ZY1160货车底盘总体及悬架设计【含CAD图纸+文档】
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ZY1160
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机电工程学院毕业设计说明书设计题目: ZY1160底盘总体及悬架设计 学生姓名： 学 号： 专业班级： 指导教师： 20xx 年 5 月 15 日目 次1前言12底盘总体设计12.1汽车形式的选择12.2汽车主要参数的选择32.3发动机的选择72.4轮胎的选择83 货车前后悬架系统钢板弹簧设计83.1初始参数83.2悬架主要参数的确定93.3弹性元件的计算103.4钢板弹簧的检验校核174减震器设计204.1相对阻尼系数204.2减振器阻尼系数的确定204.3最大卸荷力的确定214.4简式减振器工作缸直径的确定215总结21致谢22参考文献221 前言1.1 底盘设计概述 汽车底盘是汽车的重要组成部分，底盘接受来自动力装置的力，并且使汽车产生运动，保证汽车的行驶。其构成包括：传动系统、行驶系统、转向系统和制动系统。在汽车设计中，汽车底盘总体设计是非常关键的一个环节，它对汽车的质量、性能等方面有很大的影响。在进行汽车底盘总体设计时，一定要按照我国的现有法规、标准去进行。1.2 悬架设计概述 悬架是汽车重要的总成之一，它连接着车架和车桥，传递二者之间的力和力矩。悬架主要有弹性元件、导向元件、减振器、缓冲块和横向稳定器等组成。其功用减少由地面传给车身的冲击，并且减轻由此引起的承载系统的振动，使汽车可以平顺行驶；保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特性，保证汽车的操纵稳定性，使汽车获得高速行驶能力。悬架的设计要求有：1）行驶平顺性好；2）能衰减振动；3）操纵稳定；4）汽车制动或加速时，保证车身的相对稳定；5）隔声效果好；6）紧凑的结构、小的使用空间。2 底盘总体设计2.1 汽车形式的选择2.1.1 汽车轴数汽车可以有两轴、三轴、四轴甚至更多的轴数。对于总质量小于19t的汽车一般采用结构简单、制造较成本低廉的两轴方案。本次设计的ZY1160重型货车选用两轴方案。2.1.2 驱动形式汽车常用的驱动形式有42、64、44、66、84等，其中第一个数为汽车车轮总数（双排轮胎按一个胎计），第二个表示驱动轮数。结合当前同类型的货车，本次设计的ZY1160重型货车选用42的驱动形式。2.1.3 布置形式货车的布置形式可以按照驾驶室与发动机相对位置的不同，可以分为平头式、短头式、长头式和偏置式四种。货车又可以根据发动机位置不同，分为发动机前置、中置和后置三种布置形式。（1）平头式、短头式、长头式、偏置式货车平头式货车 优点：最小转弯直径小；相比同质量其他类型货车，整备质量减少；视野开阔等。缺点：空载时汽车通过性较差；发动机的噪声等对驾驶员影响比较大；发生安全事故时，更易使驾驶员受到伤害。短头式货车 特点：最小转弯直径介于平头车和长头车之间；视野强于长头车，但低于平头车；发生安全事故，安全性好与平头车。长头式货车 优点：通过性能好；发动机噪声，对驾驶员影响较小；发生安全事故，安全性好于平头式和短头式货车。缺点：最小转弯直径大；视野相对较差等。偏置式驾驶室的货车主要用于重型矿用自卸车上。（2）发动机前置、中置、后置发动机前置后桥驱动货车 优点：可以采用的发动机种类较多；发现故障时维修方便；容易布置操纵机构；货箱地板高度低。缺点是:若安装在平头式货车上，会使驾驶室内部拥挤，产生的噪声会对驾驶员产生较大影响；若安装在长头式货车上，为使驾驶员视野开阔，则会增加整车和整车质心高度。发动机中置后桥驱动 需要特殊设计的发动机；维修不方便；离合器、变速器等机构复杂；因发动机距离地面近，容易被车轮带起的泥土弄脏；货箱地板高度高。因为这种布置形式的缺点多，并且难以克服，故不采用。发动机后置后桥驱动 这种布置形式的货车是在发动机后置后桥驱动的乘用车地底盘基础上变形而来的，所以一般不采用。由分析可以确定，ZY1160重型货车采用平头式、发动机前置后桥驱动的布置形式。2.2 汽车主要参数的选择汽车主要参数包括尺寸参数、质量参数和性能参数。2.2.1 尺寸参数汽车的尺寸参数包括外廓尺寸、轴距、轮距、前悬、后悬、货车车头长度和车厢尺寸（1）外廓尺寸汽车的长、宽、高称为汽车外廓尺寸。在进行设计时，要结合国家标准进设计。表 2-1 二轴货车外廓尺寸的最大限值二轴货车汽车总质量车长/mm车宽/mm车高/mm最大设计总质量3500kg600025004000最大设计总质量 3500kg，且8000kg7000最大设计总质量 8000kg,且12000kg8000最大设计总质量 12000kg9000二轴货车外廓尺寸最大如上表所示，参考同类车型的货车，确定本次设计ZY1160重型货车的长取9000mm，宽取2500mm，高取2870mm。（2）轴距L和轮距B轴距的选取应在一定的范围。轴距过短会使车厢的长度变短；使汽车制动性变差；对汽车行驶平顺性也会有不好的影响。轴距过长则会使汽车整备质量变大；使汽车机动性变差等。对于载货量大的货车，轴距在选取时，可以选的尽量大些。轴距的选取可以参考表2-2。轮距大可以提高车身的稳定性，但会使汽车的最小转弯直径和总质量的增加，降低汽车的机动性能。轮距在选取时，要满足汽车的总宽不能超过2.5m。前轮距在选取时，要使前轮的转向不受影响，同时还要保证前轮、车架、前悬架和发动机能有合适的位置。后轮距的选取则应考虑到轮胎、车架的宽度等。表 2-2 各类汽车的轴距和轮距42货车汽车总质量Ma/t轴距L/mm轮距L/mm1.817002900115013501.86.02303600130016506.014.03600550017002000144500560018402000参考表2-32并结合同类车型，此次设计轴距取5000mm，前轮距取1920mm，后轮距取1800mm。（3）前悬和后悬前悬是指汽车前轮中心与汽车最前端的水平距离。前悬的长度应足以安装保险杠、固定和安装驾驶室前支点等。前悬增加会使汽车的通过性降低、增加前悬架的长度并且会使驾驶员的视野受到影响；但是在汽车发生安全事故时，可以对乘员进行保护，提高安全性。后悬是指后桥中心至汽车最后端之间的水平距离。后悬的长度与汽车轴距、货厢长度和轴荷分配情况有很大关系。 后悬尺寸过长，会使汽车通过性降低、汽车追尾时的安全性提高和货箱长度增加。总质量在1.814.0t的货车后悬一般在12002200之间，特长货箱的汽车后悬可达到2600mm，但不得超过轴距的55。参考同类车型，本次设计的平头式货车前悬为1430mm，后悬为2570mm。（4）货车车头长度货车车头长度是指从汽车驾驶室后围到前保险杠的距离。驾驶室的形式对车头长度有特别大影响。此次设计取车头长度为1800mm。（5）货车车厢尺寸货车车厢尺寸在设计时要求在运送散装煤和袋装粮食时能装足够的吨数。车厢长度在满足要求的前提下尽可能短点，以减少整备质量。车厢宽度在设计时应在满足标准的要求下尽量宽点，以缩减整车长度。车厢高度增加会使货车的质心增高。参考同类型汽车，可取车箱长6600mm、宽2400mm、高600mm。2.2.2 质量参数质量参数包括整车汽车总质量、装载质量（载质量）、整备质量、质量系数、轴荷分配等。（1）汽车总质量ma汽车总质量在本次设计中已给出，ma=16000kg。（2）整车整备质量m0整车整备质量是指车上带有全部装备（包括随车工具、备胎等），加满燃料、水，但没有装货和载人时的整车质量。整车整备质量对汽车的制造成本和燃油经济性有影响，整备质量为5900kg。（3）装载质量（载质量）me载质量是指在硬质良好路面上行驶时所允许的额定装载质量。载质量在此次设计中为9900kg。（4）质量系数m0质量系数是指汽车载质量与整车整备质量的比值。该系数反应了汽车的设计水平和工艺水平，质量系数越大，说明该汽车的结构和制造工艺越先进。m0= me/m0=1.68（5）轴荷分配汽车轴荷分配是指汽车在空载和满载静止状态下，各轴对支承平面的垂直负荷，也可以用占空载或满载总质量的百分比来表示。轴荷分配可参考2-3进行选择。表2-3 各类货车的轴荷分配货车类型满载空载前轴后轴前轴后轴42后单胎324060685059415042后双胎（长头）253073754449505642后双胎（平头）303565704854465264后双胎大多1925大多798131376369由于此次设计采用42后双胎（平头）重型货车，满载时可取前轴载荷58800N，后轴载荷98000N；空载时，前轴载荷28910N，后轴载荷28910N。2.2.3 汽车性能参数（1）动力性参数汽车的动力性参数包括最高车速、比功率、比转矩、上坡能力和加速时间等。货车的动力性参数在选择时可以结合表2-4进行选择。表2-4 货车动力性参数范围最大总质量(t)最高车速(km h-1)比功率（kWt-1）比转矩（N mt-1）1.880 13516 2830 441.8ma6.015 2538 446.0ma14.075 12010 2033 4714.06 2029 50最高车速vmax汽车的最高车速是指汽车在水平良好路面上，汽车能达到的最高行驶速度。最高车速已由本次设计给出，为80km/h。比功率和比转矩比功率是汽车所装发动机标定的最大功率与汽车最大总质量的比值。比功率大的汽车加速性能、速度性能会更好些。比转矩是汽车所装发动机的最大转矩与汽车总质量之比。比转矩大的汽车牵引能力强。参考同类车型并结合表2-4，取比功率为8.5kWt-1，比转矩为35 Nmt-1。加速时间货车的加速时间是货车动力性的另一个表征参数，它知道时货车在良好的平直路面上，从原地起步并以最大的加速度进行加速达到一定车速所需要的时间。对于最高车速在100km/h以下的货车常用加速到60km/h的加速时间来表示。上坡能力货车的上坡能力是指货车在满载时在良好的路面条件下所能爬上的最大坡度。通常要求货车能够爬上30%的坡度，这个参数在选择最大传动比的时候往往是必须要考虑的对象。（2）最小转弯直径货车的转向盘转至其极限位置时，货车的前外转向轮轮辙中心在支承平面上的轨迹圆直径，称为汽车最小转弯直径。对于质量大于14t的货车，其最小转弯直径在13.0m21.0m之间选取。本次设计最小转弯直径定为19m。（3）通过性几何参数通过性几何参数包括：最小离地间隙hmin、接近角1、离去角2、纵向通过半径1。其取值如表2-5所示。表2-5 汽车通过性几何参数车型hmin/mm1/()2/()1/m42乘用车155220203015223.08.344乘用车210250455035401.73.642货车180300406025452.36.044货车、66货车260350456035451.93.642客车、64客车22037010406204.09.0参考同类车型，取ZY1160货车的最小离地间隙为240mm，接近角50，离去角35，纵向通过半径4.5m。2.3 发动机的选择2.3.1 发动机形式的选择现在汽车上常用的发动机有汽油机和柴油机。在相同功率条件下，柴油机要比汽油机重、尺寸也要大些；柴油机出故障的可能性要低于汽油机；相同条件下，柴油机的油耗量也低于汽油机；汽油机在冷启动方面又优于柴油机。对于本次设计的16吨重型货车，采用柴油机较为适合。2.3.2 发动机气缸排列形式和冷却方式的选择对于本次设计，发动机气缸排列形式可以采用直列式。直列式发动机结构相对简单、且发生故障时维修比较容易、工作性能稳定。但是高度尺寸比较高，不容易布置。发动机的冷却方式采用水冷的形式。水冷方式的发动机具有冷却均匀可靠，散热性好，噪声小等优点。因此，在汽车上受到广泛使用。2.3.3 发动机主要性能指标的选择（1）最大功率及对应转速根据前面参考同类车型所得到的比功率8.5kWt-1。将其乘以汽车的总质量16t，可以得到汽车的最大功率为Pemax=8.516=136 kW对于使用柴油机的重型货车，其最大功率对应的转速在18002600r/min内取值。此次设计取2500r/min。（2）最大转矩及对应转速发动机的最大转矩Temax：Temax=9549PemaxnP (2-1) 其中，为转矩适应系数，一般在1.11.3之间选取，可取1.2；nP为最大功率转速2500r/min。可得Temax=95491.2136/2500=623N m最大转矩对应的转速nT应与nP有一定差值。nP/nT可在1.42.0之间选取。取nT为1400r/min。2.3.4 发动机型号选择结合以上分析，此次设计选取东风康明斯公司生产的ISDe180 30型号的发动机，其外形尺寸为长935mm、宽720mm、高820mm。2.4 轮胎的选择轮胎的选择对汽车的行驶能力、承载能力等有较大的影响，因此在进行轮胎的选择时要满足以下基本要求：在行驶时，可以承载额定的货物并能达到设计所需的速度；耐磨损、耐老化、耐扎刺；滚动阻力要小等。轮胎所承受的最大静负荷与轮胎额定负荷之比，称为轮胎负荷系数。大多数汽车的轮胎负荷系数取为0.91.0，以免超载。货车的后轮装双胎时，比单胎使用时的负荷加倍后减少1015。结合以上分析此次设计轮胎规格为前轮采用9.0020的轮胎形式，后轮采用9.00R20的轮胎形式。即断面宽度0.227m，轮胎滚动半径0.494m，轮胎的充气压力为600kpa。3 货车前后悬架系统钢板弹簧设计3.1 初始参数（1）空载质量m0=5900kg 前轮所分配质量=2950kg 后轮分配质量=2950kg前轴非簧载质量=500kg 后轴非簧载质量=1000kg前悬架簧载质量m01=2950-550=2400kg 后悬架簧载质量m02=2950-950=2000kg（2）满载质量ma=16000kg 前轮所分配质量=6000kg 后轮分配质量=10000kg前悬架簧载质量ma1=6000-500=5500kg 后悬架簧载质量ma2=10000-1000=9000kg（3）轴距=5000mm 前轮距=1920mm 后轮距=1800mm3.2 悬架主要参数的确定3.2.1 悬架静挠度设计前后悬架静挠度fc1、fc2与汽车前后车身固有频率n1、n2的关系为：n1=5/fc1 n2=5/fc2 （3-1）fc1、fc2在选取的过程中，应选取近似值，并且使得fc1稍大于fc2，这有利于防止车身产生较大的纵向角。对于满载货车n1可在1.502.10Hz之间选取，n2可在1.702.17Hz之间选取。取n1=1.60Hz n2=1.9Hz,并且带入式子（3-1）得fc1=98mm fc2=69mm3.2.2 悬架动挠度对于货车，fd取值范围69cm；可取fd=8cm 3.2.3 悬架弹性特性钢板弹簧非独立悬架的弹性特性可视为线性的，故本次设计前悬架的弹性特性是线性的；带有副簧的钢板弹簧，为刚度可变的非线性弹性特性悬架，故后悬架的弹性特性是非线性的。3.2.4 后悬架主、副簧刚度分配对于副簧开始参加工作的载荷和主、副簧的刚度分配，可使副簧开始起作用的悬架挠度fa等于汽车空载时悬架的挠度f0，而使副簧开始起作用的前一瞬间的挠度fk等于满载时的悬架挠度fc。可得：Fk=F02Fa2 （3-2）其中F02=m02g2=9800N Fa2=ma2g2=46550N得Fk=21359N副簧、主簧的刚度比为ca/cm=-1 ,=F02/Fa2代入解得ca/cm=1.18悬架总体刚度c=Fa2/fc2=674.6N/mm得主簧刚度cm=309.4N/mm 副簧刚度ca=365.2N/mm3.3 弹性元件的计算3.3.1 满载弧高满载弧高指钢板弹簧装到车轴上，汽车满载时钢板弹簧主片上表面与两端 不包括卷耳孔半径连线间的最大高度差。通常取fa=1020mm 。本方案中fa初步定为15mm。3.3.2 弹簧钢板长度的确定钢板弹簧长度L是指弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离。根据统计资料，弹簧伸直长度取值规律一般为：货车前悬架：L=(0.260.35)轴距；后悬架：L=(0.350.45)轴距。本设计初步选定前钢板弹簧的长度L1=1500mm。后钢板弹簧主簧长度L21=2000mm ，副簧长度L22=1300mm3.3.3 钢板断面尺寸及片数确定（1）钢板弹簧断面形状确定钢板弹簧断面一般采用矩形断面，宜于加工，成本低。本方案中选用矩形断面。（2）钢板弹簧断面尺寸及片数钢板弹簧的总惯性矩计算公式为：J0=L-kS2C48E (3-3) 式中，k为无效长度系数，取k=0.5；S为U型螺栓中心距,本设计取200mm；E为材料弹性模量，E=2.1105N/mm2；为挠度增大系数。=1.5/1.4(1+0.5)，=n1/n0，其中n1代表与主片重复片数，n0为总片数；C=Fw/fc。钢板弹簧总截面系数W0用下式进行计算： W0FW(L-kS)/(4w) （3-4）式中，w为许用弯应力，本次设计钢板弹簧材料采用60Si2Mn。w的取值范围：前钢板弹簧350450Mpa，取400MPa；后钢板弹簧450550Mpa，取500MPa；后副簧220250Mpa，取240MPa；钢板弹簧平均片厚的计算公式为： hp=2J0/W0 （3-5）b/hp的比值在6-10之间选择。又可表示为： J0=nbh312 （3-6） 式中，n为钢板弹簧总片数；b为板簧的宽度；h为板簧厚度。由此可得： h=312J0nb （3-7） 前悬架钢板弹簧断面尺寸前钢板弹簧满载载荷Fa1=ma1g/2=55009.8/2=26950N前钢板弹簧刚度c1=Fa1/fc1=26950/98=275N/mm；与主长重复片数2，总片数10得1=1.5/1.04(1+0.52/10)=1.31根据公式（3-3）得： J01=(1500-0.5200)32751.31/(482.06105)=99972mm4根据公式（3-4）得：W0126950(1500-0.5200)/(4400)=23581mm3取W01=23581mm3根据公式（3-5）得：Hp1=294519/21660=8.5mm根据宽度和平均厚度hp的比值，取b1=80mm；根据公式（3-7）得h=11.4mm并结合国家标准取h1=12mm前钢板弹簧的弹簧片均采用等厚度钢板。后悬架钢板弹簧主簧断面尺寸 后钢板弹簧主簧满载载荷Fw1=Fa2-Fk/2=35870N后钢板弹簧主簧刚度cm=309.4N/mm与主长重复片数2，总片数10得1=1.5/1.04(1+0.52/10)=1.31根据公式（3-3）得： J02=(2000-0.5200)3309.41.31/(482.06105)=281336mm4根据公式（3-4）得：W0235870(2000-0.5200)/(4500)=29367mm3取W02=29367mm3根据公式（3-5）得：Hp2=2281336/29367=19.1mm根据宽度和平均厚度hp的比值，取b2=120mm；根据公式（3-7）且根据国家标准取h2=14mm为了使主簧可以适应不同的条件，现将主片加厚到16mm。 后悬架钢板弹簧副簧断面尺寸后钢板弹簧副簧满载载荷Fw1= Fk/2=10680N后钢板弹簧副簧刚度cm=365.2N/mm与主长重复片数1，总片数8得1=1.5/1.04(1+0.51/8)=1.36根据公式（3-3）得： J02=(1300-0.5200)3365.21.36/(482.06105)=86797mm4根据公式（3-4）得：W0210680(1300-0.5200)/(4500)=13350mm3取W02=13350mm3根据公式（3-5）得：Hp2=286797/13350=13mm根据宽度和平均厚度hp的比值，取b2=120mm；根据公式（3-7）且根据国家标准取h2=10mm.后钢板弹簧的副簧弹簧片均采用等厚度钢板。3.3.4 钢板弹簧各片长度确定钢板弹簧长度的确定可由作图法求出。图3-1 作图法确定钢板弹簧各片长度可以得到弹簧片长度如下：（1）前悬架钢板弹簧第一片：1500mm 第二片：1500mm 第三片：1360mm 第四片：1220mm 第五片：1080mm 第六片：940mm 第七片：800mm 第八片：660mm第九片：500mm 第十片：340mm（2）后悬架钢板弹簧主簧第一片：2000mm 第二片：2000mm 第三片：1720mm 第四片：1440mm 第五片：1260mm 第六片：1080mm 第七片：910mm 第八片：730mm第九片：550mm 第十片：380mm副簧第一片：1300mm 第二片：1160mm 第三片：1020mm 第四片：890mm 第五片：750mm 第六片：610mm 第七片：480mm 第八片：340mm3.3.5 钢板弹簧在自由状态的弧高及曲率半径的计算（1）钢板弹簧在自由状态下的弧高H0为： H0=fc+fa+f （3-8）式中，fc为静挠度；fa为满载弧高；f为钢板弹簧总成用U型螺栓夹紧后引起的弧高变化。f可由下式求得： f=S(3L-S)(fa+fc)2L2 （3-9） S为U型螺栓的中心距；L为钢板弹簧主片长度。钢板弹簧总成在自由状态的曲率半径为R0=L2(8H0) (3-10)前钢板弹簧根据式子（3-9）得f1=200(31500-200) (98+15)215001500=22mm根据式子（3-8）得H01=98+15+22=135mm根据式子（3-10）得R01=15002/(8135)=2083mm后钢板弹簧主簧：根据式子（3-9）得f2=200(32000-200) (69+15)220002000=12mm根据式子（3-8）得H02=69+15+12=96mm根据式子（3-10）得R02=20002/(896)=5208mm副簧：根据式子（3-9）得f2=200(31300-200) (69+15)213001300=18mm根据式子（3-8）得H02=69+15+18=102mm根据式子（3-10）得R02=13002/(8102)=2071mm（2）钢板弹簧各片自由状态下曲率半径的确定钢板弹簧各片在自由状态下的曲率半径，可以由装配后产生的预应力来进行确定。钢板弹簧在自由状态下各片的曲率半径为: Ri=R01+20iR0Ehi （3-11） 式中,Ri为自由状态时第i片弹簧的曲率半径；R0为自由状态时钢板弹簧总成的曲率半径；0i是每片弹簧的预应力；E为材料的弹性模量，取E为2.1105Mpa；hi表示第 i片弹簧的厚度。弹簧各片的预应力在选取时，应使各片弹簧在根部处所造成的弯矩代数和为零，即 i=1NMi=0 (3-12) 再由第i片弹簧的长度求出第i片弹簧的弧高为 Hi=Li2/(8Ri) （3-13）根据公式（3-11）、（3-12）、（3-13）计算如下前悬架钢板弹簧在自由状态下各片的弹簧的参数如表3-1所示。表3-1 前悬架钢板弹簧自由状态下参数序号hi(mm)i(Mpa)Li(mm)Ri(mm)Hi(mm)112-15015002770 101.5212-9015002448114.7312-4013602230103.7412201220201692.3512201080201672.361220940201654.871240800195440.981260660189528.791260500189516.510126034018957.6后悬架钢板弹簧主簧在自由状态下各片的参数如表3-2所示。表3-2 后悬架钢板弹簧主簧在自由状态下参数序号hi(mm)i(Mpa)Li(mm)Ri(mm)Hi(mm)116-1402000932953.6216-1002000765265.3316-401720602761.4414201440493052.6514401260462342.9614401080462331.571440910462322.481460730434215.39146055043428.710146038043424.2后悬架钢板弹簧副簧在自由状态下各片的参数如表3-3所示。表3-3 后悬架钢板弹簧副簧自由状态下参数序号hi(mm)i (Mpa)Li(mm)Ri(mm)Hi(mm)110-1201300271477.8210-801160246068.4310-301020213560.941030890201149.251040750191936.661040610191924.271060480185215.681060340185 卷耳尺寸的确定卷耳处所受应力为：=3Fx(D+h1)/(bh12)+Fx/(bh1) (3-14)可得 D- Fx/(bh1)(bh12)/(3Fx)-h1 (3-15)其中，Fx为沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力；D为卷耳内径；b为钢板弹簧宽度；h1为主片厚度。许用应力取350Mpa。（1）前悬架卷耳Fx1=m1G01=1.1269500.8=23716ND152.67mm取D1=30mm（2）后悬架卷耳Fx2=m2G02=1.1465500.8=40946ND262.34mm取D2=35mm3.3.6 钢板弹簧弹簧销设计钢板弹簧受静载荷时钢板弹簧销受到的挤压应力： Z=FS/bd （3-16）得d=FS/(Zb) （3-17）其中为满载静止时钢板弹簧端部的载荷；b为卷耳处叶片宽；d为钢板弹簧销直径；用20Cr钢经渗碳处理后，其Z 79 N/mm，Z取8Mpa。对于前钢板弹簧FS1=G1/2=26950/2=13475Nd1=13475/(808)= 21.05mm结合国家标准，d1取20mm。对于后钢板弹簧FS2=G2/2=23275Nd2=23275/(1208) =24.24mm结合国家标准，d2取24mm。3.4 钢板弹簧的检验校核3.4.1 钢板弹簧刚度的检验钢板弹簧刚度的验算公式为： C=6Ei=1nak+13Yk-Yk+1 （3-18） 其中， ak+1=(l1-lk+1)； Yk=1/i=1kJi； Yk+1=1/i=1k+1Ji； Ji=bh312；为刚度修正系数，=0.90.94，这里取0.92；、为主片和第（k+1）片的长度的一半。将数据带入公式（3-18），得：前钢板弹簧的自由刚度C1=(62.11050.92)/4302.9=269.4 N/mm与设计刚度C1=275N/mm差别不大，所以前钢板弹簧满足刚度要求。后钢板弹簧主簧的自由刚度C2=(62.11050.92)/3815.7=303.8 N/mm与设计刚度C2=309.4N/mm差别不大，所以后钢板弹簧主簧满足刚度要求。后钢板弹簧副簧的自由刚度C2=(62.11050.92)/3219.1=360.1 N/mm与设计刚度C2=365.2N/mm差别不大，所以后钢板弹簧副簧满足刚度要求。3.4.2 钢板弹簧总成弧高核算根据最小势能原理，钢板弹簧总成的稳定平衡状态是各片势能总和最小状态，由此可求得等厚叶片弹簧的 R0=i=1nLii=1nLiRi （3-19） 钢板弹簧的总成弧高为： HL2/(8R0 ) （3-20）由公式（3-19）、（3-20），代入数据得：（1）前悬架钢板弹簧R01=2161.9mm H1=130mm计算结果与计算的结果135mm相差不大，符合设计要求。（2）后悬架钢板弹簧主簧：R02=5391.4mm H2=94mm计算结果与计算的结果96mm相差不大，符合设计要求。副簧：R02=2133.8mm H2=99mm计算结果与计算的结果102mm相差不大，符合设计要求。3.4.3 钢板弹簧强度的核算（1）制动工况时，前悬架钢板弹簧应满足： max=m1G1(l1+C)l2(l1+l2)W0 （3-21） 式中， m1取1.5，取0.8。得： max=1.426950750+0.8500750/(150010801226)=903.9Mpa,所以钢板弹簧强度合格。（2）驱动工况时，后悬架钢板弹簧应满足： max=G2m2l2(l1+C)(l1+l2)W0+G2m2bh1 （3-22） 式中， m2取1.1；为道路附着系数取0.8，许用应力取为1000N/mm。满载静止时有： f=(G2-Fk)/(C2+C2)=(46550-21359)/(303.8+360.1)=37.9mmF主=Fk+C2f=21359+303.837.9=32873NF副=C2f=360.137.9=13648N由上式验算主簧强度：max=(Gl1l2+G2m2l2c)/(l1+l2)W0+G2m2/bh1=762 Mpa其中牵引驱动时，主簧载荷为 G= (G2-F副)m2=36137N =1.1 =0.8验算副簧强度：max=F副m2l1l2/( l1+l2)W0=469 Mpa主副簧强度在许用应力范围内，符合强度要求。（3）验算汽车在不平路面上钢板弹簧的强度。主簧的极限载荷按下式计算：Fm1=F主+c2fd=44387Nm= Fm1l1l2/(l1+l2)W0=4438710001000/2000(3120162+7120142)/6=519Mpa=1000 Mpa副簧的极限载荷按下式计算：Fm2=F副+c2fd=29296Nm= Fm2l1l2/(l1+l2)W0=672Mpa =1000 Mpa不平路面上主副簧都符合强度要求。4 减震器设计减振器是悬架系统里面的组成的部件，它对汽车的乘坐舒适性及悬架的使用寿命有着非常大的影响。现在货车中的减震器大多是液力减震器。减震器根据不同的结构，还可分为摇臂式减震器和筒式减震器。筒式减震器因不易磨损、且对不同温度的适应性好，而被广泛适用。双筒充气液力减震器体积小、产生噪音较小和工作状态比较稳定的优点，使其应用最广。综合分析，本次设计采用双筒式减震器。4.1 相对阻尼系数在卸荷阀没有打开时，减震器的阻力F和其振动速度v的关系表达式是 F=v （4-1）式中，为减振器阻尼系数。算出汽车悬架的阻尼之后，就可以明白为什么簧上质量的振动在实际工作过程中是周期性的衰减振动了，用来表示振动速度的大小： =(2cms) （4-2）式中，c为悬架系统垂直刚度；ms为簧上质量。压缩行程时的相对阻尼系数Y与伸张行程时的相对阻尼系数S两者之间保持Y=0.5S的关系。取Y与S的平均值=0.3，则有：S+0.5S2=0.3计算得:Y=0.2 S=0.44.2 减振器阻尼系数的确定减振器阻尼系数=2cms。因悬架系统固有振动频率=c/mS，所以 =2ms （4-3）=c/mS=2n=23.141.8=11.3S=2SmS=20.4275011.3=24860Y=2YmS =20.2275011.3=124304.3 最大卸荷力的确定减震器在正常工作过程中，当活塞杆的的振动速度为某一数值时，为了尽量降低地面对汽车车身产生的冲击，减振器会立即打开卸荷阀，此时的活塞速度称为卸荷速度vx。一般vx的取值范围为0.150.3m/s。这里取vx=0.2m/s。F0=Svx=248600.2=4972N （4-4）4.4 简式减振器工作缸直径的确定根据计算出的F0和对应的可求得筒式减振器工作缸的直径D，表达式是D=4F0p1-2 （4-5） 式中，p为工作缸最大允许压力，取4Mpa；为连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减振器取0.4。代入（3-5）式得：D=43.4mm查阅汽车筒式减振器的有关国标（JB14591985），减振器的工作缸直径D有20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm 等几种。如表4-1。表4-1减振器基本尺寸工作缸直径D基长L贮油缸最大外直径吊环直径吊环宽度B活塞行程S30120482924110250401606539321302805019080474017028060210906250170280贮油缸的工作直径，按照标准选用,这里取=65mm。壁厚通常取2mm，活塞形程 S=260mm，基长 L=210mm。5 总结通过此次一个学期的ZY1160货车底盘及悬架设计，让我学到了很多知识。首先让我更加理解底盘的各个总成的布置，对各个参数也知道该从那找标准进行选择、计算。特别在悬架的设计方面，更让我学到了很多。在此次毕业设计之前，只是对悬架有一定了解，但说到设计却是一窍不通。在进行设计的过程中，我边学习边进行设计，遇到难易理解的问题就广泛的查阅资料，从而寻找解决的途径。另外使用CAD进行画图，使我的绘图水平有了极大提高，绘图也更加熟练。在这次设计我觉得特别难的地方钢板弹簧刚度检验这一部分，因为要确定出每片弹簧的惯性矩，其计算方法非常的繁琐，这是本次设计遇到的一大难点。还有就是各片弹簧预应力的选取问题，因为没有特定的选取方法，这就需要一次又一次的进行校核，直到符合要求为止。当然由于水平有限，此次设计难免存在疏漏，对于其中的一些不足和缺点，将是我以后努力的方向。致谢在进行毕业设计的这段时间，我要感谢的人有很多。首先，我要感谢我的导师孟奎老师。刚接触到这次毕业设计，完全不知道该从何处入手进行设计。是孟老师给予我指导，帮助我找清方向，才使得我的毕业设计可以顺利进行下去。其次，我还要感谢和我在同一个小组的同学们。在设计中我遇到很多问题，比如参数的确定、数据的选择等。正是由于小组间的交流研讨，才使我尽可能快的将参数确定下来并进行设计。最后，在此感谢大学四年教过我的每一位老师，谢谢你们的教诲；感谢大学期间认识的每一位朋友，是你们让我的大学生活丰富多彩。参考文献1王望予.汽车设计M.第 4 版.北京:机械工业出版社,2010.072余志生.汽车理论M.第5 版.北京:机械工业出版社,2010.01 3 罗永革汽车设计M第1版北京：机械工业出版社，2011.74 日本自动车技术会汽车工程手册4：动力传动系统设计篇 M第1版北京：北京理工大学出版社，2010.125 日本自动车技术会汽车工程手册5：底盘设计篇 M第1版北京：北京理工大学出版社，2010.126 唐文初汽车构造 M第1版广州：华南理工大学出版社，2010.87 吉林大学汽车工程系汽车构造（上）M第6版北京：人民交通出版社，2013.58 吉林大学汽车工程系汽车构造（下）M第6版北京：人民交通出版社，2013.59 吴光强汽车理论M. 第2版 北京：人民交通出版社，2014.810 张文春汽车理论M. 第2版 北京：机械工业出版社，2010.211 林程、王文伟汽车车身结构与设计M北京：机械工业出版社，2014.112 吴宗泽机械设计课程设计手册M北京：高等教育出版社，2012.513 周长城. 汽车平顺性及悬架系统设计M. 北京：机械工业出版社，2011.914 JReimpell，HStollThe Automotive classis：Engineering Principles. Warrendale，PA 15096，USA，SAE，199615 Deebe FerrisA Wards Special research ReportWards Communications，199416 Shad Dowlastshahi，A Comparison of Concurrent EnginneringAdv，ManufTech，1994附录：中英文文献翻译名称变速器26机电工程学院毕业设计外文资料翻译设计题目: ZY1160货车底盘总体及悬架设计 译文题目: 汽车工程学：汽车纵向动力学 学生姓名： 学 号： 专业班级： 指导教师： 正文：外文资料译文 附 件：外文资料原文指导教师评语： 签名： 年 月 日正文：（选自汽车工程学：汽车纵向动力学P123-132）变速器图3-67显示双速行星齿轮作为后置组的二轴传动。图3-67 9速商用车变速器装双速行星齿轮的后部安装组在三轴传动中，16个不同的齿轮可以以相对较低的生产费用从四级的变速器中获得主传动。图3-68是一个有16个齿轮的例子。图3-69所描绘的是三轴变速器换档图。分流部分 四齿轮零件与反向齿轮 范围组商用车的三组传动齿轮图 3-69 三组传动的设计与功率导阀位置后置组主要组前置组3.4.2机械无级变速器在对比了目前使用的机械传动的汽车。机械无级变速器,也被称为无级变速器，根据它们的原理，其具有一定的优势。功率特性如图3- 70所示。基于连续变量的转矩转换，达到的功率曲线（图3-70b）代表转换器的性能。其调整到不同的驱动条件，可以达到传动区域（图3-70c），该无级变速器只要求满足发动机特性曲线（图3-70a）。除了起始区，这需要额外的离合器（要有足够的传动比），其全部需求可以以 3-33 的方式所呈现。转换范围离合器范围（起动）无级变速器转换特性变压器输出的曲线变压器特性曲线发动机特性曲线变压器输出速度变压器输出转矩速度比发动机转速转矩比发动机扭矩由于无级变速器允许自由选择发动机参数（扭矩和转速），内燃机的操作可以基于不同的标准来优化。当发动机在图象上显示整个发动机的性能的最佳点，这是曲线相对于功率的参数化，也叫“控制曲线”，图3-71显示的优化准则的“噪音”，“燃料消耗”和“驾驶动态”的控制线。噪声转矩驾驶动态速度不同的优化标准的控制线控制曲线燃料消耗当只有一条控制线，使用相对简单的机械控制传输操作，绘制曲线是一个很好的办法。在这种情况下，可以实现控制线对应的需求以及需求的驱动程序。这就意味着，无级变速器可以完全被实现为自动变速器。机械无级变速器，传动比的变化是通过改变应用的力的半径来实现。转矩由摩擦传递。基于转矩传动机械无级变速器的类型可分为：1）带式传动2）间距传动带式传动在带式传动中，使用皮带、带或链的强制传输来实现，这是一套适合于磁盘轮对之间的传动。通过改变不同的轮上的滚动半径，传输率可以是改变的。因此，磁盘轮对的调节机制也被称为变速器。对于力传递，到目前为止，不同的皮带，带和链的概念已经提出。图3-72显示目前使用的动力传动系统。现代皮带传动中的动力传动 橡胶带用于皮带式变速传动在50年代由Van doorne，荷兰人所发明，通过改变扭矩（210 Nm）和效率，尤其是通过改变无级变速器钢链连接电流，可以使传输显著提高。传动元件，又称推力连杆带，包括约三百钢段，在两边的钢带包（带大小0.1mm）传到远处。相反的推力连接带，由PIV-Antriebe Werner Reimers KG制造的变速器，一个链的拉载用于传力。单链连接的封装连接到彼此的压缩部分。在压缩部件和盘轮的接触区域中发生摩擦。通过设计适当的U形金属卡子从外部链条导引，该卡子钩环带金属夹，通常用于链传动，当链路开始与磁盘车轮接触，多多少少可以通过适当设计的链避免。 为了保持离心载荷在U波段尽可能低。Gates Rubber，美国人，开发了由芳纶纤维增强的橡胶带的动力系统。为了提高横向承载能力，橡胶带具有一个集成的金属结构。在钢-钢摩擦副进行油润滑，是没有必要的。这考虑到一个开放的传输设计与较低的重量。 Kumm Industries，美国人，提出的第四个传输系统对比前带传输在图3-72所示，其中传力元件夹在两锥盘对之间，Kumm的无级变速器包括橡胶带这也是由凯夫拉（盖茨开发）和运行在每个磁盘端螺栓进行加固。螺栓可在螺旋形槽内移动。这里不需要润滑。间距传动 由于汽车的发展，一次又一次进行间距变速器的设计、制造和测试，但是没有成功。图3-73描绘间距传力的一些基本形式。变速器上的力传递形式通过改变力的作用点，即有效的间距半径，可以使传动比发生变化。除摩擦系数外，倾斜的压力也决定了可转换的力。 间距传输的发展可以归因于新的高摩擦润滑油，相比传统的润滑油有近两倍大的间距，使机构之间进行力传递。 对于机动车辆中的应用，使输入和输出轴之间的位置牢固最合适的方法，这可以使用在旋转对称体形式的中间链路来实现 。3.4.3液压无级变速器 传输，在该系统中利用不可压缩的流体转移，可以根据功能的类型来分类：1）液力传动 2）静液压传动液力传动 在液力传动，扭矩传递的发生根据佛廷格原理采用两旋转叶片、泵和涡轮盘。与液力离合器形成对比（3.3章），液力传动还包括定子转矩支撑，支撑在壳体 3-34 。 结果： MTur = MPump + MSt （ 3-51 ） MTur-水轮机轮转矩 MPump-泵轮转矩； MSt-定子转矩。图3-74显示了液力传动（特立劳格帝亚转换器）的结构细节，伴随着叶片的原理和流动条件下nA/ nE = 0.7，这在现在还被使用。泵自由轮定子圆周速度定子出口涡轮入口泵相对速度绝对速度特立劳格帝亚转换器的原理定子涡轮泵流动方向涡轮工作流体，通常是油，通过泵轮相连的发动机，然后转移到涡轮机轮，它在其中被减慢加速。在这样做时，它将远处的能量到传输输出。另外一个重定向， 或多或少的延迟，导致扭矩加强。如果在泵和涡轮之间的速度差大，这加强就大。当v = 0时，这意味着一个牢牢制动涡轮机，所述扭矩转化率达到其最大值。随着涡轮转速增加，扭矩转换降到几乎线性的一个1:1的扭矩比（连接点）。在这个例子中，在转速比、最佳操作点出现在约nA/ nE = 0.7，无冲击损失。如果速度比的进一步增加，则流体从定子流向后面直到速比约nA/ nE = 0.9（连接点）和定子不产生任何变形了，这意味着它不吸收扭矩，为了避免这种转矩恶化，再进一步增加速度比，定子与单向离合器变速器壳体，它可以运行，不传递扭矩，速度比为上面的连接点。在这个区域，特立劳格帝亚转换器作为一个离合器。 图3-75显示，在一个理想的方式，转矩和效率平均速度比。摩擦损失损失影响转矩比效率离合器转换器特立劳格帝亚转换器的特性速度比 此外，图片显示效率的粗糙特征的影响损失（流量和叶片方向之间没有联系）和摩擦损失（流体和壁面之间的摩擦）。特立劳格帝亚转换器和发动机之间进行如下传动：在连接点上，在泵轮输入的流量比是独立在传输的输出，因为该定子，这是在静止状态。重要的K值式（3-18），因此泵的特性曲线是不变的。在这种情况下，泵特性曲线，如果可能的话，应位于最佳的发动机效率的区域内。以上的耦合点，当定子和涡轮机轮作为一个“共同的”涡轮轮旋转，同样的原理，在液力离合器，变得适用。在那里，泵特性曲线移动的速度比nA/nE。从图3-76，因此我们发现只有图中的一部分可以通过发动机的扭矩和特立劳格帝亚器特性的相互作用。输出扭矩，这显示在图3-76，因此产生。内燃机和特立劳格帝亚变换器之间的相互作用（来源：米奇可，“车辆动力学”）传输输出速度不适用区域发动机转矩效率满负荷部分负荷效率部分负荷满负荷理想的牵引力曲线适用转矩比转速比发动机转速泵的特性曲线发动机全负荷特性曲线 相比于理想的转矩特性的转矩要求和提供的转矩之间仍然比较大的差异。这意味着可达到的转换区（开始转换约2.0-2.5），并在高扭矩比低效率不足以其唯一的工作如在机动车辆的变矩器。特立劳格帝亚转换器与这样的传输加强联合。除了对需求曲线的有利途径，这可能是这里的特立劳格帝亚变换器的优点成为明显的只有采用组合台阶变速器。其优点包括紧凑，良好的散热性超过液压流体，自由的磨损在很大程度上，在功能作为一个扭转振动阻尼器。静液压传动 泵或发动机的双排量机器的液压传动系统使内燃机的转速与负荷无关。通过将液压机、液压机的轴向活塞泵或发动机的速度移动，在任一方向上的负速度可以设置为零和最大值之间。因此，在静液传动装置，既不启动离合器也没有离合器齿轮集所需的向后驾驶。具有这种特性的变速器称为IVT（无级变速器）。图3-77显示了这种传动的转换特性。它基本上相当于以前的机械式无级变速器 35 原理。无级变速器转换器特性发动机特性曲线发动机转矩变压器输出速度变压器输出区域变压器特性曲线转换范围超压阀限制理论曲线变压器输出转矩转速比转矩比发动机转速 这里的缺点是，每两个液压机需要传送整个驱动力，因此他们的尺寸必须相对较大。这有一个显着效果的传输效率（负）。静液压传输的缺点包括不利的特定输出功率。它们的高生产成本和噪音，因此，这种传输将不再被使用了。这种变速器通常用于建筑和农业机械，部分是高技术传输的组件，其中一个机械部件负责提高效率。 3.4.4自动变速器（AT） 存在不同的可能性，实现自动变速器。在这样做时，主要使用以下概念： 1）行星变速器与液力变矩器。 2）手自一体变速器。 3）机械式无级变速器。 带式缠绕式液力变矩器 最普遍的组合是一个由特立劳格帝亚转换器转移力矩传动，已经证明，单独特立劳格帝亚转换器不能提供一个充分的传递图（图3-76）。图3-78显示转矩特性可采用后置式阶梯传输来实现。传输输出速度传输输出转矩自动变速器传送图（来源：米奇克；“车辆动力学”）齿轮常数性能曲线齿轮齿轮 图3-79显示了轿车的三速自动变速器。轿车三速自动变速器附件：(Automotive Engineering :longitudinal dynamics of vehicles P123-132)Fig.3-67 Shows a two-group transmission with two-speed planetary train as a rearmounted gound .In a three-group transmission .up to 16 different gear levels can be obtained from a four-speed main transmission at a relatively low constructional expense. An example with 16 gears is shown in Fig.3-68. The shifting diagram of this three-group transmission is depicted in Fig.3-69.3 .4 .2 Mechanical continuously variable transmissionsIn contrast to mechanical stepped transmissions so far used ire motor vehicles, mechanical continuous variable transmissions. Also called CVTs , have certain advantages based on their principle. The power characteristic is shown in Fig.3 -70. As a result of the continuous variable torque conversion. The achieved power curve (Fig.3-70b) represents the converter characteristic curare. In order to produce a delivery map (Fig.3-70c) which adjusts to different driving conditions，the CVT only requires a supply characteristic line (Fig.3-70a) from the engine. Except for the starting area , which requires an additional clutch (for a sufficient range of transmission ratios ), the entire demand map can be covered in this way 3-33.Since the CVT allows .a free selection of the engine parameters (the torque and the speed)the operation of the combustion engine can be optimised based on different criteria. When the optimum points on the engine map are combined over the entire performance area of the engine，a curve which is parameterised with respect to power，also called the“control line”，results.Fig.3-71 shows the control lines for the optimisation criteria“noise”，“fuel consumption”，and“driving dynamics.When realising only one control line for transmission operation using a relatively simple mechanical control ,the drawn-in curve represents a good compromise. in this case，control lines that correspond to demand as well as the drivers needs , can be realized . This already implies that continuously variable transmissions can exclusively be realised as automatic transmissions.In mechanical CVTs，the variation of transmission ratio is achieved by varying the radius of the point of application forces. The torque is transferred by friction. Based on the type of torque transmission mechanical CVTs can be classified into: 1)Belt wrap transmission 2)Pitch transmission3. 4. 2. 1 Belt wrap transmissionIn Belt wrap transmissions，force transmission is achieved using belts，bands or chains, which are farce-fit clamped between disk pairs. By varying the rolling radii on the disks，the transmission ratio can be varied infinitely. As a result, the disk pairs along with the accompanying adjusting mechanism are also called variators. For force transmission, so far different belt，band and chain concepts have been proposed. Fig .3-72 shows the currently used force transmission systems.In contrast to rubber belts used in variomatic transmissions in the 50s by Van Doorne，Holland，the transferable torque (up to 210 Nm) and efficiency，in particular，were significantly improved by changing over to steel-link bands in current CVTs，The transmission element，also called the thrust link band due to the kind of loading，consists of approx. three hundred steel segments that are held together on both sides by steel band packages(band size fl.1mm)piled onto each other.In contrast to the thrust link band，in transmissions manufactured by PIV-Antriebe Werner Reimers KG，a chain loaded by tension is used for force transmission. The single chain link packages are connected to each other by cradle compression parts. Force transmission takes place by friction in the contact areas of the cradle compression parts and the disk wheels. U-shaped metallic clips that enclose the shackle bandage from the outside take over chain guide，The whistle，otherwise typical for chain drives，which occurs when the link comes into contact with the disk wheels，can be more or less avoided by an appropriately designed chain.In order to keep the centrifugal load on a U-band as low as possible .Gates Rubber. USA, developed a rubber belt called power-trac which is reinforced by Kevlar fibers. In order to increase the transversal loading capacity, the rubber band is provided with an integrated metallic structure. Oil lubrication .as required in steel-steel friction pairings，is not necessary. This allows for an open transmission design associated with lower weight.Kumm Industries，USA，proposes the fourth transmission system shown in Fig.3-72.In contrast to former Belt wrap transmissions，in which the force transmission element is clamped between two conical disk pairs，the Kumm CVT includes a rubber band which is also reinforced by Kevlar (Gates-development)and runs at each disk end on studs. The studs can be shifted in spirally-shaped grooves. No lubrication is required here as well.3.4.2. 2 Pitch transmissionSince the development of automobiles，pitch transmissions have been designed, manufactured and tested over and over again，however with no lasting success. Fig.3-73 depicts some basic forms of pitch body force transmission.The continuous variable change of the transmission ratio takes place under load by varying the point of action of the force，i.e. the effective pitch body radius. Apart from friction coefficient，the pressure force of the pitch bodies also determines the transferable force.A renewed interest in pitch transmissions can be attributed to the development of new high-friction lubricants which enable nearly twice as large the force transmission between pitch bodies when compared to conventional lubricants.For application in motor vehicles，only concepts which enable a firm position between the input and the output shafts can be used. This can be achieved using an intermediate link in the form of a rotationally symmetrical body.3.4.3 Hydraulic continuously variable transmissions Transmissions，in which power is transferred by an incompressible fluid，can beclassified, according to the type of function，into: 1) Hydrodynamic transmission 2) Hydrostatic transmission Hydrodynamic transmission In hydrodynamic transmissions，the transmission of torque takes place according to Foettinger principle using two rotating blade wheels，the pump and the turbine wheel. In contrast to hydrodynamic clutches(Chapter 3.3)，the hydrodynamic transmission additionally includes a stator as torque support，that props up at the housing3-34.As a result: MTur = MPump + MSt ( 3 -51)Where MTur -turbine wheel torque MPump - pump wheel torque; MSt - stator torque. Fig.3-74 shows the constructional details of a hydrodynamic transmission( Trilok converter )which is exclusively used today，with the accompanying blade principle and flow conditions for nA/nE=0. 7. The working fluid，which is generally oil，is accelerated by the pump wheel linked to the engine and then transferred to the turbine wheel where it is slowed down. While doing so，it gives away its energy to the transmission output. An additional redirection，more or less without delay，leads to torque reinforcement. This reinforcement is high if the speed difference between the pump and the turbine is high. With v=0，implying a firmly braked turbine，the torque conversion reaches its maximum value. With increasing turbine speeds，the torque conversion drops almost linearly to a torque ratio of 1:1 (coupling point) . In this example，at the indicated speed ratio，an optimal operation point appears at approx. nA/nE=0.7，without impact loss. If the speed ratio increases further，then the stator is increasingly streamed from behind until at a speed ratio of approx. nA/nE=0.9 (coupling point)and the stator does not produce any deflection anymore，meaning that it does not absorb a reaction torque，In order to avoid this torque deterioration at a further increased speed ratio，the stator is connected with the transmission housing by a one-way clutch so that it can run along，without torque transmission，at speed ratios above the coupling point. In this region，the trilok converter operates as a clutch. Fig.3-75 shows，in an idealised way，the torque-and efficiency course aver the speed ratio. Moreover the picture shows the rough characterisitcs of efficiency，the impact losses(no correspondence between flow and blade direction)and the friction losses(friction between fluid and walls)。 The interaction between a trilok converter and the combustion engine proceeds as follows: Up to the coupling point，the flow ratios at the pump wheel input are independent of the ones at the transmission output because of the stator，which is at standstill. The important k-factor Eq. (3-18) and thus the pump characteristic curve are constant. in this case，the pump characteristic curve，if possible，should be located within the area of optimum engine efficiency. Above the coupling point，when the stator- and the turbine wheels rotate as a“common”turbine wheel，the same principle，as in the hydrodynamic clutch，becomes applicable. There, the pump characteristic curve moves in relation to the speed ratio nA/nE. From Fig.3-76，we thus notice that only a part of the engine map can be used through the interaction of
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