发动机传动系统设计作业指导书

1、一.设计流程9二发动机及传动系基本结构传动系组成及功用：理想驱动力一车速曲线一双曲线P=FXV 起步、变速、减速、差速、增矩、变向三传动系布置型式1）前置前驱FFd、发动机、离合器变速箱及主减速器等连成一体，节省空间及减少整备质 量。b、不足转向特性及方向稳定性C、低附着系数路面、爬坡时容易侧滑2）前置后驱FRa. 发动机、离合器变速箱连成一体前置，驱动桥后置，整车轴荷分布合理b、中性转向特性，前后布置方便C、整车整备质量大，但整车舒适性能好3）后置后驱RRa. 能有效增大车厢有效面积、降低地板高度b、变速、供油操纵需远距离操纵C、散热条件差4）中置后驱a. 轴荷分布合理，车身设计不受底盘布置

2、干扰b、车内空间狭小，通过性参数不高。C、底板高度较高5）前置四驱a. 较高附着系数利用率b、发动机额外功率消耗，一般用于越野车总的说来，发动机及其传动布置型式一般受前后载荷左右，当前轴荷较大 时一般有不足转向趋势，这对转向系统有利，但对悬架要求较高，并可能影响 舒适性。当后轴荷较大时，转向系统要求较高，以免过度转向趋势，中置对车 内布置底板设计要求较高，维修等都不方便。一般轿车前置前驱较多，部分高档轿车前置后驱，客车一般后置后驱，部 分前置后驱，微型车前置前驱，也有部分采用中置发动机。四传动系统零部件的载荷与计算工况在汽车行驶过程中，其零部件承受的载荷的大小和性质受着许多因素的影 响，例如车

3、轮与路面间的相互作用；司机对操纵机构的操作力和操纵方式；发 动机的工作工况等等。汽车传动系的零件和发动机的旋转部分、车轮以及整个 汽车的质量构成一个多质量振动系统，在这个系统中在特定条件下会产生共振 而降低传动系的寿命。上述因素均使汽车零部件承受动载荷；而当汽车及其发 动机处于静止状态时，汽车零部件则承受静载荷。1. 汽车传动系的扭转振动汽车传动系中的扭转共振将加大传动系零件如轴、轴承、齿轮、壳体等的 载荷并引起附加的振动、提高车厢内的噪声水平。在汽车使用车速的范围内要 想消除共振，可以釆用选择汽车传动系的质量和扭转刚度的方法。如果此法不 能实现则必须加装扭转减振器以减小扭振的振幅。系的前端与

4、发动机相联，末端与驱动论相接并通过弹性轮胎与汽车的平移 质量联系了起来，图一的上图所示的汽车传动系的真实系统，它是一个多质量 弹性扭转振动系统。将此系统简化成图一的下图所示的汽车传动系的当量系统, 它也是用简图表示的汽车传动系无阻尼自山扭振的力学模型。图一汽车传动系的真实系统和当量系统简图传动系扭转共振发生于发动机转矩主谐量的频率与传动系的固有频率一致 的时候。引起传动系扭转共振的发动机转速化(rmin)为:30©r式中COj传动系固有频率，radS;ki 发动机转矩主谐量的阶数。山于最低阶的主谐量是引起汽车传动系扭振和动载荷的最重要的激振转 矩简谐分量，所以这里发动机转矩主谐量的阶

5、数可取最低主阶数，最低主阶数 由下式确定:IInm发动机气缸数；ns 一一冲程数，四冲程的取4,二冲程的取2。山上面发动机转速公式亦可换算得到传动系发生扭转共振的车速叫(Wh) 为3-6”)r式中片车轮滚动半径，m：ig变速器的传动比；io主减速比。在传动系设计时，山上式决定的汽车共振车速应远离汽车常用的车速范用。传动系的扭转共振会使其零件的振幅、载荷和应力显著增大并产生强烈的 噪声，严重影响其使用寿命。在共振状态下，传动系中其至会出现负转矩，致 使相啮合的齿轮轮齿间产生强烈的撞击。为消除或减缓传动系的扭振，降低其 共振载荷及噪声，在离合器中常设有扭转减振器。利用扭转减振器的弹性元件 来降低离

6、合器与变速器间的扭转刚度、降低传动系三节点振型的固有频率，以 便将较为严重的扭转车速移出常用车速范围。2. 汽车传动系最大转矩的确定传动系的最大动载荷通常产生于汽车猛接离合器起步时和紧急制动时。离 合器和制动系的结构和参数在很大程度上是山这些最大动载荷所决定的。在汽车制动时不分离离合器的情况下来求传动系的最大动载荷，在这种工 况下，传动系可简化为下图二所示的当量系统。/9图二为了确定制动时传动系的最大动载荷的当量系统 汽车在紧急制动时乂不分离离合器的情况下传动系的最大扭转载荷为：T = 彳 r （丿0 一 Cd）QSin©f （丿©2 -Cd）Q2 sin 幻式中 Cd一一

7、当量扭转刚度，1/Cd = 1/C1 + 1C2 +1C3, Cl, C2, C3 参见图一;0，（PP系统中人，JP的弹性轴的扭转角；2xCP 丄 r(J,+Jp)C,+J1Cpi2 CJCP2JJp",2=i?硕-7 -（PP 板簧的扭转刚度。3. 传动系的静强度计算3. 1按发动机最大转矩取发动机最大转矩作为传动系的第一种讣算载荷：Tj = TemJZHT式中Tj 传动系轴上的计算转矩，N.m;一 一传动系在所计算零件之前的总传动比；一一传动系在所讣算零件之前的传动效率。（若无确切数据则取1）上式用于半轴之前的传动系零件。半轴的计算转矩为：Tj - HemaXifh式中一一差速

8、器的转矩分配系数，对于圆锥行星齿轮差速器，可取§=0.6。这种计算载荷常用于传动系零件的静强度校核计算和同类车型传动系零件的静强度比较计算。按这种工况计算时，安全系数通常取n二2.03.0°3. 2按驱动车轮与路面的最大附着力矩几叫取驱动车轮与路面的最大附着力矩Amjx作为传动系的第二种讣算载荷：T - '©max _i" i1"式中G2驱动桥给水平路面的最大负荷，N；maX一一轮胎与路面的最大附着系数，取aX=O.8；.一 一轮胎的滚动半径，m；一 一传动系在所计算零件之前的总传动比;一一传动系在所计算零件之前的传动效率。（若无确切数

9、据则取1）计算半轴时应引进差速器的转矩分配系数g ,即半轴的计算转矩为：T PG20maJi1"按这种工况计算时，安全系数通常取n二2.0、30。这种计算载荷适用于具 有大的比功率值、且其最低档的计算牵引力要大于驱动车轮的附着力的汽车。3. 3按最大动载荷取汽车行驶工况转变时产生的最大动载荷作为传动系的笫三种讣算载荷。 这时计算转矩为：Tj = kiiTemai1"式中Rd 动载荷系数，为在变速器的第一轴上可能产生的最大转矩与 发动机最大转矩之比，最好通过对样车的试验求得。一般对于轿车取kd=1.52. 0；对货车取2. 02. 5；越野汽车取2. 53. 0。安全系数可取

10、n=l. 2515。五系统零部件选型及匹配计算1. 发动机选型1.1发动机选型要点：发动机的选择应根据项U的具体要应根据项U要求合理选用合理产品，其 中最重要的是根据整车动力性要求和经济性要求来进行合理匹配与选择。 发动机主要参数体现下儿个方面：a）比功率参考同类样车的比功率统计值来选择设计对象的比功率值，然后佔算所需 的最大功率值。b）最大功率根据最高车速计算出发动机的最大功率最高车速为V公里/小时，有：EnaX =-n (,laffr I/. C I/3)60OrtmaX 76140'maX)C）最大转矩及相应转速发动机的最大转矩及其相应转速对汽车的动力因数、加速性能及爬坡性能 等

11、动力性能都有直接的影响。转矩适应系数标志着汽车行使阻力增加时发动机 沿着外特性曲线自动增加转矩的能力。因此，它越大则换档次数可减少，油耗 可降低；它越小则汽车的高速动力性就要好。当发动机的最大功率代及相应转速勺确定后，可按下式求发动机的最大转 矩：T, =7019 空nP0f ：转矩适应系数，TefTP发动机最大转矩的相应转速的选择原则是使它与®保持适当关系，因为它 过于接近®会使直接档最低稳定车速偏高，棋至会使变速器的档位增加。一般 ZI p/Wr=I.4-2.0d）发动机适应性系数转矩适应系数与"p/心的乘积就称为发动机适应性系数，它表明发动机适应汽 车行使工

12、况的程度。它越大发动机的适应性越好，可减少换档次数，减轻驾驶 员的疲劳e）发动机的排放2. 变速箱的匹配2.1最小传动比的选择一般汽车行使时都是在最高档实现的，也就是说用最小传动比的档位行使。 但最小传动比过小时，发动机在重负荷下工作，加速性不好，出现噪声与振动; 最小传动比过大时，燃油经济性差，发动机高速运转噪声大。Ll前，为提高汽车的燃油经济性，从而减小最小传动比的趋势，有时会出现汽 车的最高车速是在次高档实现的，而不是在最高档。2.2 .最大传动比的选择从三个方面来考虑汽车的最大传动比的选择，它们是最大爬坡度，附着率 和汽车最低稳定车速。当汽车爬大坡时车速很低，可忽略空气阻力，从而汽车的

13、最大驱动力为：7max= ÷ma.> G（f COSa + sin ）r由此，TmMT但最大传动比不可以过大，既满足最小车速的要求就可以了，如果太大， 会出现汽车驱动力大于附着力，影响汽车的正常行使,可以把儿种变速器与儿种 主减速器相匹配，得到儿组C曲线（燃油经济性一加速时间曲线），从中选得一 种最大传动比根据最大爬坡度确定传动比根据最低稳定车速确定一档传动比根据驱动轮路面附着力确定一档传动比根据三者取较小者。2. 3 .变速器与主减速器传动比的确定在确定了最小与最大传动比后，我们只是得到了一个大致的范围而已，下 面就要选定儿种方案，以致最后从中确定主减速器参数的选择2. 3.

14、1主减速比的确定a）给定发动机最大功率及转速后可根据希望达到的最高车速确定主减速 比（有足够功率储备）/0 = 0.377 r，lp.jb）根据驱动力一阻力特性曲线图得到主减速速比；在主减速比为X变速比为y的情况下得到一组驱动力一阻力特性图最大车 速值即为主减速比的值此时放映的为x×y的值。根据变速比即刻得到主减速比 的值 如图示7000 1116540302WOOO50100150200如图兰线与绿线即为x×y=3. 25时所得到的车速根据上诉即可根据最小变速传动比为1时分别得到一组驱动力一阻力特性 图图，选择具有最高车速时的减速比。C）根据燃油经济性一加速时间曲线确定主

15、减速比可根据某档位下得到不同主减速比时的C曲线加速时间2.4其余传动比的确定其余传动比可根据汽车理论进行确定：不过根据现代轿车，有增加高 速档位相连档位比值，降低低档相连档位比值得趋势，最终可根据实际工况及 常用车速范围调节速比比值，使之达到最佳燃油消耗。现今微型轿车一般高档 连档位比为1. 51. 9,低档相连档位比为1. 31. 5。3. 动力性计算汽车的动力性是汽车重要基本性能指标之一。动力性的好坏，直接影到汽 车在城市和城际公路上的使用情况。因此在新车开发阶段要进行动力性计算， 预测今后生产车型是否满足使用要求，本计算的主要的就是预测规定发动机 情况下的最高车速、最大爬坡度、最大加速度

16、。3. 1参数选择a）设计载荷设计载荷根据DlN 70020规定：在空车重量（整备质量）的基础上加上乘 员载荷，根据同类样车取整备质量。初步得设计满载质量b）迎风面积根据迎风面积计算公式：A二0.78BH确定，其中：A迎风面积，B车宽，H车 咼。C）动效率根据具体传动系统形式，传动系统的传动效率大体可以山变速器传动效率， 单级主减速器传动效率，万向节传动效率组成。具体计算为:95% （变速器）X96% （单级主减速器）X98% （万向节）=89. 4%, 同时考虑到，一般情况下采用有级变速器的轿车的传动系统效率在90%到92% 之间，对上述计算结果进行圆整，对传动系统效率取为90%d）滚动阻力

17、系数滚动阻力系数采用推荐拟和公式进行计算 = o（l + 1944O）其中：人取为0.014 （良好水泥或者沥青路面），匚为车速。3. 2发动机外特性曲线曲线的确定是根据试验条件结果拟合确定：功率曲线通过原点，最大功率点，最大转矩点，最大功率点在功率曲线上 导数为零，最大转矩点在转矩曲线上导数为零3. 3基本理论概述汽车动力性能计算主要依据汽车驱动力和行驶阻力之间的平衡关系：Ft =耳+Fw +片 +匚（D其中E驱动力、耳滚动阻力、人空气阻力、E坡道阻力、竹加速阻力上述驱动力和行驶阻力的讣算方法以及各个曲线的计算方法具体说明如 下：a）驱动力行驶阻力平衡图：F厂 TJg驱动力：, 乙，单位：N

18、 （2）其中：发动机的扭矩，根据发动机使用外特性曲线来确定。也就是说我们可以根据发动机的转速利用外特性曲线进行插值计算来获得，单位N.M.变速器各个挡位的传动比，0：主减速器传动比久：传动系统各个挡位情况下的传动效率3车轮的滚动半径,单位m滚动阻力：耳=cos。），单位：N （3）其中：加：是汽车计算载荷情况下的质量,单位：kgs：重力加速度,单位:ms2汽车滚动阻力系数c ：道路坡角，单位：radF=C IIC空气阻力：w " 21.15,单位：N .（4）其中：5空气阻力系数，A：迎风面积，单位：m2M-:车速,单位是km/h坡道阻力：Fi = ,t1g Sin(Qr),单位:N

19、(5)其中：加：计算载荷情况下汽车的质量,单位：kgg :重力加速度，单位：ms2a ：道路坡角，单位：radL C du aFi = m-加速阻力：山 ,单位：(6)其中：久旋转质量换算系数，根据估算公式'=1 +和；+爲确定，在轿车中6和取值范围在0. 03到0. 05之间，我们取平均数值JI = J2=0. 04加：计算载荷情况下汽车的质量，单位：kgdlladt :汽车行驶加速度，单位：ms2在进行不同挡位的驱动力和阻力汁算时我们还需要知道车辆速度与发动机转速之间的关系："0377 卑FO (7)其中：叫：车速,单位是km/h”：发动机转速，单位是rpm主减速器传动比

20、叽传动系统各个挡位情况下的传动效率车轮的滚动半径，单位：m根据上述公式我们就可以方便的确定出汽车的驱动力行驶阻力平衡曲线， 求出驱动力和行驶阻力的交点即为最高车速。b)功率平衡图在公式(1)的基础上，如果我们在公式两端乘以车辆速度叫，经过整理 就可以得到功率平衡计算公式(单位是师)1 mf>f CQS(fx)ua3600十 mgsin()-3600I CDAlQ I mua Uu761403600 'Jr其中:人:发动机效率，单位kW其他各个参数的意义和单位同上述说明。利用公式(7)我们就可以计算出汽车行驶功率平衡曲线输入结果得：参数名称主减速器传动比满载质量空载质量设计载荷质量

21、各个挡传动效率迎风阻力系数迎风面积滚动阻力系数发动机形式滚动半径3. 4计算结果附图驱动力速度曲线驱动力加速度曲线 驱动力爬坡度曲线 功率平衡曲线 可得：最高车速最大爬坡度最大加速度附表格Xo仗1coo 一芟 yd-su5lZoX4(KO60Xntrno«10 £O ICO 150 XO 250 UalkmhJUkmh)六. 离合器选型1. 离合器的基本功用R汽车起步时，通过离合器主动部分（与发动机曲轴相连）和从动部分（与 变速器第一轴相连）之间的滑磨、转速的逐渐接近，使旋转着的发动机和原为 静止的传动系平稳的接合，以保证汽车平稳起步；b）当变速器换档时，通过离合器主、从动

22、部分的迅速分离来切断动力传递， 以减轻换档时齿轮间的冲击，便于换档；C）当传给离合器的转矩超过其所能传递的最大力矩（即离合器的最大摩擦力 矩）时，其主、从动部分将产生相对滑磨。这样，离合器就起着保护传动系防 止其过载的作用。2. 离合器设计的要求a）既能可靠地传递发动机最大转矩乂能防止传动系过载；b）接合完全且平顺、柔和，使汽车起步时无抖动、无冲击；分离彻底、迅速;C）工作性能稳定，即作用在摩擦片上地总压力不应因摩擦表面地磨损而有明 显变化，摩擦系数在离合器工作过程中应力求稳定；d）从动部分地传动惯量要小，以减小挂档时地齿轮冲击并方便挂档；e）能避免和衰减传动系的扭振，具有吸收振动、冲击和降低

23、噪声的能力；f）通风散热性良好；g）操纵轻便；h）具有足够的强度，工作可鼎、使用寿命长；i）力求结构简单，紧凑，质量小，制造工艺性好，维修方便；J）设计时应注意对旋转件的动平衡要求和离心力的影响。3. 离合器的结构形式选择汽车离合器有摩擦式、电磁式和液力式三种类型，其中摩擦式应用最为广 泛。对于摩擦式离合器，其总成的结构和有关组件的结构的选择方法如下： 3. 3从动盘数及干、湿式的选择3. 1. 1单片（盘）干式摩擦离合器该离合器结构简单，调整方便，轴向尺寸紧凑，分离彻底，从动件转动惯 量小，散热性好，釆用轴向有弹性的从动盘时也能接合平顺。因此，广泛应用 于各级轿车及微、轻、中型客车与货车上，

24、在发动机转矩不大于1OOON. m的大 型客车和重型货车上也有所推广。当转矩更大时釆用双片离合器。3.1.1双片（盘）干式摩擦离合器与单片离合器相比，山于摩擦面增多使传递转矩的能力增大，接合也更平 顺、柔和；在传递相同转矩的情况下，其径向尺寸较小，踏板力较小。但轴向 尺寸加大且结构复杂；中间压盘的通风散热性差易引其过热而加快摩擦片的磨 损棋至烧伤碎裂；分离形程大，调整不当分离也不易彻底；从动件转动惯量大 易使换档困难等。仅用于传递的转矩大且径向尺寸受到限制。3.1.2多片（盘）湿式离合器摩擦面更多，接合更加平顺柔和；摩擦片浸在油中工作，表面磨损小。但分 离行程大、分离也不易彻底，特别是在冬季油

25、液粘度增大时；轴向尺寸大，从 动部分的转动惯量大，故过去未得到推广。近年来，山于多片湿式离合器在技 术方面的不断完善，重型车上乂有采用，并有不断增加的趋势。因为它釆用油 泵对摩擦表面强制制冷，使起步时即使打滑也不会过热，起步性能好，其使用 寿命可较干式高出56倍。3. 2压紧弹簧的结构型式及布置离合器压紧弹簧的结构型式有：圆柱螺旋弹簧、矩形断面的圆锥螺旋弹簧 和膜片弹簧等。可采用沿圆周布置、中央布置和斜置等布置形式。根据压紧弹 簧的型式及布置，离合器分为：3.2.1周置弹簧离合器周置弹簧离合器的压紧弹簧是釆用圆柱螺旋弹簧并均匀布置在一个圆周上。 这种离合器结构简单、制造方便，现在主要应用与中、

26、重型货车上。在选择离 合器的后备系数时应考虑到这种离合器在摩擦片磨损后圧盘的压紧力无法调 整。3.2.2中央弹簧离合器釆用一个矩形断面的圆锥螺旋弹簧或用12各圆柱螺旋弹簧做压簧并布 置在离合器中心的结构形式，称为中央弹簧离合器。该种离合器操纵比较轻便, 后备系数B可选的小些，主要用在重型汽车上以减轻操纵力。当载货汽车的发 动机转矩大于400450N. m时，常釆用中央弹簧离合器。3.2.3斜置弹簧离合器是重型汽车釆用的一种新型结构，其突出优点是工作性能十分稳定，与周置 13弹簧离合器比较，其踏板力约可降低35%。3. 2. 4膜片弹簧离合器膜片弹簧离合器性能稳定，平衡性好，结构简单，磨损均匀，

27、散热性好，广 泛应用与轿车及微型、轻型客车上，并逐渐扩展到载货汽车上。但膜片弹簧的 制作成本比圆柱螺旋弹簧要高。4. 离合器基本参数的确定4.1后备系数B离合器的后备系数B ,如下表车型轿车，轻型货车中、重型货车越野车、牵引车、重型带拖挂车后备系数B1. 301. 751.60-2.252.03. 54. 2摩擦片或从动片外径D根据公式计算：D = 2.5冷匹Q对7珂式中OmaX发动机最大力矩； 一一离合器后备系数；f 一 一摩擦系数，计算时一般取0.250. 30；Z摩擦面数；几一一摩擦表面所承受的单位面积上的压力(根据摩擦材料、车型、摩擦 片多少取值)。摩擦片外径也可根据经验公式：求得。式

28、中Tem. 发动机传递最大扭矩；A一系数：轿车一般取47：货车：单片离合器取：3040,双片4555, 自卸车使用条件恶劣的货车取19对于所选尺寸D应符合有关标准(JB1457-74)的规定。另外，所选的D应 符合最大圆周速率不超过6570mms的要求，即2n ×60×- 60 - 702其中n为发动机最大转矩时转速，且重型汽车不应超过50mso另外，为了便于布置扭转减振器，要求加大内径，从而加大了内、外径之比。5. 摩擦离合器主要零件的设计计算5.1压紧弹簧的设计计算5. 1. 1圆柱螺旋弹簧参见刘惟信主编汽车设计P130表54压簧的计算公式表。5. 1. 2圆锥螺旋弹簧

29、圆锥螺旋弹簧的特性计算：a）第一圈触合前（°'P'Pc）弹簧的变形久（mm）2 _ P加5 +叨斤+厅） 2gp式中P加在弹簧上的力，N；i一一弹簧的工作圈数；r1弹簧小端半径，mm；r2弹簧大端半径，mm：G材料的剪切弹性模量，钢林G=8x1048. 3xlO°M;Jp 一一截面的极惯性矩，对矩形截面Jp = a,系数d与矩形截面的高与宽之比值h/t有关；PC 第一圈触合时作用在弹簧上的力,N。b）第一圈触合时作用在弹簧上的力PCPC =GJP(HQ-h)2mr式中 Ho弹簧的自由高度，mm；h弹簧钢丝截面的高度。C）第一圈触合时（P = Pe）弹簧的变形

30、人=O.25(7o-O(l + l + (d)各圈完全触合时的极限力PmaX(r2)3e）作用力P为时弹簧的变形O,25（7o-QU1-（斤/广2）设计时对按上述公式计算的结果应通过试验加以修正，以得到更准确的设 计值。5. 2. 3 膜片弹簧膜片的特性计算Eia(H-)(7-)÷r式中P载荷E弹性模量 “_泊松比 h一一弹簧钢板厚度H弹簧的内截锥高R一一碟簧大端半径A系数A =亠（冬二I）? In In InM碟簧大、小端半径之比，m=Rr膜片弹簧基本参数的选择：a）比值H/h的选择；b）膜片弹簧匸作点位置的选择；C） R及R/r的选择；d）膜片弹簧在自山状态下的圆锥底角；e）膜片

31、弹簧小端半径ri及分离轴承作用半径rf；f）分离指的数Hn和切槽宽习及半径°；g）支撑圈平均半径rl及膜片弹簧与压盘接触半径。5. 2扭转减振器的设计计算5. 2. 3扭转减震器极限转矩Gl(K式中G2满载汽车后驱动桥给水平地面的载荷，N 附着系数，根据路面进行选择，较好路面0.8 rr车轮滚动半径mi主减速比igl一档传动比5.2.3扭转减震器的角刚度C = KnR.2×O3 = - 式中K每个减震弹簧的线刚度n减震弹簧个数RI一一减震弹簧的分布直径5.2.3扭转减震器的摩擦力矩_ TnnTeC' 4Jim一般：可取 Tf= （O. 1 0. 15） TemaX5

32、. 3其它主要零件的设计计算七. 离合器操纵机构设计1. 离合器操纵机构基本结构要求a）离合器踏板力尽可能小，由GB7258规定离合器踏板力应不大300。而一般 轿车的踏板力应不大于80130Nob）离合器踏板最大行程应在80150mm范圉内。C）应确保液压工作缸、主缸和助力器各部的密封性，如有泄漏，会影响离合 器的彻底分离。d）应具有踏板行程调整机构，以便在摩擦片磨损后复原分离轴承的自山行程。e）应具有踏板行程限位器，以防止操纵机构的零件受过大的载荷而损坏。f）应不致因发动机的振动以及车架和驾驶室的变形而引起运动干涉。2. 基本参数基本参数项目参数数值主缸直径D: (mm)分泵直径DI (m

33、m)分离杠杆传动比L： U= 130:75踏板传动比L = 240:60液压传动比(Si3= D Di机械效率n压盘行程Sf (Inm)分离轴承的自由行程 (mm)主缸弹簧力Fi (N)分泵弹簧力鬥(N)Ff-离合器最大分离力(N)摩擦片外径/内径离合器操纵机构形式踏板行程3.离合器操纵机构简图1脚踏板2主泵3分泵4压盘4. 踏板力与踏板行程的计算: 4 1踏板力踏板力山Ff = (Fx i - F2×i2×i3 + F3×i3)×7求得。式中：F一一离合器踏板力；Ff离合器最大分离力;/操纵机构的总传动比，z = i*Z2*3;h分离杠杆传动比，/1；

34、17G 一 一踏板传动比，/2；I3液压传动比：ii = £）f/£）5；D2 分泵缸径：D2 ；“一一机械效率，；Di泵缸径，Dl :踏板力F范围为80130内。4.1踏板行程踏板行程应为离合器工作行程与离合器的自由行程二部分组成：S 二（/+） 1 i Z3式中Sf压盘行程,mm：一一分离轴承的自由行程，一般为13mm；S =行程。离合器踏板行程应在8015Omm范圉内，最大不应超过18Omino八. 变速器操纵机构的设计1. 对变速器操纵机构的基本要求a）应符合整车布置要求,各运动杆件与各总成部件之间不应发生干涉；b）变速杆应固定在操纵方便的位置，换档位置合理；C）操

35、纵轻便、档位清晰：d）挂档准确、安全可靠（每次只能挂入一个档，不误挂倒档，不自动脱档）。2. 换档位置图设计操纵机构首先要确定换档位置图。换档位置图的确定主要从换档方便 考虑，为此应注意以下三点：a）按换档次序排列；b）将常用档位放在中间位置，其它档位放在两边；C）为了避免误挂倒档，往往将倒档安排在最幕边的位置，有时与一挡组成 一排。3. 变速器操纵机构的型式和选用的相关技术要求按动作原理，变速器操纵机构有机械式、液压式、气动式、电控式以及它 们的组合，常用的变速器操纵机构是机械式。按变速杆相对于变速器的位置， 机械式的乂分为直接操纵和远距离操纵。直接操纵是最简单的操纵方案，在各种类型的汽车上

36、得到了广泛的应用。 这种方案只有当变速器布置在驾驶座位附近时才能实现。远距离操纵用于变速器布置得离驾驶座椅较远时。这时需通过杆系或拉索 等换档传动机构操纵变速器。杆系传动机构应具有足够的刚性，且各连接件间的间隙应尽量的小，否则换档手感不明显。变速杆支座也应固定在与变速器壳 体刚性地连成一体地机件上而使操纵不受车架变形和汽车振动地影响。当变速器布置得远离驾驶座椅时，可釆用气动、电动或液压等操纵。另外，变速器操纵机构还可分为两大类：其一，主体为金属件；其二，主 体为非金属件。这两种变速操纵机构的主要特点比较如下表：称序号主体为金属件的 变速操纵机构主体为非金属件的 变速操纵机构1易调节易于安装2结

37、构牢固、可靠可靠性不如前者3工艺较为简单工艺简单4操纵轻便、有良好的手感操纵轻便、手感不如前者5成本较低成本低从可靠性和操纵性角度考虑，多采用主体为金属件的变速器操纵机构。4.变速操纵机构的行程计算4.1换挡机构行程计算:接操纵的换档机构部分简图，图左是变速箱上拉杆部分的简图。当变速箱机构换档角为QnIirI时，最小换档行程 MnIin二2XQHXsin(乞)2根据图2,上式中Sin(-)= 2X "Sinam/2),可以求得Mmin22×HD当变速箱机构换档角为Zma时，最大换档行程 MmaX二2XQHXSir1(#)由上得，换档行程为MmiIrMmaX。查阅相应换档操纵

38、机构的换档形程标准，并作比较，看所选操纵机构换档行程是否在标准范围之内。一般机械式变速操纵机构的基本要求是换档行程应在 60IOOmm4. 2选挡机构行程计算：整个选档机构简化为如下模型：图3选挡机构简图= min、zmax图3中，最右边的操纵手柄各点对应的档位如下：P点：1,11挡 Q点：III, IV挡 R点：V,倒挡为计算PQ行程NI及QR行程N2,将换档部分局部放大如图4：R,THMH图4选挡机构局部放大图换档行程计算过程如下：NI= PQI= PP1+P1Q1 = PHI Sina 2+ PIQl= (PK-HIK) sin 2+(FH1-FH)FK二(PK-KFtan 2) sin

39、2+( HF)COSa2N3= RQ2= RS+SQc =RS+HH2=RJ sin2+(HF- H2F)二 RJ sin 3+ (HF-JFcos3)当选档角位移量为Qmm时，sin(1 /2)sin( 2/2) =MIVFSina ,=sin 2arcsin(a2 / 2)选档行程Nmin= N1+ N2当选档角位移量为GnWt时，由上计算方法可得，选档行程NmaX由计算可得,选档行程为NminNmax查阅相应换档操纵机构的选档行程标准，并作比较，看所选操纵机构选档行程是否在标准范圉之内。一般机械式变速操纵机构的基本要求是选档行程应在 40100 mm九传动轴的选用1. 传动轴概述传动轴是

40、汽车传动系重要组成部分,将发动机提供的动力山变速器传递至 车桥的减速器。它主要山万向节、轴管及其伸缩花键等组成。对于长轴距汽车 的分段传动轴，还需有中间支撑轴系是一个弹性体，当其回转时，一方面由于本身的质量（或转动惯量） 和弹性产生自然振动；另一方面山于轴系各零件的材料组织不均匀、制造误差 及安装误差等原因造成轴系重心偏移；导致回转时产生离心力、从而产生以离 心力为周期性干扰外力所引起的强迫振动。当强迫振动的频率与轴的自振频率 接近或相同时，就会产生共振现象，从而直接影响整车传动的平稳性和舒适性。 产生共振现象时轴的转速称为轴的临界转速。传动轴的实际转速要低于临界转 速的0. 7倍。在传动轴与

41、万向节装配后必须满足动平衡要求。万向传动轴的断面尺寸除应满足临界转速的要求外，还应保证有足够的扭 转强度。轴管是传动轴的薄弱环节，按要求其极限扭矩应不低于最大工作转矩 的1.5倍。传动轴滑动花键齿侧挤压应力不大于2550Nmm'对于不滑动花键，挤 压应力不大于50Ioo Nmm2。2. 结构形式汽车用万向节分为刚性的、饶性的、等速的和不等速的儿种。汽车除转向驱动桥及带有摆动半轴的驱动桥的分段式半轴多采用等速万向 节外，一般驱动桥传动轴均釆用一对十字轴万向节。等速万向节或近似等速的万向节常见结构型式有球笼式、球义式、双联式、 凸块式和三销式等。汽车在形式过程中，山于悬架的不断变形，变速器

42、与驱动桥的相对位置（高度 和距离）也在不断地变化，因此它们之间需要用可伸缩的万向传动轴联接。当 联接的距离较近时，常采用两个万向节和一根可伸缩的传动轴；当距离较远而 使传动轴的长度超过1.5m时，常将传动轴分成两根或三根，用三个或四个万向 节，且后面一根传动轴可伸缩，中间传动轴应有支撑，万向节所联的两轴之间 的夹角，对一般载货汽车不应超过15° 20° ,对于短轴距的4X4越野汽车，最大 可达30° o对于乂要转向乂要驱动的转向驱动桥，左、右驱动车轮需要随汽车 行驶的轨迹而改变方向，这时多采用球笼式或球义式等速万向节传动，其最大 夹角即车轮的最大转角可达32

43、76; -42°。万向节传动还用于带有摆动半轴的驱 动桥、转向轴传动机构及动力输出装置等。3. 传动轴的主要结构参数及校核计算（以某一车型为例） 传动轴花键参数:固定节外花键参数齿形渐开线模数1压力角45°齿数25节径25大径O 26 "25小径24max量棒直径2量棒跨距-0.02328. 368-Og花键长46传动轴校核讣算流程:3.1轴管直径的校核根据所传动最大转矩、最高转速和传动轴长度，按有关标准选取轴管外直 径及壁厚校核：两端自山支撑、壁厚均匀的等截面传动轴的临界转速nc = 1.2x10 ' ' Q * “ (rmin)I-式中L传动轴

44、长，取两万向节之中心距：mm各参数取值如下：D=<l>27mm, d=0mm其中左传动轴长L = 428.9mm,右传动轴长L = 735.8mm,取其中较长的一个L = 735. 8mmo代入得：-5984rmin取安全系数K=nenaa3,其中n込为最高车速时的传动轴转速，在精确的动平 衡、高精度的伸缩花键及微小的万向节间隙时取安全系数 K=ncnaa3=l. 22. 0。实际上传动轴的最大转速nm=ne （is*io）, r/min其中：九一发动机的额定最大转速，r/min：iz变速器传动比：人一主减速器传动比。各参数取值如下：e=5500 r/min由上表参数得：noas=

45、5500/ （主减*五变）=5500/ （3. 722*0. 767） =1927 r/min代入数值后 K=59841927二3. 1>2. 0山此27mm轴可满足要求。3.2轴管的扭转应力的校核校核扭转应力：= i6DTJ（NZmm2）（D4 -d4） （刃许用应力，取C）=600Nmm'（高合金钢（40Cr、40MnB等）、中 频淬火）Tj传动计算转矩,Nmm, Tj = TCmaXigIigokd/2 N mTg-发动机最大转矩N mm；5 变速器一档传动比或倒档传动比；0主减速器传动比 匕一动载系数3.3传动轴花键齿侧挤压应力的校核传动轴花键齿侧挤圧应力的校核(N/mm

46、2)式中：T 计算转矩，N mm；Dj Dl花键的外径和内径，mm；Z花键齿数L花键有效长度（勺）许用挤压应力，当花键齿面硬度大于HRC35时（6）取25-50N2,非滑动花键取(CTJ) =50-100NW十桥的匹配及选用1. 概述和要求驱动桥是汽车传动系的末端，其基本功用是增大山传动轴传来的转矩，将 转矩分配给左、右驱动车轮，并使左、右驱动车轮具有汽车行驶运动学所要求 的差速功能，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车厢之间的铅垂力、纵向力 和横向力，当驱动桥上的驱动轮乂是转向轮时，则此驱动桥称为转向驱动桥。驱动桥应满足如下基本要求：a）所选的主传动比应保证汽车有最佳的动力性和燃料经济性：b）

47、工作平稳、噪声小；C）传动效率高；d）具有必要的离地间隙：e）与悬架导向系统机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构 协调；f）在保证足够的强度和刚度的条件下力求质量小，拆装调整方便。2. 驱动桥的类型和结构驱动桥分为非断开式、非断开式。非断开式驱动桥一般有驱动桥壳、主减速器、差速器、半轴和轮毂组成。 整个驱动桥通过弹性悬架与车架连接，山于半轴套管与主减速器壳是刚性地连 成一体，因而两侧的半轴和驱动轮不可能在横向平面内作相对运动，亦称为整 体式驱动桥。适用于非独立悬架。为了提高汽车行使平顺性和通过性，U前大多轿车和越野车全部或部分采 用独立悬架，即两侧的驱动轮分别用弹性悬架与车架相连，两轮

48、可彼此独立地 相对与车架上下跳动。与此相应，主减速器壳固定在车架上。驱动桥壳应制成 分段并通过狡链连接。这种驱动桥称为断开式驱动桥。非断开式驱动桥结构简单，制造工艺性好，成本低，可翥性好，维修调整 容易，广泛用于货车和部分轿车上，但其非簧载质量大，对汽车平顺性和降低 动载荷不利。断开式驱动桥虽然结构复杂，成本提高，但对改善汽车平顺性、 操纵稳定性和通过性有利，所以在轿车和越野汽车上采用相当广泛。3. 主减速器传动比的确定主减速器传动比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速 器处于最高当位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。io的选择应在汽 车总体设计时的传动系的总传动比订一起由

49、整车动力计算来确定。通过在不同 Io下的功率平衡图来确定对汽车动力性的影响。对发动机与传动系参数作最佳 匹配来选择i。使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。对于具有很大功率储备的轿车、长途客车尤其是竞赛车来说，在给定发动 机最大功率PemaX及其转速np的情况下,所选择的i。值应保证有尽可能高的车 速VemaXt io可用下式来确定：i°二0. 377JVe nax.式中rr车轮的滚动半径；加一一变速器最高传动比。其他汽车来说为了的到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，i。一般选 得比上式大10%25%,按下式来选择：i0= （0.3770472） 八九 一 _Vr maxighiFh

50、ikB式中IH1 分动器或加力器的高档传动比：湖一一轮边减速器的传动比。与同类车相比较，并考虑主、从动主减速器的齿轮可能有的齿数，将i。值 确定。4. 计算载荷的确定通常是将发动机最大转矩配以转动系最低档的传动比时和驱动轮打滑时 这两种情况下作用与主减速器从动齿轮上的转矩（T）N、00）的较小者，作为 载货汽车和越野汽车在强度计算中用以验算主减速器的计算载荷Tje= Te max* ITL *K0* nTjiJi * ILB式中7；. max发动机最大转矩，N.m；i7L 山发动机到所计算的主减速器从动轮之间的传动系最低档传动 比 上述传动部分的效率，取ITr =0. 9KO 超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传 动的