汽车设计教学课件

1、汽 车 设 计合肥工业大学汽车教研室马恒永传动系设计课程学习指导 学习目的与要求学习汽车设计的基本知识，掌握汽车总布置设计方法、主要零部件总成主要参数和载荷的确定及其设计计算方法。 内容与安排 教材与参考书 1、概述 2、汽车总体设计 2 5、离合器 1.5 6、变速器 1.5 7、液力变矩器 2 8、传动轴 1 9、驱动桥 312、从动桥 113、悬架系 315、车架 116、转向系 217、制动系 2课程学习内容与安排（20单元）传动系行驶系教材与参考书 刘惟信，汽车设计，清华大学出版社 2001 张洪欣，汽车设计，机械工业出版社 1989 王望予，汽车设计（第三版），机械工业出版社 20

2、00 汽车工程手册编委会，汽车工程手册设计篇，人民交通出版社 2001 长春汽车研究所，汽车设计手册，1998 汽车技术，19721975 机械工程手册编委会，机械工程手册汽车篇，机械工业出版社 1997 汽车设计丛书：离合器、变速器、圆锥齿轮与双曲线齿轮传动等，人民交通出版社 日武田信之，载重汽车设计，人民交通出版社 1998传动系组成与布置发动机传动轴半轴驱动轮离合器 变速器 驱动桥 发动机前置前驱传动系布置图（P102）多桥多驱传动系布置图（P103）发动机前置后驱传动系布置图五 离合器设计TcTemax dD后备系数发动机最大转矩离合器最大静摩擦力矩F摩擦片内外径d、D5.1 离合器主

3、要参数及其优化设计 5.6 离合器设计计算膜片弹簧设计离合器摩擦力矩（P121）TcTemax摩擦材料静摩擦系数 离合器的静摩擦力矩Tc 离合器传递的最大静摩擦力矩TcTcf F Z Rm发动机最大转矩摩擦表面工作压力 F=P0A摩擦面面数离合器后备系数摩擦片平均摩擦半径摩擦面面积 A =0.25(D -d )22摩擦面单位压力摩擦面单位压力P0（P122） 离合器摩擦面单位压力Po对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的工作条件、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：离合器使用频繁、发动机后备系数较小时，Po应取小些；摩擦片外径较大时，Po应取小些，

4、以降低摩擦片外缘处的热负荷；发动机后备系数较大时，可适当增大Po。 各种摩擦片材料的Po取值范围 ：石棉基材料Po0.1 025 MPa粉末冶金材料Po0.3505 MPa金属陶瓷材料Po07 2 MPa 各类车辆摩擦片材料的Po取值范围 ：轿车Po0.18028 MPa货车Po0.14023 MPa城市公共车Po0.13 MPa离合器后备系数（P121） 后备系数 反映离合器传递发动机最大转矩的可靠程度 后备系数选择应考虑： 摩擦片在使用中磨损后，离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩，即1 ； 要防止高合器滑磨过大，应适当大一些； 要能防止传动系过载，减小离合器尺寸，不宜太大。 后备系数的取值

5、范围各类汽车取值范围不同轿车和微型、轻型货车1.30175中型和重型货车l.602.25越野车、重型汽车和牵引汽车18 3.5 Tc Temax 离合器静摩擦力矩 Tcf F Z Rc发动机最大转矩摩擦片内外径d、D（P123） 摩擦片内外径d,D选择应考虑： 摩擦片尺寸d, D应符合汽车用离合器摩擦片尺寸系列标准GB576486 ； 在同样外径D时，选用较小的内径d，可增大摩擦面积，提高传递转矩的能力和减少摩擦面单位压力。但会使摩擦面上的压力分布不均匀，使内外缘圆周的相对滑磨速度差别太大而造成定摩擦面磨损不均匀，且不利于散热和扭转减振器的安装。故内外径比d/D应适当； 摩擦片最大圆周速度不超

6、过6570m/s，以免摩擦片发生飞离。 汽车用离合器摩擦片尺寸系列D/d160/110，180/125，200/140，225/150，250/155，280/165，300/175，325/190，350/195，380/205，405/220，430/230离合器参数优化设计 设计变量摩擦片内外径d、D和工作压紧力F 目标函数结构尺寸最小，即： 约束函数摩擦片摩擦面积最小f(X)min0.25(D -d )22非独立设计变量？或摩擦片外径最小f(X)min( D )离合器参数优化设计约束函数 摩擦片最大圆周速度Vd6570m/s； 摩擦片的内外径比d/D0530.70； 值应在一定范围内，

7、车型不同值范围不同； 摩擦片内径d 2R0（减振器弹簧位置直径）50mm， 以保证扭转减振器的安装 ； 单位摩擦面积传递的转矩Tc0 Tc0 ，反映离合器 传递转矩并保护过载的能力； 单位压力Po在一定范围内，车型不同、摩擦材料不同， Po值范围不同； 离合器每一次接合的比滑磨功q q ，减少汽车起步 过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤离合器滑磨功与热计算 离合器每一次接合所产生的总滑磨功L（P124）L 离合器比滑磨功q 离合器压盘温升单位摩擦面积滑磨功计算 离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功w 离合器每一次接合所产生的总滑磨功W（P124）离合器压紧弹簧弹性特性5.6

8、离合器膜片弹簧设计圆柱螺旋弹簧膜片弹簧圆柱螺旋弹簧膜片弹簧膜片弹簧优化设计膜片弹簧主要参数选择膜片弹簧弹性特性膜片弹簧及其弹性特性离合器膜片弹簧特性膜片弹簧工作特性点选择H弹簧压平位置特性点磨损量B新离合器接合状态工作点（在MH段，靠近H点）A离合器磨损后接合状态工作点（在OM段，FAFB）C离合器分离状态工作点（在N点附近）（P44）离合器膜片弹簧主要参数选择hrR Hh1.62.2，以保证弹簧特性形态； h24mm，考虑板材厚度系列值； RRc， R r1.21.35；915度（自由状态内截锥角）； 膜片弹簧参数优化设计P48H（P45图）膜片弹簧优化设计（P48） 设计变量：H, h,

9、R, r, R1, r1,1B 目标函数： 约束函数 弹簧工作时的最大应力最小； 从动盘摩擦片磨损前后弹簧压紧力之差的绝对值最小；在摩擦片磨损极限范围内，弹簧压紧力变化的绝对值的平均值最小；在分离行程中，驾驶员作用在分离轴承装置上的分离操纵力平均值最小； 选和两个目标函数为双目标。按非均匀离散变量处理膜片弹簧优化设计约束函数 特性点B弹簧压紧力，F1BFy； 特性点B位置靠近H点，1B 1H 081.0； 特性点A磨损前、后弹簧压紧力接近，F1AF1B； 弹簧弹性特性要求，1.6H/h2.2； （P49） 弹簧各部分尺寸比例关系合适，, R/r, 2R/h, R/r0； 弹簧的加载点位置R1,

10、 r1 在摩擦片平均半径外径之间； 弹簧结构尺寸关系，R-R1, r1-r, r1-r0; 分离指杠杆比(r1-rf)/(R1-r1), (R1-rf)/(R1-r1)在要求的范围内； 弹簧上缘点B压应力BB和内截锥A点拉应力AA； 制造和装配误差引起的弹簧压紧力偏差，FB/FB0.05；几何尺寸弹簧性能BA|(F1BFy)|/Fyy注：应与目标函数匹配，即应去除目标函数已包含的内容！膜片弹簧主要参数（P45图）hHrR四、变速器设计4.1 概述（变速器功能与设计要求 P58）4.2 变速器传动方案4.3 变速器主要参数选择4.3.1 档数、传动比、中心距、齿轮、轴4.3.2 各档齿数分配4.

11、4 变速器设计计算齿轮强度计算 按总体设计给定外形尺寸要求进行经验设计或优化设计4.2 变速器传动方案两轴式（轿车前置前驱动常用）（P59图3-1）a) 4+1b) 4+1c) 4+1d) 4+1e) 4+1f) 5+1高档同步器置输入轴 倒档布置 档(P60图3-2)档(P60图3-3)档(P61图3-4)4.2 变速器传动方案三轴式（货车常用）主要区别： 档数； 倒档布置中心距 A齿轮模数 m4.3.1 变速器齿轮主要参数选择A, m, b,（P65）按总体设计给定外形尺寸要求进行经验设计或优化设计压力角： 小重合度大、传动平稳、噪声低；大可提高轮齿强度。轿车取较小值= 14.5, 1.5

12、, 16 或16.5，以增大重合度和降低噪声 ；货车选较大值= 22.5或25以提高齿轮承载能力。国产变速器齿轮普遍采用我国规定的标准压力角=20螺旋角变位系数齿宽 b：经验设计或进行齿轮优化设计变速器齿轮螺旋角螺旋角： 大齿轮啮合重合度增加，工作平稳、噪声降低，齿轮接触强度也相应提高。一般低挡齿轮不要过大；高挡齿轮选用较大，以提高齿轮接触强度。具体由经验设计或进行齿轮优化设计确定。设计时：应力求中间轴上同时工作的对斜齿轮产生的轴向力平衡，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。对齿轮角的关系如图：2r21节圆半径r1|由 Fn1r1=Fn2r2=T 得Fa1=Fn1 tan1Fa2=Fn2 tan2F

13、n圆周力变速器齿轮变位系数变位系数 ：采用变位齿轮，为了避免齿轮产生根切，配凑中心距，提高齿轮强度、使用平稳性，耐磨损、抗胶合能力，降低啮合噪声；齿轮变位采用高度变位和角度变位高度变位可增加小齿轮的齿根强度，便它达到和大齿轮强度相接近的程度，但不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声；角度变位既具有高度变位的优点，又避兔了其缺点。可获得良好的啮合性能及传动质量指标，对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求；变位系数分配：高挡齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数；低挡齿轮，主要损坏形式是齿根弯曲断裂，加之传递载

14、荷较大，应根据齿根等弯曲强度原则分配大、小齿轮的变位系数。4.3.2 变速器各档齿数分配各档齿轮齿数分配原则在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。各档齿轮齿数分配方法与步骤（图3-13，三轴式）（P69）Zc2Zc1确定常啮合齿轮Zc1、Zc2Zi1Zi2确定其他各挡齿轮Zi1、Zi2Zr确定倒挡齿轮Zr1、Zr2Z7Z8确定一挡齿轮Z7、Z8变速器一档齿轮齿数Z7、Z8Zc2Zc1计算一挡齿轮齿数和Z1h2Acos1m1（取整）由中间轴结构尺寸确定Z8minZ7计算一挡从动齿轮Z7Z1hZ8修正中心距AZ1hm12cos1A设一挡主动齿

15、轮Z8Z8 minZ8变速器常啮合齿轮齿数Zc1、Zc2常啮合齿轮齿数和Zch2AcoscmcZc1Zc2常啮合齿轮传动比ic=ig1(Z7Z8)Zc2Zc1联立方程求解常啮合齿轮Zc1、Zc2Z7Zc2Zc1AZ8变速器各档齿轮齿数Zi1、Zi2Zc2Zc1各挡齿轮齿数和Zih2AcosimiZi1+Zi2各挡齿轮螺旋角各挡齿轮传动比ii=igi(Zc2Zc1)Zi2Zi1联立方程求解各挡齿轮Zi1、Zi2AZi2Zi1变速器倒档齿轮齿数Zr1、Zr2Zc2Zc1各挡齿轮齿数和Zr1h2Ar1miZr1+Zi1Zr2h2Ar2miZr2+Zi2联立方程求解各挡齿轮Zr1、Zr2注意：校核齿轮

16、运动干涉问题即Zr1与Zi2、Zr2与Zi1齿顶圆干涉！A各挡齿轮传动比irigr(Zc2Zc1)(Zr1Zi1) (Zi2Zr2)Zi2Zr2Ar2Zi1Zr1Ar14.4 变速器设计计算齿轮强度计算（P71）汽车变速器齿轮强度计算方法国家标准GB348083圆柱齿轮强度计算方法汽车行业简化计算方法汽车行业简化计算方法弯曲应力接触应力式中 Fj圆周力且取变速器输入轴 Tj0.5Temax（式3-14）（式3-15）注：公式适用于直齿或斜齿圆柱齿轮，只是在计算直齿圆柱齿轮时，取=0即可！汽车变速器齿轮弯曲强度计算（P72）弯曲应力式中 Fj圆周力且取变速器输入轴 Tj0.5Temax；（式3-

17、14）k, kf, k应力集中系数k 、摩擦力影响系数kf 、和重合度系数k，取值参考教材；y齿形系数，由Z、查齿形系数曲线图注：公式适用于直齿或斜齿圆柱齿轮，只是在计算时：直齿圆柱齿轮取=0, k=0；斜齿圆柱齿轮取kf=1, m=mn, Z=Zn即可！t齿距，t=m；汽车变速器齿轮弯曲强度计算齿形系数曲线（P72图3-14 ）y齿形系数，由Z、查齿形系数曲线图ZyZiiyi五、液力变矩器设计5.3.1主减速器传动形式5.3.2主减速器锥齿轮设计计算主减速器锥齿轮主要参数确定主减速器锥齿轮几何计算主减速器锥齿轮强度计算5.3 主减速器设计计算主减速器、差速器、半轴、桥壳五、传动轴设计5.3.

18、1主减速器传动形式5.3.2主减速器锥齿轮设计计算主减速器锥齿轮主要参数确定主减速器锥齿轮几何计算主减速器锥齿轮强度计算5.3 主减速器设计计算主减速器、差速器、半轴、桥壳六、驱动桥设计6.3.1主减速器传动形式6.3.2主减速器锥齿轮设计计算主减速器锥齿轮主要参数确定主减速器锥齿轮几何计算主减速器锥齿轮强度计算6.3 主减速器设计计算主减速器、差速器、半轴、桥壳66.3.1 主减速器传动形式锥齿轮传动圆柱齿轮传动蜗杆传动主减速器圆锥齿轮型式圆弧齿 准摆线齿准渐开线齿 按节锥齿线形式分曲线形齿按轴线相互位置分直齿E按齿轮齿制分格里森（Gleason）制奥利康（Oerlikon）制螺旋锥齿轮双曲

19、面锥齿轮双曲面锥齿轮特点双曲面主动齿轮轴线相对于从动齿轮轴线有一个偏移距EE节锥表面为双曲线回转体表面的端口部分主从动齿轮螺旋角121主动齿轮2从动齿轮F1F2传动比 i F2 r2/F1 r1则ir2cos2/r1cos1 F1/cos1F2/cos2 Ff双曲面齿轮传动优点 主动齿轮轴线偏移E下置地隙 、传动轴离地高度 ，车身高度、有利于车身布置、整车质心高度轿车和轻型车 ；上置便于实现多轴驱动桥的贯通、传动轴离地高度，地隙 重型车 ；E 尺寸相同i；i 相同D2（地隙） 、D1（小齿轮轴直径 ，齿轮强度和轴的刚度）； 另1 Z1min（不产生根切的最小齿数），i； 齿轮，传动平稳性、齿轮

20、弯曲和接触强度； 有沿齿长方向的纵向滑动，可改善齿轮的磨合过程、运转平稳性 。 i _双=r2/r1cos2/cos1= i _螺cos2/cos1i _螺且1230%双曲面齿轮传动缺点沿齿长的纵向滑动与摩擦损失传动效率、抗胶合能力 ；主动齿轮产生的轴向力轴承轴向负荷，需注意轴承承载能力和轴承的预紧与调整设计 ；必须采用特种润滑油双曲面齿轮油，含能改善油膜强度和防刮伤的添加剂。主减速器锥齿轮设计计算齿轮主要参数确定Z1、Z2齿数，一般轿车Z19、货车Z16（为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度），且Z1+Z240（为了得到理想的齿面重合系数和高的轮齿弯曲强度）； D2、ms从动锥齿轮大端分度

21、圆直径和齿轮端面模数，可根据经验公式初选。它影响差速器的安装空间和驱动桥壳尺寸，也影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间；b1、b2齿轮齿面宽，不能过宽或过窄。一般b20.3A2，且b210ms；法向压力角，弧齿锥齿轮，一般轿车选用1430或16，货车取20，重型货车为2230；双曲面齿轮为平均压力角，轿车为19或20，货车为20或2230。 E 齿轮偏移距中点螺旋角 螺旋方向（Z1、Z2、D2、ms、b1、b2 、E、）主减速器锥齿轮设计计算齿轮主要参数偏移距E E不能过大或过小。E齿面纵向滑动，齿面早期磨损和擦伤；E双曲面齿轮传动特点。另外要求的传动比E。一般E值与车型和从动大齿轮参数（D

22、2、A2）有关：EA2D2 轿车和轻型货车，E0.2D2，且E0.4A2；中、重型货车、越野车和大客车，E（0.100.12）D2，且E0.2A2E有上下偏移方向问题主减速器锥齿轮设计计算主动齿轮轴线偏移方向上下偏移方向的规定由从动齿轮的锥顶向其齿面看去，并使主动齿轮处于右侧下偏移主动齿轮在从动齿轮中心线的下方EEEE上下偏移方案由总体布置方案决定上偏移主动齿轮在从动齿轮中心线的上方左侧上方下方主减速器锥齿轮设计计算齿轮主要参数取值原则：考虑对齿面重合度F、轮齿强度和轴向力的影响：F（一般F1.25，在1.520时效果最好）、同时啮合的齿数、传动平稳性、噪声，且齿轮强度。但齿轮轴向力？ 名义螺

23、旋角齿宽中点螺旋角（双曲面齿轮为齿轮副的齿宽中点平均螺旋角） 齿轮螺旋角沿节锥齿线（齿宽）是变化的，且大端小端取值：一般3540轿车值大一些，以保证F ， 运转平稳 ， 噪声 ；货车值小一些（通常取35），以轴向力！Gleason制推荐预选值：主减速器锥齿轮设计计算齿轮主要参数螺旋方向 螺旋方向面对齿面（即从锥齿轮锥顶）看节锥齿线从小端至大端的方向，有左旋和右旋两种。主、从动锥齿轮的螺旋方向应是相反的。螺旋方向的选择螺旋方向的选择与齿轮的旋转方向有关，它影响齿轮轴向力的方向。应保证当变速器挂前进挡时，使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏（不考虑载荷小使用少的倒档）。左旋右旋左旋右旋左旋右旋FaFa主减速器锥齿轮设计计算锥齿轮轴向力Fa和径向力FrFa1=FnsinFscos=F/cos(tansinsincos) Fr1=FncosFssin=F/cos(tancossinsi