1、本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 汽車底盤傳動系設(shè)計 學 院 機電工程_ 專 業(yè) 機械設(shè)計制造及其自動化 （車輛工程方向） 年級班別 03級1班_ 學 號 學生姓名 指導(dǎo)教師 2007 年 6 月 8 日摘 要底盤傳動系統(tǒng)的設(shè)計是影響汽車質(zhì)量的關(guān)鍵。本文參考樂聘轎車的主要數(shù)據(jù)，對其重新進行底盤傳動系的設(shè)計。該轎車屬于市區(qū)代步的兩廂車，因而傳動系圍繞該特點來進行設(shè)計。首先確定傳動系總體參數(shù)，然后是對離合器、變速器、主減速器、差速器和驅(qū)動橋半軸、萬向節(jié)的設(shè)計計算。設(shè)計方法以傳統(tǒng)的汽車設(shè)計方法為主，主要是取經(jīng)驗值。設(shè)計中通過參考文獻資料，對某些部件進行了調(diào)整變更。在設(shè)計所得到的數(shù)據(jù)結(jié)果上，利用軟件Pro/Eng

2、ineer繪制其三維模型，組裝成總體裝配圖。關(guān)鍵詞：車輛傳動系統(tǒng)，傳動系設(shè)計，三維建模AbstractThe design of the power train system is the key to the automobile design quality. In this paper, the power train system of certain vehicle will be re-designed. The reference data belongs to the Chevrolet Aveo, which will be re-design its power train

3、 system. This vehicle is a hatchback for urban transport., and the design of this power train is based on this characteristic.First we determine the overall parameters of the power train. And then comes the clutch, transmission, final drive, axle and universal joint design. The design method is base

4、 on the traditional car design method, mainly by gaining the experience value. In this design a number of documents are referenced to, and some of the components are adjusted or changed.Using the data of this design result, a 3D model of this power train system is drawed by the software Pro/Engineer

5、, and create the assembly drawing.Key words: vehicle power train system, design of the power train, 3D modeling目 錄1 緒論12 汽車傳動系參數(shù)的確定3 2.1選用車型的底盤特點及基本參數(shù)3 2.2 各級傳動比的計算3 傳動比的確定方法3 確定傳動比過程53 離合器設(shè)計7 3.1 初始數(shù)據(jù)及型式確定7 3.2 摩擦片設(shè)計7 3.2.1 基本參數(shù)7 3.2.2 參數(shù)核算8 3.3 膜片彈簧設(shè)計10 3.3.1 膜片彈簧尺寸10 3.3.2 膜片彈簧強度校核12 3.4 減振器設(shè)計13

6、3.4.1 基本參數(shù)選定13 3.4.2 減振彈簧設(shè)計計算15 3.5其它部件結(jié)構(gòu)設(shè)計164 變速器設(shè)計18 4.1 結(jié)構(gòu)與基本參數(shù)初定18 4.1.1 變速器結(jié)構(gòu)18 4.1.2 基本參數(shù)選取18 4.2 各擋齒輪參數(shù)設(shè)計計算20 4.3 齒輪強度校核23 4.3.1 強度計算公式23 4.3.2 各擋齒輪強度計算24 4.4 輸入軸結(jié)構(gòu)及其軸承設(shè)計與校核27 4.4.1 軸尺寸計算28 4.4.2 軸強度剛度校核29 4.4.3 軸承選用與核算37 4.5 其他結(jié)構(gòu)設(shè)計395 主減速器設(shè)計40 5.1 減速齒輪形式與參數(shù)確定40 5.2 齒輪強度校核40 5.2.1 計算載荷40 5.2.

7、2 齒輪彎曲強度核算42 5.2.3 齒輪接觸強度計算43 5.3 變速器輸出軸結(jié)構(gòu)及其軸承設(shè)計與校核43 5.3.1 輸出軸結(jié)構(gòu)43 5.3.2 輸出軸的強度剛度校核44 5.3.3 軸承選用與校核51 5.4 其它結(jié)構(gòu)設(shè)計536 差速器設(shè)計54 6.1 形式與基本參數(shù)設(shè)計54 6.1.1 結(jié)構(gòu)形式選擇54 6.1.2 基本參數(shù)設(shè)計選擇54 6.2 強度校核56 6.3 其它結(jié)構(gòu)設(shè)計577 驅(qū)動橋半軸設(shè)計58 7.1 半軸總體結(jié)構(gòu)58 7.2 萬向節(jié)設(shè)計58 7.3 半軸強度校核598 三維模型的建立62設(shè)計總結(jié)63參考文獻64致 謝651 緒論毋容置疑，汽車的功用是搭載人或貨物進行運輸，行

8、駛是其本質(zhì)屬性。使汽車實現(xiàn)行駛的系統(tǒng)稱為傳動系統(tǒng)。傳動系的基本功用是將發(fā)動機發(fā)出的動力傳給汽車的驅(qū)動車輪，產(chǎn)生驅(qū)動力，使汽車能在一定速度上行駛。傳動系具有減速、變速、倒車、中斷動力、輪間差速和軸間差速等功能，與發(fā)動機配合工作，能保證汽車在各種工況條件下的正常行駛，并具有良好的動力性和經(jīng)濟性。傳動系統(tǒng)主要由離合器、變速器、萬向傳動裝置和驅(qū)動橋（包括主減速器、差速器、半軸和橋殼等）組成。在越野車輛上，還設(shè)有分動器，負責將變速器的功率分配給各驅(qū)動橋。離合器的基本作用是在特定情況下中斷傳動系統(tǒng)的動力傳遞；變速器的作用是實現(xiàn)汽車變速與倒向行駛；變速器與主減速器共同實現(xiàn)減速增矩，使汽車獲得足夠的驅(qū)動力；差

9、速器是為了使兩側(cè)驅(qū)動輪具有差速作用；萬向傳動裝置使傳動軸可以在一定轉(zhuǎn)角內(nèi)自由擺動而持續(xù)傳遞動力。設(shè)計傳動系，即是設(shè)計這幾個總成的參數(shù)，使得各部分總成與發(fā)動機和整車協(xié)調(diào)匹配，且具有一定的壽命，以滿足消費者對汽車性能的需求。機械式傳動系常見布置型式主要與發(fā)動機的位置及汽車的驅(qū)動型式有關(guān)?？煞譃椋?.前置前驅(qū)FR：即發(fā)動機前置、后輪驅(qū)動。這是一種傳統(tǒng)的布置型式，國內(nèi)外的大多數(shù)貨車、部分轎車和部分客車都采用這種型式。2.后置后驅(qū)RR：即發(fā)動機后置、后輪驅(qū)動。在大型客車上多采用這種布置型式，少量微型、輕型轎車也采用這種型式。3.前置前驅(qū)FF：發(fā)動機前置、前輪驅(qū)動。這種型式操縱機構(gòu)簡單、發(fā)動機散熱條件好。

10、但上坡時汽車質(zhì)量后移，使前驅(qū)動輪的附著質(zhì)量減小，驅(qū)動輪易打滑；下坡制動時則由于汽車質(zhì)量前移，前輪負荷過重，高速時易發(fā)生翻車現(xiàn)象?，F(xiàn)在大多數(shù)轎車采取這種布置型式。4.越野汽車的傳動系。越野汽車一般為全輪驅(qū)動，發(fā)動機前置，在變速箱后裝有分動器將動力傳遞到全部車輪上。汽車底盤傳動系統(tǒng)的設(shè)計本質(zhì)上就是機械設(shè)計。傳統(tǒng)機械設(shè)計方法有理論設(shè)計法、經(jīng)驗設(shè)計法和模型實驗設(shè)計法；近幾十年來發(fā)展起來了現(xiàn)代設(shè)計方法，常見的有計算機輔助設(shè)計、優(yōu)化設(shè)計、可靠性設(shè)計、并行設(shè)計、參數(shù)化設(shè)計等等?，F(xiàn)代設(shè)計方法都離不開計算機的幫助，特別是優(yōu)化設(shè)計，其涉及到的優(yōu)化方法就有好幾類1，每一類又都牽涉到不同的優(yōu)化算法，這些算法若不借助計

11、算機求解是極其艱難的。譬如，對于傳動系來說，零件首先要滿足強度要求才能傳遞發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩，這要求零件尺寸盡可能大；在空間有限且降低成本條件下零件尺寸又要求盡可能?。贿@對矛盾的解決就需通過優(yōu)化設(shè)計才能達到一個最佳值。在國外一篇文獻中2，它提到了如何用計算機對軸與箱體進行疲勞仿真，以此來設(shè)計或校核零件。雖然現(xiàn)代設(shè)計方法是當今機械設(shè)計業(yè)的主流，但它都是從傳統(tǒng)設(shè)計中發(fā)展出來的，懂得了傳統(tǒng)的設(shè)計方法，才能學懂現(xiàn)代設(shè)計方法。因此，本文所進行的傳動系設(shè)計基本上是靠傳統(tǒng)設(shè)計方法，僅在個別地方輔助利用了計算機。離合器一章中的膜片彈簧設(shè)計，里面的公式冗長復(fù)雜，用了MATLAB輔助計算，彈簧特性曲線也是用MATLAB

12、來繪制的。變速器軸承用Excel編了一個計算用表，大大簡化了計算過程。差速器錐齒輪尺寸數(shù)據(jù)也是在Excel中計算而得的。最后的三維圖繪制用的軟件是Pro/Engineer Wildfire，為了跟上企業(yè)設(shè)計的高效率設(shè)計理念，通用件是由標準庫中提取出來的，省去了重新繪制的時間。2 汽車傳動系參數(shù)的確定2.1選用車型的底盤特點及基本參數(shù)底盤傳動系設(shè)計需要知道車輛的一些基本參數(shù)，如質(zhì)量、發(fā)動機特性、設(shè)計要求的動力性、燃油經(jīng)濟性、汽車維修周期、汽車尺寸、輪胎尺寸等。知道了質(zhì)量，才能正確確定所需的驅(qū)動力；有了動力性與燃油經(jīng)濟性標準，才能根據(jù)標準正確設(shè)計傳動比；確定了維修周期，就等于確定了零件使用壽命；汽

13、車的尺寸大小則限制了傳動系的尺寸大小及布置；輪胎尺寸與汽車的動力性要求緊密相關(guān)。因此，我們需要先有輛樣本汽車的數(shù)據(jù)，才能繼續(xù)進行設(shè)計。在此，我們選取雪佛蘭樂聘轎車。其屬于市區(qū)小轎車系列，以經(jīng)濟舒適為主，動力性方面，設(shè)計最高車速為160Km/h，爬坡度要達到30%（加速性不詳）；兩廂車類別，且由于要強調(diào)好的操縱性，所以驅(qū)動類型跟隨當代的潮流，前置前驅(qū)；整車尺寸不大，則設(shè)計的傳動系需緊湊，才能滿足布置要求，增大乘坐空間。樂聘裝用的發(fā)動機最大功率69kw/6000rpm，最大扭矩128Nm/4000rpm。當發(fā)動機轉(zhuǎn)速超過6000rpm時，其動力性與燃油經(jīng)濟性都會惡化，所以絕大多數(shù)情況下都不會使轉(zhuǎn)速

14、超過6000rpm，即可將6000rpm定為最大轉(zhuǎn)速（可適當超出少許）。發(fā)動機為橫向放置，則主減速器可采用圓柱齒輪傳動。原裝輪胎規(guī)格為185/60R14，據(jù)此可計算其車輪自由半徑。變速箱有手動與自動兩種形式，選擇手動形式，擋數(shù)為5。2.2 各級傳動比的計算因為傳動系的離合器、變速器部分都涉及到傳動比的計算，所以把變速器傳動比與主減速器比放在設(shè)計初始處設(shè)計計算。2.2.1傳動比的確定方法1、最小傳動比的選擇整車傳動系最小傳動比的選擇，可根據(jù)最高車速及其功率平衡圖來確定。圖2.1以三種不同傳動比主減速器的功率平衡圖來說明最小傳動比與最高車速的關(guān)系。三種傳動比確定了三條功率曲線。其中確定的功率曲線在

15、最大功率點與常見阻力功率曲線相交，對應(yīng)的車速為，驅(qū)動功率最大點對應(yīng)的車速為，；確定的功率曲線在最大功率點右側(cè)與常見阻力功率曲線相交，對應(yīng)的車速為,驅(qū)動功率最大點對應(yīng)的車速為，；由確定的功率曲線在最大功率點左側(cè)與常見阻力功率曲線相交，對應(yīng)的車速為,驅(qū)動功率最大點對應(yīng)的車速為，。而且，因此，選擇可使汽車速度達到最大。圖2.1 最小傳動比與最高車速的關(guān)系2、最大傳動比的選擇最大傳動比是汽車為I檔時傳動系的總傳動比，因主減速器傳動比是固定的，通常汽車沒有分動器和輪邊減速器，因此，只要確定I檔傳動比即可。 最大爬坡度、I檔動力因數(shù)、附著力和汽車最小穩(wěn)定車速是最大傳動比的制約因素。討論最大爬坡度時，車速很

16、低，近似等速，所以，空氣阻力和加速阻力均可忽略,汽車行駛方程式可寫為 即 （2.1）式中 最大爬坡角度，；車輪滾動半徑，m。載貨汽車要求的最大爬坡度約為30%。 對于松軟地面行走的越野汽車，最大傳動比還要滿足最低穩(wěn)定車速的要求，即 （2.2）轎車的最大爬坡度常大于30%，一般根據(jù)加速能力或參考同等級車型選取最大傳動比。 最大傳動比還應(yīng)滿足驅(qū)動輪的附著條件，檢查附著條件是否滿足上坡或加速的要求。3、各擋傳動比的選擇選定汽車的最小傳動比、最大傳動比及傳動系的擋位數(shù)后，就要確定中間各擋的傳動比。汽車傳動系各擋的傳動比大體是按等比級數(shù)分配的，即有 為常數(shù)，即各擋之間的公比按等比級數(shù)分配的傳動比，若每次

17、發(fā)動機都是提高到轉(zhuǎn)速換擋，只要發(fā)動機都降到同一低轉(zhuǎn)速，離合器就能無沖擊地接合，除此之外主要目的還在于充分利用發(fā)動機提供的功率，提高汽車的動力性。實際上，對于擋位較少的變速器，各擋傳動比之間的比值并不正好相等，不是正好按照等比級數(shù)來分配的。這主要是考慮到各擋利用率差別很大的緣故。汽車主要是用較高擋位行駛，所以較高擋位相鄰兩擋間的傳動比的間隔應(yīng)小些。所以，各擋傳動比之間的關(guān)系是 （2.3）并且低檔的比值比高擋的比值要大。2.2.2確定傳動比過程最佳的動力裝置參數(shù)應(yīng)是在保證汽車達到設(shè)計要求的動力性能基礎(chǔ)上有最良好的燃油經(jīng)濟性。通常是利用燃油經(jīng)濟性加速時間曲線確定動力裝置的參賽，以循環(huán)工況油耗代表燃油

18、經(jīng)濟性，以原地起步加速時間代表動力性，作出不同參數(shù)匹配下的燃油經(jīng)濟性加速時間曲線（C曲線）。根據(jù)文獻3第三章第五節(jié)介紹，在動力裝置其它參數(shù)不變的條件下，主減速器傳動比值較大時，加速時間較短但燃油經(jīng)濟性下降；主減速器傳動比值較小時，加速時間延長但燃油經(jīng)濟性改善。在不改變發(fā)動機的條件下，可利用C曲線從數(shù)種變速器中選一合適的變速器和一合適的主減速器傳動比。由于繪制該C曲線涉及到其它方面的計算，所以確定主減速器傳動比可參照同一級別車型的統(tǒng)計數(shù)據(jù)。在此，我們即參照該樂聘轎車的值，使。有了主減速器傳動比后，就可根據(jù)上面講述的方法確定變速器最小傳動比。確定擋位數(shù)是5，使得換擋便利。首先須繪制汽車功率平衡圖，

19、找出能達到最大設(shè)計車速的最小傳動比，然后利用算出變速器5擋時的傳動比。但沒有足夠資料來繪制汽車功率平衡圖，因此也只好利用該車的現(xiàn)成數(shù)據(jù)，使。變速器最大傳動比也可以確定了，參照式子（2.1），可計算出來。但是若以最大爬坡度30%代入，所得結(jié)果并不適合于小轎車的，計算小轎車的最大傳動比應(yīng)根據(jù)加速能力確定。在此也沒有具體的合適數(shù)據(jù)來計算，所以亦參照原車數(shù)據(jù)，使?，F(xiàn)在就可以推算各擋在等比級數(shù)分配下的傳動比： 得則，然后調(diào)整2、3、4擋傳動比，滿足式（1.2）的要求。最后得到的結(jié)果如表2.1。表2.1 傳動系傳動比變速器傳動比一擋二擋三擋四擋五檔倒擋3.5451.9521.2760.9710.7633.

20、333主減速器傳動比3.944注：倒擋值設(shè)計取得與一擋接近。3 離合器設(shè)計3.1 初始數(shù)據(jù)及型式確定由第一章的車型數(shù)據(jù)知道，樂聘的發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩為，最大功率。即設(shè)計的離合器須滿足傳遞的扭矩為，所能達到的轉(zhuǎn)速不低于。對乘用車而言，發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩不大，離合器通常只設(shè)有一片從動盤。單片離合器結(jié)構(gòu)簡單，軸向尺寸緊湊，散熱良好，維修調(diào)整方便，從動部分轉(zhuǎn)動慣量小，使用時能保證分離徹底。壓緊彈簧采用現(xiàn)在廣泛使用的膜片彈簧，此種彈簧具有許多優(yōu)點；膜片彈簧離合器又分為拉式與推式，拉式比推式具有更多優(yōu)點：結(jié)構(gòu)更簡單、緊湊，零件數(shù)更少，質(zhì)量更小，在同樣壓盤尺寸條件下壓緊力更大，傳遞轉(zhuǎn)矩能力更大，踏板操縱更輕便，沖擊

21、與噪聲很小，壽命更長。考慮以上因素，設(shè)計該離合器為單片拉式膜片彈簧離合器。膜片彈簧支承采用單支承環(huán)形式，以提高安裝精度，減少離合器蓋的制造精度。壓盤的驅(qū)動方式采用彈性傳力片式，是沿圓周切向布置的三組或四組薄彈簧鋼帶傳動片兩端分別與離合器蓋和壓盤一鉚釘或螺栓連接，其優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單，壓盤與飛輪對中性好，使用平衡性好，工作可靠，壽命長，且傳動片的彈性允許壓盤作軸向移動。3.2 摩擦片設(shè)計 基本參數(shù)離合器的基本參數(shù)主要有性能參數(shù)和，尺寸參數(shù)、和摩擦片厚度以及結(jié)構(gòu)參數(shù)摩擦面數(shù)和離合器間隙，還有摩擦因數(shù)。這些參數(shù)都與摩擦片直接相關(guān)，因此歸為摩擦片設(shè)計。1、后備系數(shù)小轎車的離合器尺寸應(yīng)盡可能小，操縱應(yīng)輕便，

22、不宜選得太大；汽車總質(zhì)量越小，值越??；發(fā)動機缸數(shù)越少，轉(zhuǎn)矩波動越大，值越大；膜片彈簧由于磨后壓力保持較穩(wěn)定，值可小些；單片離合器值小于雙片。通常，轎車、微型和輕型汽車： b=1.201.75。綜合考慮各種因素，初選=1.502、單位壓力單位壓力決定了摩擦表面的耐磨性，對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應(yīng)考慮工作條件、發(fā)動機后備功率大小、摩擦片尺寸、材料及其質(zhì)量和后備系數(shù)等因素。摩擦片采用編織石棉材料，范圍在0.250.35Mpa之間，初選=0.3。3、摩擦因數(shù)、摩擦面數(shù)、摩擦間隙摩擦因數(shù)取決于摩擦片所用的材料及其工作穩(wěn)定、單位壓力荷花磨速度等因素。編織石棉的摩擦因數(shù)范圍在0.250.

23、35，初選。對單片離合器，摩擦面數(shù)；摩擦間隙是指離合器處于正常接合狀態(tài)、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完全接合，在分離軸承和分離杠桿內(nèi)端之間留有的間隙，初步定為3mm。4、摩擦片外徑、內(nèi)徑和厚度估算摩擦片外徑 （3.1）為直徑系數(shù)，一般地轎車為：算得 由此結(jié)果，查標準4，原則上應(yīng)選取D=180mm，d=125mm，b=3.5mm。但經(jīng)過設(shè)計驗算，該尺寸不僅使結(jié)構(gòu)布置困難，而且單位面積滑磨功很大。根據(jù)從動盤轂花鍵尺寸表，以發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩為參照，選取D=200mm，d=140mm，b=3.5。平均半徑 參數(shù)核算1、為保證在任何工況下都能可靠傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)

24、矩，離合器最大靜摩擦力矩而 c摩擦片內(nèi)外徑比d/D=0.7有 符合原設(shè)計要求。2、最大圓周速度 小于65m/s許用速度。3、單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩 小于許用值4、單位摩擦面積滑磨功 （3.2）汽車起步時離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功，根據(jù)下式計算 （3.3）為汽車總質(zhì)量，1105kg；為輪胎滾動半徑，近似以靜半徑代入，0.289m；為汽車起步時所用變速器擋位傳動比，3.545；為主減速器傳動比，3.944；為發(fā)動機轉(zhuǎn)速，乘用車取2000r/min。代入（3.2）（3.3）計算得W=10344J，=0.323J，小于許用值0.40J。5、摩擦片所需的壓緊力為3.3 膜片彈簧設(shè)計膜片彈簧采用60S

25、i2MnA優(yōu)質(zhì)高精度鋼板材料，許用應(yīng)力15001700Mpa。為提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進行強壓處理；對凹面或雙面進行噴丸處理，以提高疲勞強度和承載能力；為提高分離指的耐磨性，對其端部進行高頻淬火、噴鍍鉻合金和鍍鎘或四氟乙烯；在膜片彈簧與壓盤接觸圓形處，為了防止由于拉應(yīng)力的作用而產(chǎn)生裂紋，可對該處進行擠壓處理。3.3.1 膜片彈簧尺寸基本尺寸有：（1）H-自由狀態(tài)下碟簧部分的內(nèi)截錐高度 （2）h-膜片彈簧鋼板厚度 （3）R-自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑 （4）r-自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑 （5）-壓盤加載點半徑 （6）-支承環(huán)加載點半徑 （7）-膜片彈簧小端內(nèi)半徑 （8）-分離軸承

26、作用半徑 （9）切槽寬度、及半徑。（如圖3.1）經(jīng)過初步設(shè)計計算得出數(shù)據(jù)列于表3.1。圖3.1 膜片彈簧結(jié)構(gòu)表3.1 膜片彈簧尺寸 單位：毫米H4H/h1.742.3R103R/r1.226840.21022251008541074分離指數(shù)目n181、壓緊力和膜片彈簧大端變形的關(guān)系 （3.4）式中： E為彈性模量，鋼材取E=2.1x104 kg/mm2；為泊松比，鋼材取；為大端變形，mm；R為碟簧部分外半徑（大端半徑），mm；利用該式可繪出膜片彈簧-特性曲線，如圖3.2。選取彈簧工作點位置B ，在該點F1=4489N；當摩擦片磨損 后，工作點移到A點。摩擦片總的最大磨損量： 圖3.2 膜片彈簧

27、特性曲線 式中： 為摩擦片總的工作面數(shù)，對于單片：；為每一摩擦工作面最大允許磨損量，可取工作點A取工作點C取，對應(yīng)的彈簧力為3747N。2、當膜片彈簧小端分離軸承處作用有外加載荷（分離力）時，則大端變形與關(guān)系如下： （3.5）代入求得 3、在力作用下，膜片彈簧小端分離軸承處的變形計算公式 式中：為在力的作用下，因碟簧部分的角變形引起的小端變形；為在力的作用下，分離爪的附加變形計算公式。 ；結(jié)果得 12mm；6.02mm；18mm。也就是說，分離軸承行程為18mm。3.3.2 膜片彈簧強度校核膜片彈簧在各種變形情況下，其碟形部分的內(nèi)半徑B處的應(yīng)力總大于其它各點，故需求B點的當量應(yīng)力，對B點進行強

28、度校核。由于B點的當量應(yīng)力隨大端變形而變化，當=，即： 時，達到極大值。 此時即有由上面選取的工作點C知，則求得，小于許用應(yīng)力1500Mpa。3.4 減振器設(shè)計3.4.1 基本參數(shù)選定扭轉(zhuǎn)減振器主要由彈性元件和阻尼元件等組成。彈性元件一般采用圓柱螺旋彈簧，阻尼元件采用阻尼片。減振器的扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼摩擦元件間的阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩是兩個主要參數(shù)，其它設(shè)計參數(shù)還包括極限轉(zhuǎn)矩、預(yù)緊轉(zhuǎn)矩和極限轉(zhuǎn)角等。1、極限轉(zhuǎn)矩當減振器傳遞的極限轉(zhuǎn)矩與汽車驅(qū)動輪的最大附著力矩相等時，傳動系的動載荷為最??；若，則會增大減振器的角剛度，使傳動系動載荷有所增大。因此，按下式選取式中，為汽車前驅(qū)動橋靜載荷，取6500N；為附著系數(shù)，

29、計算時取0.8；為車輪滾動半徑，以車輪靜半徑代入，0.289m；分別為主減速比、變速器一擋傳動比3.944，3.545。計算得 ，小于發(fā)動機最大扭矩。把值調(diào)大到130，使離合器能傳遞出發(fā)動機最大扭矩，傳動系動載荷適當減少，而不使角剛度增加太多。2、扭轉(zhuǎn)角剛度扭轉(zhuǎn)角剛度定義為 按經(jīng)驗公式初選 ，取為，以減少減振彈簧線剛度K。3、阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩由于受結(jié)構(gòu)和扭矩要求限制，減振器的角剛度不可能很低，為了有效地消振，還必須合理選擇減振器阻尼裝置的摩擦力矩（阻尼力矩）。按經(jīng)驗公式計算，系數(shù)取0.1；4、預(yù)緊轉(zhuǎn)矩減振彈簧在安裝時都有一定預(yù)緊，它對降低減振器角剛度有利。但預(yù)緊力不應(yīng)大于摩擦力矩，否則在反向工作時

30、，扭轉(zhuǎn)減振器將提前停止工作，取其值等于阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩12.8；5、減振彈簧位置半徑與彈簧個數(shù)在初步選定減振器的主要參數(shù)以后，即可根據(jù)布置上的可能來確定它的具體結(jié)構(gòu)尺寸，并設(shè)計減振彈簧以滿足其減振性能的要求。按經(jīng)驗公式 ，考慮減小彈簧力，取45mm。彈簧個數(shù)取6個。6、減振彈簧總壓力每個彈簧最大工作壓力 彈簧線剛度3.4.2 減振彈簧設(shè)計計算減振器彈簧平均直徑一般在1115mm，取D=14mm。彈簧絲直徑d一般在34mm，取為3mm。有效圈數(shù)取為4。由此可計算其剛度G為材料切變模量，65Mn在d4mm時最大可取為83000Mpa。由此值反算扭轉(zhuǎn)剛度小于13，可行?？?cè)?shù)旋繞比，曲度系數(shù)上面以算出每

31、根彈簧工作壓力F=481.5N，則其最大剪切應(yīng)力。查文獻5表16-3，65Mn在d=3mm時，彈簧類型為第二類，其許用切應(yīng)力，經(jīng)強壓處理，許用應(yīng)力增大25%，即達到800MPa，大于計算應(yīng)力。彈簧最小長度總變形量自由高度預(yù)變形量安裝工作高度工作變形量則算出減振器最大轉(zhuǎn)角，在可取用范圍內(nèi)。3.5其它部件結(jié)構(gòu)設(shè)計1、從動盤（1）從動盤轂一般采用齒側(cè)對中的矩形花鍵，花鍵之間為動配合。材料采用40Cr，經(jīng)鍛造而成，HRC2832?；ㄦI尺寸根據(jù)摩擦片的外徑查表選取，得齒數(shù)外徑內(nèi)徑齒厚有效齒長102923425使用公式 進行剪切強度校核，其中為花鍵的側(cè)面壓力（N）； ，其中 、分別為花鍵的內(nèi)外徑（m）；Z

32、為從動盤轂數(shù)；n為花鍵的齒數(shù)；為花鍵的有效長度（m）；h為花鍵的工作高度 有 材料許用擠壓應(yīng)力20Mpa，大于計算應(yīng)力。（2）從動片鉚接6塊波形片，使從動盤具有軸向彈性。材料采用65Mn，厚度為0.6mm。（3）從動片采用10鋼，厚度1.5mm。（4）阻尼摩擦片厚度1.5mm。2、壓盤壓盤的徑向尺寸與摩擦片的徑向尺寸應(yīng)接近一致，故只需設(shè)計壓盤厚度即可，厚度確定主要依據(jù)以下兩點：（1）壓盤應(yīng)具有足夠的質(zhì)量，以吸收結(jié)合時摩擦產(chǎn)生的熱量；（2）壓盤應(yīng)具有足夠大的強度，以保證受熱時不變形。初步定為15mm，外徑D=210mm，內(nèi)徑d=130mm，采用灰鑄鐵HT250鑄造而成，密度為7.6g/cm3。不

33、計肋條，壓盤質(zhì)量為 前面算得離合器每接合一次產(chǎn)生的總滑磨功W=10344J則溫升算得 對單片離合器壓盤0.5壓盤的比熱容沒，對鑄鐵取許用溫升為810C，大于計算溫升。3、傳動片設(shè)計壓盤傳力方式采用傳動片。初選傳動片安裝位置半徑120mm，3組傳動片，每組2片，每片厚度0.6mm。設(shè)計傳動片寬度20mm。對傳動片進行校核。傳遞轉(zhuǎn)矩；每片傳動片承受拉力為 拉應(yīng)力為 A為傳動片最小截面面積，等于寬度減去孔徑后與厚度之積。材料采用65Mn，其抗拉強度1000Mpa，遠大于計算拉應(yīng)力。4、離合器蓋離合器蓋使用15鋼沖壓而成，板厚采用2.5mm，；對中方式采用非對稱布置的螺栓孔。5、分離軸承及機構(gòu)本離合器

34、選用了拉式非調(diào)心式分離軸承，操縱機構(gòu)采用液壓式操縱機構(gòu)，其摩擦阻力小、傳動效率高、質(zhì)量小、布置方便、接合柔和，工作不受車身或車架變形及發(fā)動機的影響，便于遠距離操縱。4 變速器設(shè)計4.1 結(jié)構(gòu)與基本參數(shù)初定4.1.1 變速器結(jié)構(gòu)機械式變速器具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠的優(yōu)點，故為該車型設(shè)計機械式變速器。固定軸式變速器廣泛用于各種汽車中。固定軸式變速器還根據(jù)軸的布置與數(shù)量分為幾種，其中的兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動汽車上，故確定所設(shè)計的變速器取兩軸式。為使換擋便利，符合小轎車應(yīng)讓大多數(shù)人都能駕駛的原則，故換擋機構(gòu)采用同步器；第一章中確定了變速器為5擋，前進擋若都采用同步器

35、，則將有一個同步器只接合一個前進擋，于是考慮倒擋亦采用同步器，剛好三個同步器接合六個擋位；如此，倒擋齒輪就是常嚙合齒輪副，兩軸路線中加入一個傳動齒輪；同步器均設(shè)置在輸出軸上。變速齒輪采用常嚙合方式，適應(yīng)于同步器。這樣齒輪可設(shè)計成斜齒圓柱齒輪，其使用壽命長、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低，而且還可以減少齒輪的設(shè)計最小齒數(shù)，減少齒輪直徑，從而減少變速器的尺寸。變速器簡圖如圖4.1。圖4.1 變速器簡圖4.1.2 基本參數(shù)選取1、中心距A對兩軸式變速器而言，中心距是指輸入軸與輸出軸之間的距離。其值大小不僅對變速器外形尺寸、體積和質(zhì)量大小有關(guān)，而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，輪齒接觸應(yīng)力越大，齒輪壽命越

36、短。對發(fā)動機前置前輪驅(qū)動和發(fā)動機前置后輪驅(qū)動乘用車，中心距可以根據(jù)排量與中心距的統(tǒng)計數(shù)據(jù)初選，乘用車變速器的中心距在6080mm范圍內(nèi)。這里取上限值80mm，使后續(xù)的軸徑與齒輪大小有個寬限范圍。2、外形尺寸變速器的橫向尺寸應(yīng)根據(jù)齒輪制經(jīng)濟倒擋中間齒輪和換擋機構(gòu)的布置來確定。乘用車的軸向尺寸為（3.03.4）A，算出可取范圍在240272mm。具體值亦須在確定齒輪與同步器的軸向尺寸后方可確定。3、齒輪參數(shù)齒輪模數(shù)取較小值可增加齒數(shù)與重合度，并較少噪聲；模數(shù)較大則可使質(zhì)量小些；對乘用車而言，減少噪聲有更重要的意義，因此模數(shù)應(yīng)選小的值。變速器低擋齒輪應(yīng)選用大些的，其它擋位選另一種模數(shù)。根據(jù)文獻6表3

37、-1、表3-2，選用模數(shù)確定為：一，二，倒擋齒輪2.75；其它齒輪2.5。變速器齒輪普遍采用20度的壓力角。乘用車的兩軸式變速器齒輪螺旋角選用范圍在2025度之間。每擋位齒輪的螺旋角具體值要在后續(xù)的齒輪計算中推算出來，這里先取個大概值25度。通常根據(jù)齒輪模數(shù)來選定齒寬：，為齒寬系數(shù)，取為6.08.5；計算得出一二倒擋齒輪在16.523.38mm間，其它齒輪1521.25mm間。較大的齒寬可使傳動平穩(wěn)些，接觸應(yīng)力降低。而小齒輪齒寬通常比大齒輪略大些，防止因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位，導(dǎo)致嚙合齒寬減小而增大輪齒工作載荷。綜合考慮，齒寬選擇如下表：表4.1 齒輪齒寬 單位：毫米一擋二擋三擋四擋五擋倒擋主動

38、輪222218181820從動輪202016161619184.2 各擋齒輪參數(shù)設(shè)計計算4.2.1 一擋齒輪副一擋傳動比為 （4.1）其中為一擋小齒輪，為一擋大齒輪。齒輪副中心距可表示為 （4.2）即為螺旋角。而傳動比在第一章已求得為3.545，中心距在第一節(jié)求得為80mm，法面模數(shù)2.75，螺旋角初值為25度。代入式（4.1）與（4.2）聯(lián)合求得兩齒輪的齒數(shù)，經(jīng)過圓整得小齒輪齒數(shù)12，大齒輪齒數(shù)41。把圓整的齒數(shù)再代入式（4.2），反算出螺旋角的具體值 ，在這個螺旋角下的避免根切最小齒數(shù)，大于小齒輪的齒數(shù)，所以對小齒輪進行高度變位。避免根切最小變位系數(shù)為 ，于是變位系數(shù)取，。新的傳動比為4.

39、2.2 二擋齒輪副與計算一擋齒輪副方法一樣，知道了傳動比1.952與中心距和螺旋角的初值，聯(lián)合式（4.1）和（4.2），求得小齒輪齒數(shù)18，大齒輪齒數(shù)35，再反算螺旋角 ，。齒數(shù)大于最小齒數(shù)，不必變位。新傳動比為4.2.3 三擋齒輪副同樣，由傳動比1.276與中心距和螺旋角的初值，求得小齒輪齒數(shù)25，大齒輪齒數(shù)32，再反算螺旋角 ，。齒數(shù)大于最小齒數(shù)，不必變位。新傳動比為4.2.4 四擋齒輪副同樣，由傳動比0.974與中心距和螺旋角的初值，求得主動齒輪齒數(shù)29，從動齒輪齒數(shù)28，再反算螺旋角 ，。齒數(shù)大于最小齒數(shù)，不必變位。新傳動比為。4.2.5 五擋齒輪副同樣，由傳動比0.763與中心距和螺

40、旋角的初值，求得主動齒輪齒數(shù)33，從動齒輪齒數(shù)25，再反算螺旋角 ，。齒數(shù)大于最小齒數(shù)，不必變位。新傳動比為4.2.6 倒擋齒輪副由于倒擋不是經(jīng)常用到，取其螺旋角比前進擋的小些，。避免根切的最少齒數(shù)，即是15個齒。設(shè)中間齒輪齒數(shù)為，主動齒輪齒數(shù)設(shè)為，從動齒輪齒數(shù)設(shè)為。為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，主動齒輪和從動齒輪齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上間隙，即應(yīng)滿足下面的式子： （4.3）假設(shè)兩齒輪都不變位，間隙值取1mm，由（4.3）式算得 又 ，聯(lián)合上式算得 ，。主動齒輪齒數(shù)低于最小齒數(shù)，即要變位修正。最小變位系數(shù) 取為0.5。令，中間齒輪與從動齒輪不變位。驗算根切 把齒數(shù)、變位系數(shù)代入

41、式（3.3）驗算，運動不發(fā)生干涉。新的傳動比為下面計算相嚙合的兩個齒輪間的中心距：如圖4.2，圓整為38mm；，圓整為76mm；反算螺旋角的值，剛好以上兩式分別算出的值均為圖4.2 倒擋布置簡圖，主動齒輪與中間齒輪為不等變位齒輪傳動，嚙合角不等于標準壓力角20度，由下式可計算出 其中 算得嚙合角為。綜合以上各級擋位參數(shù)，計算其分度圓直徑，列表如下： 表4.2 變速器主動齒輪參數(shù)一擋二擋三擋四擋五擋倒擋齒數(shù)Z1121825293311Z241353228251537變位系數(shù)X10.400000.5X2-0.4000000分度圓直徑D136.23mm54.34mm70.18mm81.40mm91.

42、03mm32.15mmD2123.78mm105.65mm89.83mm78.60mm68.97mm43.85mm108.15mm螺旋角4.3 齒輪強度校核4.3.1 強度計算公式1、齒輪受力分析圖4.3為斜齒圓柱齒輪受力情況。一般計算，可忽略摩擦力，并將作用于齒面上的分布力用作用于齒寬中點的法向力代替。法向力可分解為三個相互垂直的分力，即圓周力、徑向力及軸向力。它們之間的關(guān)系為 （4.4） （4.5） （4.6） （4.7） （4.8）圖4.3 齒輪受力分析對于從動齒輪，它的圓周力、徑向力、軸向力分別與主動輪上的各力大小相等，方向相反。2、接觸強度公式輪齒接觸應(yīng)力簡化計算公式 （4.9）其中

43、，F(xiàn)為齒面上的法向力（N）；E為齒輪材料的彈性模量（MPa）；b為齒輪接觸的實際寬度（mm）；、為主、從動輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），斜齒輪，；、為主、從動輪節(jié)圓半徑；為節(jié)點處壓力角。3、彎曲強度公式斜齒輪彎曲應(yīng)力簡化計算公式 （4.10）其中，應(yīng)力集中系數(shù) ；b為齒寬；t為法向齒距，；為齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在文獻6圖3-19中查得；重合度影響系數(shù)。4.3.2 各擋齒輪強度計算1、一擋齒輪強度計算主動齒輪與軸做成一體（參見下一節(jié)），材料40Cr，進行表面滲碳；從動齒輪采用材料20CrMnTi，表面滲碳；根據(jù)文獻7表4-3-1兩者的許用接觸應(yīng)力為1300MPa。計算載荷取變速器輸入軸的載荷一半

44、，即取。由第二節(jié)計算結(jié)果知分度圓直徑， ，壓力角，接觸齒寬；鋼材的彈性模量。把這些數(shù)據(jù)代入式（4.4）、（4.8）、（4.9），得結(jié)果根據(jù)文獻7介紹齒輪的許用彎曲應(yīng)力取為350MPa。由（4.10）公式下面的說明查得主動齒輪y=0.158，從動齒輪y=0.134；計算載荷取變速器輸入軸的最大轉(zhuǎn)矩；把上面的數(shù)據(jù)代入式（4.4）、（4.10），得結(jié)果 ，2、二擋齒輪強度計算主動齒輪與軸做成一體（參見下一節(jié)），材料40Cr，進行表面滲碳；從動齒輪采用材料20CrMnTi，表面滲碳；兩者的許用接觸應(yīng)力為1300MPa。計算載荷同樣取。由第二節(jié)計算結(jié)果知兩齒輪分度圓直徑， ，壓力角，接觸齒寬；鋼材的彈性

45、模量。把這些數(shù)據(jù)代入式（4.4）、（4.8）、（4.9），得結(jié)果齒輪的許用彎曲應(yīng)力取為350MPa。由（3.10）公式下面的說明查得主動齒輪y=0.134，從動齒輪y=0.153；計算載荷取變速器輸入軸的最大轉(zhuǎn)矩；把上面的數(shù)據(jù)代入式（4.4）、（4.10），得結(jié)果 ，3、三擋齒輪強度計算兩個齒輪均采用20CrMnTi，進行表面滲碳；兩者的許用接觸應(yīng)力為1300MPa。計算載荷取。由第二節(jié)計算結(jié)果知分度圓直徑，壓力角，接觸齒寬；鋼材的彈性模量。把這些數(shù)據(jù)代入式（4.4）、（4.8）、（4.9），得結(jié)果齒輪的許用彎曲應(yīng)力取為350MPa。由（4.10）公式下面的說明查得主動齒輪y=0.146，從動

46、齒輪y=0.153；計算載荷取變速器輸入軸的最大轉(zhuǎn)矩；把上面的數(shù)據(jù)代入式（4.4）、（4.10），得結(jié)果 ，4、四擋齒輪強度計算兩個齒輪均采用20CrMnTi，進行表面滲碳；.兩者的許用接觸應(yīng)力為1300MPa。計算載荷取。由第二節(jié)計算結(jié)果知分度圓直徑，壓力角，接觸齒寬；鋼材的彈性模量。把這些數(shù)據(jù)代入式（4.4）、（4.8）、（4.9），得結(jié)果.齒輪的許用彎曲應(yīng)力取為350MPa。由（4.10）公式下面的說明查得主動齒輪y=0.15，從動齒輪y=0.148；計算載荷取變速器輸入軸的最大轉(zhuǎn)矩；把上面的數(shù)據(jù)代入式（4.4）、（4.10），得結(jié)果 ，5、五擋齒輪強度計算兩個齒輪均采用20CrMnTi

47、，進行表面滲碳；兩者的許用接觸應(yīng)力為1300MPa。計算載荷取。由第二節(jié)計算結(jié)果知分度圓直徑，壓力角，接觸齒寬；鋼材的彈性模量。把這些數(shù)據(jù)代入式（4.4）、（4.8）、（4.9），得結(jié)果齒輪的許用彎曲應(yīng)力取為350MPa。由（4.10）公式下面的說明查得主動齒輪y=0.152，從動齒輪y=0.144；計算載荷取變速器輸入軸的最大轉(zhuǎn)矩；把上面的數(shù)據(jù)代入式（4.4）、（4.10），得結(jié)果 ，6、倒擋齒輪強度計算主動齒輪與軸做成一體（參看下一節(jié)），材料為40Cr；另兩個齒輪采用20CrMnTi，進行表面滲碳；根據(jù)文獻7表4-3-1三者的許用接觸應(yīng)力取為1900MPa。計算載荷取。由第二節(jié)計算結(jié)果知分

48、度圓直徑，壓力角等于嚙合角；接觸齒寬，；鋼材的彈性模量。把這些數(shù)據(jù)代入式（4.4）、（4.8）、（4.9），得結(jié)果，（下標12表示前一對齒輪副，下標23表示后一對齒輪副）齒輪的許用彎曲應(yīng)力取為350MPa。由（4.10）公式下面的說明查得主動齒輪y=0.167，中間齒輪y=0.121，從動齒輪y=0.152；計算載荷取變速器輸入軸的最大轉(zhuǎn)矩；把上面的數(shù)據(jù)代入式（4.4）、（4.10），得結(jié)果 ，4.4 輸入軸結(jié)構(gòu)及其軸承設(shè)計與校核輸入軸的前端靠花鍵與離合器從動盤轂連接著，最前端則套上軸承支承在飛輪上。從第二章設(shè)計結(jié)果知，離合器從動盤轂的花鍵內(nèi)徑為23mm，外徑為29mm，因此從前端軸承能可靠定

49、位角度看，前端的軸徑取得稍小于23mm，查軸承手冊8，軸徑取為20mm正適合；支承在變速器殼體上的前端軸承公稱直徑需大于花鍵外徑29mm，才能裝入輸入軸；對第一擋與倒擋主動齒輪，要驗證其齒根圓到鍵槽底部的距離不少于1.6倍端面模數(shù)，從上兩節(jié)的計算結(jié)果可算出這兩個齒輪的齒根圓直徑， 得出一擋小齒輪齒根圓直徑為31.55mm，倒擋小齒輪齒根圓直徑為28.025mm。由此看出，不管是一擋齒輪布置在軸前端還是倒擋齒輪布置在軸前端，都與花鍵外徑相差很小距離甚至小于外徑。于是，只能在前端布置一擋齒輪，并且要與軸做成一體。前端軸承公稱直徑大于花鍵外徑而小于齒根圓直徑，所以只取30mm。在軸末端，若倒擋小齒輪

50、與軸分開，則軸徑不能大于20mm，這么小的軸徑或許使其上的軸承承載能力相對很低，壽命短，因此還是與軸做成一體；一旦與軸做成一體，就要驗算它的齒頂圓直徑是否能允許其它齒輪順利裝上軸，計算其齒頂圓直徑 得出齒頂圓直徑為40.4mm。這樣算來，其它齒輪中最小的輪轂直徑至少為40.4mm，按照順序排擋的位置發(fā)生在五擋上。由以上分析可以畫出幾個方案：圖4.4（a）軸結(jié)構(gòu)方案1圖4.4（b）軸結(jié)構(gòu)方案2以此類推可有五種方案，只是作為軸肩的最大軸徑所處位置不同。圖4.4（a）中，二擋齒輪輪轂孔直徑相對其它齒輪最大，但齒根圓直徑最小，只有47.5mm左右，與倒擋齒輪齒頂圓的差值太小，無法布置其他齒輪。圖4.4（b）中，亦要對比一擋齒輪齒頂圓直徑，算得為43.93，相差不到4mm，連1.6倍端面模數(shù)都不到，因此二擋齒輪亦要與軸做成一體。再返回研究倒擋齒輪處軸徑。倒車時，傳動比大，齒輪受力大，則軸受力大。而此段軸徑最小，為危險截面。由于軸比較長，雙支承或會使剛度不足。因此對輸入軸形式進行改進，如圖4.5。前進擋全采用左旋，由前端的軸承組合承受軸向力。后端的花鍵可傳遞扭矩給倒擋齒輪，并可允許軸的軸向竄動，不至于軸會因受熱伸長而卡死。倒擋齒