置，滑塊凸起部分嵌入嚙合套中部的內環(huán)槽中，使同步器用來換擋的零件保持在中立位置上?；瑝K兩端伸入鎖環(huán)缺口內，缺口的尺寸比滑塊寬一個接合齒。（2）鎖環(huán)式同步器工作原理a）同步器鎖止位置b）同步器換擋位置1-鎖環(huán)（同步器錐環(huán)）2-嚙合套3-嚙合套上的接合齒4-滑塊圖6-2鎖環(huán)式同步器工作原理①換擋第一階段換擋時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推動嚙合套并帶動滑塊和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差△ω，致使在錐面上有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉過一個角度，并由滑快予以定位。嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（如圖5.2a所示），使嚙合套的移動受阻，同步器處在鎖止狀態(tài)，換擋的第一階段完成。②換擋第二階段換擋力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸接近，在角速度相等的瞬間，同步過程結束，完成了換檔過程的第二階段。③換擋第三階段摩擦力矩隨之消失，撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止狀態(tài)，嚙合套上的接合齒在換檔力的作用下通過鎖環(huán)與齒輪上的接合齒嚙合（如圖5.2b所示），完成換檔。7.3鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定（1）接近尺寸b圖5.3中的b即為接近尺寸，b應大于零，一般取b=0.2～0.3mm。本次設計取b=0.2mm。1-嚙合套接合齒2-滑塊3-鎖環(huán)4-齒輪接合齒圖6-3接近尺寸和分度尺寸（2）分度尺寸α圖5.3中的α即為同步器分度尺寸，α等于1/4接合齒齒距。（3）滑塊轉動距離c如圖5.4所示，E=d+2c，其中E為缺口寬度尺寸，d為滑塊寬度，c為滑塊轉動距離?；瑝K轉動距離c與接合齒齒距t的關系為：c式中：R1為鎖環(huán)缺口外直徑，R2為接合1-嚙合套2-鎖環(huán)3-滑塊4-鎖環(huán)缺口圖6-4滑塊轉動距離（4）滑塊端隙如圖5.5所示，滑塊端面與鎖環(huán)缺口斷面間的間隙為滑塊端隙δ1，嚙合套端面和鎖環(huán)端面的間隙為δ2，鎖環(huán)端面與齒輪接合齒端面的間隙通常取δ1=0.5mm左右，δ3空擋時，鎖環(huán)錐面的軸向間隙在0.2～0.5mm之間。圖6-5滑塊端隙6.4同步器主要參數(shù)的確定（1）摩擦因數(shù)?摩擦因數(shù)與選用的材料、工作面的表面粗糙度和潤滑油種類等有關。同步環(huán)須具有足夠的強度和硬度，同時要保證其耐磨性能良好，故選用黃銅合金制造。黃銅合金和鋼材組成的摩擦副在油中工作的摩擦因數(shù)為0.1。摩擦因數(shù)在換擋時具有非常重要的作用，摩擦因數(shù)大，則換擋省力，換擋時間縮短，因此要保證摩擦面之間具有足夠的摩擦因數(shù)。（2）同步環(huán)主要尺寸的確定①同步環(huán)錐面上的螺紋槽假如螺紋槽螺線的頂部設計的窄些，那么刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好，但是頂部寬度過窄則會影響接觸面壓強，導致磨損加快。一般軸向泄油槽為6～12個，槽寬3～4mm。②錐面半錐角α摩擦錐面半錐角α越小，摩擦力矩越大。當α過于小時，則會產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，為了避免自鎖現(xiàn)象，需保證tanα≥?通常取α=6°～8°，但是當α③摩擦錐面平均半徑RR設計的越大，摩擦力矩越大。但R受結構限制，不能取大。原則上在可能的條件下，R盡可能取大些。④錐面工作長度b設計時可根據(jù)式計算：b=式中：p—摩擦面的許用應力，對黃銅與鋼的摩擦副，p≈1.0～1.5MPa；Mm—摩擦力矩；?—摩擦因數(shù)；R—摩擦錐面的平均半徑。⑤同步環(huán)徑向厚度同步環(huán)徑向厚度受結構布置的限制，故不能取很厚，但必須保證同步環(huán)具有足夠的強度。（3）鎖止角β鎖止角β的選取受摩擦因數(shù)?、錐面平均半徑R以及鎖止面平均半徑和錐面半錐角α的影響。鎖止角的選取范圍為26°～42°。（4）同步時間t同步器工作時，要求同步時間越短越好。對于乘用車變速器，高擋時選取0.15～0.30s，低擋時選取0.50～0.80s。（5）轉動慣量的計算先求得各個零件的轉動慣量，之后按照要求變換到被同步的零件上。假如零件已經(jīng)存在，可用扭擺法測得轉動慣量；倘若零件尚未制成，可以分解零件至標準的幾何體，然后用數(shù)學公式求得轉動慣量。

八變速器操縱機構的設計8.1操縱機構操作過程常見的機械式變速器操縱機構主要組成零件有變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸以及互鎖、自鎖和倒擋鎖裝置，如圖6.1所示。1-5、6擋撥叉；2-3、4擋撥叉；3-1、2擋撥塊；4-5、6擋撥塊；5-3、4擋撥叉；6-倒擋撥叉；7-5擋撥叉軸；8-3、4擋撥叉軸；9-1、2擋撥叉軸；10-倒擋撥叉軸；11-換擋軸；12-變速桿；13-叉形撥桿；14-倒擋撥塊；15-自鎖彈簧；16-互鎖彈簧；17-互鎖柱銷圖7-1某5檔變速器操縱機構示意圖如圖7.1所示，若想掛入一擋，橫向擺動變速桿使叉形撥桿下端的球頭深入撥塊3頂部的凹槽中，再縱向擺動變速桿使撥塊3連同撥叉軸9和撥叉5沿縱向向后移動一定距離，便可掛入一擋；若向前移動一段距離，則掛入二擋。當使叉形撥桿下端的球頭深入撥塊14的凹槽中，并使其向前移動一段距離時，即可掛入倒擋。8.2撥叉強度校核撥叉材料采用20CrMnTi8.2.1受力分析撥叉主要承受撥叉軸傳遞的力，當進行換擋操作時，撥叉受到來自撥叉軸的軸向力以及由于換擋過程中與變速齒輪接觸產(chǎn)生的徑向力。假設撥叉所受軸向力為Fa=400N，徑向力為這些力的大小取決于換擋時的操作力、傳動系統(tǒng)的傳動比以及變速齒輪的參數(shù)等因素。例如，在手動變速器中，操作力通過換擋桿傳遞到撥叉軸，再由撥叉軸傳遞給撥叉。8.2.2計算危險截面的應力撥叉的危險截面通常位于撥叉與撥叉軸配合的孔附近以及撥叉頭部與變速齒輪接觸的部位。對于撥叉與撥叉軸配合的孔附近截面，主要承受剪切應力τ。假設撥叉孔的直徑為d=20mm，厚度為t=10mm，則剪切應力τ=Fa在撥叉頭部與變速齒輪接觸部位，可能會產(chǎn)生彎曲應力ρb。根據(jù)材料力學中的彎曲應力公式σb=MyI，其中M是彎曲力矩，y是截面中性軸到最外層纖維的距離，I是截面慣性矩。對于簡單的撥叉形狀，可以將其簡化為懸臂梁模型來計算彎曲力矩M=Fr對于小型汽車變速器撥叉，假設撥叉的長度L=100mm（撥叉長度是從撥叉與軸的連接部位到撥叉撥動齒輪的部位的距離），撥叉孔直徑d，厚度t，作用在撥叉端部的力F=300N。對于矩形截面（撥叉在垂直于厚度方向的截面可近似看作矩形），截面慣性矩I=112bt3，這里可以看作撥叉在與厚度垂直方向的寬度，假設b=30對于懸臂梁，最大彎矩M=FL，y是截面邊緣到中性軸的距離，對于矩形截面y=t/2=0.005m。M=FL=300*0.1=30N*σb=MyI=8.2.3強度校核小型汽車變速器撥叉材料為20CrMnTi，經(jīng)過滲碳淬火處理后，表面硬度較高，其屈服強度約為800MPa彎曲強度校核：因為計算出的彎曲應力σb=60MPa，而材料的屈服強度σs=800MPa，且安全系數(shù)一般取1.5-3σ由于，所以撥叉在彎曲方面是安全的。剪切強度校核：對于材料20CrMnTi，其剪切屈服強度τs與拉伸屈服強度σs有一定關系，一般，取0.5-0.6σs，其中取0安全系數(shù)同樣取2，許用剪切應力[τ]=因為計算出的剪切應力τ=Fa8.3撥叉軸強度校核小型汽車撥叉軸材料為40Cr，經(jīng)過調質處理后，其屈服強度約為785MPa，抗拉強度約為980MPa。8.3.1受力分析撥叉軸主要承受來自撥叉的反作用力和換擋機構傳遞的軸向操作力。在換擋過程中，由于撥叉的運動，撥叉軸會受到軸向力Fa以及由于撥叉運動不順暢等因素可能產(chǎn)生的扭矩T。軸向力的大小與撥叉所受的力相同，而扭矩的產(chǎn)生可能是由于撥叉與撥叉軸之間假設撥叉軸的直徑d=20mm，長度L=200mm。在換擋過程中，假設撥叉軸受到的最大軸向力Fa=400N，最大扭矩8.3.2計算危險截面的應力計算軸向應力撥叉軸的危險截面通常是軸上截面尺寸變化的部位或者是承受較大力的部位。對于承受軸向力的截面，主要產(chǎn)生軸向壓應力或拉應力σa=FaA，其中A計算扭轉切應力如果存在扭矩T，還會產(chǎn)生扭轉切應力τt=TWt，其中Wt8.3.3強度校核根據(jù)第四強度理論，當量應力σeq將σa=1.59MPa和τ安全系數(shù)取2，許用應力σ=因為σeq8.4撥叉?zhèn)鬟f力的計算8.4.1基本原理當手動換擋時，駕駛員通過換擋桿對手排擋（變速器換擋機構）施加力，這個力經(jīng)過一系列傳動部件最終傳遞到撥叉。計算這個力需要考慮整個換擋傳動系統(tǒng)的力學關系，一般可以根據(jù)靜力學平衡原理來進行分析。8.4.2杠桿模型分析及傳遞力計算確定合理數(shù)值假設小型汽車手動變速器換擋時，駕駛員作用在換擋桿上的力平均為30N。換擋桿到撥叉的傳動比假設為4（這個傳動比是根據(jù)變速器內部的機械結構，如連桿、搖臂等長度比例確定的）。撥叉與同步器（或齒輪）之間的摩擦系數(shù)μ假設為0.15。計算撥叉所受驅動力根據(jù)公式F2=F計算摩擦力撥叉對同步器（或齒輪）的正壓力在這種情況下近似等于撥叉所受驅動力F2。所以摩擦力F計算撥叉?zhèn)鬟f的有效力撥叉?zhèn)鬟f的有效力Feff所以，在假設的這些合理數(shù)值下，小型汽車手動變速器撥叉?zhèn)鬟f的有效力約為102N。8.5撥叉彈簧8.5.1定義以及材料特性撥叉彈簧是機械傳動系統(tǒng)中的一個部件。它通常是一個螺旋彈簧，安裝在撥叉裝置中。撥叉是用于撥動或推動其他機械部件（如齒輪、離合器等）進行換擋或離合操作的機構，撥叉彈簧的主要作用是為撥叉提供復位力。一般采用具有較高彈性極限和疲勞強度的金屬材料制作，如優(yōu)質碳素鋼或合金鋼。這是因為撥叉彈簧在工作過程中需要反復地伸縮，承受交變載荷。如果材料的彈性極限較低，容易產(chǎn)生塑性變形，導致彈簧失效；而疲勞強度不足則會使彈簧在經(jīng)過多次伸縮后出現(xiàn)斷裂。同時，材料還需要有良好的抗腐蝕性能。以汽車為例，其工作環(huán)境復雜，可能會接觸到雨水、灰塵中的腐蝕性物質等。如果彈簧被腐蝕，其力學性能會下降，影響使用壽命。8.5.2工作原理及常見失效形式當外力作用于撥叉時，撥叉彈簧被壓縮或拉伸。以壓縮為例，彈簧儲存彈性勢能，其彈力大小遵循胡克定律F=kx（其中是F彈力，k是彈簧的勁度系數(shù)，x疲勞斷裂：長時間頻繁的伸縮動作可能導致彈簧疲勞斷裂。一旦彈簧斷裂，撥叉將失去復位力，在變速器設備中會導致?lián)Q擋失控，比如擋位無法正常切換或者出現(xiàn)自動跳擋的現(xiàn)象，影響變速器的正常運行。彈性減弱：由于長時間使用或者受到高溫、腐蝕等環(huán)境因素的影響，彈簧的彈性可能會減弱。這會導致?lián)懿娌荒軠蚀_復位，影響變速器的精度，可能會造成齒輪嚙合不準確，產(chǎn)生振動和噪聲。8.6撥叉的自鎖與互鎖8.6.1自鎖裝置設計要點可靠性要求自鎖裝置必須能夠在撥叉到達預定位置后穩(wěn)定地鎖住撥叉，防止其因振動、沖擊或其他外力而意外解鎖。這就要求自鎖機構有足夠的鎖定力。同時，卡槽的深度和形狀設計也很關鍵。卡槽深度應足夠深，使得自鎖球（或銷）在正常工況下不容易脫離。卡槽的形狀最好設計成帶有一定的錐度或弧度，使自鎖球（或銷）、更容易對準位置，并且在鎖定后更難脫出。精度要求自鎖裝置與撥叉的配合精度要求較高。如果公差太大，會導致自鎖球（或銷）在卡槽內晃動，影響自鎖效果；公差太小，則可能會因為制造誤差而使自鎖球（或銷）無法順利進入卡槽。另外，自鎖裝置的安裝位置精度也很重要。它應該準確地安裝在撥叉到達工作位置時能夠順利實現(xiàn)自鎖的地方。這就需要在設計時精確計算撥叉的行程和自鎖裝置的安裝位置，并且在制造和裝配過程中嚴格控制精度。耐用性考慮自鎖裝置需要有良好的耐磨性。因為在撥叉的頻繁操作過程中，自鎖球（或銷）與卡槽之間會不斷地摩擦?？梢圆捎帽砻娲慊稹㈠冇层t等工藝來提高自鎖球（或銷）和卡槽表面的硬度和耐磨性。同時，考慮到可能的腐蝕環(huán)境，自鎖裝置的材料應具有一定的耐腐蝕性。例如，在汽車變速器中，自鎖裝置可能會接觸到水分、油污等，如果材料不耐腐蝕，容易生銹，進而影響自鎖功能。8.6.2互鎖裝置設計要點動作順序和邏輯清晰互鎖裝置的設計要確保各個撥叉之間有明確合理的動作順序。在變速器的互鎖設計中，要規(guī)定只有在當前擋位撥叉完全脫離嚙合后，其他擋位的撥叉才能開始動作。這就需要通過互鎖鋼球和互鎖銷的位置和運動路徑設計來實現(xiàn)。強度和剛度要求互鎖裝置需要有足夠的強度和剛度來阻止不需要的撥叉動作?；ユi鋼球和互鎖銷要能夠承受撥叉在操作過程中可能施加的最大力。在設計時，要根據(jù)撥叉的操作力大小來計算互鎖鋼球和互鎖銷的尺寸和材料強度。同時，互鎖裝置所安裝的基座也需要有足夠的剛度。如果基座剛度不足，在撥叉操作力的作用下，基座可能會變形，影響互鎖裝置的正常工作，所以在設計時要使基座強度和剛度符合要求?？臻g布局合理互鎖裝置的空間布局要緊湊合理。因為在機械裝置中，尤其是像變速器這樣的部件，內部空間有限?；ユi鋼球、互鎖銷和各個撥叉之間的空間關系要設計得恰到好處，既要保證互鎖功能的實現(xiàn)，又不能占用過多的空間。8.6.3自鎖與互鎖的計算自鎖計算

設k=50N/mm

，x0=2mm，F(xiàn)f=20N，則F自=50*2+20=120N

互鎖力計算設

μ=0.15,d1=10mm，L=20mm,h=5mm，θ=30。，則

九變速器箱體設計變速器殼體尺寸和質量不僅要小，而且要保證其有足夠的剛度，以確保軸和軸承可以正常工作。變速器橫向斷面尺寸要保證能布置下齒輪，同時為了變速器可以正常工作，在設計時應當注意到殼體側面的內壁與轉動齒輪齒頂之間的間隙，一般為5～8mm，否則由于增加了潤滑油的液壓阻力，會導致產(chǎn)生噪聲和使變速器過熱。本設計內壁與轉動齒輪齒頂之間取8mm，然由于變速器選用的是圖1-2f所示的倒擋形式，故變速箱的寬度，需確定倒擋軸倒擋齒輪的具體位置后，才能進行確定，這將在變速器裝配圖中的左視圖中體現(xiàn)。為減少質量，變速器殼體采用壓鑄鋁合金鑄造時，壁厚取3.5～4.0mm。采用鑄鐵殼體時，壁厚取5.0～6.0mm。增加變速器殼體的壁厚，雖然提高了殼體的剛度以及強度，但同時會使殼體的質量加大，并使材料的消耗增加，提高了成本。本次設計使用壓鑄鋁合金鑄造，壁厚取4mm。同時在齒輪齒頂?shù)阶兯倨鞯撞恐g的間隙保持在15mm及其以上。為了減小變速器體積，此處間隙取最小極限值15mm，在齒輪齒頂?shù)阶兯倨黜敳坎恐g，安裝有撥叉軸，為了使變速器在不影響工況的情況下更加緊湊，齒輪齒頂?shù)綋懿孑S的間距取為35mm，撥叉軸到箱壁的間距取為15mm,撥叉軸直徑為15mm。則變速箱的高度為:箱壁厚度+底部間隙15mm+中間軸常嚙合齒輪齒頂圓半徑+中心距+第二軸二擋齒輪齒頂圓半徑+35mm+15mm+15mm。變速箱的長度可由中間軸齒輪的支撐間距離L值和壁厚、支撐軸承來確定。箱壁厚4mm，則長度：在殼體上設計中，加入加強肋的目的是為了增強變速器殼體的剛度。加強肋的方向與軸支承處的作用力方向有關。變速器殼壁設計中，不利于吸收齒輪噪音和振動的平面是不能存在的。在鑄造變速器殼體時，可以加入措施，使變速器殼體剛度增加、總成噪聲降低。放油孔和注油孔在變速器殼體上是不可或缺的一部分。而注油孔和放油孔的位置不同，注油孔具有檢查油面高度的作用設計在潤滑油所在的平面；放油孔為了實現(xiàn)其作用，設計在殼體的最低處。同時，放油螺塞還要有吸住殘留在潤滑油內的金屬殘渣的作用，故選用永久磁性螺塞。

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