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1、 摘 要 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步，爬坡，轉(zhuǎn)彎，加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有空擋和倒擋。需要時變速器還有動力輸出功能。因為變速箱在低檔工作時作用有較大的力，所以一般變速箱的低檔都布置靠近軸的后支承處，然后按照從低檔到高檔順序布置各檔位齒輪。這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證裝配容易。變速箱整體結(jié)構(gòu)剛性與軸和殼體的結(jié)構(gòu)有關(guān)系。一般通過控制軸的長度即控制檔數(shù)，來保證變速箱有足夠的剛性。本文設(shè)計研究了三軸式五擋手動變速器，對變速器的工作原理做了闡述，變速器的各擋齒輪和軸做了詳細(xì)的

2、設(shè)計計算，并進(jìn)行了強度校核，對一些標(biāo)準(zhǔn)件進(jìn)行了選型。變速器的傳動方案設(shè)計。簡單講述了變速器中各部件材料的選擇。 關(guān)鍵詞：變速器；傳動比；機械式；齒距； I 目 錄 1 緒論 1 1.1 選題背景及意義 1 1.2 汽車參數(shù)的選擇 1 1.3 變速器設(shè)計應(yīng)滿足的基本要求 2 2 變速器傳動機構(gòu)布置方案 3 2.1 傳動機構(gòu)布置方案分析 3 2.1.1 固定軸式變速器 3 2.1.2 倒擋布置方案 3 3 零部件結(jié)構(gòu)方案分析 5 3.1 齒輪形式 5 3.2 換擋機構(gòu)形式 5 3.3 變速器軸承

3、6 4 變速器設(shè)計和計算 8 4.1 擋數(shù) 8 4.2 傳動比范圍 8 4.3 中心距A 8 4.4 外形尺寸 9 4.5 軸的直徑 9 4.6 齒輪參數(shù) 9 4.6.1 模數(shù)的選取 9 4.6.2 壓力角 10 4.6.3 螺旋角 10 4.6.4 齒寬b 11 4.7 各擋齒輪齒數(shù)的分配 12 4.7.1 確定一擋齒輪的齒數(shù) 12 4.7.2 對中心距進(jìn)行修正 13 4.7.3 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 13 4.7.4 確定其他各擋的齒數(shù) 14 4.7.5 確定倒擋齒輪齒數(shù) 14 5 變速器的校核 16 5.1 齒輪的損壞形式 16 5.2 齒

4、輪彎曲強度計算 16 5.3 輪齒接觸應(yīng)力計算 18 5.4 軸的強度計算 19 6 同步器的選型 22 6.1 鎖銷式同步器 23 6.1.1 鎖銷式同步器結(jié)構(gòu) 23 6.1.2 鎖銷式同步器工作原理 23 6.2 鎖環(huán)式同步器 24 6.2.1 鎖環(huán)式同步器結(jié)構(gòu) 24 6.2.2 鎖環(huán)式同步器工作原理 25 6.2.3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 25 結(jié)論 28 參考文獻(xiàn) 29 致 謝 30 29 轎車機械式變速器設(shè)計 1 緒論 1.1 選題背景及意義 現(xiàn)代汽車的動力裝置，幾乎都采用往復(fù)活塞式內(nèi)燃機。它具有相當(dāng)多的優(yōu)

5、點，如體積小，質(zhì)量輕，工作可靠，使用方便等。但其性能與汽車的動力性和經(jīng)濟性之間存在著較大的矛盾。如在坡道上行駛時，所需的牽引力往往是發(fā)動機所能提供的牽引力的數(shù)倍。而且一般發(fā)動機如果直接與車輪相連，其輸出轉(zhuǎn)速換算到對應(yīng)的汽車車速上，將達(dá)到現(xiàn)代汽車極限速度的數(shù)倍。上述發(fā)動機牽引力、轉(zhuǎn)速與汽車牽引力、車速要求之間的矛盾[1]，單靠現(xiàn)代汽車內(nèi)燃機本身是無法解決的。因此就出現(xiàn)了車用變速箱和主減速器。它們的共同努力使驅(qū)動輪的扭矩增大到發(fā)動機扭矩的若干倍，同時又可使其轉(zhuǎn)速減小到發(fā)動機轉(zhuǎn)速的幾分之一。 另外，現(xiàn)代汽車的使用條件極為復(fù)雜，在不同場合下有不同的要求。往往要受到如載運量、道路坡度、路面好壞及交通是

6、否通暢等條件的影響。這就要求汽車的牽引力和車速能在較大范圍內(nèi)變化，以適應(yīng)使用的要求。在條件良好的平直路面上要能以高速行駛，而在路面不平和有較大坡度時能提供較大的扭矩。變速箱的多擋位選擇就能滿足這些需求。此外，發(fā)動機在不同工況下，燃油的消耗量也是不一樣的。駕駛員可以根據(jù)具體情況，選擇變速箱的某一擋位，來減少燃油的消耗。在某些情況下，汽車還需要能倒向行駛。發(fā)動機本身是不可能倒轉(zhuǎn)的，只有靠變速箱的倒擋齒輪來實現(xiàn)。 變速箱是由變速傳動機構(gòu)和操縱機構(gòu)組成。根據(jù)前進(jìn)擋數(shù)的不同，變速箱有三、四、五和多擋幾種。根據(jù)軸的不同類型，分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩大類。而前者又分為兩軸式、中間軸式和多中間軸式變速箱。

7、 在此次設(shè)計中對變速器作了總體設(shè)計，對變速器的傳動方案進(jìn)行了選擇，變速器的齒輪和軸做了詳細(xì)的設(shè)計計算，對同步器和一些標(biāo)準(zhǔn)件做了選型設(shè)計。 1.2 汽車參數(shù)的選擇 根據(jù)變速器設(shè)計所選擇的汽車基本參數(shù)如下表1-1所示 項目 參數(shù)值 發(fā)動機： 2.5L V6 擋數(shù): 5 最大功率(kW/n)： 1526 最大扭矩(Nm/n)： 245/3500 表1-1 設(shè)計基本參數(shù)表T 1.3 變速器設(shè)計應(yīng)滿足的基本要求 對變速器如下基本要求： 1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性。 2）設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸。

8、 3）設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛。 4）設(shè)置動力輸出裝置，需要時能進(jìn)行功率輸出。 5）換擋迅速，省力，方便。 6）工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋，亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 7）變速器應(yīng)當(dāng)有高的工作效率。 除此以外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小，制造成本低，維修方便等要求[2]。滿足汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性指標(biāo)，這與變速器的檔數(shù)，傳動比范圍和各擋傳動比有關(guān)。汽車工作的道路條件越復(fù)雜，比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。 2 變速器傳動機構(gòu)布置方案 2.1 傳動機構(gòu)布置方案分析 2.1.1 固定軸式變速器 固定軸式又分為

9、兩軸式，中間軸式，雙中間軸式變速器。固定軸式應(yīng)用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上。與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器有結(jié)構(gòu)簡單，輪廓尺寸小，布置方便，中間擋位傳動效率高和噪聲低等優(yōu)點。因兩軸式變速器不能設(shè)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[3]。此外，受結(jié)構(gòu)限制，兩軸式變速器的一擋速比不可能設(shè)計得很大。所以我選擇的是中間軸式的變速器。 凡采用常嚙合齒輪傳動的擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，有的擋位用同步器換擋，有的擋位用嚙合套換擋，那么一定是擋位高的用同步器換擋

10、，擋位低的用嚙合套換擋。 發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的轎車采用中間軸式變速器，為縮短傳動軸長度，可將變速器后端加長。伸長后的第二軸有時裝在三個支承上，其最后一個支承位于加長的附加殼體上。如果在附加殼體內(nèi)，布置倒擋傳動齒輪和換擋機構(gòu)，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。 綜上所述選擇第2種傳動方案，前進(jìn)擋，均用常嚙合齒輪傳動。 2.1.2 倒擋布置方案 與前進(jìn)擋位比較，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒擋，故多數(shù)方案采用直齒滑動齒輪方式換倒擋。為實現(xiàn)倒擋傳動，有些方案利用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線中，加入一個中間傳動齒輪的方案[4]。前者雖然結(jié)構(gòu)簡單，但是中間傳動齒輪的輪齒，是在最

11、不利的正，負(fù)交替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作，而后者是在較為有利的單向循環(huán)彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作，并使倒擋傳動比略有增加。 圖2-1為常見的倒擋布置方案。圖2-1b所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進(jìn)入嚙合，使換擋困難。圖2-1c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖2-1d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖2-1c所示方案。圖2-1e所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2-1f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，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳

12、動采用圖2-2所示方案。其缺點是一，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構(gòu)復(fù)雜一些。 圖2-1 倒擋布置方案 綜上所述選擇第四種倒擋布置方案。 因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，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，然后按照從低擋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。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處，然后再布置倒擋

13、。此時在倒擋工作時，齒輪磨損與噪聲在短時間內(nèi)略有增加，與此同時在一擋工作時齒輪的磨損與噪聲有所減少。 圖2-2 倒擋軸位置與受力分析 3 零部件結(jié)構(gòu)方案分析 3.1 齒輪形式 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復(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，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動慣量增大[5]。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。 我的設(shè)計中一擋和倒擋用的是直齒輪，其他擋都是斜齒輪。 3.2 換擋機構(gòu)形式 變速器換擋機構(gòu)有直齒滑動齒輪，嚙合套和同步器換擋三種形式。汽車行駛時各擋齒輪有不同

14、的角速度，因此用軸向滑動直齒齒輪的方式換擋，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，并伴隨有噪聲。這使齒輪端部磨損加劇并過早損壞，同時使駕駛員精神緊張，而換擋產(chǎn)生的噪聲又使乘坐舒適性降低。只有駕駛員用熟練的操作技術(shù)（如兩腳離合器），時齒輪換擋時無沖擊，才能克服上述缺點。但是該瞬間駕駛員注意力被分散，會影響行駛安全性。因此，盡管這種換擋方式結(jié)構(gòu)簡單，但除一擋，倒擋外已很少使用。 由于變速器第二軸齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)，所以可用移動嚙合套換擋。這時，因同時承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多。而輪齒又不參與換擋，它們都不會過早損壞，但不能消除換擋沖擊，所以仍要求駕駛員有熟練的操作技術(shù)。此外，因增設(shè)了嚙合套和常嚙

15、合齒輪，使變速器旋轉(zhuǎn)部分的總慣性矩增大。 因此，目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應(yīng)用。這是因為重型貨車擋位間的公比較小，則換擋機構(gòu)連件之間的角速度差也小，因此采用嚙合套換擋，并且還能降低制造成本及減小變速器長度。 自動脫擋是變速器的主要故障之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，目前在結(jié)構(gòu)上采取措施比較有效的方案有以下幾種： 1）將兩接合齒的嚙合位置錯開，見圖3-1。這樣在嚙合時，使接合齒端部超過被接合齒約1~3mm。使用中接觸部分?jǐn)D壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，用來阻止接合齒自動脫擋。 2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。ㄇ邢?.3~0.6mm），這樣

16、，換擋后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫擋，見圖3-2。 3）將接合齒的工作面加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜2~3），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫擋的軸向力，見圖3-3。這種方案比較有效，應(yīng)用較多。 圖3-1 防止自動脫擋的機構(gòu)措施 圖3-2 防止自動脫擋的機構(gòu)措施 圖3-3 防止自動脫擋的機構(gòu)措施 3.3 變速器軸承 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承，球軸承，滾針軸承，圓錐滾子軸承，滑動軸套等。至于何處應(yīng)當(dāng)采用何種軸承，是受結(jié)構(gòu)限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。 汽車變速器結(jié)構(gòu)緊湊，尺寸小，采用尺寸大些的軸承結(jié)構(gòu)受限制，常在布置上有困

17、難。如變速器的第二軸前端支承在第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔中，內(nèi)腔尺寸足夠時可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。變速器第一軸前端支承在飛輪的內(nèi)腔里，因有足夠大的空間長采用球軸承來承受向力。作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸向力，經(jīng)第一軸后部軸承傳給變速器殼體，此處常用軸承外圈有擋圈的球軸承。第二軸后端常采用球軸承，以軸向力和徑向力。中間軸上齒輪工作時產(chǎn)生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以，但當(dāng)在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力[7]。 變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑小，寬度較寬因而容量大，可承受高負(fù)荷等優(yōu)點，但也有需要調(diào)整預(yù)

18、緊，裝配麻煩，磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。 變速器第一軸，第二軸的后部軸承以及中間軸前，后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。軸承的直徑根據(jù)變速器中心距確定，并要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于6~20mm，下限適用于輕型車和轎車。 滾針軸承，滑動軸套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方。滾針軸承有滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位及運轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合等優(yōu)點[8]。滑動軸套的徑向配合間隙大，易磨損，間隙增大后影響齒輪的定位和運轉(zhuǎn)精度并使工作噪聲增加。滑動軸套的優(yōu)點是制造容易，成本低。 在本次設(shè)計中主要選用了圓錐滾子

19、軸承、圓柱滾子軸承和滾針軸承。 4 變速器設(shè)計和計算 4.1 擋數(shù) 增加變速器的擋數(shù)能改善汽車的動力性和經(jīng)濟性。擋數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，并且是尺寸輪廓和質(zhì)量加大。同時操縱機構(gòu)復(fù)雜，而且在使用時換擋頻率也增高。 在最低擋傳動比不變的條件下，增加變速器的當(dāng)屬會是變速器相鄰的低擋與高擋之間傳動比比值減小，是換擋工作容易進(jìn)行。要求相鄰擋位之間的傳動比比值在1.8以下,該制約小換擋工作越容易進(jìn)行。要求高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值小。 近年來為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢。目前轎車一般用4~5

20、個擋位，級別高的轎車變速器多用5個擋，貨車變速器采用4~5個擋位或多擋。裝載質(zhì)量在2~3.5T的貨車采用5擋變速器，裝載質(zhì)量在4~8T的貨車采用6擋變速器。多擋變速器多用于重型貨車和越野車[9]。 選用的是5擋變速器。 4.2 傳動比范圍 變速器的傳動比范圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋轉(zhuǎn)動比的比值。傳動比范圍的確定與選定的發(fā)動機參數(shù)，汽車的最高車速和使用條件等因素有關(guān)。 目前轎車的傳動比范圍在3~4之間，輕型貨車在5~6之間，其他貨車則更大。 轎車的傳動比范圍為3.6/1 4.3 中心距A 對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離成為變速器中心距。其大小不僅對變速器的外形

21、尺寸，體積和質(zhì)量大小，而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力大，齒輪壽命短。最小允許中心距當(dāng)有保證齒輪有必要的接觸強度來確定。變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與方便和不影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。此外受一擋小齒輪齒數(shù)不能過少的限制，要求中心距也要大些。 A= （4-1） ==85mm 式中，A為中心距（mm）；為中心距系數(shù)，轎車：=8.9~9.3； 為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（）；為變速器一擋傳動比；為變速器傳動效率0.96。 轎車變速器的中心距在65~80mm

22、變化范圍。原則上總質(zhì)量小的汽車中心距小。 4.4 外形尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機構(gòu)的布置初步確定。 轎車四擋變速器殼體的軸向尺寸（3.0~3.4）A。 當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù)K應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測方便，A取整。 設(shè)計的是五擋變速器，初定軸向殼體尺寸為300mm。 4.5 軸的直徑 變速器工作時軸除傳遞轉(zhuǎn)矩外，還承受來自齒輪作用的徑向力，如果是斜齒輪還有軸向力。在這些力的作用下，變速器的軸必須有足夠的剛度和強度。軸的剛度不足會產(chǎn)生彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度和耐磨性產(chǎn)生影響，增加工作噪聲[10]

23、。 中間軸式變速器的第二軸和中間軸中部直徑D=0.45A，軸的最大直徑D和支撐間距離L的比值，對中間軸，D/L=0.16~0.18；對第二軸，D/L=0.18~0.21。 第一軸花健部分直徑D（mm）可按下式初選 d=K =4.2=26mm 式中K為經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0~4.6，為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（） 第二軸和中間軸中部直徑 D=0.45A=0.4585=36mm 4.6 齒輪參數(shù) 4.6.1 模數(shù)的選取 遵循的一般原則：為了減少噪聲應(yīng)合理減少模數(shù)，增加尺寬；為使質(zhì)量小，增加數(shù)，同時減少尺寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)選用同一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各擋齒數(shù)應(yīng)有

24、不同的模數(shù)。減少轎車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應(yīng)選??；對貨車，減小質(zhì)量比噪聲更重要，故齒輪應(yīng)選大些的模數(shù)。 低擋齒輪應(yīng)選大些的模數(shù)，其他擋位選另一種模數(shù)。少數(shù)情況下汽車變速器各擋齒輪均選用相同的模數(shù)。 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒輪。由于工藝上的原應(yīng)，同一變速器的接合齒模數(shù)相同。其取用范圍是：乘用車和總質(zhì)量在1.8～14.0的貨車為2.0～3.5mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利換擋。 初選齒輪模數(shù) =3.0mm 齒輪法向模數(shù) =3.0mm 4.6.2 壓力角 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪

25、齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些[11]。 變速器齒輪壓力角為 20 嚙合套或同步器的接合齒壓力角用30。 4.6.3 螺旋角 斜齒輪在變速器中得到廣泛的應(yīng)用。選斜齒輪的螺旋角，要注意他對齒輪工作噪聲齒輪的強度和軸向力的影響。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低[12]。試驗還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應(yīng)提高。不過當(dāng)螺旋角大于30時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍然繼續(xù)上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以15～2

26、5為宜；而從提高高擋齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應(yīng)選用較大螺旋角。 根據(jù)圖4-1可知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，需滿足下述條件 （4-3） （4-4） 由于T=，為使兩軸向力平衡，必須滿足 （4-5） 式中，F(xiàn)a1，F(xiàn)a2為作用在中間軸齒輪1、2上的軸向力，F(xiàn)n1，F(xiàn)n2為作用在中間軸齒輪1、2上的圓周力；r1，r2為

27、齒輪1、2的節(jié)圓半徑；T為中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。 最后可用調(diào)整螺旋角的方法，使各對嚙合齒輪因模數(shù)或齒數(shù)和不同等原因而造成的中心距不等現(xiàn)象得以消除。 圖4-1 中間軸軸向力的平衡 斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用： 轎車中間軸式變速器為 22～34 初選的螺旋角=28 4.6.4 齒寬b 應(yīng)注意齒寬對變速器的軸向尺寸，齒輪工作平穩(wěn)性，齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度均有影響。 考慮到盡可能的減少質(zhì)量和縮短變速器的軸向尺寸，應(yīng)該選用較小的齒寬。減少齒寬會使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，還會使工作應(yīng)力增加。使用寬些的齒寬，工作時會因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻

28、并在齒寬方向磨損不均勻。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)m的大小來選定齒寬。 直齒：b=m， 為齒寬系數(shù)，取為4.5~8.0 取=5 斜齒：b=，取6.0~8.5 ，取=7 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)，可取大些，使接觸線長度增加、接觸應(yīng)力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。 直齒 b==53=15mm 斜齒 b==73=21mm 4.7 各擋齒輪齒數(shù)的分配 在初選中心距，齒輪模數(shù)和螺旋角以后[13]，可更據(jù)變速器的擋數(shù)，傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)， 如圖4-2 圖4-2 五擋變速器傳動方案 4.7.1 確定一擋齒輪的齒數(shù) 一擋傳動比

29、 （4-6） 如果，齒數(shù)確定了，則與的傳動比可求出，為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 直齒=2A/m （4-7） 斜齒=2A/ （4-8） 因為一擋用的是直齒輪，所以=2A/m=285/3=57 計算后取整，然后進(jìn)行大小齒輪齒數(shù)的分配。中間軸上的一檔小齒輪的齒數(shù)盡可能取小些，以便使/的傳動比大些，在已定的情況下，/的傳動比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪的齒數(shù)多些，以便在

30、其內(nèi)腔設(shè)置第二軸的前軸承并保證輪軸有足夠的厚度?？紤]到殼體上的第一軸軸孔尺寸的限制和裝配的可能性，該齒輪齒數(shù)又不宜取多。 中間軸上小齒輪的最少齒數(shù)，還受中間軸軸經(jīng)尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時，對軸的尺寸及齒輪齒數(shù)都要統(tǒng)一考慮。轎車中間軸式變速器一擋傳動比=3.5~3.8時，中間軸上一擋齒輪數(shù)可在15~17間取，貨車在2~17間取。 因為=3.6取中間軸上一擋齒輪=15 輸出軸上一擋齒輪=-=57-15=42 4.7.2 對中心距進(jìn)行修正 因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)和齒輪變位系數(shù)新計算中心距，在以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)[13

31、]。 故修正后中心距A取85mm 4.7.3 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 求出傳動比 （4-9） 而常嚙合傳動齒輪中心距和一檔齒輪的中心距相等，即 A=/2 （4-10） 85=3（+）/2cos28 求得五擋齒輪齒數(shù)為 =22 =28 各擋傳動比分別為 2.6 =1.9 1.4 1 4.7.4 確定其他各擋

32、的齒數(shù) 二擋齒輪是斜齒輪 求得二擋齒輪齒數(shù)為 三擋齒輪齒數(shù) 求得 四擋齒輪齒數(shù) 求得 4.7.5 確定倒擋齒輪齒數(shù) 取中間軸上的倒擋齒輪和中間軸上一擋齒輪齒數(shù)相同，即==15 有中心距 求得 =40 倒擋齒輪選用的模數(shù)往往與一檔相同，倒擋齒輪的齒數(shù)，一般在21-22之間，初選后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距 取=21 ===54mm 為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪14和12的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪14的齒頂圓直徑應(yīng)為 =2=56mm

33、 所以 求出 =16 5 變速器的校核 5.1 齒輪的損壞形式 齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷，齒面疲勞剝落，移動換擋齒輪端部破壞。 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，裂紋擴展深度逐漸加大，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。 齒輪工作時，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這時存在齒面細(xì)小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導(dǎo)致裂縫擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。 用移動齒輪的方法完成換擋的抵擋和倒擋齒輪，由于換擋時兩個進(jìn)入

34、嚙合的齒輪存在角速度差，換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。 5.2 齒輪彎曲強度計算 1） 直齒輪彎曲應(yīng)力 （5-1） 式中，為彎曲應(yīng)力；為圓周力，；為計算載荷；d為節(jié)圓直徑；為應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65；為摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同：主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9；b為齒寬；t為端面齒距，，m為模數(shù)；y為齒形系數(shù)，如圖5-1所示。 因為齒輪節(jié)圓直徑d=，z為齒數(shù)，帶入式（5-1）得

35、 （5-2） 一擋從動齒輪 一擋主動齒輪 倒擋直齒輪作用彎曲應(yīng)力在400~850N/mm 故直齒輪彎曲應(yīng)力均符合要求 2） 斜齒輪彎曲應(yīng)力 （5-3） 式中，為圓周力，；為計算載荷；d為節(jié)圓直徑， ，為法向模數(shù)；z為齒數(shù)；為斜齒輪螺旋角；為應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；b為齒面寬；t為法向齒距，；y為齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖5-1中查得；為重合度影響系數(shù)，=2.0。 將上述有關(guān)參數(shù)代入式（5-3），整理后得斜齒輪彎曲應(yīng)力為

36、 （5-4） 五擋齒輪彎曲應(yīng)力 當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180～350范圍。 符合要求。 圖5-1 齒形系數(shù)圖 （假定載荷作用在齒頂，） 5.3 輪齒接觸應(yīng)力計算 輪齒接觸應(yīng)力 δ=0.418 （5-5） 式中，為輪齒的接觸應(yīng)力；F為齒面上的法向力， ；為圓周力，；為計算載荷；d為節(jié)圓直徑；為節(jié)點處壓力角，為齒輪螺旋角；E為齒輪材料的彈性模量；b為齒輪接觸的實際寬度

37、； 、為主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑，直齒輪 、，斜齒輪 ， ； 、為主、從動齒輪節(jié)圓半徑。 一擋齒輪接觸應(yīng)力 δ=0.418 =1955.3 五擋齒輪接觸應(yīng)力 δ=0.418 =1341.8 校核都在范圍之內(nèi)，符合要求 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見表5-1。 表5-1 變速器齒輪許用接觸應(yīng)力 齒 輪 ／ 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 1900--2000 950--1000 常嚙合齒

38、輪和高擋 1300--1400 650--700 變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與芯部的高韌性相結(jié)合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎取疲勞和接觸疲勞的能力。在選用鋼材及熱處理時，對切削加工性能及成本也應(yīng)考慮。值得指出的是，對齒輪進(jìn)行強力噴丸處理以后，齒輪彎曲疲勞壽命和接觸疲勞壽命都能提高。齒輪在熱處理之后進(jìn)行磨齒，能消除齒輪熱處理的變形；磨齒齒輪精度高于熱處理前剃齒和擠齒齒輪精度，使得傳動平穩(wěn)、效率提高；在同樣負(fù)荷的條件下，磨齒的彎曲疲勞壽命比剃齒的要高。 國內(nèi)汽車變速器齒輪材料主要用20CrMnTi、20Mn2TiB、16MnCr5、20MnCr

39、5、25MnCr5。滲碳齒輪表面硬度為58～63HRC，芯部硬度為33～48HRC。 5.4 軸的強度計算 變速器工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，其軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強度。因為剛度不足的軸會產(chǎn)生彎曲變形，破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。所以設(shè)計變速器軸時，其剛度大小應(yīng)以保證齒輪能實現(xiàn)正確的嚙合為前提條件。 對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，如圖5-2所示，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。 圖5-2 變速器

40、軸的變形簡圖 a) 軸在垂直面內(nèi)的變形 b）軸在水平面內(nèi)的變形 初步確定軸的尺寸以后，可對軸進(jìn)行剛度和強度驗算。欲求中間軸式變速器第一軸的支點反作用力，必須先求第二軸的支點反力。擋位不同，不僅圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點的距離也有變化，所以應(yīng)當(dāng)對每個擋位都進(jìn)行驗算。驗算時將軸看做鉸接支承的梁。作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應(yīng)取。 軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》有關(guān)公式計算。計算時僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近、負(fù)荷又小，通常撓度不大，故可以不必計算。變速器齒輪在軸上的位置如圖5-3所示時，可分別用下式計算 圖5-3 變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)

41、角 (5-6) =0.08mm (5-7) =0.13mm (5-8) =0.0008rad 在（5-8）式中，為齒輪齒寬中間平面上的圓周力；為齒輪齒寬中間平面上的徑向力；E為彈性模量，E=2.1X；I為慣性矩，對于實心軸：I=π/64；d為

42、軸的直徑，花鍵處按平均直徑計算；a、b為齒輪上作用力距支座A、B的距離；L為支座間距離。 軸的全撓度為=0.15mm0.2mm。 軸在垂直面和水平面撓度的允許值為=0．05～0．10mm，=0．10～0．15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。 校核都在范圍內(nèi)，符合要求。 與中間軸齒輪常嚙合的第二軸上的齒輪，常通過青銅襯套或滾針軸承裝在軸上，也有的省去襯套或滾針軸承直接裝在軸上，這就能夠增大軸的直徑，因而使軸的剛度增加。 作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點的垂直面和水平面內(nèi)的支反力和之后，計算相應(yīng)的彎矩Mc、

43、Ms。軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩同時作用下，其應(yīng)力為 (5-9) ==18.94400 式中，；d為軸的直徑，花鍵處取內(nèi)徑；W為抗彎截面系數(shù)。 在低擋工作時，σ≤400 6 同步器的選型 同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結(jié)構(gòu)雖然簡單，但有不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下(即角速度相等)換擋的缺點，現(xiàn)已不用。得到廣泛應(yīng)用的是慣性式同步器。慣性式同步器中有鎖銷式、鎖環(huán)式、滑塊式、多片式、

44、和多錐式幾種。 6.1 鎖銷式同步器 6.1.1 鎖銷式同步器結(jié)構(gòu) 圖6-1所示鎖銷式同步器的摩擦元件是同步環(huán)2和齒輪3上的凸肩部分，分別在它們的內(nèi)圈和外圈設(shè)計有相互接觸的錐形摩擦面。鎖止元件位于滑動齒套1的圓盤部分孔中做出的錐形肩角和裝在上述孔中、在中部位置處有相同角度的斜面鎖銷4。鎖銷與同步環(huán)2剛性連接。彈性元件是位于滑動齒套1圓盤部分徑向孔中的彈簧7。在空擋位置，鋼球5在彈簧壓力作用下處在銷6的凹槽中，使之保持滑動齒套與同步環(huán)之間沒有相對移動。 圖6-1 鎖銷式同步器結(jié)構(gòu)方案 1-滑動齒套 2-同步環(huán) 3-齒輪 4-鎖銷 5-鋼球 6-銷 7-彈簧 在慣性式同步器中

45、，彈性元件的重要性僅次于摩擦元件和鎖止元件，它用來使有關(guān)部分保持在中立位置的同時，又不妨礙鎖止、解除鎖止和完成換擋的進(jìn)行。 6.1.2 鎖銷式同步器工作原理 同步器換擋過程由三個階段組成。 第一階段，同步器離開中間位置，作軸向移動并靠在摩擦面上。摩擦面相互接觸瞬間，如圖6-1所示，由于齒輪3的角速度和滑動齒套1的角速度不同，在摩擦力矩作用下瑣銷4相對滑動齒套1轉(zhuǎn)動一個不大的角度，并占據(jù)圖上所示的鎖止位置。此時鎖止面接觸，阻止了滑動齒套向換擋方向移動。 第二階段，來自手柄傳至換擋撥叉并作用在滑動齒套上的力F，經(jīng)過鎖止元件又作用到摩擦面上。由于和不等，在上述表面產(chǎn)生摩擦力?；瑒育X套1和齒輪

46、3分別與整車和變速器輸入軸轉(zhuǎn)動零件相連。于是，在摩擦力矩作用下，滑動齒套1和齒輪3的轉(zhuǎn)速逐漸接近，其角速度差=|-|減小了。在=0瞬間同步過程結(jié)束。 第三階段，=0，摩擦力矩消失，而軸向力F仍作用在鎖止元件上，使之解除鎖止?fàn)顟B(tài)，此時滑動齒套和鎖削上的斜面相對移動，從而使滑動齒套占據(jù)了換擋位置。 鎖銷式同步器的優(yōu)點是零件數(shù)量少，摩擦錐面平均半徑較大，使轉(zhuǎn)矩容量增加。這種同步器軸向尺寸長是它的缺點。鎖銷式同步器多用于中、重型貨車的變速器中。 6.2 鎖環(huán)式同步器 6.2.1 鎖環(huán)式同步器結(jié)構(gòu) 如圖6-2所示，鎖環(huán)式

47、同步器的結(jié)構(gòu)特點是同步器的摩擦元件位于鎖環(huán)1或4和齒輪5或8凸肩部分的錐形斜面上。作為鎖止元件是做在鎖環(huán)1或4上的齒輪和做在嚙合套7上的齒的端部，且端部均為斜面稱為鎖止面。彈性元件是位于嚙合套座兩側(cè)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(nèi)環(huán)槽中，使同步器用來換檔的零件保持在中立位置上?；瑝K兩端伸入鎖環(huán)缺口內(nèi)，而缺口的尺寸要比滑塊寬一個接合齒。 圖6-2 鎖環(huán)式同步器 1、4—鎖環(huán) 2—滑塊 3—彈簧圈 5、8—齒輪 6—嚙合套座 7—嚙合套 6.2.2 鎖環(huán)式同步器工作原理 換擋時，沿軸向

48、作用在嚙合套上的換擋力，推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[14]。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個角度，并由滑塊予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖6-3a）,使嚙合套的移動受阻，同步器處在鎖止?fàn)顟B(tài)，換擋的第一階段工作至此已完成。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(jié)束，完成了換擋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

49、位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止?fàn)顟B(tài)，嚙合套上的接合齒在換擋力作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合(圖6-3b)完成同步換擋。 鎖環(huán)式同步器有工作可靠，零件耐用等優(yōu)點，但因結(jié)構(gòu)布置上的限制，轉(zhuǎn)矩容量不大，而且由于鎖止面在鎖環(huán)的接合齒上，會因齒端磨損而失效，因而主要用于乘用車和總質(zhì)量不大的貨車變速器中。 圖6-3 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) 2—嚙合套 3—嚙合套上的接合齒 4—滑塊 6.2.3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 （1） 接近尺寸 b 同步器換擋第一階段中間，在滑塊側(cè)面壓在鎖環(huán)缺口側(cè)邊的同時，且嚙合套相對滑塊作軸向

50、移動前，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒倒角之間的軸向距離b（圖6-4），稱為接近尺寸。尺寸b應(yīng)大于零，取b=0.2～0.3mm。 圖6-4 接近尺寸和分度尺寸 1—嚙合套接合齒 2—滑塊 3—鎖環(huán) 4—齒輪接合齒 （2） 分度尺寸 a 滑塊側(cè)面與鎖環(huán)缺口側(cè)邊接觸時，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒中心線間的距a（圖6-4） ,稱為分度尺寸。尺寸a應(yīng)等于1/4接合齒齒距。 尺寸a和b是保證同步器處于正確鎖止位置的重要尺寸，應(yīng)予以控制。 （3） 滑塊轉(zhuǎn)動距離 c （圖6-5）滑塊在鎖環(huán)缺口內(nèi)轉(zhuǎn)動距離c影響分度尺寸a?；瑝K寬度d、滑塊轉(zhuǎn)動距離c與缺口寬度尺寸E之間的關(guān)系如下 E=d+2c

51、 （6-1） 滑塊轉(zhuǎn)動距離c與接合齒齒距t的關(guān)系如下 c （6-2） 式中，為滑塊軸向移動后的外半徑（即鎖環(huán)缺口外半徑）；為接合齒分度圓半徑。 圖6-5 滑塊轉(zhuǎn)動距離 1—嚙合套 2—鎖環(huán) 3—滑塊 4—鎖環(huán)缺口 （4）滑塊端隙 滑塊端隙系指滑塊端面與鎖環(huán)缺口端面之間的間隙，如圖6-6所示，同時，嚙合套端面與鎖環(huán)端面的間隙為，要求>。若<,則換擋時，在摩擦錐面尚未接觸時，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒的鎖止面已位于接觸位置，即接近尺寸b<0,此刻因鎖環(huán)浮動，摩擦面處

52、無摩擦力矩作用，致使嚙合套可以通過同步環(huán)，而使同步器失去鎖止作用。為保證b>0,應(yīng)使>，通常取=0.5mm左右[15]。 鎖環(huán)端面與齒輪接合齒端面應(yīng)留有間隙（圖6-6），并可稱之為后備行程。 預(yù)留后備行程的原因是鎖環(huán)的摩擦面會因摩擦而磨損，并在接下來的換擋時，鎖環(huán)要向齒輪方向增加少量移動。隨著磨損的增加，這種移動量也逐漸增多，導(dǎo)致間隙逐漸減少，直至為零；此后，兩摩擦錐面間會在這種狀態(tài)下出現(xiàn)間隙和失去摩擦力矩。而此刻，若鎖環(huán)上的摩擦錐面還未達(dá)到許用磨損的范圍，同步器也會因失去摩擦力矩而不能實現(xiàn)鎖環(huán)等零件與齒輪同步后換擋，故屬于因設(shè)計不當(dāng)而影響同步器壽命。一般應(yīng)取=1.2～2.0mm。 在空

53、擋位置，鎖環(huán)錐面的軸向間隙應(yīng)保持在0.2～0.5mm。 圖6-6 滑塊端隙 結(jié) 論 本次設(shè)計的是汽車變速器部分。變速器是車輛不可缺少的一部分，其中機械式變速箱設(shè)計發(fā)展到今天，其技術(shù)已經(jīng)成熟，但對于我們即將踏出校門的學(xué)生來說，其中的設(shè)計理念還是很值得我們?nèi)ヌ接懞蛯W(xué)習(xí)的。 對于本次設(shè)計的變速箱來說，其特點是：扭矩變化范圍大可以滿足不同的工況要求，結(jié)構(gòu)簡單，易于生產(chǎn)、使用和維修，價格低廉，而且采用同步器掛擋，可以使變速器掛擋平穩(wěn)，噪聲降低，輪齒不易損壞。在設(shè)計中采用了五檔手動變速器，通過較大的變速器傳動比變化范圍，可以滿足汽車在不同的工況下的

54、要求，從而達(dá)到其經(jīng)濟性和動力性的要求；變速器掛檔時用結(jié)合套，雖然增加了成本，但是使汽車變速器操縱舒適度增加，齒輪傳動更平穩(wěn)。實用性和經(jīng)濟性，在各部件的設(shè)計要求上都采用的比較開放，因此，安全系數(shù)不高，這一點是本次設(shè)計的不理想之處。但是，在以后的工作和學(xué)習(xí)中，我會繼續(xù)學(xué)習(xí)和研究變速器技術(shù)，以求設(shè)計更加合理和經(jīng)濟。 緊張忙碌的畢業(yè)設(shè)計已經(jīng)接近尾聲，這次設(shè)計是對我大學(xué)學(xué)習(xí)的一次綜合的檢驗，更是一次綜合的學(xué)習(xí)過程。畢業(yè)設(shè)計不僅使我學(xué)習(xí)和鞏固了專業(yè)課知識而且了解了不少相關(guān)專業(yè)的知識，個人能力得到很大提高。同時也鍛煉了與人協(xié)作的精神，為以后我踏入社會工作打下了良好的基礎(chǔ)。

55、 參考文獻(xiàn) [1] 劉惟信.汽車設(shè)計[M].北京：清華大學(xué)出版社，2001 [2] 王望予.汽車設(shè)計[M].北京：機械工業(yè)出版社，2000 [3] 李風(fēng)平.機械圖學(xué)[M].沈陽：東北大學(xué)出版社 2003 [4] 甘永立.幾何量工差與檢測[M].上海：上?？茖W(xué)技術(shù)出版社 2003 [5] 陳家瑞.汽車構(gòu)造[M].下冊.第三版.北京.人民交通出版社，1997 [6] 高延齡.汽車運用工程[M].第二版.北京:人民交通出版社，2001 [7] 清華大學(xué) 余志生.汽車?yán)碚揫M].第2版.北京:機械工業(yè)出版社，1998 [8] 鐘建國 廖耘 劉宏.汽車構(gòu)造

56、與駕駛[M].長沙:中南大學(xué)出版社，2002 [9] 肖盛云 徐中明.汽車運用工程基礎(chǔ)[M].重慶:重慶大學(xué)出版社，1997 [10] 梁治明. 材料力學(xué)[M]. 遼寧：高等教育出版社出版，1985. [11] The Motor Vehicle Newton Steeda,Garrett,1962 [12] 陳家瑞 汽車構(gòu)造（下冊） 第2版 機械工業(yè)出版社 2000.（08） 致 謝 歷時將近兩個月的時間終于將這篇論文寫完，在論文的寫作過程中遇到了無數(shù)的困難和障礙，都在老師的幫助下度過了。尤其要強烈感謝我的論文指導(dǎo)老師王書滿老師對我進(jìn)行了無私的指導(dǎo)和幫助，不厭其煩的幫助進(jìn)行論文的修改和改進(jìn)。在此向幫助和指導(dǎo)過我的各位老師表示最中心的感謝！ 感謝這篇論文所涉及到的各位學(xué)者。本文引用了數(shù)位學(xué)者的研究文獻(xiàn)，如果沒有各位學(xué)者的研究成果的幫助和啟發(fā)，我將很難完成本篇論文的寫作。感謝我的同學(xué)和朋友，在我寫論文的過程中給予我了很多你問素材，還在論文的撰寫和排版燈過程中提供熱情的幫助。 于我的學(xué)術(shù)水平有限，所寫論文難免有不足之處，懇請各位老師和學(xué)友批評和指正！