方程式赛车传动系统设计.doc

3传动系统的设计3.1概述赛车传动系统的基本功用是将发动机发出的动力传给驱动车轮。发动机发出的动力依次经过离合器、变速器和由万向节与传动轴组成的万向传动装置，以及安装在驱动桥中的主减速器、差速器和半轴，最后传到驱动车轮。本赛车的采用的是发动机横置，由变速器输出轴到主减速器采取轴传动。并且由于本赛车的离合器和变速器与发动机集成到一体，因此离合器与变速器无需设计。本赛车需要设计与发动机总成相适应的万向传动装置与驱动桥。3.2万向传动装置的设计由于本赛车变速器输出轴与主减速器输入轴不在一条直线上，有一定夹角且在传动过程中相对位置不断变化，因此需要通过万向传动装置进行连接传递动力。万向传动轴包括万向节、轴管及伸缩花键组成。本赛车驱动桥与变速器之间的距离不大，因此采用两个万向节和一根传动轴的结构，无需中间支撑。万向节所连接的两轴之间的夹角范围应该小于20。3.2.1万向节的选取与设计 赛车变速器的输出轴轴端有法兰盘，可以根据该法兰盘选取合适的十字轴万向节，法兰盘的结构及尺寸如图所示。变速器输出轴连接盘3.2.1.1十字轴的强度计算 为了简化设计减少工作量，在万向节设计上本赛车采用已有车型的万向节，经过市场调研初步选取器轻骑微卡的万向节。现对其强度进行校核，分析其是否满足强度要求。十字轴的主要失效形式是轴颈根部断裂，在选择十字轴时应保证十字轴轴颈有足够的抗弯强度。轴颈根部的强度计算：十字轴的受力图计算和说明计算结果1.作用于十字轴轴颈中点的力： =3.9104（2560.94） =370N式中T1计算转矩(Nmm) a主、从动叉轴的最大夹角()2.轴颈根部的弯曲应力: =3220370103.14(204-64) =207Mpa350 Mpa式中d1十字轴轴颈直径(mm) d2十字轴油道的直径(mm) s力作用点到轴颈根部的距离(mm)3.轴颈根部的剪切应力: =43703.14(202-62) =104 Mpa120 Mpa4.滚针轴承接触强度： =18-1.5 =16.5mm =2728.51 =2314 Mpa3200 Mpa式中Lb滚针工作长度(mm) L滚针总长度(mm) Fn一个滚针所受的最大载荷(N)；经计算轴颈根部的弯曲应力，轴颈根部的剪切应力，滚针轴承接触强度满足强度要求。F=370NW=207MpaLb =16.5mmJ=2314 Mpa万向节叉强度计算:万向节叉和十字轴轴颈组成连接支承，在力F作用下产生支承反力，在与十字轴轴孔组成45的BB截面处，万向节叉承受弯曲和扭转载荷，校核其弯曲应力和扭转应力是否合格。图为万向节叉的受力图。 万向节叉的受力图计算和说明计算结果万向节叉弯曲应力:抗弯截面系数W=bh26 =205026 =4333抗扭截面系数表系数k的选取W=8333Wt=1290w=47.8 Mpa hb1.01.51.752.02.53.0k0.2080.2310.2390.2460.2580.267取k=0.258Wt=kbh2 =0.25820502 =1290弯曲应力 =370564333 =47.8 Mpa =37481290=94.8 Mpa经计算万向节叉的承受弯曲和扭转载荷满足强度要求。3.2.2传动轴结构分析与选取因为本赛车采用已有车型的双十字万向节与传动轴，上节已经分析了万向节的强度情况，原车传动轴的长度不适合本赛车，因此需要对传动轴进行一定得改动，可将传动轴从中间锯断，其两端焊接到万向节叉上，中间部分采用花键连接。改动后的传动轴长度约为120mm,最大传动夹角不超过20。由于原车的工作环境及载荷要坏于本赛车，因此改动后的传动轴可以满足使用条件。3.3主减速器的设计 赛车主减速器的作用是减速增扭，并改变传动方向。对主减速器的要求有以下几点：（1） 具有合适的主减速比，以保证汽车最佳的动力性和燃油经济性；（2） 尽可能减少外廓尺寸，保证赛车具有足够的离地间隙；（3） 结构简单，加工工艺性好，拆装、调整方便。3.3.1主减速器结构形式的选择 主减速器有多种结构形式，主要根据齿轮类型、减速形式、从动齿轮支承形式分类。按齿轮副结构型式分类：螺旋锥齿轮式、双曲面齿轮式、圆柱齿轮式 、蜗杆传动式。按减速形式分类：单级式、双级式、单速式、双速式、贯通式、轮边减速式。按从动齿轮支承形式分类：跨置式、悬臂式。根据本赛车的主减速器传动比（i07）以及实际使用条件，本赛车选用单级弧齿锥齿轮传动，悬臂式支撑形式。3.3.2主减速器计算载荷的确定与参数的选择 主减速器锥齿轮的切齿法主要有格里森切齿法和奥利康切齿法。这两种方法均可加工螺旋锥齿轮，但两者加工的齿轮具有不同的特征。格里森齿制的锥齿，从大端向小端齿高是渐缩的；奥利康齿制的锥齿则是等高的，格里森切齿法的应用最广泛。 本赛车主减速器采用锥齿轮，齿轮主要参数的选择和设计如下：计算和说明计算结果1.主减速器从动锥齿轮计算载荷的确定主减速器锥齿轮的计算载荷是转矩，本赛车按发动机最大转矩和变速器最低传动比确定从动锥齿轮计算转矩Tce。 =3392.876.4250.814 =1756 Nmm式中 Tce 计算扭矩(Nmm) Temax发动机最大扭矩(Nmm) N 驱动桥数目 i0 主减速器传动比 Kd 由于猛接合离合器而产生的动载系数2.锥齿轮主要参数的选择 1)主动和从动锥齿轮齿数Z1和Z2在选择主动和从动锥齿轮齿数时应考虑的因素：应是 Z1和Z2没有公约数，以保证在啮合过程中个齿之间都能相互啮合；主动和从动锥齿轮齿数Z1和Z2齿数之和不少于40；主传动比i0较大时Z1尽量取得小些。综合以上因素主动锥齿轮齿数Z1=7 从动锥齿轮齿数 Z2=452）螺旋锥齿轮从动齿轮大端分度圆直径D2的初选， D2可根据经验公式选择 =14.512.06 =174.87mm式中 D2从动锥齿轮大端分度圆直径(mm) KD2直径系数，取13.015.3 TC从动轮计算转矩(Nmm)初选 D2后，计算大端的端面模数 =17545 =3.88mm根据标准模数系列（GB1357-96）取ms=4.03)主动和从动锥齿轮齿面宽度b1和b2锥齿轮齿面过宽会加大应力集中，还降低了刀具的使用寿命。引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间的减小。但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。从动锥齿轮齿面宽b2推荐不大于其节锥距A2的0.3倍，即b20.3A2，而且b2应满足b2Kcms， Kc=10 。汽车上一般也推荐b2=o.155D2。对于螺旋锥齿轮，b1一般比b2大10%。b2=0.155D2 =0.155175 =27.1mmb1 =（1+10）b2 =1.122.32 =29.8mm4)中点螺旋角螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端的螺旋角最小。弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，选择时，应考虑它对齿面重合度F、轮齿强度和轴向力大小的影响。