【正文】 數(shù)查表33。表33 發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)表發(fā)動(dòng)機(jī)排量I檔最大動(dòng)力因數(shù)最高車速比功率（）/（）比轉(zhuǎn)矩（）/（） 表34 發(fā)動(dòng)機(jī)性能參數(shù)表發(fā)動(dòng)機(jī)排量發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率/kw 轉(zhuǎn)速/發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速平均油耗L/100km 4/2300 20/1500 汽車的最小轉(zhuǎn)彎半徑是汽車機(jī)動(dòng)性主要參數(shù)。其值與汽車的軸距，輪距及轉(zhuǎn)向車輪的最大轉(zhuǎn)角等有關(guān)，并根據(jù)汽車的類型、用途、道路條件、結(jié)構(gòu)特點(diǎn)及軸距等尺寸選取。1．轉(zhuǎn)向特性參數(shù)當(dāng)汽車轉(zhuǎn)彎或受側(cè)向風(fēng)力作用時(shí)，由于輪胎的側(cè)偏，使前、后軸產(chǎn)生相應(yīng)的側(cè)偏角和。為保證良好的操縱穩(wěn)定性，希望得到不足轉(zhuǎn)向特性。2．車身側(cè)傾角，車身側(cè)傾角在之內(nèi)為好，最大不超過。4．汽車的行駛平順性參數(shù) 汽車的行駛平順性通常以車身的垂向振動(dòng)參數(shù)來評價(jià)。通常應(yīng)給出前后懸架的偏頻或靜撓度，動(dòng)撓度以及車身振動(dòng)加速度等參數(shù)作為設(shè)計(jì)要求。的制動(dòng)距離為/m。前置后驅(qū)動(dòng)是傳統(tǒng)的布置型式，應(yīng)用最普遍，為多數(shù)汽車所采用。取發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩作為傳動(dòng)系的第一種計(jì)算載荷： （41）式中：——傳動(dòng)系軸上的計(jì)算轉(zhuǎn)矩——傳動(dòng)系在所計(jì)算零件之前的總傳動(dòng)比——傳動(dòng)系在所計(jì)算零件之前的傳動(dòng)效率上式用于半軸之前的傳動(dòng)系零件半軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為 （42）式中：——差速器的轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)，圓錐行星齒輪差速器可取按上述計(jì)算載荷計(jì)算所得的應(yīng)力值比按傳動(dòng)系峰值載荷計(jì)算所得的應(yīng)力值要小，但比汽車在通常使用中產(chǎn)生的應(yīng)力值要大。按上述計(jì)算轉(zhuǎn)矩求得的零件應(yīng)力為，屈服極限為，安全系數(shù)為 （43）式中：——標(biāo)準(zhǔn)試件（）的屈服極限 ——尺寸系數(shù) ——應(yīng)力集中系數(shù)，汽車的大部分零件在運(yùn)行中承受著隨時(shí)間而改變的變應(yīng)力，會產(chǎn)生損傷和疲勞破壞。應(yīng)力如圖41 圖 41應(yīng)力圖（b）（c）圖給出了對稱循環(huán)應(yīng)力下的疲勞曲線，應(yīng)力幅表示在該值下在循環(huán)基數(shù)之前零件不會破壞；稱為對稱循環(huán)時(shí)的疲勞極限，汽車承受非對稱循環(huán)的交變載荷，和值不能直接作為汽車零件疲勞強(qiáng)度計(jì)算的依據(jù)，必須轉(zhuǎn)換為非對稱時(shí)零件的疲勞極限和。直列四缸發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻方式通常采用風(fēng)冷，系統(tǒng)簡單、維修簡便?？筛鶕?jù)所要求的最高車速計(jì)算出： （51） 式中：——發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率，kw ——傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率，對單級主減速器驅(qū)動(dòng)橋的式汽車取 ——汽車總質(zhì)量，kg g ——重力加速度， f ——滾動(dòng)阻力系數(shù)， ——最高車速， ——空氣阻力系數(shù)， A——汽車正面投影面積，按式求出的應(yīng)為發(fā)動(dòng)機(jī)在裝有全部附件下測定的最大有效功率或凈輸出功率，它比一般發(fā)動(dòng)機(jī)外特性的最大功率值低。發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率及相應(yīng)轉(zhuǎn)速確定后，求發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，單位（） （52）式中：——發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù) ——最大功率時(shí)轉(zhuǎn)矩 ——最大功率kw ——最大功率的相應(yīng)轉(zhuǎn)速，通常取轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù)與轉(zhuǎn)速適應(yīng)系數(shù)之乘積，表明發(fā)動(dòng)機(jī)適應(yīng)汽車行駛工況的程度，稱為發(fā)動(dòng)機(jī)適應(yīng)性系數(shù) （53）越大，發(fā)動(dòng)機(jī)的適應(yīng)性愈好，現(xiàn)代發(fā)動(dòng)機(jī)適應(yīng)性系數(shù)值對汽油機(jī)。為解決這一矛盾，在傳動(dòng)系中設(shè)置了變速器。(2)在發(fā)動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下,使汽車能倒向行駛。有級變速器的應(yīng)用最廣泛，它采用齒輪傳動(dòng)，具有若干個(gè)定值傳動(dòng)比。變速器使汽車能以非常低的穩(wěn)定車速行駛，而這種低的車速只靠內(nèi)燃機(jī)的穩(wěn)定轉(zhuǎn)速是難以達(dá)到的。其主要結(jié)構(gòu)如圖61所示。1. 齒輪型式 直齒圓柱齒輪用于一些變速器的一檔、二檔和倒檔。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，齒側(cè)定心的矩形花鍵、鍵齒之間的配合。變速器中間軸采用旋轉(zhuǎn)式。第二軸前端滾針軸承或短圓柱滾子軸承，后端帶止動(dòng)槽的單列角接觸球軸承。4．換擋機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式與分析換檔機(jī)構(gòu)型式采用嚙合套，其結(jié)構(gòu)簡單、制造容易、維修方便，換檔時(shí)行程較短且由于同時(shí)承受沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，沖擊及磨損較輕、噪聲低。變速器操縱機(jī)構(gòu)采用機(jī)械式直接操縱，將變速桿安裝在變速器蓋上并由駕駛座椅旁的地板伸出，以便司機(jī)直接用于操縱變速桿進(jìn)行換檔。 （61）由最大爬坡度要求的變速器I檔傳動(dòng)比為式中：——汽車總質(zhì)量 ——重力加速度 ——道路最大阻力系數(shù) ——驅(qū)動(dòng)車輪的滾動(dòng)半徑 ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 ——主減速比 ——汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件 （62）求得的變速器I檔傳動(dòng)比為 （63）式中：——汽車滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給路面的載荷 ——道路的附著系數(shù)，中心距對變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選中心距應(yīng)能保證齒輪的強(qiáng)度。直齒輪模數(shù) （68）式中：——計(jì)算載荷 ——應(yīng)力集中系數(shù)，直齒輪取 ——摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪，被動(dòng)齒輪 ——齒輪的齒數(shù) ——齒寬系數(shù)，直齒輪取 ——齒形系數(shù)，當(dāng)齒高系數(shù)相同而節(jié)點(diǎn)處壓力不同時(shí)，可按下式換并非壓力角的齒形系數(shù)：，當(dāng)相同，時(shí)， ——輪齒彎曲應(yīng)力，當(dāng)時(shí)，直齒輪許用應(yīng)力 （69）式中：——齒寬系數(shù)，直齒輪取，斜齒輪取 ——法面模數(shù) 已知I檔傳動(dòng)比，且 （610）為了確定，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和： （611）應(yīng)取為整數(shù)，然后將分配給。選定后則可求得I檔大齒輪的齒數(shù)：。若按式（611）計(jì)算所得的不是整數(shù)，則取為整數(shù)后需按該式反算中心距A，修正后的中心距則是各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。然后代入式（610）核算。通常I檔與倒檔選用同一模數(shù)，且通常倒檔齒輪10的齒數(shù)。最后計(jì)算倒檔軸于第二軸的中心距。要求其轉(zhuǎn)矩容量較大，性能穩(wěn)定、耐用。它又分為慣性鎖止式和慣性增力式。掛檔時(shí)，在軸向力作用下摩擦元件相靠，在慣性轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生摩擦力矩，使被結(jié)合的兩部分逐漸同步；鎖止元件用于阻止同步前強(qiáng)行掛檔；彈性元件使嚙合套等在空檔時(shí)保持中間位置，又不妨礙整個(gè)結(jié)合和分離過程。在其嚙合套座外花鍵上的三個(gè)軸向槽中放著可沿槽移動(dòng)的滑塊，它們由兩個(gè)彈簧圈壓向嚙合套并以其中部的凸起定位于嚙合套中間的內(nèi)環(huán)槽中。掛檔時(shí)，嚙合套帶動(dòng)滑塊推動(dòng)鎖環(huán)與被嚙合齒輪的錐面相靠，轉(zhuǎn)速差產(chǎn)生的摩擦力矩使鎖環(huán)相對于嚙合套及滑塊轉(zhuǎn)過一個(gè)角度并由滑塊定位，恰使嚙合套齒端與鎖環(huán)齒端以鎖止斜面相抵，此時(shí)換檔力經(jīng)鎖止斜面將鎖環(huán)進(jìn)一步壓緊，錐面間的摩擦力矩進(jìn)一步增大，產(chǎn)生滑磨。當(dāng)錐面摩擦力矩克服了被結(jié)合部分的慣性力矩后，轉(zhuǎn)速差及摩擦力矩消失，脫鎖力矩迫使鎖環(huán)回正，鎖止斜面脫開，嚙合套克服滑塊的彈簧力而越過鎖環(huán)與齒輪的結(jié)合齒同步嚙合，保證無沖擊換檔。分析鎖環(huán)式同步器掛檔過程可知，同步器的掛檔過程可分為三個(gè)階段。第二階段，在繼續(xù)施加的軸向力作用下，經(jīng)鎖止面?zhèn)髦聊Σ帘砻娴恼龎毫Σ粩嗉哟螅鼓Σ粮痹诨ミ^程中的兩摩擦表面的角速度逐漸接近，當(dāng)摩擦力矩克服了被結(jié)合部分的慣性力矩后，兩摩擦表面間的轉(zhuǎn)速差及摩擦力矩均消失，完成同步過程。為了深入了解同步器的工作原理，應(yīng)對其做理論分析與計(jì)算，在分析與計(jì)算中考慮到常溫條件下潤滑油阻力對齒輪的轉(zhuǎn)速的影響可以忽略不計(jì)，并假設(shè)在同步過程中車速保持不變，這一假設(shè)在道路阻力系數(shù)、同步時(shí)間時(shí)是符合實(shí)際的。輸入端慣性質(zhì)量的運(yùn)動(dòng)方程： (618)將上式積分得 式中：——同步器輸入端零件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 ——同步器輸入端零件的角速度 ——同步器輸出端零件的角速度 ——同步器的摩擦力矩 ——同步時(shí)間由上式可得同步時(shí)間為 (619)式中：——發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸的角速度 ,——變速器的第檔和第（）檔傳動(dòng)比。 ——同步器摩擦錐面的摩擦系數(shù) 、——摩擦錐面的半錐角和平均半徑同步器摩擦錐面的滑磨功為 將式的代入上式，并將其中的值用代入，得同步器的滑磨功與其摩擦面積之比稱為同步器的比滑磨功。為了阻止同步前掛檔，則要求摩擦力矩大于脫鎖力矩，若忽略鎖止面的摩擦系數(shù) (621)根據(jù)，則可建立同步器的鎖止條件：式中：——摩擦系數(shù) ——分別為摩擦錐面及鎖止面的平均半徑 ——摩擦錐面的半錐角 ——鎖止面的鎖止角表達(dá)了同步器鎖止條件，鎖止角是按脫鎖力矩的參數(shù)關(guān)系來確定。推薦，的上限允許到。摩擦系數(shù)隨摩擦副材料、摩擦表面粗糙度、潤滑油種類及溫度等因素的不同而異。通常，在內(nèi)錐面上制有破壞油膜的細(xì)牙螺紋槽及與之相交的軸向泄油槽，以提高摩擦系數(shù)的值。螺距可取，螺紋角一般取。軸向泄油槽一般為6個(gè)，槽寬約，槽深要?jiǎng)偤眠_(dá)到螺紋槽深。當(dāng)結(jié)構(gòu)布置允許時(shí)，和應(yīng)盡量取大些?？筛鶕?jù)摩擦表面的許用壓力[]來確定： (622)式中：——摩擦力矩， ——摩擦系數(shù) ——摩擦面的平均半徑， []——摩擦表面的許用壓力，對鋼青銅摩擦副，4. 鎖止角，通常取5. 同步時(shí)間與軸向推力 可按式計(jì)算，由該式可知與是一對相互影響的可變參數(shù)。而為使換檔方便值又不能過大，一般在范圍內(nèi)，清掃車取下限。在換檔過程中因同步器的作用而改變轉(zhuǎn)速的零件統(tǒng)稱為輸入端零件，通常它包括第一軸及離合器從動(dòng)盤、中間軸及其齒輪、與中間軸齒輪相嚙合的第二軸常嚙合齒輪等。將軸上的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量轉(zhuǎn)換為軸上的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量時(shí)，存在以下關(guān)系： (623)式中：——軸的齒輪齒數(shù) ——軸的齒輪齒數(shù)換直接檔時(shí)輸入端的總轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為： (624)式中：——第一軸及離合器從動(dòng)盤的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 ——第一軸常嚙合傳動(dòng)齒輪的齒數(shù) ——中間軸常嚙合傳動(dòng)齒輪的齒數(shù) ——中間軸上的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量之總和：換其他檔時(shí)輸入端的總轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為： (625)式中：——第二軸上被掛檔齒輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 ——被掛檔齒輪副的中間軸齒輪齒數(shù) ——被掛檔齒輪副的第二軸齒輪齒數(shù) ——中間軸上的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量之總和：同步環(huán)多用銅基合金制造，與同步錐環(huán)組成摩擦副的錐表面多與被同步的傳動(dòng)齒輪及其結(jié)合齒做成一體，由低碳合金鋼制造，滲碳淬火后表面硬度約為HRC60，其表面應(yīng)光潔，粗糙度要求達(dá)到。剛度不足會產(chǎn)生彎曲變形，破壞齒輪的真確嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，降低齒輪的強(qiáng)度、耐磨性及壽命。變速器軸的最大直徑與支撐的距離可按下列關(guān)系式初選： 對第一軸及中間軸： 對第二軸： 三軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑可根據(jù)中心距按下式初選：第一軸花鍵部分直徑可根據(jù)最大轉(zhuǎn)矩按下式初選： （626）初選的軸徑還需根據(jù)變速器的結(jié)構(gòu)布置和軸承與花鍵、彈性檔圈等標(biāo)準(zhǔn)以及軸的剛度與強(qiáng)度驗(yàn)算結(jié)構(gòu)進(jìn)行修正。應(yīng)當(dāng)對每個(gè)檔為下的軸的剛度和強(qiáng)度都進(jìn)行驗(yàn)算，因?yàn)闄n為不同不僅齒輪的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且著力點(diǎn)也有變化。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： （627）式中：——至計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比； ——計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑，； ——節(jié)點(diǎn)處壓力角； ——螺旋角； ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，也是第一軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，；應(yīng)校核在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的變速器軸的強(qiáng)度。在求得各支點(diǎn)的垂向反力和水平反力后，計(jì)算相應(yīng)的垂向彎矩和水平彎矩。變速器軸與齒輪的制造材料相同。因?yàn)闉榱说玫綕M足的剛度，軸都設(shè)計(jì)得有足夠的強(qiáng)度儲備。變速器在工作中產(chǎn)生的齒輪嚙合力、軸支撐反力以及軸的撓度和斷面轉(zhuǎn)角等。在上述計(jì)算中，花鍵軸的計(jì)算直徑可取為花鍵內(nèi)徑的倍。軸的垂向撓度的容許值；軸的水平撓度的容許值。每米長軸扭轉(zhuǎn)角的許用值為。與中間軸齒輪常嚙合的第二軸齒輪，通常裝在青銅襯套或滾針軸承上，而現(xiàn)代汽車變速器上午這些齒輪則直接裝在軸上，以增大軸的直徑及剛度。軸表面為了避免其咬住、擦傷和保證能良好跑合，可進(jìn)行磷化處理和硫化處理。重型汽車變速器第二軸上的常嚙合齒輪的軸承或軸套多進(jìn)行強(qiáng)制潤滑。對汽車變速器滾動(dòng)軸承耐久性的評價(jià)是以軸承滾動(dòng)體與滾道表面的接觸疲勞為依據(jù)，承受動(dòng)載荷是其工作的基本特征。計(jì)算載荷與軸承實(shí)際載荷之差異可由以軸承的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩代替實(shí)際轉(zhuǎn)速來補(bǔ)償。 軸承的使用壽命亦可按汽車以平均速度行駛至大修前的總行駛里程來計(jì)算：式中的汽車的平均車速可取。 徑向和徑向止推球軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷，可按下式對每個(gè)檔位進(jìn)行計(jì)算： 當(dāng) （636） 當(dāng) （637）式中：——徑向系數(shù)和軸向系數(shù)，按軸承標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定由軸承手冊查出；