4檔位汽車變速器設(shè)計【中間軸式四檔手動變速器設(shè)計】【sw】

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變速器能使汽車以非常低的穩(wěn)定車速行駛，而這種低的車速只靠內(nèi)燃機的最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速是難以達(dá)到的。變速器的倒檔使汽車可以倒退行駛；其空檔使汽車在啟動發(fā)動機、停車和滑行時能長時間將發(fā)動機與傳動系分離。 變速器由變速器傳動機構(gòu)和操縱機構(gòu)組成。根據(jù)需要，還可以加裝動力輸出器。 按傳動比變化方式，變速器可以分為有級式、無級式和綜合式三種。 有級式變速器應(yīng)用最為廣泛。它采用齒輪傳動，具有若干個定值傳動比。按所用輪系形式不同，有軸線固定式（普通變速器）和軸線旋轉(zhuǎn)式變速器（行星齒輪變速器）兩種。目前，轎車和輕、中型貨車變速器的傳動比通常有3～5個前進檔和一個倒檔，在重型貨車用的組合變速器中，則有更多檔位。所謂變速器檔數(shù)即指其前進檔位數(shù)。 無級式變速器的傳動比在一定的數(shù)值范圍內(nèi)可按無限多級變化，常見的有電力式和液力式（動液式）兩種。 綜合式變速器是指由液力變矩器和齒輪式有級變速器組成的液力機械式變速器，其傳動比可在最大值與最小值之間的幾個間斷的范圍內(nèi)作無級變化，目前應(yīng)用較多。 變速器的結(jié)構(gòu)對汽車的動力性、燃油經(jīng)濟性、換檔操縱的可靠性與輕便性，傳動的平穩(wěn)性與效率性等都有直的影響。采用優(yōu)化設(shè)計方法對變速器與主減速器，以及發(fā)動機的參數(shù)作優(yōu)化匹配，可得到良好的動力性與燃油經(jīng)濟性；采用自鎖及互鎖裝置、倒檔安全裝置，對接合齒采取倒錐齒側(cè)（或越程咬合、錯位接合、齒厚減薄、臺階齒側(cè)）等措施，以及其它結(jié)構(gòu)措施，可使操縱可靠，不跳檔、亂檔、自行脫檔和誤掛倒檔；采用同步器可使換檔輕便、無沖擊及噪聲；采用高齒、修形及參數(shù)優(yōu)化等措施可使齒輪傳動平穩(wěn)、噪聲低。降低噪聲水平已成為提高變速器質(zhì)量和設(shè)計、工藝水平的關(guān)鍵。隨著汽車技術(shù)的發(fā)展，增力式同步器，雙及三中間軸變速器，后置常嚙合傳動齒輪、短第二軸的變速器，各種自動、半自動以及電子控制的自動換檔機構(gòu)等新結(jié)構(gòu)也相繼問世。 變速器多采用飛濺潤滑，重型汽車有時強制潤滑第一、二軸等。 為保證變速器具有良好的工作性能，對變速器應(yīng)提出如下的設(shè)計要求。 ① 正確地選擇變速器的檔位數(shù)和傳動比，并使之與發(fā)動機參數(shù)及主減速比作優(yōu)化匹配，以保證汽車具有良好的動力性與燃料經(jīng)濟性。 ② 設(shè)置空擋，以保證汽車在必要時能將發(fā)動機與傳動系長時間分離；使汽車可以倒退行駛。 ③ 體積小、質(zhì)量小、承載能力強、使用壽命長、工作可靠。 ④ 操縱簡單、準(zhǔn)確、輕便、迅速。 ⑤ 傳動效率高、工作平穩(wěn)、無噪聲或低噪聲。 ⑥ 制造工藝性好、造價低廉、維修方便。 ⑦ 貫徹零件標(biāo)準(zhǔn)化、部件通用化和變速器總成系列化等設(shè)計要求，遵守有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)和法規(guī)。 ⑧ 需要時應(yīng)設(shè)置動力輸出裝置。 1.2 國內(nèi)外發(fā)展趨勢 改革開放30年來,我國汽車變速器行業(yè)隨著整車行業(yè)的快速發(fā)展而為斷發(fā)展壯大,形成了一批頗具規(guī)模的變速器企業(yè).大多數(shù)本土變速器企業(yè)在引進消化吸收國外先進技術(shù)方面取得了突出成績,并不斷堅持自主創(chuàng)新,在手動變速器領(lǐng)域,尤其在重型車用和微型車用手動變速器上,涌現(xiàn)了大量的自主創(chuàng)新的產(chǎn)品.另外,一些跨國公司狡或合資的變速器企業(yè)開始陸續(xù)在中國設(shè)廠,為滿足持續(xù)高速增長的中國汽車市場需要作出了非常大的貢獻. 21世紀(jì)汽車工業(yè)成為中國經(jīng)濟發(fā)展的支柱產(chǎn)業(yè)之一,汽車對各系統(tǒng)部件的設(shè)計需求旺盛.其實,汽車與人一樣,也是有著整套健康系統(tǒng)的有機結(jié)合體.發(fā)動機是以及,車輪、底盤與懸掛是軀干與四肢，然而連接他們的，是類似于人體經(jīng)的變速器系統(tǒng)。 變速器技術(shù)的發(fā)展方向如下： （1）節(jié)能與環(huán)境保護。表示且的節(jié)能與環(huán)境保護既包括傳動系統(tǒng)本身的節(jié)能與環(huán)境保護，也包括發(fā)動機本身的節(jié)能與環(huán)境保護。因此研究高效率的傳動副來節(jié)約能源，采用零污染的工作介質(zhì)或潤滑油來避免環(huán)境污染，根據(jù)發(fā)動機的特性和形式工況來設(shè)計變速器，提高傳動效率和最低污染物排放區(qū)運行等措施。 （2）應(yīng)用新型材料。材料科學(xué)與技術(shù)是21世紀(jì)重點發(fā)展的科學(xué)技術(shù)領(lǐng)域。各種新型材料在變速器中的應(yīng)用已經(jīng)推動了汽車技術(shù)的發(fā)展和性能的提高。 （3）高性能、低成本、微型化。高性能、高效、精密、低噪聲、長壽命、重量輕、體積小、低成本一直以來是變速器的發(fā)展方向。 1.3 設(shè)計思路 本次設(shè)計主要有以下的思路形成： （1） 對變速器進行總體設(shè)計，選擇變數(shù)器的傳動方案； （2） 對變速器的齒輪齒數(shù)及傳動比等進行確認(rèn)； （3） 對變速器的齒輪與軸進行了強度計算； （4） 初選了同步器和軸承的型號。 第二章 變速器機構(gòu)方案的確定 2.1 傳動機構(gòu)布置方案分析 本設(shè)計應(yīng)用的總體布置方案如圖2.1所示，發(fā)動機的動力經(jīng)過離合器、變速器、萬向傳動裝置（萬向節(jié)和傳動軸）、主減速器、差速器、半軸，傳到驅(qū)動輪。 1.離合器； 2.變速器； 3.萬向傳動裝置； 4.驅(qū)動橋 圖2.1 汽車傳動的總體布置方案 變速器由變速傳動機構(gòu)和操縱機構(gòu)組成。 根據(jù)前進擋數(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。 2.1.1 固定軸式變速器 （1）兩軸式變速器 固定軸式中的兩軸式和中間軸式變速器應(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。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。 （2）中間軸式變速器 中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動汽車和發(fā)動機后置后輪驅(qū)動的客車上。變速器第一軸的前端經(jīng)軸承支承在發(fā)動機飛輪上，第一軸上的花鍵用來裝設(shè)離合器的從動盤，而第二軸的末端經(jīng)花鍵與萬向節(jié)連接。各傳動方案的共同特點是：變速器的第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體。絕大多數(shù)方案的第二軸前端經(jīng)軸承支承在第一軸后端的孔內(nèi)，且保持兩軸軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接檔。多數(shù)傳動方案中除一檔外的其它檔位換檔機構(gòu)，均采用同步器或嚙合套換檔，少數(shù)結(jié)構(gòu)的一檔也采用同步器或嚙合齒套換檔，還有各檔同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。 在檔數(shù)相同的條件下，各中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù)、軸的支承方式、換檔方式和倒檔傳動方案以及檔位布置順序上有差別。 由于本設(shè)計針對的是輕型汽車，中間軸式五檔和六檔變速器體積和質(zhì)量顯得過于龐大，而且傳動比大不適用于本設(shè)計，因此，選用中間軸式三軸四檔變速器設(shè)計方案。 凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。 發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的乘用車采用中間軸式變速器，為縮短傳動軸長度，將第二軸加長，置于附加的殼體內(nèi)。如果在附加殼體內(nèi)布置倒檔傳動齒輪和換檔機構(gòu)，還能減小變速器主體部分的外形尺寸及提高中間軸和輸出軸的剛度。因此，這種方案比較適合本設(shè)計，但需要加以改進。 2.1.2 倒檔布置方案 與前進擋位比較，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。前者雖然結(jié)構(gòu)簡單，但是中間傳動齒輪的輪齒，是在最不利的正，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2.2 倒檔布置方案 (d) (c) (b) (a) 圖2.2為常見的倒檔布置方案。圖2.2(a)所示方案的優(yōu)點是換倒檔時利用了中間軸上的一檔齒輪，因而縮短了中間軸的長度；但換檔時要求有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難。圖2.2(b)所示方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理。圖2.2(c)所示方案是將中間軸上的一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2.2(d)所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，換檔更為輕便。 綜上所述，方案(c)較為適合本設(shè)計 變速器的一檔或倒檔因傳動比大，工作時在齒輪上作用的力增大，并導(dǎo)致變速器軸產(chǎn)生較大的撓度和轉(zhuǎn)角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞，最終表現(xiàn)出齒輪磨損加快和工作噪聲增加。為此，無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的一檔與倒檔，都應(yīng)當(dāng)布置在靠近軸的支承處，以便改善上述不良狀況，然后按照從抵檔到高檔的順序布置各檔齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。 倒檔設(shè)置在變速器的左側(cè)或右側(cè)，在結(jié)構(gòu)上均能實現(xiàn)，不同之處是掛倒檔時駕駛員移動變速桿的方向改變了。為防止意外掛入倒檔，一般在掛倒檔時設(shè)有一個掛倒檔時需克服彈簧所產(chǎn)生的力，用來提醒駕駛員注意。從這一點來考慮，圖2.3(a)、(b)的換檔方案比圖2.3(c)的方案更合理。圖2.3(c)所示方案在掛一檔時也需克服用來防止誤掛倒檔所產(chǎn)生的力，這對換檔不熟練的駕駛員是不利的。除此之外，倒檔的中間齒輪位于變速器的左側(cè)或右側(cè)對倒檔軸的受力情況有影響。 圖2.3 變速桿換檔位置與順序 (c) (b) (a) 2.1.3四檔變速器結(jié)構(gòu) 圖2.4 四檔變速器結(jié)構(gòu)方案 圖2.4為中間軸式四檔變速器結(jié)構(gòu)簡圖。其結(jié)構(gòu)特點是：前進檔全部采用常嚙合齒輪傳動，用同步器換檔，同步器裝在第二軸上；本設(shè)計就是選擇的這種方案并在其基礎(chǔ)上進行局部改進優(yōu)化設(shè)計的。 2.2零、部件結(jié)構(gòu)方案分析 2.2.1齒輪形式 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復(fù)雜，工作時有軸向力，這對軸承不利。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)變速器的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒檔，本設(shè)計為一檔和倒檔采用直齒圓柱齒輪，二、三、四檔常嚙合齒輪采用斜齒圓柱齒輪。 2.2.2換檔機構(gòu)形式 變速器換檔機構(gòu)有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔三種形式。 汽車行駛時，因變速器內(nèi)各轉(zhuǎn)動齒輪有不同的角速度，所以用軸向滑動直齒齒輪方式換檔，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，并伴隨噪聲。這不僅使齒輪端部磨損加劇并過早損壞，同時使駕駛員精神緊張，而換檔產(chǎn)生的噪聲又使乘坐舒適性降低。除此之外，采用直齒滑動齒輪換檔時，換檔行程長也是它的缺點。因此現(xiàn)在已很少在輕型汽車的變速器中使用。當(dāng)變速器第二軸上的齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)時，可以用移動嚙合套換檔。這時，不僅換檔行程短，同時因承受換檔沖擊的接合齒齒數(shù)多，而輪齒又不參與換檔，所以它們都不會過早損壞；但因不能消除換檔沖擊，仍然要求駕駛員有熟練的操作技術(shù)。此外，因增設(shè)了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉(zhuǎn)部分的總慣性力矩增大。因此，目前這種換檔方法只在某些要求不高檔位及重型貨車變速器上應(yīng)用。 使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換檔，而與操作技術(shù)程度無關(guān)，從而提高了汽車 的加速性、燃油經(jīng)濟性和行駛安全性。同上述兩種方法比較，雖然它有結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應(yīng)用。本設(shè)計的全部前進檔位均采用同步器換檔。 2.2.3變速器軸承 作旋轉(zhuǎn)運動的變速器軸支承在殼體或其它部位的地方以及齒輪與軸不做固定連接處應(yīng)安置軸承。變速器軸承常采用圓柱輥子軸承、球軸承、滾針軸承圓錐輥子軸承、滑動軸套等。至于何處應(yīng)當(dāng)采用何種類型的軸承，是受結(jié)構(gòu)限制并隨所承受的載荷特點不同而不同的。 汽車變速器結(jié)構(gòu)緊湊、尺寸小的特點，采用尺寸大些的軸承受限制，常在布置上有困難。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輥子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。本設(shè)計主要針對的是輕型汽車，故內(nèi)腔空間比較狹小，只能采用滾針軸承，而第二軸后端采用球軸承，用來承受軸向力和徑向力。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，此處用軸承外圈有擋圈的球軸承。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，但在殼體前端面布置軸承蓋有困難，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱輥子軸承來承受徑向力，而后端采用外圈有擋圈的球軸承或圓柱輥子軸承，本設(shè)計兩端均采用有擋圈的球軸承。 變速器第一軸、第二軸的后部軸承，以及中間軸前、后軸承，按之直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱輥子軸承。 滾針軸承、滑動軸承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。為了設(shè)計的整體質(zhì)量，在設(shè)計中采用滾針軸承。 第三章 變速器主要參數(shù)的選取 變速器設(shè)計時選取的各主要參數(shù)將直接影響變速器的技術(shù)性能及與汽車發(fā)動機和其它傳動系匹配，因此，選擇合適的主要參數(shù)就顯得尤為重要。 3.1變速器的傳動比范圍、檔位數(shù)及各檔傳動比 3.1.1檔數(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，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4～5個檔位的變速器。商用車變速器采用4～5個檔或多檔。載荷質(zhì)量在2.0～3.5噸的貨車采用五檔變速器，載質(zhì)量在4.0～8.0噸的貨車采用六檔變速器。本設(shè)計主要應(yīng)用在旅行車和一噸級輕型貨車上，所以采用四檔變速器。 3.1.2傳動比范圍 變速器的傳動比范圍是指變速器最低檔傳動比與最高檔傳動比的比值。本設(shè)計最高檔位是四檔，傳動比為1.0。本設(shè)計的一些重要技術(shù)參數(shù)見表3.1 考慮到汽車在平坦硬路面上行駛時的燃油經(jīng)濟性，變速器的最高檔位多為直接檔（傳動比為1）或超速檔（傳動比小于1）。這時汽車的動力性及燃油經(jīng)濟性由發(fā)動機及驅(qū)動橋減速比決定。變速器低檔（一檔，有時還有爬坡檔）的傳動比則決定了汽車的最大爬坡度。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。 表3.1 變速器設(shè)計原始參數(shù)表 發(fā)動機最大扭矩 190N·m 發(fā)動機最大功率 109kw 空載整車質(zhì)量 1430kg 平均轉(zhuǎn)速 4778r/min 滿載時后軸軸荷 1389kg 設(shè)計最高時速 發(fā)動機型號 Laz-fe 190km/h 車輪滾動半徑 330mm 項目 參數(shù) 主減速比 4.965 汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力，查文獻[1，4-1]可知： （3.1） 式中：—汽車總質(zhì)量； 　　　—重力加速度； —道路最大阻力系數(shù)； —驅(qū)動車輪的滾動半徑； —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩； —主減速比； —汽車傳動系的傳動效率； —最大爬坡度； —滾動阻力系數(shù)； —變速器一檔傳動比。 則由最大爬坡度要求的變速器一檔傳動比查文獻[1，4-4]可知： 　　　　　　　　　　　　 （3.2） 　　　　　　　　　　　　 =3.656 根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件有： （3.3） 式中：—汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給地面的載荷； 　　　—道路的附著系數(shù)，計算時取。 　　　求得的變速器一檔傳動比查文獻[1，4-4]可知： 　 　　 　 （3.4） =4.141 根據(jù)本設(shè)計要求的具體情況和上述條件可以初選一檔傳動比。 3.1.3各檔傳動比 變速器最高檔的傳動比與最低檔的傳動比確定以后，中間各檔的傳動比理論上是按公比查文獻[1，4-4]可知： （3.5） 的幾何級數(shù)排列，式中為檔位數(shù)（），四檔傳動比。 =1.55 　　　　　　　　 實際上各檔傳動比之間的排列與幾何級數(shù)排列略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比醫(yī)小些，以便于換檔。另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理配合。因此初選各檔傳動比： 　　　　　　　　　 3.2.變速器中心距A的確定 對中間軸式變速器而言，其中心距系指第一、第二中心線與中間軸中心線之間的距離。變速器的中心距對其尺寸及質(zhì)量的大小有直接影響，它也代表著變速器的承載能力。三軸式變速器的中心距A，可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計數(shù)據(jù)而得出經(jīng)驗公式進行初選，查文獻[1，4-4]可知： 　　　　　　　　　　　　 （3.6） 式中： —中心距系數(shù)，轎車取K=8.9~9.3，貨車取K=8.6~9.6，多檔變速器取K=9.5~11； —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N·m； —變速器一檔傳動比； —變速器的傳動效率，取。 本設(shè)計變速器的中心距為： =79.82mm 3.3外型尺寸的確定 變速器的橫向外型尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間（過度）齒輪和換檔機構(gòu)的布置初步確定。 影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機構(gòu)形式以及齒輪形式。 乘用車四檔變速器殼體的軸向尺寸為(3.0~3.4)。 商用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列數(shù)據(jù)選用： 　　　　　　　 四檔—— 　　　　　　　　 　五檔—— 　　　　　　　　　 六檔—— 　　當(dāng)變速器選用的檔數(shù)和同步器時，上述中心距應(yīng)取給出范圍的上限。為了檢測方便，中心距最好為正數(shù)。 軸向尺寸處取 mm 3.4齒輪參數(shù) 3.4.1模數(shù) 齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。 應(yīng)該指出的，選取齒輪模數(shù)時一般遵守的原則是： 在變速器中心距相同的條件下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時增加齒寬可使齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲，所以為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時減小齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)；變速器 低檔齒輪應(yīng)選用大些的模數(shù)，其它檔位選用另一種模數(shù)。結(jié)合本設(shè)計的具體情況查文獻[2，3-3]可知：一檔齒輪和倒檔齒輪初選=3mm;其它檔位初選mm。 3.4.2壓力角 齒輪壓力角較小時，重合度較大并降低了齒輪的剛度，為此能減少進入嚙合和退出嚙合的動載荷，使傳動平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。因此，理論上對于乘用車為加大重合度以降低噪聲應(yīng)取用14.5°、15°、16°16.5°等小些的壓力角；對商用車為提高齒輪承載能力應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角。 實際上，因國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用壓力角為 20°。本設(shè)計從實際出發(fā)，為滿足各項技術(shù)要求和工藝性要求查文獻[2，3-3]可知：壓力角。 3.4.3螺旋角 斜齒輪在變速器中得到廣泛用。選取斜齒輪的螺旋角，因該注意它對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。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。實驗還證明：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，而接觸強度仍繼續(xù)上升。 斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用： 乘用車變速器： 兩軸式變速器為20°~25°； 中間軸式變速器為22°~34°； 本設(shè)計技術(shù)要求初選螺旋角。 3.4.4齒寬 在選擇齒寬時，應(yīng)該注意齒寬對變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)、齒輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度等均有影響。 考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應(yīng)該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小時斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5~8.0，=6.0 mm,取20mm 斜齒，取為6.0~8.5，=8.0 mm 3.5各檔齒輪齒數(shù)的分配 3.5.1 確定一檔齒輪的齒數(shù) 一檔傳動比，查文獻[2，3-3]可知： （3.8） 如果和的齒數(shù)確定了, 則與的傳動比可求出. 為了求和的齒數(shù), 先求其齒數(shù)合，查文獻[2，3-3]可知： 斜齒 直齒 （3.9） 計算后取為整數(shù)，然后進行大、小齒輪齒數(shù)的分配。中間軸上的一檔小齒輪的齒數(shù)盡可能取少些，以便使的傳動比大些，在一定的條件下，的傳動比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪的齒數(shù)多些，以便在其內(nèi)腔設(shè)置第二軸的前軸承保證輪輻有足夠的厚度?？紤]到殼體上的第一軸軸承孔的限制和裝配的可能性，該齒輪齒數(shù)又不易取多。乘用車中間軸式變速器一檔傳動比=3.5~3.8時，中間軸上一檔齒數(shù)可在=15~17之間選取，貨車可在12~17之間選用。一檔大齒輪齒數(shù)用計算求得。 由公式（3.9）得： , 取整為54 初選=17，則=54-17=37 對中心距進行修正： = =81 mm 3.5.2確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 由公式（3.9）求出常嚙合傳動齒輪的傳動比 （3.10） 而常嚙合傳動齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，查文獻[2，3-3]可知： （3.11） 解方程式（3.10）和式（3.11）求與，、都應(yīng)取整數(shù)；然后核算一檔傳動比，最后根據(jù)所確定的齒數(shù)，按式（3.11）算出精確的螺旋角。 聯(lián)立公式（3.10）和公式（3.11）得： 解方程組 解得： 由公式（3.11）算出精確的螺旋角： = = 3.5.3確定其它各檔的齒數(shù) 二檔齒輪是斜齒輪： （3.12） 而 （3.13） 由公式（3.12）和公式（3.13）得： 解方程組 解得： 此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，查文獻[2，3-3]可知，還必須滿足下列關(guān)系式： （3.14） 由公式（3.14）得： =1.24 =1.59 由于相差不大，滿足設(shè)計要求，所以不需要調(diào)整。 三檔齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合齒輪的不同時，查文獻[2，3-3]可知： （3.15） 而 （3.16） 查文獻[2，3-3]可知：，由公式（3.15）和式（3.16）得： 解方程組 解得： 此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，查文獻[2，3-3]可知，還必須滿足下列關(guān)系式： （3.17） 由公式（3.17）得： =1.19 =1.15 由于相差不大，滿足設(shè)計要求，所以不需要調(diào)整。 3.5.4確定倒檔齒輪齒數(shù) 倒檔齒輪選用的模數(shù)往往與一檔相近。圖3.7所示倒檔齒輪的齒數(shù)，一般在21~28之間，初選=24，計算出中間軸與倒檔軸的中心距，查文獻可知： （3.18） 由公式（3.18）得： =61.5 mm 為保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪8和9的齒頂圓之間保持有0.5mm以上的間隙，查文獻[2，3-3]可知，齒輪9的齒頂圓直徑應(yīng)為： （3.19） 齒輪8的齒頂圓直徑 =17×3 =51mm mm mm 由公式（3.19）得 =2×61.5-57-1 =65mm 由可得： mm 齒輪圓整至 變速器倒檔傳動比： 計算倒檔軸與第二軸的中心距查文獻[2，3-3]可知：， （3.20） =91.5mm 確定各檔齒數(shù)后重新計算各檔傳動比 一檔 二檔 三檔 四檔 倒檔 第四章 變速器的設(shè)計計算 變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點蝕）、移動換檔齒輪端部破壞以及齒面膠合。變速器在工作時，齒輪受到較大的沖擊載荷作用；一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓造成齒面點蝕；換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷。 所以需要對齒輪進行計算和校荷。 4.1輪齒設(shè)計計算 與其它機械設(shè)備用變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級別、支承方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剃齒或磨齒精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。 4.1.1齒輪彎曲強度計算 （1）一檔直齒輪彎曲應(yīng)力，查文獻[2，3-4]可知： （4.1） 式中： —彎曲應(yīng)力（MPa）； —圓周力（N），；為計算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）； —應(yīng)力集中系數(shù)， =1.65； —摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9； —齒寬(mm)； —端面齒距，； —齒形系數(shù)，=0.46 因為齒輪節(jié)圓直徑，式中為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)帶入式（4.1）后得 （4.2） 當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時，一、倒檔直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400~800MPa, 查文獻[2，3-4]可知，[]=600 MPa。 由公式（4.2）得： = =391.07MPa<[] 滿足設(shè)計要求。 （2）二檔斜齒輪彎曲應(yīng)力，查文獻[2，3-4]可知： （4.3） —彎曲應(yīng)力（MPa）； —圓周力（N），；為計算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）； ； —斜齒輪螺旋角( °)，=30°； —應(yīng)力集中系數(shù)， =1.50； —齒寬(mm)； —法向齒距，； —齒形系數(shù)，=0.47 —重合度影響系數(shù)，=2.0。 將上述有關(guān)參數(shù)帶入公式（4.3），整理后得到斜齒輪彎曲應(yīng)力為： （4.4） 當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時，斜齒輪許用彎曲應(yīng)力在180~350MPa, 查文獻[2，3-4]可知， []=320 MPa。 由公式（4.4）得： = =251.30MPa<[] 滿足設(shè)計要求。 4.1.2輪齒接觸應(yīng)力 （4.5） 式中： —輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）； —齒面上的法向力（N），；為圓周力； —斜齒輪螺旋角( °)； —齒輪材料的彈性模量（MPa）, —齒輪接觸的實際寬度(mm)； —主動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪， 斜齒輪； —從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪， 斜齒輪； 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)力查文獻可知，見表4.1 表4.1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力(MPa) 齒 輪 液體碳氮共滲齒輪 滲 碳 齒 輪 950~1000 1900~2000 一檔和倒檔齒輪 650~700 1300~1400 常嚙合齒輪和高檔齒輪 計算二軸一檔直齒輪接觸應(yīng)力 N N mm mm 由公式(4.5)得： =145.73 MPa<[] 滿足設(shè)計要求。 本設(shè)計變速器齒輪材料采用20CrMnTi，并進行滲碳處理，大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。 4.2軸的設(shè)計計算 變速器在工作時，由于齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強度。因為剛度不足會產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果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。因此，在設(shè)計變速器時，其剛度大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。 （1）初選軸的直徑 在已知中間軸式變速器的中心距時，第二軸和中間軸中部直徑，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。 （mm） 初選二軸中部最大直徑，圓整至。 （2）按彎扭合成強度條件計算 計算二軸一檔齒輪嚙合的圓周力、徑向力和軸向力。查文獻[2，3-4]可知： （4.6） （4.7） （4.8） 式中： —至計算齒輪的傳動比； —計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm； —節(jié)點處壓力角； —螺旋角。 因為二軸一檔齒輪是直齒輪，所以，軸向力。 圖4.1 軸的載荷分析圖 由公式（4.6）計算二軸一檔齒輪所受圓周力為： mm =12666.67 N 由公式（4.7）計算二軸一檔齒輪所受徑向力為： = =1246.02 N 垂直力計算： =382.11N ∴ 水平力計算： =3884.45N ∴N 彎矩計算： N·mm N·mm 計算轉(zhuǎn)矩： N·mm 作用在齒輪上的和使軸在鉛垂面內(nèi)彎曲變形并產(chǎn)生垂向撓度；而使軸在水平面內(nèi)彎曲變形并產(chǎn)生水平撓度。在求得各支點的鉛垂反力和水平反力后，計算相應(yīng)的垂向彎矩和水平彎矩。則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸向應(yīng)力查文獻[2，3-4]可知： （MPa） （4.8） 式中： —計算轉(zhuǎn)矩，N·mm; —軸在計算斷面處的直徑，花鍵處取內(nèi)徑，mm； —彎曲截面系數(shù)，mm； —在計算斷面處軸的水平彎矩，N·mm； —在計算斷面出軸的垂向彎矩，N·mm； —許用應(yīng)力，在低檔工作時查文獻[2，3-4]可知MPa. N·mm 由公式（4.8）得： =216.07 MPa. 經(jīng)過驗算，變速器二軸滿足設(shè)計要求。 第五章 同步器的設(shè)計 同步器有常壓式、慣性式、和慣性增力式三種。常壓式同步器雖然結(jié)構(gòu)簡單，但不能保證嚙合條件在同步狀態(tài)下（即角速度相等）換擋的缺點，現(xiàn)在已經(jīng)不用。得到廣泛應(yīng)用的是慣性式同步器。 5.1慣性式同步器 慣性式同步器能做到換擋時，在兩換擋原件之間的角速度達(dá)到完全相等之前不允許換擋，因而能很好的完成同步器的功能和實現(xiàn)對同步器的基本要求。 按結(jié)構(gòu)分，慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式幾種。雖然他們的結(jié)構(gòu)不同，但他們都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。本次設(shè)計的變速器所使用的是鎖環(huán)式同步器。 5.2鎖環(huán)式同步器 5.2.1鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu) 圖5-1 鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu) 如圖5-1所示，鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu)特點是同步器的摩擦元件位于鎖環(huán)4或7和齒輪1或9凸肩部分的錐形斜面上。作為鎖止元件是做在鎖環(huán)4或7上的齒和做在嚙合套11上齒的端部，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得滑塊壓向嚙合套。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，是同步器用來換擋的零件保持在中立位置上。滑塊兩端伸入鎖環(huán)缺口內(nèi)，而缺口的尺寸要比寬一個結(jié)合齒。 5.2.2鎖環(huán)式同步器的工作原理 換擋時，沿軸向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。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在加速度差Δω，致使在錐面上作用有摩擦力矩，他使鎖環(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c），使嚙合套的移動受阻，同步器處在所鎖止?fàn)顟B(tài)，換擋的第一階段工作至此完成。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拔環(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，而拔環(huán)力矩是=使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止?fàn)顟B(tài)，嚙合套上的結(jié)合齒在換擋力的作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖d），完成同步換擋。 圖5-2 鎖環(huán)式同步器的工作原理 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。 5.3同步器重要參數(shù)的確定 1.摩擦因數(shù)f 汽車在行駛過程中換擋，特別是在高檔區(qū)換擋次數(shù)較多，意味著同步器工作頻繁。同步器是在同步環(huán)與連接齒輪之間存在角速度差的條件下工作，要求同步環(huán)有足夠的使用壽命，應(yīng)當(dāng)選用耐磨性能良好的材料。為了獲得較大的摩擦力矩，又要求用摩擦因數(shù)打而且性能穩(wěn)定的材料制作同步環(huán)。另一方面，同步器在油中工作，是摩擦因數(shù)減小，這就為設(shè)計工作帶來了困難。 摩擦因數(shù)除與選取的材料有關(guān)以外，還與工作表面的粗糙度、潤滑油種類和溫度等因數(shù)有關(guān)。作為同步器錐面接觸的齒輪上的錐面部分與之論做成一體，用低碳合金鋼制成。對錐面的表面粗糙度要求較高，用來保證使用過程中摩擦因數(shù)變化小。若錐面的表面粗糙度值大，則在使用初期容易損害同步環(huán)錐面。 同步環(huán)常選用能保證具有足夠高強度和硬度、耐磨性能良好的黃銅合金制造，如錳黃銅、鋁黃銅和錫黃銅等。早期用青銅合金制造的同步環(huán)，因使用壽命短而淘汰。 由于黃銅合金與鋼材構(gòu)成的摩擦副，在油中工作的摩擦因數(shù)f取為0.1 2.同步環(huán)主要尺寸的確定 （1）同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設(shè)計的窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，是磨損加快。實驗還證明：螺紋的齒頂寬對f 的影響很大，f隨齒頂?shù)哪p而降低，換擋費力，固齒頂寬不易過大。螺紋槽設(shè)計的大些，可使被刮下來的油存在于螺紋之間的空隙中但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。下圖a給出的尺寸適用于輕、中型汽車，圖b適用于總質(zhì)量大些的貨車。通常軸向泄油槽為6~12個槽寬3~4mm。 圖5-3同步環(huán)螺紋槽形式 （2） 錐面半錐角α 摩擦錐面半錐角α越小，摩擦力矩越大。但α過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是tanα≥f。一般取α=6°~8°。α =6°時，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴(yán)時，則有粘著和咬住的傾向；在α =7°的時候就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。 故本次設(shè)計中，取半錐角α=7°。 （3） 摩擦面平均半徑R R設(shè)計的越大，則摩擦力矩越大。R往往受結(jié)構(gòu)限制，包括變速器中心距級相關(guān)零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后還會影響同步環(huán)徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。原則上是在條件允許的情況下，R盡可能的大些。此次設(shè)計中R取25mm左右。 （4） 錐面工作長度b 縮短錐面工作長度b，可使變速器的軸向長度縮短，但同時也減少了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。設(shè)計時可按以下公式確定b 式中P為摩擦面的許用壓力，對于黃銅與鋼的摩擦副，p≈1.0~1.5MPa；Mm為摩擦力矩；f為摩擦因數(shù)；R為摩擦錐面的平均半徑。 經(jīng)初步計算與成本的考慮，初定b=5mm。 （5） 同步環(huán)徑向厚度 與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度要受結(jié)構(gòu)布置上的限制，包括變速器中心距級相關(guān)零件特別是錐面平均半徑R和布置上的限制，不易取得很厚，但必須保證同步環(huán)有足夠的強度。 乘用車的同步環(huán)比貨車的小些，應(yīng)選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，這樣能提高材料的屈服強度和疲勞壽命。鍛造是選用錳黃銅的材料。有的變速器用高強度、高耐磨性的鋼與鉬配合的摩擦副，即在鋼質(zhì)或球墨鑄鐵的表面噴鍍一層鉬（0.3~0.5mm），使其摩擦因數(shù)在剛與銅合金的摩擦副范圍內(nèi)，而耐磨性和強度明顯的提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基本的錐孔表面噴上厚0.07~0.12mm的鉬制成。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的2~3倍。以鋼質(zhì)為基本的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅，還可以提高同步環(huán)的強度。 本次設(shè)計中同步環(huán)的厚度初定3mm。 第六章 結(jié) 論 在做畢業(yè)設(shè)計之前， 對畢業(yè)設(shè)計的整個過程不是很了解，而且缺乏獨立設(shè)計的經(jīng)驗。在整個畢業(yè)設(shè)計的過程中，我遇到了很多問題，但是在老師的指導(dǎo)和自己的努力下，這些問題得到了解決。中間軸式四檔手動變速器的設(shè)計已經(jīng)結(jié)束，通過這次的畢業(yè)設(shè)計，我對中間軸式四檔式手動變速器的結(jié)構(gòu)、原理和設(shè)計步驟有了一定的了解，而且熟悉了Solidworks和Word等軟件的應(yīng)用。通過這次設(shè)計不僅對過去所學(xué)到的知識做了一次復(fù)習(xí)和總結(jié)，同時也嘗試了設(shè)計一些在以前學(xué)習(xí)過程中沒有接觸過的一些機械裝置，增強自己獨立設(shè)計的能力，發(fā)現(xiàn)問題的能力和解決問題的能力。 雖然在做畢業(yè)設(shè)計的過程中我了解并學(xué)到了很多關(guān)于中間軸式四檔式手動變速器的知識以及設(shè)計的方法，查閱了《汽車工程手冊（設(shè)計篇）》、《汽車設(shè)計》、《汽車設(shè)計》、 《汽車構(gòu)造（下冊）》等一些參考資料，但對于設(shè)計一個能夠真正應(yīng)用到實際當(dāng)中的機械裝置僅僅這些還遠(yuǎn)遠(yuǎn)不夠，還需要我們在以后的工作和學(xué)習(xí)過程中積累大量的實際工作經(jīng)驗。 致 謝 在近一學(xué)期的時間里，本人在xxx教授全面而細(xì)致的指導(dǎo)下，虛心求教圓滿完成了畢業(yè)設(shè)計任務(wù)。xxx淵博的學(xué)識，敏銳的思維，為人親善的性格，嚴(yán)謹(jǐn)?shù)墓ぷ髯黠L(fēng)以及高尚的人格魅力，使我受益非淺，令我終身難忘。 感謝xxx教授在畢業(yè)設(shè)計過程中給我的幫助和指導(dǎo)，感謝xxx對我的教導(dǎo)和關(guān)懷，我會以xxx為榜樣更加努力地學(xué)習(xí)和工作。同時我也要感xx老師在畢業(yè)設(shè)計實習(xí)期間給我的幫助，還有與我同組的同學(xué)對我的幫助，是在他們的幫助下才能使我順利的完成畢業(yè)設(shè)計。 最后，對所有在這次畢業(yè)設(shè)計中給予我?guī)椭娜吮硎菊\摯的謝意。 參考文獻 [1] 《汽車工程手冊》編輯委員會 汽車工程手冊（設(shè)計篇）．北京：人民交通出版社，2001.6． [2] 王望予 汽車設(shè)計. 北京：機械工業(yè)出版社，2000.5. 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They are usually made of high-grade cast alloy iron to improve wear characteristics of the cylinder. This major unit must be strong and rigid enough to withstand any bending or distortion. The piston converts the potential engines of the fuel into the kinetic energy that turns the crankshaft. The piston is a cylindrical shaped hollow part that moves up and down inside the engines cylinder. The piston is composed of piston head , piston head or “crown ” is the top surface against which the explosive force is exerted. It may be flat, concave, and convex or any one of a great variety of shapes to promote turbulence or help control combustion. In some application, a narrow groove is cut into the piston above the top ring to serve as a “heat dam” to reduce the amount of heat reaching the top ring. The piston tings carried in the ring groove are of two basic types: compression rings and off-control ring. The upper ring or rings ate to prevent compression leakage; the lower ring or rings control the amount or oil being deposited on the cylinder wall. The lower groove or grooves often have holes or slots in the bottom of the grooves to permits oil drainage from behind the rings. The piston lands are parts of piston between the ring groove