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文檔簡(jiǎn)介
1、<p><b> 緒 論</b></p><p> 當(dāng)今市場(chǎng)上不同車型所配置的變速器主要分為:手動(dòng)變速器(MT)、自動(dòng)變速器(AT)、手動(dòng)/自動(dòng)變速器(AMT)、無級(jí)變速器(CVT)。</p><p> 一、手動(dòng)變速器(MT)</p><p> 手動(dòng)變速器(Manual Transmission,簡(jiǎn)稱MT),也叫手動(dòng)擋,即必
2、須用手撥動(dòng)變速桿(俗稱“擋把”)才能改變變速器內(nèi)的齒輪嚙合位置,改變傳動(dòng)比,從而達(dá)到變速的目的。手動(dòng)變速在操縱時(shí)必須踩下離合,方可撥得動(dòng)變速桿。</p><p> 一般來說,如果駕駛者技術(shù)好,手動(dòng)變速的汽車在加速、超車時(shí)比自動(dòng)變速車快,也省油。</p><p> 二、自動(dòng)變速器(AT)</p><p> 自動(dòng)變速器(Automatic Transmission
3、,簡(jiǎn)稱AT),利用行星齒輪機(jī)構(gòu)進(jìn)行變速,它能根據(jù)油門踏板程度和車速變化,自動(dòng)地進(jìn)行變速。而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可。</p><p> 雖說自動(dòng)變速汽車沒有離合器,但自動(dòng)變速器中有很多離合器,這些離合器能隨車速變化而自動(dòng)分離或合閉,從而達(dá)到自動(dòng)變速的目的。</p><p><b> 三、無極變速器</b></p><p> 無級(jí)
4、變速器(CVT)最早由荷蘭人Van Doorne's發(fā)明。無級(jí)變速系統(tǒng)不像手動(dòng)變速器或自動(dòng)變速器那樣用齒輪變速,而是用兩個(gè)滑輪和一個(gè)鋼帶來變速,其傳動(dòng)比可以隨意變化,沒有換擋的突跳感覺。</p><p> 無級(jí)變速器屬于自動(dòng)變速器的一種,但它能克服普通自動(dòng)變速器“突然換擋”、油門反應(yīng)慢、油耗高等缺點(diǎn)。</p><p> 1手動(dòng)變速器的原理概述及方案確定</p>&
5、lt;p> 1.1手動(dòng)變速器的變速原理</p><p> 因?yàn)榘l(fā)動(dòng)機(jī)直接輸出的轉(zhuǎn)矩變化范圍是比較小的,而汽車起步、上坡卻需要大的轉(zhuǎn)矩,高速行駛時(shí),只需要較小的轉(zhuǎn)矩,如直接把發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力來驅(qū)動(dòng)汽車的話,就很難實(shí)現(xiàn)汽車的起步、上坡或高速行駛。另外,汽車需要倒車,也必須要用到變速器來實(shí)現(xiàn)。</p><p> 變速箱為什么可以調(diào)整發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速呢?其實(shí)這里蘊(yùn)含了齒輪和杠桿的原理
6、。變速箱內(nèi)有多個(gè)不同的齒輪,通過不同大小的齒輪組合一起,就能實(shí)現(xiàn)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的調(diào)整。用低轉(zhuǎn)矩可以換來高轉(zhuǎn)速,用低轉(zhuǎn)速則可以換來高轉(zhuǎn)矩。</p><p> 變速器的作用主要表現(xiàn)在三方面:第一,改變傳動(dòng)比,擴(kuò)大驅(qū)動(dòng)輪的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍;第二,在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)向不變的情況下,實(shí)現(xiàn)汽車倒退行駛;第三,利用空檔,可以中斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力傳遞,使得發(fā)動(dòng)機(jī)可以起動(dòng)、怠速。</p><p> 手動(dòng)變速器
7、的工作原理,就是通過撥動(dòng)變速桿,切換中間軸上的主動(dòng)齒輪,通過大小不同的齒輪組合與動(dòng)力輸出軸結(jié)合,從而改變驅(qū)動(dòng)輪的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速。下面先看一下簡(jiǎn)化的手動(dòng)變速器(2檔)的構(gòu)造圖。</p><p> 發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力輸入軸是通過一根中間軸,間接與動(dòng)力輸出軸連接的。如上圖所示,中間軸的兩個(gè)齒輪(紅色)與動(dòng)力輸出軸上的兩個(gè)齒輪(藍(lán)色)是隨著發(fā)動(dòng)機(jī)輸出一起轉(zhuǎn)動(dòng)的。但是如果沒有同步器(紫色)的接合,兩個(gè)齒輪(藍(lán)色)只能在動(dòng)力輸出軸上
8、空轉(zhuǎn)(即不會(huì)帶動(dòng)輸出軸轉(zhuǎn)動(dòng))。圖中同步器位于中間狀態(tài),相當(dāng)于變速器掛了空檔。</p><p> 當(dāng)變速桿向左移動(dòng),使同步器向右移動(dòng)與齒輪(如上圖所示)接合,發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力通過中間軸的齒輪,將動(dòng)力傳遞給動(dòng)力輸出軸。</p><p> 一般的手動(dòng)變速器都有好幾個(gè)檔位(如上圖的5檔手動(dòng)變速器),可以理解為在原來的基礎(chǔ)上添加了幾組齒輪,其實(shí)原理都是一樣的。如當(dāng)掛上1擋時(shí),實(shí)際上是將(1、2擋同步器
9、)向左移動(dòng)使同步器與1擋從動(dòng)齒輪(圖中①)接合,將動(dòng)力傳遞到輸出軸。細(xì)心的朋友會(huì)發(fā)現(xiàn),R檔(倒車檔)的主動(dòng)齒輪和從動(dòng)齒輪中夾了一個(gè)中間齒輪,就是通過這個(gè)齒輪實(shí)現(xiàn)汽車的倒退行駛。</p><p> 1.2 變速器結(jié)構(gòu)方案的確定</p><p> 變速器由傳動(dòng)機(jī)構(gòu)與操縱機(jī)構(gòu)組成。</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、制造低廉,具有高的傳動(dòng)效率
10、(η=0.96~0.98),因此在各類汽車上均得到廣泛的應(yīng)用。</p><p> 設(shè)計(jì)時(shí)首先應(yīng)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。目前,轎車變速器
11、的傳動(dòng)比范圍為3.0~4.5;一般用途的貨車和輕型以上的客車為5.0~8.0;越野車與牽引車為10.0~20.0。</p><p> 通常,有級(jí)變速器具有3、4、5個(gè)前進(jìn)檔;重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多檔變速器,其前進(jìn)檔位數(shù)多達(dá)6~16個(gè)甚至20個(gè)。</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
12、。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> 某些轎車和貨車的變速器,采用僅在好路和空載行駛時(shí)才使用的超速檔。采用傳動(dòng)比小于1(0.7~0.8)的超速檔,可以更充分地利用發(fā)動(dòng)機(jī)功率,降低單位行駛里程的發(fā)動(dòng)機(jī)
13、曲軸總轉(zhuǎn)數(shù),因而會(huì)減少發(fā)動(dòng)機(jī)的磨損,降低燃料消耗。但與傳動(dòng)比為1的直接檔比較,采用超速檔會(huì)降低傳動(dòng)效率。</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(rùn)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。</p><p> 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
14、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)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)。其
15、缺點(diǎn)是:處直接檔外其他各檔的傳動(dòng)效率有所下降。 </p><p> 圖1-1 轎車中間軸式四檔變速器</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
16、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
17、傳動(dòng);個(gè)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,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>
18、 圖1-2 兩軸式變速器</p><p> 第一軸;2—第二軸;3—同步器</p><p> 有級(jí)變速器結(jié)構(gòu)的發(fā)展趨勢(shì)是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目,從而可采用斜齒輪。后者比直齒輪有更長(zhǎng)的壽命、更低的噪聲,雖然其制造稍復(fù)雜些且在工作中有軸向力。因此,在變速器中,除低檔及倒檔外,直齒圓柱齒輪已經(jīng)被斜齒圓柱齒輪所代替。但是在本設(shè)計(jì)中,由于倒檔齒輪采用的是常嚙式,因此也采用斜齒輪。</p&
19、gt;<p> 1.3變速器主要零件結(jié)構(gòu)的方案分析</p><p> 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(rùn)滑和密封等因素。</p><p><b> 1.3.1齒輪型式</b></p><p> 與直齒圓柱齒輪比較,斜齒圓柱齒
20、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> 1.3.2.換檔結(jié)構(gòu)型式</p><p> 換檔結(jié)構(gòu)分為直齒滑動(dòng)
21、齒輪、嚙合套和同步器三種。</p><p> 直齒滑動(dòng)齒輪換檔的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊,但由于換檔不輕便、換檔時(shí)齒端面受到很大沖擊、導(dǎo)致齒輪早期損壞、滑動(dòng)花鍵磨損后易造成脫檔、噪聲大等原因,初一檔、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
22、定,若齒輪副內(nèi)空間允許,采用內(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
23、,同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。</p><p> 自動(dòng)脫檔是變速器的主要障礙之一。為解決這個(gè)問題,除工藝上采取措施外,在結(jié)構(gòu)上,目前比較有效的方案有以下幾種:</p><p> 1) 將嚙合套做得長(zhǎng)一些(如圖1-7a)</p><p> 或者兩接合齒的嚙合位置錯(cuò)開(圖1-7b),這樣在嚙合時(shí)使接合齒端部超過被接合齒約1~3mm。使用中因接觸部分?jǐn)D壓和磨損,因
24、而在接合齒端部形成凸肩,以阻止自動(dòng)脫檔。</p><p> 2)將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。?.3~0.6mm),這樣,換檔后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住,從而減少自動(dòng)脫檔(圖1-8)。</p><p> 3)將接合齒的工作面加工成斜齒面,形成倒錐角(一般傾斜20~30),使接合齒面產(chǎn)生阻止自動(dòng)脫檔的軸向力 </p><p&
25、gt; ?。▓D1-9)。這種結(jié)構(gòu)方案比較有效, 圖1-7 防止自動(dòng)脫檔的結(jié)構(gòu)措施</p><p> 采用較多。 </p><p><b> 此段切薄</b></p><p> 圖1-8 防止自動(dòng)脫檔的結(jié)構(gòu)措施Ⅱ</p><p><b> 加工成斜面</b>
26、</p><p> 圖1-9 防止自動(dòng)脫檔的結(jié)構(gòu)措施Ⅲ</p><p> 在本設(shè)計(jì)中所采用的是鎖環(huán)式同步器,該同步器是依靠摩擦作用實(shí)現(xiàn)同步的。但它可以從結(jié)構(gòu)上保證結(jié)合套與待嚙合的花鍵齒圈在達(dá)到同步之前不可能接觸,以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。同步器的結(jié)構(gòu)如圖1-10所示</p><p> 圖1-10 鎖環(huán)式同步器</p><p> l、4-
27、同步環(huán);2-同步器齒鼓;3-接合套;5-彈簧;6—滑塊;</p><p> 7-止動(dòng)球;8-卡環(huán);9—輸出軸;10、11-齒輪</p><p> 2 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設(shè)計(jì)</p><p> 2.1 變速器主要參數(shù)的確定</p><p> 本設(shè)計(jì)所采用的主要參數(shù):</p><p> 主減速比:4
28、.782</p><p> 最高時(shí)速:190km/h</p><p> 滿載質(zhì)量 1800kg;</p><p> 輪胎型號(hào):205/65R15</p><p> 發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào):SQR481FC</p><p> 最大扭矩:170Nm/4500</p><p> 最大功率:95kw/5
29、750</p><p> 最高轉(zhuǎn)速:6000r/min</p><p> 2.1.1檔數(shù)和傳動(dòng)比</p><p> 近年來,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
30、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> 則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動(dòng)比為</p><p><b> ?。?-1)</b></p><p> 式中 m----汽車總質(zhì)量;&
31、lt;/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;</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
32、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)</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=
33、0.5~0.6。</p><p> 由已知條件:滿載質(zhì)量 1800kg;</p><p> rr=337.25mm;</p><p> Te max=170Nm;</p><p><b> i0=4.782;</b></p><p><b> η=0.95。</b>
34、</p><p> 根據(jù)公式(2-2)可得:igI =3.85。</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><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)
35、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:=1.51。</p><p><b> 故有:</b></p><p><b> 2.1.2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
36、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> (2-4)</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>
37、TI max ----變速器處于一檔時(shí)的輸出扭矩:</p><p> TI max=Te max igI η =628.3N﹒m</p><p> 故可得出初始中心距A=77.08mm。</p><p><b> 2.1.3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
38、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3.0~3.4A。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
39、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> 本次設(shè)計(jì)采用手動(dòng)五擋變速器,其殼體的軸向尺寸是377.08mm=231.24mm,</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> 2.1.4齒輪參數(shù)</b></p><p>&
40、lt;b> ?。?)齒輪模數(shù)</b></p><p> 建議用下列各式選取齒輪模數(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=170Nm,可得出mn=2.5。&l
41、t;/p><p><b> 一檔直齒輪的模數(shù)m</b></p><p> mm (2-6)</p><p><b> 通過計(jì)算m=3。</b></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
42、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
43、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°,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>
44、<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</
45、p><p> 斜齒 b=(6.0~8.5)m,mm</p><p> 第一軸常嚙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
46、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> 2.2.1確定一檔齒輪的齒數(shù)</p><p><b> 一檔傳動(dòng)比</b></p><p> ?。?-7) </p><p&g
47、t; 為了確定Z9和Z10的齒數(shù),先求其齒數(shù)和:</p><p> ?。?-8) </p><p> 其中 A =77.08mm、m =3;故</p><p> 有。 </p><p
48、> 當(dāng)轎車三軸式的變速器時(shí),則,此處取=16,則可得出=35。</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51,則根據(jù)式(2-8)反推出A=76.5mm。</p><p>
49、 2.2.2 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> ?。?-9)</b></p><p> 由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定 ①</p><p> 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等<
50、/p><p><b> ?。?-10)</b></p><p><b> 由此可得: </b></p><p><b> (2-11)</b></p><p> 而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計(jì)算出: 。 ②</p><p> 與②聯(lián)立可得
51、:=19、=34。</p><p> 則根據(jù)式(2-7)可計(jì)算出一檔實(shí)際傳動(dòng)比為: 。 </p><p> 2.2.3確定其他檔位的齒數(shù)</p><p><b> 二檔傳動(dòng)比</b></p><p><b> ?。?-12)</b></p><p> 而
52、 ,故有:</p><p><b> ?、?lt;/b></p><p> 對(duì)于斜齒輪, (2-13)</p><p> 故有: ④</p><p&
53、gt;<b> 聯(lián)立④得:。</b></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><p> 2.2.4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
54、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><b> ?。?-14)</b></p><p><b> 可計(jì)算出。</b></p>
55、;<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><p> 而倒檔軸與第二軸的中心:</p><p><b> (2-16)</b></p><
56、;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
57、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),有避免了其缺點(diǎn)。</p><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
58、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> 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
59、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)
60、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> 變位系數(shù) </p><p><b> ?。?-17)</b></p><p> 式中
61、 Z為要變位的齒輪齒數(shù)。</p><p> 3 變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料的選擇</p><p> 3.1 齒輪的損壞原因及形式</p><p> 齒輪的損壞形式分三種:輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動(dòng)換檔齒輪端部破壞。</p><p> 輪齒折斷分兩種:輪齒受足夠大的沖擊載荷作用,造成輪齒彎曲折斷;輪齒再重復(fù)載荷作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋,
62、裂紋擴(kuò)展深度逐漸加大,然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的很少,后者出現(xiàn)的多。</p><p> 齒輪工作時(shí),一對(duì)相互嚙合,齒面相互擠壓,這是存在齒面細(xì)小裂縫中的潤(rùn)滑油油壓升高,并導(dǎo)致裂縫擴(kuò)展,然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點(diǎn)蝕。他使齒形誤差加大,產(chǎn)生動(dòng)載荷,導(dǎo)致輪齒折斷。</p><p> 用移動(dòng)齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪,由于換檔時(shí)兩個(gè)進(jìn)入嚙合的齒輪存在角速度茶,換檔瞬
63、間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷,并造成損壞。</p><p> 3.2 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核</p><p> 與其他機(jī)械設(shè)備使用的變速器比較,不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外,汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級(jí)、支撐方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造,采用剃齒或齒輪精加工,齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝,齒輪精度不低于7級(jí)。因此,比用于計(jì)
64、算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡(jiǎn)化一些的計(jì)算公式來計(jì)算汽車齒輪,同樣、可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。在這里所選擇的齒輪材料為40Cr。</p><p> 3.2.1齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算</p><p><b> 直齒輪彎曲應(yīng)力</b></p><p><b> ?。?-1)</b></p><p> 式中,--
65、--彎曲應(yīng)力(MPa);</p><p> ----一檔齒輪10的圓周力(N), ;其中 為計(jì)算載荷(N·mm),d為節(jié)圓直徑。</p><p> ----應(yīng)力集中系數(shù),可近似取1.65;</p><p> ----摩擦力影響系數(shù),主動(dòng)齒輪取1.1,從動(dòng)齒輪取0.9;</p><p> b----齒寬(m
66、m),取20</p><p> t----端面齒距(mm);</p><p> y----齒形系數(shù),如圖3-1所示。</p><p> 圖3-1 齒形系數(shù)圖 </p><p> 當(dāng)處于一檔時(shí),中間軸上的計(jì)算扭矩為:</p><p><b> (3-2)</b></p>&
67、lt;p> =17010002.181.78</p><p><b> =659668Nm</b></p><p> 故由 可以得出;再將所得出的數(shù)據(jù)代入式(3-1)可得</p><p> 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時(shí),一檔直齒輪的彎曲應(yīng)力在400~850MPa之間。</p><p
68、> 斜齒輪彎曲應(yīng)力 </p><p><b> ?。?-3)</b></p><p> 式中 為重合度影響系數(shù),取2.0;其他參數(shù)均與式(3-1)注釋相同,,</p><p> 選擇齒形系數(shù)y時(shí),按當(dāng)量模數(shù)在圖(3-1)中查得。</p><p> 二檔齒輪圓周力:
69、 (3-4)</p><p> 根據(jù)斜齒輪參數(shù)計(jì)算公式可得出:=6798.8N</p><p> 齒輪8的當(dāng)量齒數(shù)=47.7,可查表(3-1)得:。</p><p> 故 </p><p><b>
70、同理可得: 。</b></p><p> 依據(jù)計(jì)算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應(yīng)力,其計(jì)算結(jié)果如下:</p><p><b> 三檔:</b></p><p><b> 四檔:</b></p><p><b> 五檔:</b></p>
71、;<p> 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時(shí),對(duì)常嚙合齒輪和高檔齒輪,許用應(yīng)力在180~350MPa范圍內(nèi),因此,上述計(jì)算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求。</p><p> 3.2.2 齒輪接觸應(yīng)力 </p><p><b> ?。?-5)</b></p><p> 式中, ----齒輪的接觸應(yīng)力(MPa);<
72、;/p><p> F----齒面上的法向力(N),;</p><p> ----圓周力在(N), ;</p><p> ----節(jié)點(diǎn)處的壓力角(°);</p><p> ----齒輪螺旋角(°);</p><p> E----齒輪材料的彈性模量(MPa),查資料可?。?lt;
73、/p><p> b----齒輪接觸的實(shí)際寬度,20mm;</p><p> ----主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm);</p><p> 直齒輪: (3-6)</p><p><b> ?。?-7)</b></p&
74、gt;<p> 斜齒輪: (3-8)</p><p><b> ?。?-9)</b></p><p> 其中,分別為主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑(mm)。</p><p> 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計(jì)算載荷時(shí),變速器齒輪的許用接觸應(yīng)
75、力見下表:</p><p> 表3-1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力</p><p> 通過計(jì)算可以得出各檔齒輪的接觸應(yīng)力分別如下:</p><p> 一檔: </p><p> 二檔: </p><p> 三檔:
76、 </p><p> 四檔: </p><p> 五檔: </p><p> 倒檔: </p><p> 對(duì)照上表可知,所設(shè)計(jì)變速器齒輪的接觸應(yīng)力基本符合要求。</p><
77、;p> 4 變速器軸的強(qiáng)度計(jì)算</p><p> 4.1變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸</p><p><b> 4.1.1軸的結(jié)構(gòu)</b></p><p> 第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,
78、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。第一軸如圖4-1所示:</p><p> 圖4-1 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)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
79、> 一檔齒輪 倒檔齒輪</p><p> 圖4-2 變速器中間軸</p><p> 4.1.2確定軸的尺寸</p><p> 變速器軸的確定和尺寸,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
80、定:</p><p> 第一軸和中間軸: </p><p><b> ?。?-1)</b></p><p> 第二軸: </p><p><b> ?。?-2)</b></p><p> 式中 ----發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩,N·m<
81、;/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?。?lt;/p><p> 第一軸和中間軸: d/L=0.160.18;</p><p> 第二軸: d/L=0.180.21。</p><p><b> 4.2 軸的校核<
82、/b></p><p> 由變速器結(jié)構(gòu)布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸,一般來說強(qiáng)度是足夠的,僅對(duì)其危險(xiǎn)斷面進(jìn)行驗(yàn)算即可。對(duì)于本設(shè)計(jì)的變速器來說,在設(shè)計(jì)的過程中,軸的強(qiáng)度和剛度都留有一定的余量,所以,在進(jìn)行校核時(shí)只需要校核一檔處即可;因?yàn)檐囕v在行進(jìn)的過程中,一檔所傳動(dòng)的扭矩最大,即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜,故作為重點(diǎn)的校核對(duì)象。下面對(duì)第一軸和第二軸進(jìn)行校核。</p>
83、<p> 4.2.1第一軸的強(qiáng)度與剛度校核</p><p> 因?yàn)榈谝惠S在運(yùn)轉(zhuǎn)的過程中,所受的彎矩很小,可以忽略,可以認(rèn)為其只受扭矩。此中情況下,軸的扭矩強(qiáng)度條件公式為</p><p><b> ?。?-3)</b></p><p> 式中:----扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力,MPa;</p><p> T----軸所
84、受的扭矩,N·mm;</p><p> ----軸的抗扭截面系數(shù),;</p><p> P----軸傳遞的功率,kw;</p><p> d----計(jì)算截面處軸的直徑,mm;</p><p> []----許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力,MPa。</p><p> 其中P =95kw,n =5750r/min,d
85、=24mm;代入上式得:</p><p> 由查表可知[]=55MPa,故[],符合強(qiáng)度要求。</p><p> 軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長(zhǎng)的扭轉(zhuǎn)角來表示。其計(jì)算公式為:</p><p><b> ?。?-4)</b></p><p> 式中,T ----軸所受的扭矩,N·mm;</p><
86、p> G ----軸的材料的剪切彈性模量,MPa,對(duì)于鋼材,G =8.1MPa;</p><p> ----軸截面的極慣性矩,,;</p><p> 將已知數(shù)據(jù)代入上式可得: 。</p><p> 對(duì)于一般傳動(dòng)軸可??;故也符合剛度要求。</p><p> 4.2
87、.2第二軸的校核計(jì)算</p><p><b> 1)軸的強(qiáng)度校核</b></p><p> 計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出:</p><p><b> ?。?-5)</b></p><p><b> ?。?-6)</b></p><
88、p><b> ?。?-7)</b></p><p> 式中 ----至計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比,此處為三檔傳動(dòng)比3.85;</p><p> d ----計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑,mm,為105mm;</p><p> ----節(jié)點(diǎn)處的壓力角,為16°;</p><p> ----螺旋角,為30°;&
89、lt;/p><p> ----發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩,為170000N·mm。</p><p> 代入上式可得: ,</p><p><b> ,</b></p><p><b> 。</b></p><p> 危險(xiǎn)截面的受力圖為:<
90、/p><p> 圖4-1 危險(xiǎn)截面受力分析</p><p> 水平面:(160+75)=75 =1317.4N;</p><p><b> 水平面內(nèi)所受力矩:</b></p><p><b> 垂直面:</b></p><p><b> ?。?/p>
91、4-8)</b></p><p><b> =6879.9N</b></p><p><b> 垂直面所受力矩:。</b></p><p><b> 該軸所受扭矩為:。</b></p><p> 故危險(xiǎn)截面所受的合成彎矩為:</p><p
92、><b> ?。?-9)</b></p><p> 則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力(MPa):</p><p><b> (4-10)</b></p><p> 將代入上式可得:,在低檔工作時(shí)[]=400MPa,因此有:</p><p><b> [];符合要求。</
93、b></p><p><b> 2)軸的剛度校核</b></p><p> 第二軸在垂直面內(nèi)的撓度和在水平面內(nèi)的撓度可分別按下式計(jì)算:</p><p><b> ?。?-11)</b></p><p><b> ?。?-12)</b></p><p
94、> 式中, ----齒輪齒寬中間平面上的徑向力(N),這里等于;</p><p> ----齒輪齒寬中間平面上的圓周力(N),這里等于;</p><p> E----彈性模量(MPa),(MPa),E =MPa;</p><p> I----慣性矩(),,d為軸的直徑();</p><p> a、b----為齒輪坐上的作用力距
95、支座A、B的距離();</p><p> L----支座之間的距離()。</p><p> 將數(shù)值代入式(4-11)和(4-12)得: </p><p> 故軸的全撓度為,符合剛度要求。</p><p><b> 5同步器的確定</b></p><p><b&g
96、t; 5.1 同步器結(jié)構(gòu)</b></p><p> 在前面已經(jīng)說明,本設(shè)計(jì)所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器,其結(jié)構(gòu)如下圖所示:</p><p> 圖5-1 鎖環(huán)式同步器</p><p> 1、9-變速器齒輪 2-滾針軸承 3、8-結(jié)合齒圈 4、7-鎖環(huán)(同步環(huán)) </p><p> 5-彈簧 6-定位銷 10-花鍵轂 1
97、1-結(jié)合套</p><p> 5.2同步器工作原理</p><p> 同步器的工作原理是:換檔時(shí),沿軸向作用在嚙合套上的換檔力,推嚙合套并帶動(dòng)定位銷和鎖環(huán)移動(dòng),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,致使在錐面上作用有摩擦力矩,它使鎖環(huán)相對(duì)嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個(gè)角度,并滑塊予以定位。接下來,嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸,使嚙合
98、套的移動(dòng)受阻,同步器在鎖止?fàn)顟B(tài),換檔的第一階段結(jié)束。換檔力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上,并使摩擦力矩增大,與此同時(shí)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)的角速度逐漸靠近,在角速度相等的瞬間,同步過程結(jié)束,完成換檔過程的第二階段工作。之后,摩擦力矩隨之消失,而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位,兩鎖止面分開,同步器解除鎖止?fàn)顟B(tài),接合套上的接合齒在換檔力的作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合,完成同步換檔。</p><p>&
99、lt;b> 6 結(jié)論</b></p><p> 因?yàn)楸救怂鶎W(xué)專業(yè)知識(shí)有限,此次設(shè)計(jì)只是對(duì)五檔變速器設(shè)計(jì)的一部分。僅對(duì)變速器的概況,主要參數(shù),齒輪和軸進(jìn)行了設(shè)計(jì)和校核,變速器是車輛不可或缺的一部分,其中機(jī)械式變速箱設(shè)計(jì)發(fā)展到今天,其技術(shù)已經(jīng)成熟,但對(duì)于我們還沒有踏出校門的學(xué)生來說,其中的設(shè)計(jì)理念還是很值得我們?nèi)ヌ接憽W(xué)習(xí)的。</p><p><b> 參考文
100、獻(xiàn)</b></p><p> [1] 蔡炳炎,徐 勇,林 寧,機(jī)械式汽車變速器的速比配置分析,機(jī)械研究與應(yīng)用,2005年4月第18卷 第2期</p><p> [2] 王建玲,王 春1,李金貴2,梁國(guó)俐,汽車變速器后體壓鑄模設(shè)計(jì),特種鑄造及有色合金,006年第26卷第5期</p><p> [3] 董炳武,汽車變速器的優(yōu)化設(shè)計(jì),福州大學(xué)學(xué)報(bào),199
101、7年10月第25卷第5期。</p><p> [4] 丁華,汽車變速器齒輪的強(qiáng)度分析,機(jī)械研究與應(yīng)用,2001年12月第14卷第4 期。[5] 孫衛(wèi)平,汽車變速器軟軸操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì),汽車技術(shù),2006年第6期</p><p> [6] Wang Shuqing,Design ofDieCastingDie for EA111Oil Tank Ge Chundong,Automobile
102、,1994年6月第5期。</p><p> [7] 胡 加,載重汽車變速器頭檔速比的選擇方法,專用汽車,2000年第2期。</p><p> [8] J.R. Gomà Ayats, U. Diego-Ayala, F. Fenollosa Artes.The singular point transition concept: A novel continuously va
103、riable transmission comprising planetary gear trains and a</p><p> [9] LiWei,Application of Lost Foam Casting to Art Casting,TechnicalQuality Center ofMachinery Plant,2006年第3期。</p><p> [10] Ni
104、labh Srivastava, Imtiaz Haque.A review on belt and chain continuously variable transmissions (CVT): Dynamics and control[J].Mechanism and Machine Theory,2009:19-41.</p><p><b> 致 謝</b></p>
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