汽车底盘传动系设计毕业论文.doc

汽车底盘传动系设计毕汽车底盘传动系设计毕 业论文业论文 目 录 1 绪论 1 2 汽车传动系参数的确定 3 2 1 选用车型的底盘特点及基本参数 3 2 2 各级传动比的计算 3 2 2 1 传动比的确定方法 3 2 2 2 确定传动比过程 5 3 离合器设计 7 3 1 初始数据及型式确定 7 3 2 摩擦片设计 7 3 2 1 基本参数 7 3 2 2 参数核算 8 3 3 膜片弹簧设计 10 3 3 1 膜片弹簧尺寸 10 3 3 2 膜片弹簧强度校核 12 3 4 减振器设计 13 3 4 1 基本参数选定 13 3 4 2 减振弹簧设计计算 15 3 5 其它部件结构设计 16 4 变速器设计 18 4 1 结构与基本参数初定 18 4 1 1 变速器结构 18 4 1 2 基本参数选取 18 4 2 各挡齿轮参数设计计算 20 4 3 齿轮强度校核 23 4 3 1 强度计算公式 23 4 3 2 各挡齿轮强度计算 24 4 4 输入轴结构及其轴承设计与校核 27 4 4 1 轴尺寸计算 28 4 4 2 轴强度刚度校核 29 4 4 3 轴承选用与核算 37 4 5 其他结构设计 39 5 主减速器设计 40 5 1 减速齿轮形式与参数确定 40 5 2 齿轮强度校核 40 5 2 1 计算载荷 40 5 2 2 齿轮弯曲强度核算 42 5 2 3 齿轮接触强度计算 43 5 3 变速器输出轴结构及其轴承设计与校核 43 5 3 1 输出轴结构 43 5 3 2 输出轴的强度刚度校核 44 5 3 3 轴承选用与校核 51 5 4 其它结构设计 53 6 差速器设计 54 6 1 形式与基本参数设计 54 6 1 1 结构形式选择 54 6 1 2 基本参数设计选择 54 6 2 强度校核 56 6 3 其它结构设计 57 7 驱动桥半轴设计 58 7 1 半轴总体结构 58 7 2 万向节设计 58 7 3 半轴强度校核 59 8 三维模型的建立 62 设计总结 63 参考文献 64 致 谢 65 1 1 1 绪论绪论 毋容置疑 汽车的功用是搭载人或货物进行运输 行驶是其本质属性 使汽车实 现行驶的系统称为传动系统 传动系的基本功用是将发动机发出的动力传给汽车的驱 动车轮 产生驱动力 使汽车能在一定速度上行驶 传动系具有减速 变速 倒车 中断动力 轮间差速和轴间差速等功能 与发动机配合工作 能保证汽车在各种工况 条件下的正常行驶 并具有良好的动力性和经济性 传动系统主要由离合器 变速器 万向传动装置和驱动桥 包括主减速器 差速 器 半轴和桥壳等 组成 在越野车辆上 还设有分动器 负责将变速器的功率分配 给各驱动桥 离合器的基本作用是在特定情况下中断传动系统的动力传递 变速器的 作用是实现汽车变速与倒向行驶 变速器与主减速器共同实现减速增矩 使汽车获得 足够的驱动力 差速器是为了使两侧驱动轮具有差速作用 万向传动装置使传动轴可 以在一定转角内自由摆动而持续传递动力 设计传动系 即是设计这几个总成的参数 使得各部分总成与发动机和整车协调匹配 且具有一定的寿命 以满足消费者对汽车 性能的需求 机械式传动系常见布置型式主要与发动机的位置及汽车的驱动型式有关 可分为 1 前置前驱 FR 即发动机前置 后轮驱动 这是一种传统的布置型式 国内外的大 多数货车 部分轿车和部分客车都采用这种型式 2 后置后驱 RR 即发动机后置 后轮驱动 在大型客车上多采用这种布置型式 少量微型 轻型轿车也采用这种型式 3 前置前驱 FF 发动机前置 前轮驱动 这种型式操纵机构简单 发动机散热条件 好 但上坡时汽车质量后移 使前驱动轮的附着质量减小 驱动轮易打滑 下坡制动 时则由于汽车质量前移 前轮负荷过重 高速时易发生翻车现象 现在大多数轿车采 取这种布置型式 4 越野汽车的传动系 越野汽车一般为全轮驱动 发动机前置 在 变速箱后装有分动器将动力传递到全部车轮上 汽车底盘传动系统的设计本质上就是机械设计 传统机械设计方法有理论设计法 经验设计法和模型实验设计法 近几十年来发展起来了现代设计方法 常见的有计算 机辅助设计 优化设计 可靠性设计 并行设计 参数化设计等等 现代设计方法都 2 离不开计算机的帮助 特别是优化设计 其涉及到的优化方法就有好几类 1 每一类 又都牵涉到不同的优化算法 这些算法若不借助计算机求解是极其艰难的 譬如 对 于传动系来说 零件首先要满足强度要求才能传递发动机的转矩 这要求零件尺寸尽 可能大 在空间有限且降低成本条件下零件尺寸又要求尽可能小 这对矛盾的解决就 需通过优化设计才能达到一个最佳值 在国外一篇文献中 2 它提到了如何用计算机 对轴与箱体进行疲劳仿真 以此来设计或校核零件 虽然现代设计方法是当今机械设计业的主流 但它都是从传统设计中发展出来的 懂得了传统的设计方法 才能学懂现代设计方法 因此 本文所进行的传动系设计基 本上是靠传统设计方法 仅在个别地方辅助利用了计算机 离合器一章中的膜片弹簧 设计 里面的公式冗长复杂 用了 MATLAB 辅助计算 弹簧特性曲线也是用 MATLAB 来绘制的 变速器轴承用 Excel 编了一个计算用表 大大简化了计算过程 差速器锥齿 轮尺寸数据也是在 Excel 中计算而得的 最后的三维图绘制用的软件是 Pro Engineer Wildfire 为了跟上企业设计的高效率 设计理念 通用件是由标准库中提取出来的 省去了重新绘制的时间 3 2 汽车传动系参数的确定 2 12 1 选用车型的底盘特点及基本参数选用车型的底盘特点及基本参数 底盘传动系设计需要知道车辆的一些基本参数 如质量 发动机特性 设计要求 的动力性 燃油经济性 汽车维修周期 汽车尺寸 轮胎尺寸等 知道了质量 才能 正确确定所需的驱动力 有了动力性与燃油经济性标准 才能根据标准正确设计传动 比 确定了维修周期 就等于确定了零件使用寿命 汽车的尺寸大小则限制了传动系 的尺寸大小及布置 轮胎尺寸与汽车的动力性要求紧密相关 因此 我们需要先有辆 样本汽车的数据 才能继续进行设计 在此 我们选取雪佛兰乐聘轿车 其属于市区 小轿车系列 以经济舒适为主 动力性方面 设计最高车速为 160Km h 爬坡度要达到 30 加速性不详 两厢车类别 且由于要强调好的操纵性 所以驱动类型跟随当代 的潮流 前置前驱 整车尺寸不大 则设计的传动系需紧凑 才能3896 1660 1499 满足布置要求 增大乘坐空间 乐聘装用的发动机最大功率 69kw 6000rpm 最大扭矩 128Nm 4000rpm 当发动机 转速超过 6000rpm 时 其动力性与燃油经济性都会恶化 所以绝大多数情况下都不会 使转速超过 6000rpm 即可将 6000rpm 定为最大转速 可适当超出少许 发动机为横 向放置 则主减速器可采用圆柱齿轮传动 原装轮胎规格为 185 60R14 据此可计算其 车轮自由半径 变速箱有手动与自动两种形式 选择手动形式 挡数为 5 2 22 2 各级传动比的计算各级传动比的计算 因为传动系的离合器 变速器部分都涉及到传动比的计算 所以把变速器传动比 与主减速器比放在设计初始处设计计算 2 2 1 传动比的确定方法 1 最小传动比的选择 整车传动系最小传动比的选择 可根据最高车速及其功率平衡图来确定 图 2 1 以 4 三种不同传动比主减速器的功率平衡图来说明最小传动比与最高车速的关系 三种传 动比确定了三条功率曲线 其中确定的功率曲线在最大功率点与常见阻 010203 iii 02 i 力功率曲线相交 对应的车速为 驱动功率最大点对应的车速为 max2a u 2p u 确定的功率曲线在最大功率点右侧与常见阻力功率曲线相交 对应的 max22ap uu 01 i 车速为 驱动功率最大点对应的车速为 由确定的功率曲线在 max3a u 1p u max31ap uu 03 i 最大功率点左侧与常见阻力功率曲线相交 对应的车速为 驱动功率最大点对应的 max1a u 车速为 而且 因此 选择可使汽车速 1p u max11ap uu max3max2aa uu max1max2aa uu 02 i 度达到最大 2 最大传动比的选择 最大传动比是汽车为 I 档时传动系的总传动比 因主减速器传动比是固定的 通 常汽车没有分动器和轮边减速器 因此 只要确定 I 档传动比即可 1g i 最大爬坡度 I 档动力因数 附着力和汽车最小稳定车速是最大传动比的制约因素 讨论最大爬坡度时 车速很低 近似等速 所以 空气阻力和加速阻力均可忽略 汽车行驶方程式可写为 max1 0 maxmax cossin tqgT Ti i GfG r 图 2 1 最小传动比与最高车速的关系 5 即 maxmax 1 max 0 cossin g tqT G fr i Ti 2 1 式中 最大爬坡角度 车轮滚动半径 m r 载货汽车要求的最大爬坡度约为 30 对于松软地面行走的越野汽车 最大传动 比还要满足最低稳定车速的要求 即 2 2 min max min 0 377 t a nr i u 轿车的最大爬坡度常大于 30 一般根据加速能力或参考同等级车型选取最大传动 比 最大传动比还应满足驱动轮的附着条件 检查附着条件是否满足上坡或加速的要 求 3 各挡传动比的选择 选定汽车的最小传动比 最大传动比及传动系的挡位数后 就要确定中间 min i max i 各挡的传动比 汽车传动系各挡的传动比大体是按等比级数分配的 即有 为常数 即各挡之间的公比 12 23 gg gg ii q ii q 按等比级数分配的传动比 若每次发动机都是提高到转速换挡 只要发动机都 2 n 降到同一低转速 离合器就能无冲击地接合 除此之外主要目的还在于充分利用发 1 n 动机提供的功率 提高汽车的动力性 实际上 对于挡位较少的变速器 各挡传动比之间的比值并不正好相等 不是正 好按照等比级数来分配的 这主要是考虑到各挡利用率差别很大的缘故 汽车主要是 用较高挡位行驶 所以较高挡位相邻两挡间的传动比的间隔应小些 所以 各挡传动 比之间的关系是 1231 234 ggggn ggggn iiii iiii 2 3 并且低档的比值比高挡的比值要大 6 2 2 2 确定传动比过程 最佳的动力装置参数应是在保证汽车达到设计要求的动力性能基础上有最良好的 燃油经济性 通常是利用燃油经济性 加速时间曲线确定动力装置的参赛 以循环 工况油耗代表燃油经济性 以原地起步加速时间代表动力性 作出不同参数匹配下的 燃油经济性 加速时间曲线 C 曲线 根据文献 3 第三章第五节介绍 在动力装置 其它参数不变的条件下 主减速器传动比值较大时 加速时间较短但燃油经济性下降 主减速器传动比值较小时 加速时间延长但燃油经济性改善 在不改变发动机的条件 下 可利用 C 曲线从数种变速器中选一合适的变速器和一合适的主减速器传动比 由 于绘制该 C 曲线涉及到其它方面的计算 所以确定主减速器传动比可参照同一级别车 型的统计数据 在此 我们即参照该乐聘轿车的值 使 0 3 944i 有了主减速器传动比后 就可根据上面讲述的方法确定变速器最小传动比 确 0 i 定挡位数是 5 使得换挡便利 首先须绘制汽车功率平衡图 找出能达到最大设计车速 的最小传动比 然后利用算出变速器 5 挡时的传动比 但没有足够资料来 min i min05g ii i 绘制汽车功率平衡图 因此也只好利用该车的现成数据 使 5 0 763 g i 变速器最大传动比也可以确定了 参照式子 2 1 可计算出来 但是若以最大 爬坡度 30 代入 所得结果并不适合于小轿车的 计算小轿车的最大传动比应根据加速 能力确定 在此也没有具体的合适数据来计算 所以亦参照原车数据 使 1 3 545 g i 现在就可以推算各挡在等比级数分配下的传动比 14 5 3 545 4 646 0 763 g g i q i 得1 468q 则 45 1 12 gg ii q 2 35 1 644 gg ii q 3 25 2 414 gg ii q 然后调整 2 3 4 挡传动比 满足式 1 2 的要求 最后得到的结果如表 2 1 表表 2 12 1 传动系传动比传动系传动比 一挡二挡三挡四挡五档倒挡 变速器传动比 3 5451 9521 2760 9710 7633 333 主减速器传动比 3 944 7 注 倒挡值设计取得与一挡接近 3 3 离合器设计离合器设计 3 13 1 初始数据及型式确定初始数据及型式确定 由第一章的车型数据知道 乐聘的发动机最大转矩为 最大功率128 4000Nmrpm 即设计的离合器须满足传递的扭矩为 所能达到的转速不低于69 6000kwrpm128Nm 6000rpm 对乘用车而言 发动机最大转矩不大 离合器通常只设有一片从动盘 单片离合 器结构简单 轴向尺寸紧凑 散热良好 维修调整方便 从动部分转动惯量小 使用 时能保证分离彻底 压紧弹簧采用现在广泛使用的膜片弹簧 此种弹簧具有许多优点 膜片弹簧离合器又分为拉式与推式 拉式比推式具有更多优点 结构更简单 紧凑 零件数更少 质量更小 在同样压盘尺寸条件下压紧力更大 传递转矩能力更大 踏 板操纵更轻便 冲击与噪声很小 寿命更长 考虑以上因素 设计该离合器为单片拉 式膜片弹簧离合器 膜片弹簧支承采用单支承环形式 以提高安装精度 减少离合器盖的制造精度 压盘的驱动方式采用弹性传力片式 是沿圆周切向布置的三组或四组薄弹簧钢带传动 片两端分别与离合器盖和压盘一铆钉或螺栓连接 其优点是结构简单 压盘与飞轮对 中性好 使用平衡性好 工作可靠 寿命长 且传动片的弹性允许压盘作轴向移动 3 23 2 摩擦片设计摩擦片设计 3 2 1 基本参数 离合器的基本参数主要有性能参数和 尺寸参数 和摩擦片厚度以及 0 pDdb 8 结构参数摩擦面数和离合器间隙 还有摩擦因数 这些参数都与摩擦片直接相Zt f 关 因此归为摩擦片设计 1 后备系数 小轿车的离合器尺寸应尽可能小 操纵应轻便 不宜选得太大 汽车总质量越 小 值越小 发动机缸数越少 转矩波动越大 值越大 膜片弹簧由于磨后压力 保持较稳定 值可小些 单片离合器值小于双片 通常 轿车 微型和轻型汽车 1 20 1 75 综合考虑各种因素 初选 1 50 2 单位压力 0 p 单位压力决定了摩擦表面的耐磨性 对离合器工作性能和使用寿命有很大影响 选取时应考虑工作条件 发动机后备功率大小 摩擦片尺寸 材料及其质量和后备系 数等因素 摩擦片采用编织石棉材料 范围在 0 25 0 35Mpa 之间 初选 0 3 0 p 0 p 3 摩擦因数 摩擦面数 摩擦间隙 f Z t 摩擦因数取决于摩擦片所用的材料及其工作稳定 单位压力荷花磨速度等因素 编织石棉的摩擦因数范围在 0 25 0 35 初选 对单片离合器 摩擦面数 0 25f 摩擦间隙是指离合器处于正常接合状态 分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置 2Z 时 为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全接合 在分离轴承和分离杠杆内端 之间留有的间隙 初步定为 3mm 4 摩擦片外径 内径和厚度 Ddb 估算摩擦片外径 3 1 maxeD TkD 为直径系数 一般地轿车为 D k 14 5 D k 算得 14 5128164Dmm 由此结果 查标准 4 原则上应选取 D 180mm d 125mm b 3 5mm 但经过设计验 算 该尺寸不仅使结构布置困难 而且单位面积滑磨功很大 根据从动盘毂花键尺寸 表 以发动机最大转矩为参照 选取 D 200mm d 140mm b 3 5 9 平均半径 3333 2222 2210070 85 88 33 Rr Rcmmmm RrRr 3 2 2 参数核算 1 为保证在任何工况下都能可靠传递发动机最大转矩 离合器最大静摩擦力矩 maxec TT 而 c 摩擦片内外径比 d D 0 7 33 0 1 12 cDfZpTc 有 33 0 max 1 12 cDfZp Te 33 0 25 2 0 28 201 0 7 12 128 1 504 符合原设计要求 2 最大圆周速度 33 max 106000 200 10 62 8 6060 De vnDm sm s 小于 65m s 许用速度 3 单位摩擦面积传递的转矩 22 0 2222 44 192 5 0 26 10 2 200140 c c T TNm mm Z Dd 小于许用值 22 0 28 10 Nm mm 4 单位摩擦面积滑磨功 3 2 22 4W w Z Dd 汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功 根据下式计算W 3 3 222 2 2 0 1800 ea r g nm r W i i 为汽车总质量 1105kg 为轮胎滚动半径 近似以静半径代入 a m r r 10 0 289m 为汽车起步时所用变速器挡位传动比 3 545 为主减速器传动比 g i 0 i 3 944 为发动机转速 乘用车取 2000r min e n 代入 3 2 3 3 计算得 W 10344J 0 323J 小于许用值 0 40Jw 2 mm 2 mm 5 摩擦片所需的压紧力为 max 1 504 128 4485 0 25 2 0 08588 e c T FNN fZR 3 33 3 膜片弹簧设计膜片弹簧设计 膜片弹簧采用 60Si2MnA 优质高精度钢板材料 许用应力 1500 1700Mpa 为提高 膜片弹簧的承载能力 要对膜片弹簧进行强压处理 对凹面或双面进行喷丸处理 以 提高疲劳强度和承载能力 为提高分离指的耐磨性 对其端部进行高频淬火 喷镀铬 合金和镀镉或四氟乙烯 在膜片弹簧与压盘接触圆形处 为了防止由于拉应力的作用 而产生裂纹 可对该处进行挤压处理 3 3 1 膜片弹簧尺寸 基本尺寸有 1 H 自由状态下碟簧部分的内截锥高度 2 h 膜片弹簧钢板厚 度 3 R 自由状态下碟簧部分大端半径 4 r 自由状态下碟簧部分小端半径 5 压盘加载点半径 6 支承环加载点半径 7 膜片弹簧小端内半径 1 R 1 r 0 r 8 分离轴承作用半径 9 切槽宽度 及半径 如图 3 1 f r 1 2 e r 经过初步设计计算得出数据列于表 3 1 11 表表 3 13 1 膜片弹簧尺寸膜片弹簧尺寸 单位 毫米单位 毫米 H4 h2 3 H h1 74 R103 r84 R r1 226 rRH 0 210 0 r 22 f r 25 1 R100 1 r85 1 4 2 10 e r74 分离指数目 n18 1 压紧力和膜片弹簧大端变形的关系 1 F 1 3 4 2 21 ln 1 6 1 11 1 11 2 11 2 1 hHHF rR rR rR rR rR Eh r R 式中 E 为弹性模量 钢材取 E 2 1x104 kg mm2 为泊松比 钢材取 3 0 图 3 1 膜片弹簧结构 12 为大端变形 mm 1 R 为碟簧部分外半径 大端半径 mm 利用该式可绘出膜片弹簧 1 F 特性曲线 如图 3 2 1 选取弹簧工作点位置 B 1 0 65 0 8 2 72 B Hmm 在该点 F1 4489N 当摩擦片磨损 后 工作点移到 A 点 摩擦片 总的最大磨损量 0 SZc 式中 为摩擦片总的工作面数 对于单片 c Z2 c Z 为每一摩擦工作面最大允许磨损量 可取 0 S 0 0 56Smm 2 0 61 12mmmm 工作点 A 取mm A 6 1 工作点 C 取 对应的弹簧力为 3747N 4 4 C mm 2 当膜片弹簧小端分离轴承处作用有外加载荷 分离力 时 则大端变形 2 F 与关系如下 1 2 F 3 5 2 21 ln 1 6 2 11 1 11111 2 1 hHHF rR rR rR rR rrrR Eh f r R 代入求得 4 4 C mm 2 937FN 3 在力作用下 膜片弹簧小端分离轴承处的变形计算公式 2 F 2 222 式中 为在力的作用下 因碟簧部分的角变形引起的小端变形 2 2 F 为在力的作用下 分离爪的附加变形 2 2 F 图 3 2 膜片弹簧特性 曲线 00 511 522 533 544 55 0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000 A B H N C N mm 13 计算公式 11 1 12rR rr f f ef e f f e f f e f e f e f r r r r r r r r r r r r r r r r Eh rF ln2 ln121 2 2 2 2 2 2 2 1 3 2 2 2 11 2 11 6 2 7648 01 1 0 1 e rr n 4478 01 2 2 rr n e 结果得 12mm 6 02mm 18mm 也就是说 分离轴承行程为 18mm 2 2 2 3 3 2 膜片弹簧强度校核 膜片弹簧在各种变形情况下 其碟形部分的内半径 B 处的应力总大于其它各点 故需求 B 点的当量应力 对 B 点进行强度校核 B 由于 B 点的当量应力随大端变形而变化 当 即 B 1 1 时 ln 1 ln 11211 11 r R r R rR h rR rR rRH 达到极大值 B ln 1 ln 1121 11 r R r R rR h rR rR rRH 5 04mm 此时即有 11 1 1 1 11 1 22 2 2 22 1 ln1 3 1 rRr h rRrRrR H r rRE h F r rr B r R f 由上面选取的工作点 C 知 则求得 小于许用应力 11 4 4mm 1367 B Mpa 1500Mpa 14 3 43 4 减振器设计减振器设计 3 4 1 基本参数选定 扭转减振器主要由弹性元件和阻尼元件等组成 弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧 阻尼元件采用阻尼片 减振器的扭转刚度和阻尼摩擦元件间的阻尼摩擦转矩是两k T 个主要参数 其它设计参数还包括极限转矩 预紧转矩和极限转角等 j T n T j 1 极限转矩 j T 当减振器传递的极限转矩与汽车驱动轮的最大附着力矩相等时 传动系的 j T max T 动载荷为最小 若 则会增大减振器的 j T max T j T max T 角刚度 使传动系动载荷有所增大 因此 按下式选取 j T 1 max 01 r j g Gr TT i i 式中 为汽车前驱动桥静载荷 取 6500N 为附着系数 计算时取 0 8 为 1 G r r 车轮滚动半径 以车轮静半径代入 0 289m 分别为主减速比 变速器一挡传动 01 g i i 比 3 944 3 545 计算得 小于发动机最大扭矩 把值调大到 130 使离合器107 4 j TNm Nm 能传递出发动机最大扭矩 传动系动载荷适当减少 而不使角刚度增加太多 2 扭转角刚度 k 扭转角刚度定义为 2 1000 jo kK ZR 按经验公式初选 取为 以减少减振弹簧线131690 j kTNm 900 Nm rad 刚度 K 3 阻尼摩擦转矩 T 由于受结构和扭矩要求限制 减振器的角刚度不可能很低 为了有效地消振 k 还必须合理选择减振器阻尼装置的摩擦力矩 阻尼力矩 按经验公式计算 系数取 0 1 15 max 0 112 8 e TTNm 4 预紧转矩 n T 减振弹簧在安装时都有一定预紧 它对降低减振器角刚度有利 但预紧力不应 n T 大于摩擦力矩 否则在反向工作时 扭转减振器将提前停止工作 取其值等于阻尼T 摩擦转矩 12 8 Nm 5 减振弹簧位置半径与弹簧个数 0 R j Z 在初步选定减振器的主要参数以后 即可根据布置上的可能来确定它的具体结构 尺寸 并设计减振弹簧以满足其减振性能的要求 按经验公式 2 75 0 6 0 0 dR 考虑减小弹簧力 取 45mm 弹簧个数取 6 个 6 减振弹簧总压力 总 F 0 130 2889 0 045 j T FNN R 总 每个弹簧最大工作压力 481 5 j F FN Z 总 弹簧线刚度 2 0 74 1000 j K KN mm Z R 3 4 2 减振弹簧设计计算 减振器弹簧平均直径一般在 11 15mm 取 D 14mm 弹簧丝直径 d 一般在 3 4mm 取为 3mm 有效圈数取为 4 由此可计算其刚度 44 33 83000 3 77 88 144 Gd KN mmN mm D n G 为材料切变模量 65Mn 在 d 4mm 时最大可取为 83000Mpa 由此值反算扭转刚度 22 10001000 77 6 0 045936 jo kK ZRNm rad 小于 13 可行 j T 16 总圈数 1 1 5 2 5 5nn 旋绕比 曲度系数4 667 D c d 410 615 1 336 44 c k cc 上面以算出每根弹簧工作压力 F 481 5N 则其最大剪切应力 2 8 784 6 cF kMPa d 查文献 5 表 16 3 65Mn 在 d 3mm 时 弹簧类型为第二类 其许1600 B MPa 用切应力 经强压处理 许用应力增大 25 即达到 800MPa 大 0 4640 B MPa 于计算应力 弹簧最小长度 min 1 119 8ln dndmm 总变形量5 81 F lmm K 自由高度 0min 25 61lllmm 预变形量 0 12 8 0 62 102 6 0 045 n j T lmmmm KZ R 安装工作高度 0 25lllmm 工作变形量 5 19lllmm 则算出减振器最大转角 在可取用范围内 0 0 2arcsin6 61 2 j l R 3 12 3 53 5 其它部件结构设计其它部件结构设计 1 从动盘 1 从动盘毂一般采用齿侧对中的矩形花键 花键之间为动配合 材料采用 40Cr 经锻造而成 HRC28 32 花键尺寸根据摩擦片的外径查表选取 得 齿数n 外径mmD 内径mmd 齿厚mmt 有效齿长mml 102923425 使用公式 进行剪切强度校核 其中为花键的侧面压力 N nhl P 压 P 其中 分别为花键的内外径 m Z 为从动盘毂数 dD Te p max 4 D d 17 n 为花键的齿数 为花键的有效长度 m h 为花键的工作高度l 2 0 003 Dd hm 有 4 128 9846 0 0290 023 PNN 9846 13 13 10 0 003 0 025 PaMPa 压 材料许用挤压应力 20Mpa 大于计算应力 2 从动片铆接 6 块波形片 使从动盘具有轴向弹性 材料采用 65Mn 厚度为 0 6mm 3 从动片采用 10 钢 厚度 1 5mm 4 阻尼摩擦片厚度 1 5mm 2 压盘 压盘的径向尺寸与摩擦片的径向尺寸应接近一致 故只需设计压盘厚度即可 厚 度确定主要依据以下两点 1 压盘应具有足够的质量 以吸收结合时摩擦产生的热 量 2 压盘应具有足够大的强度 以保证受热时不变形 初步定为 15mm 外径 D 210mm 内径 d 130mm 采用灰铸铁 HT250 铸造而成 密度为 7 6g cm3 不计肋条 压盘质量为 22 0 2100 130 7600 0 0152 434 4 mvkg 前面算得离合器每接合一次产生的总滑磨功 W 10344J 则温升算得 0 5 10344 4 41 2 434 481 4 oo W tCC mc 对单片离合器压盘 0 5 压盘的比热容没 对铸铁取c 0 481 4 JkgC 许用温升为 8 10 C 大于计算温升 3 传动片 设计压盘传力方式采用传动片 初选传动片安装位置半径 120mm 3 组传动片 每组 2 片 每片厚度 0 6mm 设计传动片宽度 20mm 18 对传动片进行校核 传递转矩 128N m 每片传动片承受拉力为 128 177 8 3 2 0 12 T FNN nZR 拉 拉应力为 177 8 24 7 0 020 008 0 0006 F PaMpa A 拉 A 为传动片最小截面面积 等于宽度减去孔径后与厚度之积 材料采用 65Mn 其抗拉强度 1000Mpa 远大于计算拉应力 4 离合器盖 离合器盖使用 15 钢冲压而成 板厚采用 2 5mm 对中方式采用非对称布置的螺 栓孔 5 分离轴承及机构 本离合器选用了拉式非调心式分离轴承 操纵机构采用液压式操纵机构 其摩擦 阻力小 传动效率高 质量小 布置方便 接合柔和 工作不受车身或车架变形及发 动机的影响 便于远距离操纵 4 4 变速器设计变速器设计 4 14 1 结构与基本参数初定结构与基本参数初定 4 1 1 变速器结构 机械式变速器具有结构简单 传动效率高 制造成本低和工作可靠的优点 故为 该车型设计机械式变速器 固定轴式变速器广泛用于各种汽车中 固定轴式变速器还根据轴的布置与数量分 为几种 其中的两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动汽车上 故确定所设计的变 速器取两轴式 为使换挡便利 符合小轿车应让大多数人都能驾驶的原则 故换挡机 构采用同步器 第一章中确定了变速器为 5 挡 前进挡若都采用同步器 则将有一个 同步器只接合一个前进挡 于是考虑倒挡亦采用同步器 刚好三个同步器接合六个挡 位 如此 倒挡齿轮就是常啮合齿轮副 两轴路线中加入一个传动齿轮 同步器均设 19 置在输出轴上 变速齿轮采用常啮合方式 适应于同步器 这样齿轮可设计成斜齿圆柱齿轮 其 使用寿命长 运转平稳 工作噪声低 而且还可以减少齿轮的设计最小齿数 减少齿 轮直径 从而减少变速器的尺寸 变速器简图如图 4 1 4 1 2 基本参数选取 1 中心距 A 对两轴式变速器而言 中心距是指输入轴与输出轴之间的距离 其值大小不仅对 变速器外形尺寸 体积和质量大小有关 而且对轮齿的接触强度有影响 中心距越小 轮齿接触应力越大 齿轮寿命越短 对发动机前置前轮驱动和发动机前置后轮驱动乘用车 中心距可以根据排量与中 心距的统计数据初选 乘用车变速器的中心距在 60 80mm 范围内 这里取上限值 80mm 使后续的轴径与齿轮大小有个宽限范围 2 外形尺寸 变速器的横向尺寸应根据齿轮制经济倒挡中间齿轮和换挡机构的布置来确定 乘用车的轴向尺寸为 3 0 3 4 A 算出可取范围在 240 272mm 具体值亦须在 确定齿轮与同步器的轴向尺寸后方可确定 3 齿轮参数 齿轮模数取较小值可增加齿数与重合度 并较少噪声 模数较大则可使质量小些 对乘用车而言 减少噪声有更重要的意义 因此模数应选小的值 变速器低挡齿轮应 图 4 1 变速器简图 20 选用大些的 其它挡位选另一种模数 根据文献 6 表 3 1 表 3 2 选用模数确定为 一 二 倒挡齿轮 2 75 其它齿轮 2 5 变速器齿轮普遍采用 20 度的压力角 乘用车的两轴式变速器齿轮螺旋角选用范围在 20 25 度之间 每挡位齿轮的螺旋 角具体值要在后续的齿轮计算中推算出来 这里先取个大概值 25 度 通常根据齿轮模数来选定齿宽 为齿宽系数 取为 6 0 8 5 计算得 cn bk m c k 出一二倒挡齿轮在 16 5 23 38mm 间 其它齿轮 15 21 25mm 间 较大的齿宽可使传动 平稳些 接触应力降低 而小齿轮齿宽通常比大齿轮略大些 防止因装配误差产生轴 向错位 导致啮合齿宽减小而增大轮齿工作载荷 综合考虑 齿宽选择如下表 表表 4 1 齿轮齿宽齿轮齿宽 单位 毫米单位 毫米 一挡二挡三挡四挡五挡倒挡 主动轮222218181820 19 从动轮2020161616 18 4 24 2 各挡齿轮参数设计计算各挡齿轮参数设计计算 4 2 1 一挡齿轮副 一挡传动比为 4 1 12 1 11 z i z 其中为一挡小齿轮 为一挡大齿轮 11 z 12 z 齿轮副中心距可表示为 4 2 1112 2cos n m zz A 即为螺旋角 而传动比在第一章已求得为 3 545 中心距在第一节求得为 80mm 法面模数 2 75 螺旋角初值为 25 度 代入式 4 1 与 4 2 联合求得两齿轮的齿数 经过圆整 得小齿轮齿数 12 大齿轮齿数 41 把圆整的齿数再代入式 4 2 反算出螺旋角的具 体值 21 1112 2 75 1241 cos0 9109 22 80 n m zz A 24 370024 22 12 在这个螺旋角下的避免根切最小齿数 大于 33 minmincos 17 0 910912 85 V zz 小齿轮的齿数 所以对小齿轮进行高度变位 避免根切最小变位系数为 min1 1min min 17 12 0 294 17 V V zz x z min2 2min min 1741 1 4 17 V V zz x z 于是变位系数取 1 0 4x 2 0 4x 新的传动比为 12 1 11 41 3 417 12 z i z 4 2 2 二挡齿轮副 与计算一挡齿轮副方法一样 知道了传动比 1 952 与中心距和螺旋角的初值 联合 式 4 1 和 4 2 求得小齿轮齿数 18 大齿轮齿数 35 再反算螺旋角 齿数大于最小齿数 不必变位 新传动比为cos0 9109 24 22 12 22 2 21 35 1 944 18 z i z 4 2 3 三挡齿轮副 同样 由传动比 1 276 与中心距和螺旋角的初值 求得小齿轮齿数 25 大齿轮齿 数 32 再反算螺旋角 齿数大于最小齿数 不必变位 cos0 8906 27 02 53 新传动比为 32 3 31 32 1 28 25 z i z 4 2 4 四挡齿轮副 同样 由传动比 0 974 与中心距和螺旋角的初值 求得主动齿轮齿数 29 从动齿 轮齿数 28 再反算螺旋角 齿数大于最小齿数 不必cos0 8906 27 02 53 变位 新传动比为 42 4 41 28 0 965 29 z i z 22 4 2 5 五挡齿轮副 同样 由传动比 0 763 与中心距和螺旋角的初值 求得主动齿轮齿数 33 从动齿 轮齿数 25 再反算螺旋角 齿数大于最小齿数 不必cos0 90625 25 00 28 变位 新传动比为 42 4 41 28 0 965 29 z i z 4 2 6 倒挡齿轮副 由于倒挡不是经常用到 取其螺旋角比前进挡的小些 避免根切的最少20 齿数 即是 15 个齿 设中间齿轮齿数为 主动齿轮齿数设 3 min 17 cos 2014 1z Ro z 为 从动齿轮齿数设为 为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉 主动齿轮 1R z 2R z 和从动齿轮齿顶圆之间应保持有 0 5mm 以上间隙 即应满足下面的式子 4 3 12 12 1 1 0 5 2cos nRR nRnR m zz Amxmx 假设两齿轮都不变位 间隙值取 1mm 由 4 3 式算得 12 50 2 RR zz 又 联合上式算得 22 11 3 333 RoRR R RRoR zzz i zzz 1 11 5 R z 2 38 7 R z 主动齿轮齿数低于最小齿数 即要变位修正 最小变位系数 min 15 11 5 0 233 15 x 取为 0 5 令 中间齿轮与从动齿轮不变位 验算根 1 11 R z 2 37 R z 15 Ro z 切 1min 15 11 0 2670 5 15 R x 把齿数 变位系数代入式 3 3 验算 运动不发生干涉 8077 12 9mm 新的传动比为 37 3 364 11 R i 下面计算相啮合的两个齿轮间的中心距 如图 4 2 112 AOO 223 AO O 23 图 4 2 倒挡布置简图 圆整为 1 1 38 045 2cos nRRo m zz Amm 38mm 圆整为 2 2 76 09 2cos nRoR m zz Amm 76mm 反算螺旋角的值 刚好以上两式分别算 出的值均为 cos0 9408 19 48 49 主动齿轮与中间齿轮为不等变位齿轮传动 啮合角不等于标准压力角 20 度 由下 式可计算出 1 1 2tan RRo RRo xx invinv zz 其中 20tan200 348890 01508invinv 算得啮合角为 4 49524 07 20rad 综合以上各级挡位参数 计算其分度圆直径 列表如下 表表 4 24 2 变速器主动齿轮参数变速器主动齿轮参数 一挡二挡三挡四挡五挡倒挡 Z1121825293311 15 齿 数Z24135322825 37 X10 400000 5 0 变 位 系 数 X2 0 40000 0 D136 23mm54 34mm70 18mm81 40mm91 03mm32 15mm 43 85mm 分 度 圆 直 径 D2123 78mm105 65mm89 83mm78 60mm68 97mm 108 15mm 螺 旋 角 24 22 12 24 22 12 27 02 53 27 02 53 25 00 28 19 48 49 24 4 34 3 齿轮强度校核齿轮强度校核 4 3 1 强度计算公式 1 齿轮受力分析 图 4 3 为斜齿圆柱齿轮受力情况 一般计算 可忽略摩擦力 并将作用于齿面上 的分布力用作用于齿宽中点的法向力代替 法向力可分解为三个相互垂直的分力 N F N F 即圆周力 径向力及轴向力 它们之间的关系为 t F r F a F 4 4 1 1 2 t T F d 4 5 cos t F F 4 6 tan tan cos tn rn F FF 4 7 tan at FF 4 8 cos coscos t n nn F F F 对于从动齿轮 它的圆周力 径向力 轴 向力分别与主动轮上的各力大小相等 方向相 反 2 接触强度公式 轮齿接触应力简化计算公式 4 9 11 0 418 j zb FE b 其中 F 为齿面上的法向力 N E 为齿轮材料的弹性模量 MPa b 为齿轮接 触的实际宽度 mm 为主 从动轮节点处的曲率半径 mm 斜齿轮 z b 为主 从动轮节圆半径 为节点 2 sin cos z z r 2 sin cos b b r z r b r 处压力角 3 弯曲强度公式 斜齿轮弯曲应力简化计算公式 图 4 3 齿轮受力分析 25 4 10 t w FK btyK 其中 应力集中系数 b 为齿宽 t 为法向齿距 为齿形系5 1 K n tm y 数 可按当量齿数在文献 6 图 3 19 中查得 重合度影响系数 3 cos z zn 0 2 K 4 3 2 各挡齿轮强度计算 1 一挡齿轮强度计算 主动齿轮与轴做成一体 参见下一节 材料 40Cr 进行表面渗碳 从动齿轮采用 材料 20CrMnTi 表面渗碳 根据文献 7 表 4 3 1 两者的许用接触应力为 1300MPa 计算载荷取变速器输入轴的载荷一半 即取 由第二节计算 max 1 64 2 e T TN m 结果知分度圆直径 压力角 1 36 23dmm 2 123 78dmm 24 22 12 20 n 接触齿宽 钢材的弹性模量 把这些数据代入式 4 4 20bmm 206000EMPa 4 8 4 9 得结果 1134 5 jj MPa 根据文献 7 介绍齿轮的许用弯曲应力取为 350MPa 由 4 10 公式下面的说明查 得主动齿轮 y 0 158 从动齿轮 y 0 134 计算载荷取变速器输入轴的最大转矩 把上面的数据代入式 4 4 4 10 得结果 max 128 e TN m 1 194 2 ww MPa 2 61 ww MPa 2 二挡齿轮强度计算 主动齿轮与轴做成一体 参见下一节 材料 40Cr 进行表面渗碳 从动齿轮采用 材料 20CrMnTi 表面渗碳 两者的许用接触应力为 1300MPa 计算载荷同样取 由第二节计算结果知两齿轮分度圆直径 max 1 64 2 e T TN m 压力角 接触齿宽 1 54 34dmm 2 105 65dmm 24 22 12 20 n 钢材的弹性模量 把这些数据代入式 4 4 4 8 4 9 20bmm 206000EMPa 得结果 26 818 6 jj MPa 齿轮的许用弯曲应力取为 350MPa 由 3 10 公式下面的说明查得主动齿轮 y 0 134 从动齿轮 y 0 153 计算载荷取变速器输入轴的最大转矩 把 max 128 e TN m 上面的数据代入式 4 4 4 10 得结果 1 152 7 ww MPa 2 62 5 ww MPa 3 三挡齿轮强度计算 两个齿轮均采用 20CrMnTi 进行表面渗碳 两者的许用接触应力为 1300MPa 计算载荷取 由第二节计算结果知分度圆直径 max 1 64 2 e T TN m 1 70 18dmm 压力角 接触齿宽 钢材的弹性模 2 89 83dmm 27 02 53 20 n 16bmm 量 把这些数据代入式 4 4 4 8 4 9 得结果206000EMPa 760 jj MPa 齿轮的许用弯曲应力取为 350MPa 由 4 10 公式下面的说明查得主动齿轮 y 0 146 从动齿轮 y 0 153 计算载荷取变速器输入轴的最大转矩 把 max 128 e TN m 上面的数据代入式 4 4 4 10 得结果 1 149 2 ww MPa 2 99 ww MPa 4 四挡齿轮强度计算 两个齿轮均采用 20CrMnTi 进行表面渗碳 两者的许用接触应力为 1300MPa 计算载荷取 由第二节计算结果知分度圆直径 max 1 64 2 e T TN m 1 81 40dmm 压力角 接触齿宽 钢材的弹性模 2 78 60dmm 27 02 53 20 n 16bmm 量 把这些数据代入式 4 4 4 8 4 9 得结果206000EMPa 100 jj MPa 齿轮的许用弯曲应力取为 350MPa 由 4 10 公式下面的说明查得主动齿轮 y 0 15 从动齿轮 y 0 148 计算载荷取变速器输入轴的最大转矩 把 max 128 e TN m 上面的数据代入式 4 4 4 10 得结果 1 125 ww MPa 2 117 ww MPa 27 5 五挡齿轮强度计算 两个齿轮均采用 20CrMnTi 进行表面渗碳 两者的许用接触应力为 1300MPa 计算载荷取 由第二节计算结果知分度圆直径 max 1 64 2 e T TN m 1 91 04dmm 压力角 接触齿宽 钢材的弹性模 2 68 96dmm 25 00 28 20 n 16bmm 量 把这些数据代入式 4 4 4 8 4 9 得结果206000EMPa 674 5 jj MPa 齿轮的许用弯曲应力取为 350MPa 由 4 10 公式下面的说明查得主动齿轮 y 0 152 从动齿轮 y 0 144 计算载荷取变速器输入轴的最大转矩 把 max 128 e TN m 上面的数据代入式 4 4 4 10 得结果 1 110 5 ww MPa 2 136 8 ww MPa 6 倒挡齿轮强度计算 主动齿轮与轴做成一体 参看下一节 材料为 40Cr 另两个齿轮采用 20CrMnTi 进行表面渗碳 根据文献 7 表 4 3 1 三者的许用接触应力取为 1900MPa 计算载荷取 由第二节计算结果知分度圆直径 max 1 64 2