【正文】 ； 最高車速，本例為120km/h (已知）； 汽車總質(zhì)量，此處為4130kg；代入數(shù)據(jù)，得： =1/（4130120/3600+1203/71640） = 1) 發(fā)動機最大功率與相應(yīng)轉(zhuǎn)速 根據(jù)給定的比功率和最大總質(zhì)量，可得： 為滿足動力性能要求，所選發(fā)動機的功率不應(yīng)小于此值，故比較上述兩個結(jié)果后，滿足設(shè)計要求的最大功率。 最大功率轉(zhuǎn)速的范圍（r/min)汽油機30007000乘用車40007000輕型、微型貨車40005000中型貨車4000以下柴油機1800—4000乘用車、輕型、微型貨車32004000大貨車180026002) 發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩和相應(yīng)的轉(zhuǎn)速發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，計算得最大功率時相應(yīng)的轉(zhuǎn)速；最大轉(zhuǎn)矩時相應(yīng)的轉(zhuǎn)矩；額定功率/轉(zhuǎn)速（kw/r/min）85/4500最大扭矩/轉(zhuǎn)速（）226/2800汽缸數(shù)4缸徑（mm）第2章 變速箱的設(shè)計與計算 不同類型汽車的變速箱，其檔位數(shù)也不盡相同。轎車變速器傳動比變化范圍較?。s為3～4），過去常用3個或4個前進檔，但近年來為了提高其動力性尤其是燃料經(jīng)濟性，多已采用5個前進檔。輕型貨車變速器的傳動比變化范圍約為5～6，其他貨車為7以上，為了降低油耗亦趨向于增加1個超速檔；～l0t多用五檔變速器；大于l0t的多用6個前進檔或更多的檔位。 選擇最低檔傳動比時，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動車輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動車輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。 一般來說，汽車發(fā)揮最大車速時對應(yīng)的發(fā)動機轉(zhuǎn)速就是最大功率時的轉(zhuǎn)速。，輪輞名義直徑為16英寸，貨車輪胎扁平率為90100，在此取90，則輪胎直徑可以計算為： （） 則車輪半徑為r=。 確定傳動系最大傳動，要考慮三個問題：最大爬坡度，一檔最大動力因數(shù)、附著力和汽車最低穩(wěn)定車速。傳動系最大的傳動比通常是變速器一檔傳動比與主減速器傳動比的乘積，即： （），可以忽略空氣阻力，汽車的最大驅(qū)動力應(yīng)為： （） 各表達式展： （）則由最大爬坡度要求的變速器1檔傳動比為： （） 式中 ——汽車總質(zhì)量；——重力加速度；——道路阻力系數(shù)，；——最大爬坡要求； ——驅(qū)動車輪的滾動半徑； ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩； ——； ——汽車傳動系的傳動效率。 本課題變速器igh=1，該貨車的最大爬坡度約為30%，即=176。， （）= = ，即可以滿足爬坡度的要求。 一檔傳動比還應(yīng)滿足附著條件： （）對于后輪驅(qū)動汽車，最大附著力有如下公式： （）取=，式子中為后軸軸載，可以從汽車設(shè)計手冊中查得； 回代得：綜上：暫取。因此，傳動系統(tǒng)最大傳動比為== （） 增加變速箱的檔位數(shù)能改善汽車的動力性和經(jīng)濟性。但是，檔位數(shù)越多，變速箱的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，使得輪廓尺寸和質(zhì)量加大，而且在使用時換擋頻率也會增高。 在最低檔傳動比不變的條件下，增加變速箱的檔位數(shù)會使得變速箱相鄰的低檔和高檔之間的傳動比值減小，使得換擋工作容易進行。在確定汽車最大和最小傳動比之后，應(yīng)該確定中間各個檔位的傳動比。實際上，汽車傳動系各檔位傳動比大體上按照等比級數(shù)分配的。因此，各檔位傳動比的大致關(guān)系為： （q為各檔之間的傳動比）（） 因此，各檔傳動比為 （） （） （）....... 若為五檔變速箱，且，則各檔傳動比與q有如下關(guān)系： （） （） （） （） 若檔位數(shù)為n,有 （）暫定檔位數(shù)為5，則 對于選擇的檔位數(shù)有如下要求：1. 為了減小換擋難度，；2. 高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔位區(qū)相鄰檔位之間的比值小。綜上，選擇5檔位滿足要求。則各個檔位速比大致為： 設(shè)計方案的確定 輕型載貨車變速箱一般選用機械式變速箱，它采用齒輪傳動，具有若干個定值傳動比。采用這種變速箱的輕型載貨車通常有3～5個前進檔和一個倒檔。最近幾年液力機械變速箱和機械式無級變速箱在汽車上的應(yīng)用越來越廣泛，根據(jù)目前廣泛使用變速器的種類，以及應(yīng)用的范圍，初步擬定三種設(shè)計方案。 兩軸式 兩軸式變速箱結(jié)構(gòu)簡單、緊湊且除最高檔外其他各檔的傳動效率高。兩軸式變速箱的第二軸（即輸出軸）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曲面齒輪；當發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪。除倒檔常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔位均采用常嚙合齒輪（斜齒圓柱齒輪）傳動,但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，因而噪聲較大，也增加了磨損。這種結(jié)構(gòu)適用于發(fā)動機前置、前輪驅(qū)動或發(fā)動機后置、后輪驅(qū)動的轎車和微、輕型貨車上，其特點是輸入軸和輸出軸平行，無中間軸。 三軸式 三軸式變速箱的第一軸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、二軸同心。將第一、二軸直接連接起來傳遞轉(zhuǎn)矩則稱為直接檔。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、二軸也僅傳遞轉(zhuǎn)矩．因此，直接檔的傳動效率高，磨損及噪聲也最小, 其他前進檔需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉(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比，但除了直接檔外其他各檔的傳動效率有所降低，適用于傳統(tǒng)的發(fā)動機前置、后輪驅(qū)動的布置形式。 液力機械式 由液力變矩器和齒輪式有級變速箱組成,其特點是傳動比可在最大值和最小值之間的幾個間斷范圍內(nèi)作無級變化，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜，造價高，傳動效率低。 確定方案 由于輕型載貨車一般是傳統(tǒng)的發(fā)動機前置，后輪驅(qū)動的布置形式，同時考慮到制造成本以及便于用戶維護等因素，再結(jié)合變速箱的特點和任務(wù)書的要求，現(xiàn)選用機械三軸式變速箱。 倒檔的形式及布置方案：倒檔的使用率不高，所以，直齒滑動齒輪方案換入倒檔被普遍采用。 ，經(jīng)過對比比較，本次設(shè)計用g)所示的倒檔方案。綜上，該五檔變速箱傳動方案如下： 五檔變速箱傳動方案示意圖 各檔速比計算如下：一檔傳動比: ()二檔傳動比: ()三檔傳動比: ()四檔傳動比: ()五檔傳動比: 倒檔傳動比: () 零部件的結(jié)構(gòu)分析 本設(shè)計中采用斜齒圓柱齒輪和直齒圓柱齒輪，兩者相比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、工作時噪聲低的優(yōu)點；缺點是制造時稍微復(fù)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齒輪。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒檔。 變速箱軸在工作時承受轉(zhuǎn)矩及彎矩，軸的明顯變形將影響齒輪正常嚙合，產(chǎn)生較大的噪聲，降低使用壽命。軸的結(jié)構(gòu)形狀除應(yīng)保證其強度與剛度外，還應(yīng)考慮齒輪、軸承等的安裝、固定，它與加工工藝也有密切關(guān)系。 第一軸通常與齒輪做成一體，其長度決定于離合器總成的軸向尺寸。第一軸的花健尺寸與離合器從動盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮，目前一般都采用齒側(cè)定心的矩形花鍵，鍵齒之間為動配合。 第二軸制成階梯式的以便于齒輪安裝，從受力及合理利用材料來看，也是需要的。漸開線花鍵固定連接的精度要求比矩形花鍵低，但定位性能好，承載能力大，且鍵齒高較小使小徑相應(yīng)增大，可增強軸的剛度。當一檔、倒檔采用滑動齒輪掛檔時，第二軸的相應(yīng)花鍵則采用矩形花鍵及動配合，這時不僅要求磨削定心的外徑，一般也要磨削鍵齒側(cè)，而矩形花鍵的齒側(cè)磨削要比漸開線花鍵容易。變速器中間軸分為旋轉(zhuǎn)式及固定式兩種。 旋轉(zhuǎn)式中間軸支承在前后兩個滾動軸承上。其上的一檔齒輪常與軸做成一體，而高檔齒輪則用鍵或過盈配合與軸連接以便于更換。固定式中間軸為僅起支承作用的光軸，與殼體呈輕壓配合并用鎖片等作軸向定位。剛度主要由支承于其上的連體齒輪（寶塔齒輪）的結(jié)構(gòu)保證。僅用于當殼體上無足夠位置設(shè)置滾動軸承和軸承蓋時。 變速箱多采用滾動軸承，即向心球軸承、向心短圓柱滾子軸承、滾針軸承以及圓錐滾子軸承。通常是根據(jù)變速器的結(jié)構(gòu)選定，再驗算其壽命。 第一軸前軸承（安裝在發(fā)動機飛輪內(nèi)腔中）采用向心球軸承：后軸承為外圈帶止動槽的向心球軸承或者圓錐滾子軸承，因為它不僅受徑向負荷而且承受向外的軸向負荷。為便于第一軸的拆裝，后軸承的座孔直徑應(yīng)大于第一軸齒輪的齒頂圓直徑。 第二軸前端多采用滾針軸承或短圓柱滾子軸承；后端采用帶止動槽的單列向心球軸承或者圓錐滾子軸承，因為它也要承受向外的軸向力。某些轎車往往在加長的第二軸后端設(shè)置輔助支承，并選擇向心球軸承。旋轉(zhuǎn)式中間軸前端多采用向心短圓柱滾子軸承，此軸承不承受軸向力，因為在該處布置軸承蓋困難；后軸承為帶止動槽的向心球軸承。中間軸的軸向力應(yīng)力求相互抵銷，未抵銷部分由后軸承承受。中間軸軸承的徑向尺寸常受中心距尺寸限制，故有時采用無內(nèi)圈的短圓柱滾子軸承。 此變速箱換擋機構(gòu)有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換擋三種形式。 中心距 中心距對變速箱的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距應(yīng)能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心距A（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初選： () 式中 ——中心距系數(shù)?！?；～；對多檔主變速器，～11對本設(shè)計，；——變速箱處于1檔時的輸出轉(zhuǎn)矩，； （) ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N?m；——變速箱的1檔傳動比；——變速箱的傳動效率。由公式（）得： =2266 =m由公式（)得: mm 變速箱的外形尺寸 變速箱的軸向尺寸與檔位數(shù)、齒輪型式、換檔機構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式等都有直接關(guān)系，設(shè)計初可根據(jù)中心距A的尺寸參用下列關(guān)系初選。 貨車變速箱殼體的軸向尺寸：四檔 （～）A五檔 （～）A六檔 （～）A初選軸向尺寸:（～）A=（～）103=278～309mm 對于本設(shè)計輕型貨車，五檔變速箱的軸向尺寸取310mm. 變速箱殼體的軸向尺寸最后應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。齒輪模數(shù)由輪齒的彎曲疲勞強度或最大載荷作用下的靜強度所