【《某轿车动力装置参数的选择分析案例》6900字】

某轿车动力装置参数的选择分析案例目录TOC\o"1-3"\h\u13986某轿车动力装置参数的选择分析案例 1136221.1汽车的主要参数 1282061.1.2用比功率来确定发动机的功率 299461.3汽车变速器的最小传动比 433441.4最大传动比的选择 5145741.5传动系挡数与各挡传动比的选择 7113271.5.1等比级数分配 7302701.5.2变速器等比分配优点 7210861.6主减速器的设计 10240221.6.1主减结构确的定 10126331.6.2主减速器减速形式的选择 1253071.6.3主减基本参数的选择 13209311.6.4主减速器的锥齿轮基本参数 1487871.6.5主减速器锥齿轮的参数 1687321.6.6“格里森”制主减速器锥齿轮强度计算 16299561.6.7锥齿轮的材料的选择 19208541.6.8主动锥齿轮花键的设计计算 201.1汽车的主要参数给定的参数如下：驱动布置型式：42；汽车整备质量/kg：2000kg；发动机PMAX/KW及转速n(r/min）：133KW/6500r/min；主减器速比：3.897；车轮型号：205/64R15；变速器传动比（低和高两挡）：3.55/1；最高车速(km/h)：190km/h；轴荷的分配情况：本课题以4×2型汽车，需要配备的轴荷如下：前轴49%，后轴51%；汽车轮胎的半径：型号为205/64R15，轮辋直径为15英寸半径为：1.2发动机功率确定

1.1.1以最高行车速度确定发动机的功率

在设计中一般以怎样保证汽车的发动机期望的最高车速去判段汽车的发动机所需要的具体功率值。汽车的最高速度是是汽车动力性的一个关键点，最高车速可以反映车辆的后背加速能力以及后背制动能力。当车速越高时发动机的功率就越大，所以汽车的加速功率就越大，加速与上坡的能力就越大。即：（2-1）式中：——汽车传动系统的传动效率，为0.899；m——汽车满载质量，；——汽车在良好平直路面上的最高行车速度，在此为200km/h；——汽车行驶时的空气阻力系数，在此为0.41；——汽车的迎风面积，在此为1.1平方米。因此，发动机的功率计算如下：。1.1.2用比功率来确定发动机的功率（2-2）本课题研究的汽车的以汽车设计的整备质量以及预测的最行车速度，根据汽油发动机和轿车的比功率曲线来判定轿车发动机的最大功率为。图2-1轿车的比功率曲线因此，要选的发动机具体型号为K24Z2，其具体参数如下：发动机的型式为：直列四汽缸，二顶置的凸轮轴；发动机的具体排量：2353ml；发动机的具体功率：132kw；扭矩：225N.m；压缩比：105：10；发动机的怠速时的转速：（r/min)。

1.3汽车变速器的最小传动比一般汽车的变速器，其最小挡位的转矩所形成的比值一般为最高挡位的变速器传动比。当一般的电动汽车在最高档行驶时的传动比为汽车变速器的最小传动比。并且，这个时候汽车在燃油经济型较好的区域工作，即在发动机万有特性曲线燃油消耗率低的区域工作，所以汽车在高速行驶时的负荷率高，汽车的燃油经济性较好，所以，对于传动比的选择一定要合理有效，这样可以保证汽车的油耗在较低数值处。图2-2不同i0时的汽车功率平衡图1-i012-i023-i03如上图2-2所示Matlab，为不同的主减速器及齿轮的传动功率之比、、，且同时有<<确定的功率曲线1、2、3。即，，且，均小于。所以当我们选择到最高的车速相当于与发动机最大功率曲线交点的车速时最高的车速应该是最大的。（2-3）式中：r汽车车轮的滚动半径，34.3cm；发动机输出的最大功率所对应的转速，4500r/min；汽车的最高车速为200Km/h。则：不合理要求区不合理要求区图2-3轿车的n/ua允（2-4）式中最高档时对应于发动机最大转矩转速工况时的车速而家用轿车的标准值一般在0.11到0.13，故满足要求。1.4最大传动比的选择传动比的关系最小传动比计算为最大速度与直接切断发动机的最大输出功率之间对应的传动比与速度关系，基于无质量的直接阻塞引擎位移毫升最小值，找出直接阻塞允许的最小传输比，检查直接阻塞引擎的位移和选择文件位数是否合理。使用计算的最小比率，您可以检查影响直接阻止的最大额定功率的因素主要影响最大传动比的是汽车的最大斜率，附着力和最小稳定速度。下面根据最大爬坡度确定。如果根据最低档位的倾斜角度上坡，因为一档的速度较低所以忽略其空气阻力，则发动机的最大牵引力为：（2-5）当坡度为Ø，地面的附着系数为f时：其滚动阻力与坡度阻力为：（2-6）（2-7）因此，确保轿车在此坡度上稳定行驶的条件如下：化简得：（2-8）式中：最大坡度为16.7°，附着系数为0.02所以。通过上述即可确定，变速器最低档的传动比为：。一般家用轿车爬坡时最小得速度为25km/h对爬坡进行校核：上式中，是发动机在最大转矩时得转速为4600r/min将数值代入上式得：所以满足其要求。传动比的关系最小传动比计算为最大速度与直接切断发动机的最大输出功率之间对应的传动比与速度关系，基于无质量的直接阻塞引擎位移毫升最小值，找出直接阻塞允许的最小传输比，检查直接阻塞引擎的位移和选择文件位数是否合理。使用计算的最小比率，您可以检查影响直接阻止的最大额定功率的因素。1.5传动系挡数与各挡传动比的选择就动力经济性而言，当档数越多时，发动机所能匹配到最佳工况下的机率就越大，对发动机得燃油经济性来说，当挡位增加时，也会降低汽车的燃油消耗率。所以当增加变速器的挡位就会对降低发动机的燃油经济性。发动机的挡位数的多少还影响换挡关系涉及到了挡与档和挡之间的传动档位比和传动匹配比以及换挡比值。比值过于太大会容易减速造成其他车辆高速换挡困难。一般正常情况下我认为这个单位比值的挡量单位数量值不宜超过大于1.7~1.8。因此，最大一个档位换挡传动比与最小一个档位换挡传动量之比的绝对比值越大档位所换挡的挡的档位数也就相应变得越多。1.5.1等比级数分配等比级数分配，即：（2-9）即：假设5档为直接档，则：所以：（2-10）1.5.2变速器等比分配优点（1）假设发动机的各个参数都相同.（2）变速器的挡位对应的电机的输出的功率都相对较大，（3）变速器的挡位相对较多，且齿轮之间的啮合较好。通过上述假设我们对变速器的等比分配的好处进行分析，查看格挡之间的传动比有何好处。通过发动机的外特性曲（图2-4）线可以得出：（2-11）从而可以得出每档的平均车速与发动机转速之间的全息曲线图。图2-4换挡的过程中车速与发动机转速的关系当司机用一档进行起步时，伴随转速的进一步提高，驾驶员用I挡进行起步，随着汽车发动机离合器转速的进一步提高：1挡发动机转速达到时所对应的车速为：当挂上二档时发动机的转速下降到，车速等于，所以：当离合器两个压盘之间的没有冲击：若在2挡时转速上升到切换3挡，发动机平均转速应当下降到，同理应有：得：所以：可得：由此可得出，若每次发动机都是提高到转速换挡，只要每次换挡发动机都有可能迅速下降至达到同一低速的转速，发动机总在同一转速范围～内工作。图2-55挡变速器传动系V挡传动比通过图2-5可以确定最高档得传动比。图2-6各挡传动比与V挡传动比比值随最高车速的变化情况通过上述计算参考格挡之间的传动比，可得格挡得传动比如下：按照同等比例的传动系统级数比来进行综合分配液压离合器最大传动级数比的主要设计原因之一是其设计目是因为液压离合器可以做到无冲击，使其完美结合。当司机在高速起步时或者起步加速度过大时可以方便其操作。从而提高了汽车的最大动力性和稳定性。但是由于考虑你看到各挡之间的动力利用率都不是差别很大的这个缘故。1.6主减速器的设计1.6.1主减结构确的定主减速器从结构上一般分为三类，主动从减速器的结构类型我们可以根据其需要使用的减速齿轮从动轴承结构类型、减速从动齿轮轴承结构形式以及主、从动轴承齿轮的支撑轴承结构形式的不同而对其进行分类。（1）主减的齿轮的选择主减速器的齿轮的类型有：a螺旋锥齿轮传动；b双曲面齿轮传动；c圆柱齿轮传动；d蜗轮蜗杆传动，见下图。a螺旋锥齿轮b双曲面齿轮c圆柱齿轮传动d蜗杆传动图2-7主减速器的几种齿轮类型a螺旋锥齿轮螺旋锥齿轮传动的轴与主齿轮轴和从动齿轮轴垂直于一点相交。由于螺旋锥齿全长端面重叠的因素，主轴上必须至少有两对同时啮合的螺旋锥齿，因此支撑齿轮能够同时承受平稳、大的支撑轴承载荷，制造也很简单。b双曲面齿轮双曲面弧齿锥齿轮啮合传动的轴保持垂直，双曲面螺旋锥齿轮的节圆直径比普通螺旋锥齿轮大约20%，这是因为活动螺旋锥齿轮的稳定性和螺旋角的增加。这会增加作用中螺旋斜齿轮轴的从动轴径及其节圆直径，从而大大提高从动轮啮合的驱动刚度，并提高作用中螺旋斜齿轮的寿命。使用双曲面齿轮，齿轮的螺旋角轴和从动齿轮的螺旋角轴之间的距离明显偏移，主从齿轮之间的轴产生垂直滑动，从动齿轮齿面之间的压力很大，因此对齿轮的润滑剂传递有特殊要求。双曲面齿轮的加工精度和齿轮部件的精度比较高。但是，如果齿轮比大，轮廓大小有限，则使用双曲面驱动齿轮更合理。c圆柱齿轮传动圆柱齿轮四轴传动广泛的主要应用于柴油发动机横置齿轮轴带有横置的大型商用车和带有和带有双极四轴主动式减速器横置齿轮轴的驱动桥以及带有圆柱齿轮边的四轴差速器。d蜗杆传动蜗轮具有一系列主要优点，与其他齿轮传动形式的齿轮相比，其轮廓大小和结构质量较小，同时还能比较大齿轮传动速度。非常柔软，完全没有噪音。同时，便于汽车的整体布置和贯通多桥齿轮传动布置；并且可以同时传递大载荷，它的主要缺点是齿轮必须用高质量的锡和青铜材料制成，因此相对成本较高；驱动器效率也很低。这会增加作用中螺旋斜齿轮轴的从动轴径及其节圆直径，从而大大提高从动轮啮合的驱动刚度，并提高作用中螺旋斜齿轮的寿命。使用双曲面齿轮，齿轮的螺旋角轴和从动齿轮的螺旋角轴之间的距离明显偏移，主从齿轮之间的轴产生垂直滑动，从动齿轮齿面之间的压力很大，因此对齿轮的润滑剂传递有特殊要求。双曲面齿轮的加工精度和齿轮部件的精度比较高。但是，如果齿轮比大，轮廓大小有限，则使用双曲面驱动齿轮更合理。一般情况下，齿轮限定于成本以及换挡冲击的考虑，齿轮的传动比一般小于4，所以本文选择用螺旋锥齿轮。1.6.2主减速器减速形式的选择主减速器一般根据减速的形式分为：1级贯通减速、2级贯通、2级贯通、1级或2级贯通减速等[10]。例如，车辆性能直接需要的是主减速比的大小和汽车传动轴下的齿轮间隙。驱动轴上的齿轮数和放置驱动轴的齿轮驱动等。因为本论文的选用的主减速器的减速比不大，所以本类型车在整体设计中可能需要尽量采用单级别的主动式减速器。目前我国汽车上使用的主减速器的类型如下：图2-8悬臂式支承图2-9跨置式支承1.6.3主减基本参数的选择主减速齿轮计算载荷的确定（1）确定从动锥齿轮的计算转矩（2-12）式中：——发动机的输出的最大转矩，在此取225；——家用轿车汽车一般可取=1.0。（2-13）——汽车满载时的总重量，在此取19600，因，所以=1.0；——分动器传动比，取1。根据以上参数可以由(2-13）得：（2）确定从动锥齿轮的计算转矩（2-14）将数值代入2-14可得：（3）从轴驱动锥轴到齿轮的速度计算转矩（2-15）式中：——是满载时的之质量，取16900N；——是道路附着系数，取0.18；——轿车的性能系数取0。所以，由式（2-15）得：N·m=min[，]=2851.2N.m作为计算载荷，主动锥齿轮载荷：1.6.4主减速器的锥齿轮基本参数1）对主动锥齿轮和从动锥齿轮齿数和的选取本设计选取主动锥齿轮=12，从动锥齿轮=50。2）对主动锥齿轮和从动锥齿轮大端分度圆的直径、和端面模数的确定由公式初选，即：（2-16）根据（2-16）得：经计算，齿轮端面模数为：mm。同时，满足：(2-17)——锥齿轮模数系数（通常取0.3～0.4），即：选取计算结果中的较小值取整，，计算断面直径，。3）主动齿轮齿面宽度和从动齿轮齿面宽由于切割锥齿轮的齿的小端齿槽宽度变窄而导致的切削根头的齿侧过窄，切削根梢的圆角过小，从而减少切削根梢圆角的半径，增大集中刀具的应力，大大减小切削刀具的强度和寿命。从动锥齿轮齿面宽度推荐值为：对于螺旋锥齿轮齿轮一般比大10%，主动齿轮齿面宽：4）螺旋角的选择汽车主减速器中，中点螺旋角和锥齿轮中点螺旋角的平均值一般为度，汽车一般选择较大的。总而言之，对于此设计，必须选择螺旋角度。（5）螺旋方向的选择主、从轴运动锥体和齿轮的旋转螺旋运动方向与这是完全截然相反的。这一旋转过程如下表图2-10所示，螺旋的运动方向与旋转锥齿轮的旋转轴向所受力矩和旋转齿轮运动时的方向直接关系影响它的轴向锥齿轮旋转轴向所受力的影响大小和运动方向。因此在每当汽车采用自动换挡变速器通过锥齿轮传动悬挂进行前进轮换挡时，应尽量保证使主动轮和锥齿轮的两个轴向驱动力均匀地大于离开前进锥顶的运动方向，这样可使它的两个主、从动轮锥齿轮都具有相对分离的方向旋转运动趋势，防止前进轮齿因松动卡死而引起发生严重损坏。所以当旋转锥顶式涡轮发动机主轴沿旋转锥顶式主轴轴向旋转的运动方向为顺或者是逆时针时，采用的主动轴为旋转轴的锥齿轮为左旋轴可使旋转锥齿轮的旋转轴向力分别离开锥式和顶式主轴的轴向旋转运动方向。图2-10双曲面齿轮的螺旋方向及轴向推力（6）法向压力角压力角增加可以有效地提高大小小齿轮的旋转强度，减少大齿轮不能移动的动产中的最小压力角和齿数，因此，对于使用轻载荷的锥齿轮，通常建议使用较小的压力角度，这样可以使大尺寸齿轮变得平滑，并降低噪音。对于使用螺旋作业的斜齿轮，通常建议使用14.5°或16°。在此条件下，平均最小压力角应选择为14.5°。1.6.5主减速器锥齿轮的参数表2-1主减速器锥齿轮的参数表序号计算公式数值注释112小齿轮齿数值250大齿轮齿数值36端面模数值440.22小齿轮齿面宽数值523.22大齿轮齿面宽数值620.5°法向压力角数值790°轴向交角数值865小齿轮大端分度圆直径数值9315大齿轮大端分度圆直径数值10右旋小齿轮的螺旋方向数值11左旋大齿轮的螺旋方向数值1248°螺旋角数值1316.5°小齿轮分度圆锥角数值1465.5°大齿轮分度圆锥角数值1.6.6“格里森”制主减速器锥齿轮强度计算设计中所要选用的该车的主轴与减速器和每个圆锥轮形齿轮的齿轮尺寸使用计算机得出每个圆锥轮形齿轮的主轴几何齿形尺寸，之后根据主要参数对所需的选择需要确定的强度计算量和载荷经行一个相应的载荷强度测量验算，来通过确定和设计保证该车的圆锥轮形齿轮及其主轴和减速器，当具备了这些可能因素时，可以得出结论本设计所用到减速器材料可能能够达到是具有相当的强度和参数数值，是可以支撑的起这种强度的汽车运动的。（1）单位齿长上的圆周力即：(2-18)1)按发动机最大转矩计算时N/mm（2-19）式中：——代表的是发动机输出的最大转矩，在此取230；——代表的是变速器的传动比，取3.0；按式（2-19）得：2)按轮胎最大附着力矩计算）式中：——代表的是附着系数，在此取0.8；——代表的是从动锥齿直径，在此取215mm。按式（2-20）得：表2-2许用单位齿长圆周力按发动机最大转矩计算时按轮胎最大附着力矩计算时（N/mm）轮胎与地面附着系数一挡二挡三挡835463228890.8（2）所选用的轮齿的弯曲强度的计算根据公式和相关数据得出汽车的主减速器锥齿的弯曲应力应为：（2-21）在上面公式中各参数代表的含义有：——代表的是该齿轮的计算转矩，，；——代表的是超载系数；在此取1.0；——代表的是计算齿轮的齿面宽，在此为31.325mm；——代表的是端面模，在此为5mm；——代表的是所代表的含义是综合系数测量是用于计算弯曲应力的一个综合测量系数(或弯曲应力运动几何的一个综合测量系数)，载荷在有效应力齿间的径向移动和应力分布、有效应力作用点的应力齿形截面宽、应力载荷集中度的几何综合系数及其中的惯性应力运动几何系数等对弯曲应力综合系数计算的实际意义和重要影响。计算值的方法可以参照如下图2-11，取=0.26。按计算疲劳弯曲应力<210.9按计算疲劳弯曲应力<700N/图2-11计算用弯曲综合系数由以上可以得出，设计所要求的主减速器齿轮满足弯曲强度的相关行业标准。(3)轮齿的表面接触强度计算锥齿轮的齿面接触应力应该为：在上面公式中各参数代表的意义有：——代表的是主动齿轮所具备的的计算转矩，；——代表的是所用材料的弹性系数，对于钢制齿轮副在此取234；，，——见式(2-21)下的说明；图2-12接触计算用