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1、東風(fēng)輕載貨車傳動系統(tǒng)和主要部件設(shè)計 摘要 本文以東風(fēng)輕載貨車為背景，通過對汽車主傳動系統(tǒng)各個部件的結(jié)構(gòu)分析，結(jié)合貨車行駛的實際情況，設(shè)計出了一套輕載貨車的主傳動系統(tǒng)，實現(xiàn)了動力的傳遞，保證了汽車的驅(qū)動。 在滿足既定開發(fā)目標的前提下，借鑒前人的技術(shù)成果，從汽車傳動系統(tǒng)的總體方案設(shè)計開始，首先對傳動方案進行整體分析，然后對傳動系統(tǒng)的各個部分，包括離合器、變速器、萬向傳動軸、后驅(qū)動橋等進行了結(jié)構(gòu)設(shè)計。其中，主要對變速器和后驅(qū)動橋做了詳細的設(shè)計計算，完成了驅(qū)動橋單級主減速器及差速器結(jié)構(gòu)三維設(shè)計，并對設(shè)計中的各主要部件進行了校核計算。 關(guān)鍵詞：汽車主傳動系統(tǒng)，離合器，變速器，傳動軸，后驅(qū)動橋

2、 如需要圖紙等資料，聯(lián)系QQ1961660126 研究成果的嚴肅態(tài)度以及向讀者提供有關(guān)信息的出處，正文之后一般應(yīng)列出參考文獻表引文應(yīng)以原始文獻和第一手資料為原則。所有引用別人的觀點或文字，無論曾否發(fā)表，無論是紙質(zhì)或電子版，都必須注明出處或加以注釋。凡轉(zhuǎn)引文獻資料，應(yīng)如實說明。對已有學(xué)術(shù)成果的介紹、評論、引用和注釋，應(yīng)力求客觀、公允、準確。偽注、偽造、篡改文獻和數(shù)據(jù)等，均屬學(xué)術(shù)不端行為致謝一項科研成果或技術(shù)創(chuàng)新,往往不是獨自一人可以完成的,還需要各方面的人力,財力,物力的支持和幫助.因此,在許多論文的末尾都列有"致謝　　1) 著錄參考文獻可以反映論文作者的

3、科學(xué)態(tài)度和論文具有真實、廣泛的科學(xué)依據(jù)，也反映出該論文的起點和深度。 　　2) 著錄參考文獻能方便地把論文作者的成果與前人的成果區(qū)別開來。 　　3) 著錄參考文獻能起索引作用。 　　4) 著錄參考文獻有利于節(jié)省論文篇幅。 　　[01] Brown, H. D. Teaching by Principles: An Interactive Approach to Language Pedagogy[M]. Prentice Hall Regents, 1994. 　　[02] Brown, J Set al. Situated Cognition and the Culture of

4、Learning[J]. Educational Reasercher, 1, 1989. 　　[03] Chris, Dede. The Evolution of Constructivist Learning Envi-ronments: Immersion in Distributed Virtual Worlds[J]. Ed-ucational Technology, Sept-Oct, 1995. 　　學(xué)位申請者如果能通過規(guī)定的課程考試，而論文的審查和答辯合格，那么就給予學(xué)位。如果說學(xué)位申請者的課程考試通過了，但論文在答辯時被評為不合格，那么就不會授予他學(xué)位。 　　有資格申請

5、學(xué)位并為申請學(xué)位所寫的那篇畢業(yè)論文就稱為學(xué)位論文，學(xué)士學(xué)位論文。學(xué)士學(xué)位論文既如需要圖紙等資料，聯(lián)系QQ1961660126 是學(xué)位論文又是畢業(yè)論文　 中華人民共和國國家標準VDC 001.81、CB 7713-87號文件給學(xué)術(shù)論文的定義為： 　　學(xué)術(shù)論文是某一學(xué)術(shù)課題在實驗性、理論性或觀測性上具有新的科學(xué)研究成果或創(chuàng)新見解的知識和科現(xiàn)象、制定新理論的一種手段，舊的科學(xué)理論就必然會不斷地為新理論推翻。”（斯蒂芬·梅森）因此，沒有創(chuàng)造性，學(xué)術(shù)論文就沒有科學(xué)價值。 三、創(chuàng)造性 學(xué)術(shù)論文在形式上是屬于議論文的，但它與一般議論文不同，它必須是有自己的理論系統(tǒng)的，不能只是材料的羅列，應(yīng)對大量的

6、事實、材料進行分析、研究，使感性認識上升到理性認識。一般來說，學(xué)術(shù)論文具有論證色彩，或具有論辯色彩。論文的內(nèi)容必須符合歷史唯物主義和唯物辯證法，符合“實事求是”、“有的放矢”、“既分析又綜合” 的科學(xué)研究方法。 　　一般普通刊物（省級、國家級）審核時間為一周，高質(zhì)量的雜志，審核時間為14-20天。 　　核心期刊審核時間一般為4個月，須經(jīng)過初審、復(fù)審、終審三道程序。 　　3.期刊的級別問題。 　　國家沒有對期刊進行級別劃分。但各單位一般根據(jù)期刊的主管單位的級別來對期刊劃為省級期刊和國家級期刊。省級期刊主管單位是省級單位。國家級期刊主管單位是國家部門或直屬部門。 如需要圖紙等資料，聯(lián)

7、系QQ1961660126 Dongfeng light truck transmission system and major component design ABSTRACT This fine, dongfeng light truck of the background of the main drive through the various parts of the car structure, combining with the actual situation of goods vehicles, designed a light truck's ma

8、in drive, to achieve a power transfer, to ensure the car drive. In meeting the development goals established under the premise, reference previous technological achievements, the overall transmission system from the car design began with an overall analysis of the transmission scheme, then all part

9、s of the transmission system, including the clutch, transmission, universal drive axis, after the drive bridges for structural design. Among them, the main transmission and rear drive axle on a detailed design calculations, completed a drive axle single-stage main gear box and differential structure

10、 of three-dimensional design, and design the main components of the checking calculation. KEY WORDS: Automotive Main Transmission System, Clutch, Transmission, Drive shaft, Rear Drive Axle 目錄 第1章 緒論 1 1.1 汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展和現(xiàn)狀 1 1.2 國內(nèi)外輕載貨車的發(fā)展與趨勢 2 1.3 設(shè)計的內(nèi)容及要求 3 1.4 目的及意義 3 第2章 總體方案 5

11、 2.1 驅(qū)動形式及參數(shù) 5 2.1.1 驅(qū)動形式 5 2.1.2 主要參數(shù) 5 2.2 發(fā)動機的選擇 6 2.2.1 發(fā)動機形式的選擇 6 2.2.2 發(fā)動機主要性能指標的選擇 6 2.2.3 所選發(fā)動機的型號及主要性能參數(shù) 7 2.3 傳動系統(tǒng)的布置 7 第3章 離合器的設(shè)計 9 3.1 離合器的概述 9 3.2 離合器采用的形式及其主要參數(shù) 10 3.2.1 采用的形式 10 3.2.2 主要參數(shù)選擇 11 3.3 離合器的結(jié)構(gòu)設(shè)計 11 3.3.1 從動盤總成 11 3.3.2 壓盤和離合器蓋 12 3.4 小結(jié) 13 第4章 機械式變速器設(shè)計

12、14 4.1變速器概述 14 4.2 傳動方案 15 4.3 零部件結(jié)構(gòu)設(shè)計 16 4.3.1 主要參數(shù) 16 4.3.2 各個檔位的傳動比及初選中心距 17 4.3.3 齒輪參數(shù) 18 4.4 各檔齒輪齒數(shù)的分配 19 4.4.1確定1檔齒輪的齒數(shù) 19 4.4.2對中心距的修正 19 4.4.3確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 19 4.4.4 確定其他各檔齒數(shù) 20 4.4.5 確定倒檔齒輪齒數(shù)及中心距。 22 4.5 各齒輪及軸的校核 23 4.5.1 變速器齒輪強度計算 23 4.5.2 軸的強度計算 26 4.6 小結(jié) 30 第5章 傳動軸的設(shè)計 31

13、5.1 傳動軸的概述 31 5.2 傳動軸形式的選擇 31 5.2.1 傳動軸的總體設(shè)計 31 5.2.2 萬向節(jié)的設(shè)計 33 5.3 傳動軸的校核 34 5.4 小結(jié) 35 第6章 整體式單級主減速驅(qū)動橋設(shè)計 36 6.1 驅(qū)動橋的概述 36 6.1.1 主減速器的概述 36 6.1.2 差速器的概述 38 6.2 主減速器結(jié)構(gòu)方案設(shè)計 39 6.2.1 主減速器的結(jié)構(gòu)形式選擇 39 6.2.2 主減速器齒輪計算載荷的確定 40 6.2.3 主減速器錐齒輪主要參數(shù)選擇 42 6.2.4 主減速器錐齒輪強度計算 44 6.3 差速器結(jié)構(gòu)方案設(shè)計 47 6.3.

14、1 差速器的結(jié)構(gòu)形式選擇 47 6.3.2 差速器的主要參數(shù)確定 47 6.3.3 差速器齒輪彎曲強度計算 50 6.4 小結(jié) 50 第7章 總結(jié) 52 參考文獻 53 致謝信 55 第1章 緒論 1.1 汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展和現(xiàn)狀 隨著社會經(jīng)濟發(fā)展，國內(nèi)對汽車需求增加促進了中國汽車工業(yè)以極快的速度發(fā)展。在2006年，國內(nèi)汽車產(chǎn)量為727.97萬輛，成為僅次于日本和美國的世界汽車第三大生產(chǎn)國；汽車消費量為710.04萬輛，成為僅次于美國的世界汽車第二大消費市場；汽車整車出口34.34萬輛，歷史上首次超過當年進口數(shù)量。我國汽車市場的巨大潛力，吸引跨國汽車公司和國內(nèi)資本紛

15、紛投資汽車工業(yè)，使得我國汽車行業(yè)在經(jīng)過一個短暫的供不應(yīng)求階段后即進入激烈競爭階段，并顯現(xiàn)出產(chǎn)能過剩的隱憂。在應(yīng)對國內(nèi)競爭的同時，我國汽車企業(yè)開始參與國際競標。世界汽車工業(yè)格局變化對中國汽車工業(yè)發(fā)展影響是汽車企業(yè)參與全球競爭時應(yīng)該考慮的重要因素。 如何在國際競爭中擁有競爭力，是中國汽車工業(yè)的重大難題。在中國汽車快速發(fā)展的二十年左右的時間里，中外合資企業(yè)成了中國汽車工業(yè)的中心。中國的人力、勞力加上外國的技術(shù)與資金，注定了中國不能獲得核心競爭力——自主研發(fā)能力?；仡櫸覈嚬I(yè)發(fā)展的歷史，臺資企業(yè)生產(chǎn)的汽車長期在需求短缺的市場中占絕對優(yōu)勢，只要使用外方提供的現(xiàn)成產(chǎn)品和技術(shù)就完全可以獲取豐厚的利潤。

16、一汽大眾、上海大眾僅憑捷達、桑塔納兩款車型就能長期占據(jù)國內(nèi)相當可觀的市場份額。在這種形勢下，合資企業(yè)自然缺乏自主研發(fā)的動力?，F(xiàn)在．自主品牌企業(yè)逐漸崛起使這種形勢發(fā)生了變化。中國自主品牌汽車正在迅速崛起，盡管目前尚未形成左右時局之勢，但其發(fā)展勢頭足以令所有國際同行不敢小瞧。中國自主品牌企業(yè)已經(jīng)成為合資企業(yè)在中國不可忽視的競爭對手。為了在中國汽車市場占據(jù)一席之地，合資企業(yè)必然會加大其研發(fā)能力。這也是一個非常好的機會，來讓我們獲得更多的先進技術(shù)。 1.2 國內(nèi)外輕載貨車的發(fā)展與趨勢 我國輕型載貨汽車工業(yè)初始于50年代末，但是直到90年代，才取得了較快的發(fā)展。從發(fā)展階段來看，50—70年代屬于起步

17、形成時期，主導(dǎo)產(chǎn)品基本為國產(chǎn)NJl30、BJl30和BJ2120輕型載貨汽車，產(chǎn)量規(guī)模到70年代末約為4—5萬輛；80～90年代屬于緩慢發(fā)展時期，車型品種取得了較大的突破，引進了國外輕型載貨汽車的先進技術(shù)，和國產(chǎn)車型一起形成了我國輕型載貨汽車的主力車型，到90年代末期產(chǎn)量規(guī)模達到38萬輛，全國生產(chǎn)能力在60萬輛左右。輕型載貨汽車經(jīng)過前幾年的調(diào)整和平穩(wěn)過渡之后，1999年輕型載貨汽車總量躍上了一個新的臺階，產(chǎn)銷量都有很大的突破。隨著中國進入WTO進程的加快，汽車進口關(guān)稅稅率的大幅降低，以及放松進口許可證的發(fā)放限制。允許外商直接進行投資、建廠、汽車生產(chǎn)和銷售，這對幼稚的中國汽車工業(yè)肯定會產(chǎn)生一定的

18、沖擊。但我們應(yīng)當看到，在加入WTO初期，還存在著一定的保護措施，外商大規(guī)模進入中國市場的可能性不大。對價格本來就大大低于國際市場價格的輕型載貨汽車而言，這些汽車的價格僅是國際市場同類型產(chǎn)品價格的40％～85％，而同類型的進口汽車在交了增值稅和關(guān)稅后，在價格上很難與這些國產(chǎn)車競爭；到汽車工業(yè)保護期結(jié)束后，我國輕型載貨汽車工業(yè)經(jīng)過幾年的技術(shù)引進和進步，產(chǎn)品技術(shù)應(yīng)當和國外技術(shù)相差關(guān)不大，市場也相應(yīng)規(guī)范和成熟了，即使到時外商大舉進入，對其影響也是有限的。因此，汽車進口關(guān)稅稅率的下降主要將對高于國際市場價格的各類轎車和高檔載客、載貨汽車造成沖擊，對輕型載貨汽車市場的沖擊不是很大。但對國內(nèi)種類相對單一的輕

19、載貨汽車市場，必然會向著種類的多樣化發(fā)展。 輕型載貨汽車需求品種將呈現(xiàn)如下結(jié)構(gòu)：①適應(yīng)兩極發(fā)展趨勢。一方面隨著國家公路條件的改善，適應(yīng)高速公路發(fā)展，高速、舒適性能好的輕型載貨汽車所占的比例越來越大；另一方面，為適應(yīng)城鎮(zhèn)周邊地區(qū)和農(nóng)村市場用車的需求，廉價適用的輕型載貨汽車高速發(fā)展。②為適應(yīng)市場細分的需要，產(chǎn)品品種逐步實現(xiàn)專用化。PICKUP車、廂式輕型載貨汽車、MPV、工具車等專用汽車市場份額逐步擴大。③為適應(yīng)環(huán)保、節(jié)能、安全性等要求，輕型載貨汽車用發(fā)動機檔次提高，整車技術(shù)含量增加，高科技廣泛應(yīng)用于輕型載貨汽車(如ABS、復(fù)合材料、防撞氣囊等)。 1.3 設(shè)計的內(nèi)容及要求 本次設(shè)計的題目

20、是：東風(fēng)輕載貨車傳動系統(tǒng)和主要部件的設(shè)計，并且要求其使用的發(fā)動機為柴油發(fā)動機。 汽車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。而傳動系的組成和布置形式是隨發(fā)動機的類型、安裝位置，以及汽車用途的不同而變化的。因此任何傳動系統(tǒng)都必須具有如下功能：① 實現(xiàn)汽車減速增矩；② 實現(xiàn)汽車變速；③ 實現(xiàn)汽車倒車；④ 必要時中斷傳動系統(tǒng)的動力傳動；⑤ 應(yīng)使車輪具有差速功能。 而要實現(xiàn)這些功能，不可能只由一個不見來完成。在現(xiàn)代主流汽車中，主要是由以下幾個部件組合來完成的：離合器、變速器、傳動軸、驅(qū)動橋（包括主減速器和差速器）等。因此本次設(shè)計的主要內(nèi)容就是對

21、這些部件的設(shè)計。 1.4 目的及意義 到現(xiàn)在為止，世界汽車產(chǎn)業(yè)已經(jīng)走過了100多年的歷史了。作為一個產(chǎn)業(yè)，汽車工業(yè)依次經(jīng)歷了四個發(fā)展階段，即產(chǎn)品發(fā)明、產(chǎn)品發(fā)展、產(chǎn)出迅速擴大和以更新需求為主的市場成熟階段。從整體上講，從90年代開始，世界汽車工業(yè)已經(jīng)步入以更新需求為主的成熟市場階段。也就是說，汽車的主傳動系統(tǒng)已經(jīng)是一個成熟的產(chǎn)品了。但我們同時也發(fā)現(xiàn)在同類汽車中使用的主傳動系統(tǒng)也不盡相同。汽車主傳動系統(tǒng)的設(shè)計，是一項復(fù)雜、細致的創(chuàng)造性勞動。在設(shè)計中，既不能盲目抄襲，又不能閉門造車。在科技飛速發(fā)展的今天，設(shè)計過程中必須借鑒前人成功的經(jīng)驗，改進其缺點。從具體的設(shè)計任務(wù)出發(fā)，充分運用已有的知識和資

22、料，進行科學(xué)、先進的設(shè)計。 汽車的主傳動系統(tǒng)是汽車設(shè)計的一個主要部分。經(jīng)過多年的發(fā)展，很多汽車公司都已經(jīng)開發(fā)了屬于他們的成熟的汽車主傳動系統(tǒng)。因此我們設(shè)計的目的就是借鑒目前已經(jīng)投入使用的成熟的汽車主傳動系統(tǒng)，把它本土化。通過一些結(jié)構(gòu)的改變，讓它更加的適應(yīng)我們需要它使用的環(huán)境。把各個傳動系統(tǒng)的優(yōu)點集合起來，為我所用。 第2章 總體方案 傳動系的首要任務(wù)是與發(fā)動機協(xié)同工作，以保證汽車能在不同使用條件下正常行駛，并具有良好的動力性和燃油經(jīng)濟性。因此傳動系的選擇，不但要考慮汽車的自身基本參數(shù)，還要考慮發(fā)動機的選擇。 2.1 驅(qū)動形式及參數(shù) 2.1.1 驅(qū)動

23、形式 汽車機械式傳動系統(tǒng)的布置方案可以歸納為以下幾種：①發(fā)動機前置后輪驅(qū)動（FR）方案。其結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，前后輪的質(zhì)量分配比較理想。主要用于輕、中型載貨汽車上。②發(fā)動機前置前輪驅(qū)動（FF）方案。其操縱結(jié)構(gòu)簡單，有助于提高汽車高速行駛時的操縱穩(wěn)定性。主要應(yīng)用于微型和中級轎車上，在高級轎車上也日漸增多。③發(fā)動機后置后輪驅(qū)動（RR）方案。其更容易做到汽車總質(zhì)量在前后車軸直接按的合理分配，而且具有車廂內(nèi)噪聲低，空間利用率高等優(yōu)點。主要用于大、中型客車。④發(fā)動機中置后輪驅(qū)動（MR）方案。其有利于實現(xiàn)前后輪較為理想的質(zhì)量分配。普遍用于賽車。⑤全輪驅(qū)動（NWD）方案。其可以獲得盡可能大的驅(qū)動力。主要用

24、于越野車。 本設(shè)計的汽車是普通的商用貨車，因此選擇4×2發(fā)動機前置后橋驅(qū)動。它有如下主要優(yōu)點：維修發(fā)動機方便；離合器、變速器等操縱機構(gòu)簡單；貨箱地板高度低；可以采用直列發(fā)動機、V型發(fā)動機或臥式發(fā)動機；發(fā)現(xiàn)發(fā)動機故障容易等。 2.1.2 主要參數(shù) 對于東風(fēng)EQ1090E有如下參數(shù)： 汽車總質(zhì)量ma=9290kg； 汽車最高時速vamax=90km/h； 汽車正面投影面積A=4.83m2； 車輪半徑r=0.489m； 2.2 發(fā)動機的選擇 2.2.1 發(fā)動機形式的選擇 目前汽車上使用的發(fā)動機主要都是汽油發(fā)動機和柴油發(fā)動機。對于中型及以下的貨車一般采用直列式柴油發(fā)動機。 2.2

25、.2 發(fā)動機主要性能指標的選擇 (1) 發(fā)動機最大功率pemax和相應(yīng)轉(zhuǎn)速np （2.1） 其中： ηT為傳動系效率，對驅(qū)動橋用單級主減速器的4×2汽車可取為90%； ma為汽車總重量，對于EQ1090E，其ma=9290kg； fr 為滾動阻力系數(shù)，對于貨車fr=0.02； CD為空氣阻力系數(shù)，對于貨車CD=0.08； vemax為最高車速，對于EQ1090E，最高車速vemax=90km/h； A為汽車正面投影面積，對于EQ1090E ，面積A=4.83m2。 故， =91.7（kw） (2) 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Te

26、max和相應(yīng)轉(zhuǎn)速nT （2.2） 其中， α為轉(zhuǎn)矩適應(yīng)性系數(shù)，一般在1.1~1.3之間選??； pemax為發(fā)動機的最大功率； np為最大功率轉(zhuǎn)速，取np=3500r/min。 故，計算得：Temax=327.39n·m≈330 n·m np/nT取值范圍在1.4~2.0之間，取此值為1.6 則，nT=1750r/min。 2.2.3 所選發(fā)動機的型號及主要性能參數(shù) 由以上的參數(shù)可以選取EQ6102-1型發(fā)動機。 發(fā)動機形式為：六缸直列水冷四沖程柴油發(fā)動機。 具體參數(shù)如下： 缸徑×行程：102×115； 發(fā)動機工作容積：5.638L； 壓縮比:17； 最大功率

27、：88.3(KW)/2800(r/min)； 最大扭矩：343(N·m)/（1500~1800）(r/min)； 百公里耗油：21L。 2.3 傳動系統(tǒng)的布置 汽車傳動系統(tǒng)的組成及其在汽車上的布置形式，取決于發(fā)動機的形式和性能、汽車總體結(jié)構(gòu)形式、汽車行駛系及傳動系本身的結(jié)構(gòu)形式等許多因素。目前廣泛應(yīng)用于普通雙軸貨車上，并與活塞式內(nèi)燃機配用的機械式傳動系統(tǒng)的組成及布置形式一般為4×2發(fā)動機前置后橋驅(qū)動的布置方式。 東風(fēng)輕載貨車傳動系統(tǒng)的總體設(shè)計方案如下：汽車傳動系統(tǒng)采用4×2發(fā)動機前置后橋驅(qū)動的布置方式。由于發(fā)動機、離合器、變速器裝成一體，所以在發(fā)動機位置確定后，包括發(fā)動機、離合器、變速器

28、在內(nèi)的動力總成位置也隨之而確定。驅(qū)動橋的位置取決于驅(qū)動輪的位置。同時為了使左右半軸通用差速器殼體中心線應(yīng)與汽車中心線重合。為滿足萬向節(jié)傳動軸兩端夾角相等，而且在滿載靜止時不大于4°，最大不得大于7°的要求，常將后橋主減速器的軸向上翹起。其總體方案如圖2-1所示： 圖2-1 傳動系統(tǒng)的總體布置方案圖 1-離合器；2-變速箱；3-萬向傳動裝置；4-后驅(qū)動橋 第3章 離合器的設(shè)計 3.1 離合器的概述 離合器位于發(fā)動機與變速器之間，是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相聯(lián)系的總成，用來切斷和實現(xiàn)發(fā)動機對傳動系的動力傳遞。 離合器安裝在發(fā)動機與變速器之間，用來分離或接合前后兩者之間

29、動力聯(lián)系。其功用為：① 傳轉(zhuǎn)距；② 保證汽車平穩(wěn)起步；③ 中斷給傳動系的動力，便于換檔；④ 防止傳動系過載。 離合器的主動部分和從動部分借接觸面間的摩擦作用，或是用液體作為傳動介質(zhì)（液力偶合器），或是用磁力傳動（電磁離合器）來傳遞轉(zhuǎn)矩，使兩者之間可以暫時分離，又可逐漸接合，在傳動過程中又允許兩部分相互轉(zhuǎn)動。 為了使離合器的主動部分和從動部分可以暫時分離又可以逐漸接合，并且在傳動過程中還可能相對運動。因此其主動部分和從動部分不可能采用剛性聯(lián)接，而是借助兩者間的摩擦力或者液力或者電磁力來傳遞轉(zhuǎn)矩。從而將汽車離合器分為摩擦式離合器、液力偶合器、電磁離合器等幾種。 目前在汽車上廣泛采用的是用彈簧壓

30、緊的摩擦離合器（簡稱為摩擦離合器）。 離合器應(yīng)能滿足的基本要求：① 保證能傳遞發(fā)動機發(fā)出的最大轉(zhuǎn)矩，并且還有一定的傳遞轉(zhuǎn)矩余力；② 能作到分離時，迅速徹底分離，接合時柔和，便與換檔和保證汽車平穩(wěn)起步，并具有良好的散熱能力；③ 從動部分的轉(zhuǎn)動慣量盡量小一些，以減輕換檔時齒輪間沖擊；④ 具有緩和轉(zhuǎn)動方向沖擊，衰減該方向振動的能力，且噪音?。虎?操縱省力，維修保養(yǎng)方便。 離合器由主動部分、從動部分、壓緊機構(gòu)和操縱機構(gòu)四部分組成。摩擦式離合器又分為濕式和干式兩種。目前與手動變速器相配合的絕大多數(shù)為干式摩擦式離合器，按其從動盤的數(shù)目，又分為單片式、雙片式和多片式等幾種。濕式摩擦式離合器一般為多片式

31、的，浸在油中以便于散熱。 3.2 離合器采用的形式及其主要參數(shù) 3.2.1 采用的形式 在這里，我選擇的離合器形式是單盤膜片彈簧離合器。膜片彈簧離合器是目前汽車上應(yīng)用最多的一類離合器。它的壓緊性元件是膜片彈簧，同時膜片彈簧還起到分離杠桿機構(gòu)的作用，結(jié)構(gòu)非常簡單。但它仍然包含主動部分、從動部分、壓緊裝置、分離機構(gòu)和操縱機構(gòu)五大組成部分，其常規(guī)結(jié)構(gòu)如圖3-1所示。 圖3-1 膜片彈簧離合器的構(gòu)造 1－從動盤 2－離合器蓋和壓盤 3－分離軸承 4－卡環(huán) 5―分離叉6－分離套筒 7－飛輪 膜片彈簧離合器與其他形式離合器相比，具有一系列優(yōu)點： ① 膜片彈

32、簧離合器具有較理想的非線性彈性特性； ② 膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質(zhì)量??； ③ 高速旋轉(zhuǎn)時，彈簧壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定； ④ 膜片彈簧以整個圓周與壓盤接觸，使壓力分布均勻，摩擦片接觸良好，磨損均勻； ⑤ 易于實現(xiàn)良好的通風(fēng)散熱，使用壽命長； ⑥ 膜片彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性好。 3.2.2 主要參數(shù)選擇 主要性能參數(shù)有后備系數(shù)β，摩擦系數(shù)μ，單位壓力p0，尺寸參數(shù)D、d和摩擦片厚度b以及結(jié)構(gòu)參數(shù)，摩擦面數(shù)Z，離合器間隙Δt和摩擦因數(shù)f。 （1）后備因數(shù)β 對于載貨車，β=1.7~2.5；取β=1.8。 （2

33、）摩擦系數(shù)μ 摩擦片材料選擇石棉基摩擦材料，其對偶材料為鑄鐵或鋼。因此μ=0.25~0.4，現(xiàn)取μ=0.3。 （3）摩擦片外徑D （3.1） 其中Temax=330N·m，K=36； 故可得，D≈307mm； 取D=325mm,故其對應(yīng)的摩擦片內(nèi)徑d=190mm，摩擦片厚度b=3.5mm。 3.3 離合器的結(jié)構(gòu)設(shè)計 3.3.1 從動盤總成 選擇帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤，可以避免汽車傳動系的共振，緩和沖擊，減少噪聲，提高傳動系零件的壽命，改善汽車行駛的舒適性，并使汽車啟動平穩(wěn)，而且這一從動盤已被廣泛的采用。 從動盤由從動盤

34、鋼片、摩擦片和從動盤轂3個基本部分組成。從動盤鋼片和從動盤轂之間通過減振彈簧彈性地連接在一起。 （1）從動盤鋼片 從動盤鋼片有整體式、分開式和組合式三種形式。在這里我選擇了整體式。對于從動盤的結(jié)構(gòu)有兩個方面的要求：①盡量小的轉(zhuǎn)動慣量；②具有軸向彈性結(jié)構(gòu)。 （2）從動盤轂 從動盤轂有兩個主要的尺寸：①彈簧裝配窗孔半徑（在結(jié)構(gòu)允許范圍內(nèi)，應(yīng)盡量大些）；②花鍵相關(guān)尺寸（齒側(cè)定心花鍵，花鍵副為間隙配合）。 （3）從動盤摩擦片 對于從動盤摩擦片的結(jié)構(gòu)很簡單，主要就是內(nèi)外半徑以及其厚度，這在之前已經(jīng)計算出。而從動盤摩擦片所用的材料為石棉基摩擦材料。 3.3.2 壓盤和離合器蓋 在離

35、合器的主動部分中，壓盤是通過離合器蓋(或飛輪)驅(qū)動的，并應(yīng)能做一定量的軸向移動，但在移動過程中不允許產(chǎn)生徑向位移，這就是壓盤的傳力、導(dǎo)向和定心問題。這個問題由壓盤與離合器蓋(或飛輪)的連接方式解決。離合器常用的連接方式有傳動片式、凸臺式、傳動銷式、鍵連接式等，如圖3-2所示。 本文我選擇的是凸臺式連接方式。 凸臺式連接方式也有它的缺點，即傳力件之間有間隙（凸臺和窗口之間的間隙約為0.2mm左右）。這樣，在傳力開始的一瞬間，將產(chǎn)生沖擊和噪聲。并且，隨著接觸部分磨損的增加而越加嚴重，這有可能使凸臺根部出現(xiàn)裂紋而造成零件的早期損壞，還降低離合器操縱部分的傳動效率；但傳遞的轉(zhuǎn)矩比較大，正反向特性相

36、同。 圖3-2 離合器常用的連接方式 a-凸臺式 b-傳動銷式 c-鍵連接式 3.4 小結(jié) 在這一章里，我主要選擇了離合器的總體方案，選擇了單盤式膜片彈簧離合器；然后對離合器的從動盤，壓盤和離合器蓋做了設(shè)計。對于這些結(jié)構(gòu)的設(shè)計主要包括其結(jié)構(gòu)的主要尺寸、材料以及它們的具體結(jié)構(gòu)。設(shè)計結(jié)果基本達到設(shè)計目的。 第4章 機械式變速器設(shè)計 4.1變速器概述 設(shè)置變速器目的：為了解決了活塞式內(nèi)燃機轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化范圍較小而復(fù)雜的使用條件則要求汽車的牽引力和車速能在相當大的范圍內(nèi)變化的矛盾。 變速器的功能：在不同的使用條件下，改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，

37、使汽車得到不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。此外，應(yīng)保證汽車能倒退行駛和在滑行時或停車時使發(fā)動機和傳動系保持分離。需要時還應(yīng)有動力輸出的功能。 對變速器的基本要求：具有正確的檔數(shù)和傳動比，保證汽車有需要的動力性和經(jīng)濟性指標；有空檔和倒檔，使發(fā)動機可以與驅(qū)動輪長期分離，使汽車能倒車；換檔迅速、省力，以便縮短加速時間并提高汽車動力性；（自動、半自動和電子操縱機構(gòu)）工作可靠。汽車行駛中，變速器不得跳檔、亂檔以及換檔沖擊等現(xiàn)象發(fā)生應(yīng)設(shè)置動力輸出裝置，以便必要時進行功率輸出；效率高、噪聲低、體積小，重量輕，便于制造，成本低。 變速器的分類，按傳動比的變化方式劃分為：變速器可分

38、為有級式、無級式和綜合式三種。① 有級式變速器：有幾個可選擇的固定傳動比，采用齒輪傳動。又可分為：齒輪軸線固定的普通齒輪變速器和部分齒輪（行星齒輪）軸線旋轉(zhuǎn)的行星齒輪變速器兩種。② 無級式變速器:傳動比可在一定范圍內(nèi)連續(xù)變化,常見的有液力式,機械式和電力式等。③ 綜合式變速器：由有級式變速器和無級式變速器共同組成的，其傳動比可以在最大值與最小值之間幾個分段的范圍內(nèi)作無級變化。按操縱方式劃分為：變速器可以分為強制操縱式，自動操縱式和半自動操縱式三種。① 強制操縱式變速器：靠駕駛員直接操縱變速桿換檔。② 自動操縱式變速器：傳動比的選擇和換檔是自動進行的。駕駛員只需操縱加速踏板，變速器就可以根據(jù)發(fā)動

39、機的負荷信號和車速信號來控制執(zhí)行元件，實現(xiàn)檔位的變換。③ 半自動操縱式變速器：可分為兩類，一類是部分檔位自動換檔，部分檔位手動（強制）換檔；另一類是預(yù)先用按鈕選定檔位，在采下離合器踏板或松開加速踏板時，由執(zhí)行機構(gòu)自行換檔。 4.2 傳動方案 作為一輛前置后輪驅(qū)動的貨車，毫無疑問的應(yīng)該選用中間軸式多檔位機械式變速器。中間軸式變速器傳動方案的共同特點如下:① 沒有直接檔；② 1檔有較大的傳動比；③ 檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；④ 除1檔以外，其他檔位采用同步器或嚙合套換擋；⑤ 除直接檔以外，其他檔位工作時的傳動效率略低。 傳動方案的初步確定:

40、 ① 變速器第1軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體，第2軸前端經(jīng)軸承支承在第1軸后端的孔內(nèi)，且保持兩軸軸線在同一條軸線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接檔。檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，1檔采用滑動直齒齒輪傳動。 ② 倒檔利用率不高，而且都是停車后在掛入倒檔，一次可以采用支持滑動齒輪作為換擋的方式。倒檔齒輪采用聯(lián)體齒輪，避免中間齒輪在最不利的正負交替堆成變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作，提高壽命，并使倒檔傳動比有所增加，裝在靠近支承處的中間軸1檔齒輪。 本文所采用的變速器傳動方案為中間軸式五檔機械式變速器，其原理如圖4-1所示， 圖 4-1 變速器的傳動原理圖 1-第一軸；2-第一軸常嚙

41、合齒輪；3-第一軸齒輪接合齒圈；4-接合套；5-四檔齒輪接合齒圈；6-第二軸回檔齒輪；7-第二軸三檔齒輪；8-三檔齒輪接合齒圈；9-接合套；10-二檔齒輪接合齒圈；11-第二軸二檔齒輪；12-第二軸一、倒檔滑動齒輪；13-變速器殼體；14-第二軸；15-中間軸；16-倒檔軸；17-倒檔齒輪；18-中間軸一、倒檔齒輪；19-倒檔齒輪；20-中間軸二檔齒輪；21-中間軸但當齒輪；22-中間軸四檔齒輪；23-中間軸常嚙合齒輪；24-花鍵轂；25-花鍵轂 4.3 零部件結(jié)構(gòu)設(shè)計 4.3.1 主要參數(shù) （1）最小傳動比 （4.1） 其中：是傳動系最小傳動比； 變速器最小傳動比 主減速

42、器傳動比 （4.2） 故有 其中：=90km/h r=0.489m n=2800r/min 計算得：itmin =5.74 4.3.2 各個檔位的傳動比及初選中心距 （1）各檔的傳動比確定 增加變速器的檔位數(shù)能夠改善汽車的動力性與經(jīng)濟性。但檔位數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，而且在使用時換擋也頻繁。 在最低檔傳動比不變的條件下，增加變速器的檔位數(shù)會使變速器相鄰的低檔與高檔之間的傳動比比值減小，使換擋工作容易進行。在確定汽車最大和最小傳動比之后，應(yīng)該確定中間各檔的傳動比。實際上，汽車傳動系各檔傳動比大體上是按照等比級數(shù)分配的。因此，確定

43、各檔傳動比大致為： 一檔：ig1=7.312 二檔：ig2=4.311 三檔：ig3=2.447 四檔：ig4=1.535 五檔：ig5=1 倒檔：iR=7.660 （2）中心距初選 對于中間軸式變速器，中間軸與第2軸之間的距離成為變速器中心距A。變速器中心距是一個基本參數(shù)，對變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小、齒輪的接觸強度有影響。 中心距越小，出論的接觸應(yīng)力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。 初選中心距A時，可根據(jù)下面的經(jīng)驗公式計算， （4.3） 式中： KA為中心距系數(shù)，貨車為KA=8.6～9.6，取為KA=9.0

44、； Temax為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，Temax=330N·mm； 變速器1檔傳動比ig1=7.312； ηg為變速器傳動效率，取96%。 計算得：A=119.1mm。 4.3.3 齒輪參數(shù) （1）模數(shù) 一檔直齒齒輪m=3.5mm；其他檔位為m=3mm； 嚙合套和同步器取m=2.5mm。 （2）壓力角 齒輪壓力角取為20°，同步器壓力角取30°。 （3）齒寬 第一軸長嚙合斜齒輪齒寬取b1=8.0×3=24mm； 第二軸常嚙合斜齒輪齒寬取b2=7.0×3=21mm； 其余檔斜齒齒輪寬度取b3=7.0×3=21mm；

45、 一檔滑動直齒齒輪遇倒檔滑動直齒齒輪b=8.0×3.5=28mm。 4.4 各檔齒輪齒數(shù)的分配 4.4.1確定1檔齒輪的齒數(shù) 一檔傳動比為： （4.4） 一檔采用滑動直齒齒輪傳動，模數(shù)為3.5，中心距為119.1 計算后得： （4.5） 取整有Zh=68；因此可以初取Z18=15，Z12=53。 4.4.2對中心距的修正 因為計算齒數(shù)和Zh后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的Zh和齒輪變?yōu)橄禂?shù)重新計算中心距A，再以修正后的中心距A作為各檔齒輪齒數(shù)的依據(jù)。因此新的齒數(shù)計算中心距為： 通過選用正角度變位系數(shù)，可以湊出新的

46、中心距為A=119mm。 4.4.3確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 常嚙合傳動齒輪的傳動比為： 又有： （4.6） 其中：常嚙合齒輪Z2，Z23采用斜齒圓柱齒輪，模數(shù)mn=3.0，初選螺旋角β2=26°，帶入上邊兩式可得：Z2+Z23=71.3，取整為72.； 可以選取Z2=23，Z23=49。 重新計算傳動比可得： 故齒數(shù)可以不做調(diào)整。根據(jù)所確定的齒數(shù)，可以精確的螺旋角β2=25°。 4.4.4 確定其他各檔齒數(shù) （1）2檔齒輪齒數(shù) 2檔齒輪是斜齒圓柱齒輪，模數(shù)mn=3.0，則有： （4.7） （4.8） 其中，Z2=23，Z23=4

47、9，ig2=4.311，對于β11有： （4.9） 得，β11=18°。 故可以得到，Z11+Z20=75.450，取整為74； 選取Z11=50，Z20=24。 根據(jù)新的齒數(shù)計算傳動比有 在合理范圍內(nèi)，可以不用改動齒數(shù)。 重新計算螺旋角β11=21°。 （3）3檔齒輪齒數(shù) 3檔齒輪是斜齒圓柱齒輪，模數(shù)mn=3.0，則有： （4.10） （4.11） 其中，Z2=23，Z23=49，ig2=2.447，對于β7有： （4.12） 得，β7=18°。 故可以得到，Z7+Z21=75.450，取整為75； 選取Z7=40，Z21=3

48、5。 根據(jù)新的齒數(shù)計算傳動比有 在合理范圍內(nèi)，可以不用改動齒數(shù)。 重新計算螺旋角β7=19°。 （3）4檔齒輪齒數(shù) 4檔齒輪是斜齒圓柱齒輪，模數(shù)mn=3.0，則有： （4.13） （4.14） 其中，Z2=23，Z23=49，ig4=1.535，對于β6有： （4.15） 得，β6=22°。 故可以得到，Z6+Z22=73.56，取整為74； 選取Z6=31，Z22=43。 根據(jù)新的齒數(shù)計算傳動比有 在合理范圍內(nèi)，可以不用改動齒數(shù)。 重新計算螺旋角β6=21°。 （4）5檔齒輪齒數(shù) 5檔是直接檔，故其傳動比ig5=1。 4.4

49、.5 確定倒檔齒輪齒數(shù)及中心距。 倒檔選用的模數(shù)與1檔齒輪相同，而中間軸上倒檔齒輪Z18的齒數(shù)已經(jīng)確定為15，倒檔軸上的倒檔齒輪Z19一般在21~23之間，初選Z19=23，可得 中間軸與倒檔軸的中心距為 第2軸與倒檔軸的中心距為 4.5 各齒輪及軸的校核 4.5.1 變速器齒輪強度計算 （1）輪齒彎曲強度計算 ①直齒輪彎曲應(yīng)力σw 對于直齒齒輪有， （4.16） 式中： σw為彎曲應(yīng)力，MPa； Tg為計算載荷，N·mm； Kσ為應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取Kσ=1.65； Kf為摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也

50、不同，主動齒輪Kf=1.1，從動齒輪Kf=0.9,；m為模數(shù)，mm； y為齒形系數(shù)。 當計算載荷Tg取作用到變速器第1軸上的最大轉(zhuǎn)矩Temax時，1檔、倒檔直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400~850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒檔齒的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。 對于1檔主動直齒輪有， （4.17） 齒寬系數(shù)Kc取08.0 則可以計算出σw=667.4MPa。 因此所取齒輪滿足要求。倒檔軸上的倒檔直齒齒輪與1檔齒輪相同，且不受交變載荷，同樣適用。 ②斜齒輪彎曲應(yīng)力σw 對于斜齒輪有， （4.18） 式中： Tg為計算載荷，N·mm； mn為法面

51、模數(shù)，mm； Z為齒數(shù)； β為斜齒輪螺旋角，（°）； Kσ為應(yīng)力集中系數(shù)，Kσ=1.5； y為齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)得到； Kξ為重合度影響系數(shù)，Kξ=2。 當計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩Temax是，對貨車常嚙合齒輪和高檔齒輪的許用應(yīng)力在100~250MPa。 對于第一軸上常嚙合的主動斜齒輪有， Tg=330000 N·mm，齒寬系數(shù)Kc取8.0， 故可以計算出σw=183.1。 顯然這一數(shù)據(jù)可以滿足彎曲應(yīng)力要求。其他斜齒輪同樣的可以滿足其要求。 （3）輪齒接觸強度計算 （4.19） 式中： σj為齒輪的接觸應(yīng)力，MPa；F為齒面上的法向

52、力，N，； F1圓周力，N；；Tg為計算載荷，N·mm； d為節(jié)圓直徑，mm；α為節(jié)點處壓力角，（°）； β為齒輪螺旋角，（°）； E為齒輪材料的彈性模量，N/mm，E=2.1x105MPa； b為齒輪接觸的實際寬度，mm； ρz、ρb為主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑，mm，直齒輪為；，斜齒輪為，； rz、rb為主、從動齒輪節(jié)圓半徑，mm。 變速器齒輪所用的材料為滲氮合金鋼。當作用在變速器第1軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力為：1檔和倒檔齒輪，1900~2000；常嚙合齒輪和高檔齒輪，1300~1400。 ①計算第1軸常嚙合齒輪接觸應(yīng)力 （4.20）

53、 （4.21） （4.22） （4.23） 計算得，σj=891.4 MPa，滿足設(shè)計要求。 ①計算3檔常嚙合齒輪接觸應(yīng)力 （4.24） 其他參數(shù)同上，計算得，σj=494.9 MPa，滿足設(shè)計要求。 ②計算1檔和倒檔直齒齒輪接觸應(yīng)力 （4.25） （4.26） （4.27） 計算得，σj=1196.3 MPa，滿足設(shè)計要求。 4.5.2 軸的強度計算 變速器工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，其軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強度。因為剛度不足的軸會產(chǎn)生彎曲變形，破壞了齒輪的

54、正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。所以設(shè)計變速器是，其剛度大小應(yīng)以保證齒輪能實現(xiàn)正確的嚙合為前提條件。 （1）初選軸的直徑 在已知中間軸和第二軸的中心距A時，第二軸和中間軸中部直徑d≈0.45A，軸的最大直徑d和支承間距離L的比值，，對中間軸，d/L=0.16~0.18；對第二軸，d/L=0.18~0.21。 第一軸花鍵部分直徑d可按下式初選 （4.28） 式中： K為經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0~4.6； Temax為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N·m； 取K=4.6，計算得，d=31.8mm，取整為32mm； 第二軸和中間軸中部直徑d≈0.45A=53.55mm

55、，取整為54mm。核算軸的最大直徑d和支承間距離L的比值，在之前已經(jīng)計算得，中間軸L=298mm，則d/L=0.18，滿足要求；對于第二軸支承間的距離通常由經(jīng)驗公式確定 （4.29） 則，d/L=0.21，滿足要求。 （2）軸的強度驗算 ①軸的剛度驗算 對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和州在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者是齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者是齒輪相互歪斜，只是沿齒長方向的壓力分布不均勻。 第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近，負載又小，通常撓度不大，故可以不用計算。 圖 4-2 中間軸受力分析圖 變速器齒輪在軸上的位置如圖4-2所

56、示時，若軸在垂直面內(nèi)撓度為fc，在水平面內(nèi)撓度為fs和轉(zhuǎn)角δ，則可分別用下式計算 （4.30） （4.31） （4.32） 軸的全撓度為 （4.33） 式中： F1為齒輪齒寬中間平面上的圓周力，N； F2為齒輪齒寬中間平面上的徑向力，N； E為彈性模量，MPa，E=2.1×105 MPa； I為慣性矩，mm4，對于實心軸； d為軸的直徑，mm，花鍵處按平均直徑計算； a、b為齒輪上作用力距支座A、B的距離； L為支座間距離。 本文中，由于中間軸上常嚙合齒輪上的圓周力最大，因此只需要驗算中間軸上常嚙合齒輪處的強度和剛度即可。變速器軸向尺

57、寸L=298mm，取a=28mm，則b=270mm （4.34） （4.35） 因此可得， 滿足設(shè)計要求。 ②軸的強度驗算 作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點的垂直面和水平面內(nèi)的支反力Fc和Fs之后，計算相應(yīng)的彎矩Mc和Ms。軸在轉(zhuǎn)矩Tn和彎矩同時作用下，其應(yīng)力為 （4.36） （4.37） 式中：d為軸的直徑，mm，花鍵處取內(nèi)徑；W為抗彎截面系數(shù)。 在低檔工作時，。 在這里，支點A的水平面內(nèi)和垂

58、直面 內(nèi)支反力為 （4.38） （4.39） 則由 （4.40） （4.41） （4.42） 得出 滿足設(shè)計要求。 4.6 小結(jié) 在本章里，設(shè)計的主要內(nèi)容是變速器。首先做的是傳動方案的選擇，我選擇了五檔中間軸式機械變速器；然后對每檔的傳動比做出了計算選擇；接著對每一檔的齒輪的基本參數(shù)做出了計算；最后對每個齒輪和中間軸做出了強度的校核。結(jié)果顯示設(shè)計達到了設(shè)計要求。 第5章 傳動軸的設(shè)計 5.1 傳動軸的概述 在汽車傳動系及其它系統(tǒng)中，為了實現(xiàn)一些軸線相交或相對位置經(jīng)常變化的轉(zhuǎn)軸

59、之間的動力傳遞，必須采用萬向傳動裝置。萬向傳動裝置一般由萬向節(jié)和傳動軸組成，有時還要有中間支承。萬向節(jié)是實現(xiàn)變角度動力傳遞的機件，用于需要改變傳動軸線方向的位置。 萬向傳動應(yīng)滿足的要求：① 能可靠傳遞動力，當兩軸的相對位置在預(yù)計的范圍內(nèi)變動時；② 保證傳動盡可能同步，兩軸的轉(zhuǎn)速盡可能一樣；③ 振動噪音以及附加載荷（萬向節(jié)傳動引起的）在允許范圍內(nèi)；④ 效率高，使用壽命長；⑤ 結(jié)構(gòu)簡單、制造方便、維修容易。 為使處于同一個平面內(nèi)的輸出軸與輸入軸等速旋轉(zhuǎn)在汽車傳動系中常采用雙萬向節(jié)傳動。常采用的方案其共同的特點：① 與傳動軸相連的兩個萬向節(jié)叉布置在同一平面內(nèi)；② 兩萬向節(jié)與傳動軸的夾角相等。在

60、這樣布置的情況下可以保證等角速傳動。 按萬向節(jié)在扭轉(zhuǎn)方向上是否有明顯的彈性可分為：剛性萬向節(jié)和撓性萬向節(jié)。剛性萬向節(jié)又可分為：不等速萬向節(jié)（常用的為十字軸式），準等速萬向節(jié)（如雙聯(lián)式萬向節(jié)），等速萬向節(jié)（如球籠式萬向節(jié)）。 5.2 傳動軸形式的選擇 5.2.1 傳動軸的總體設(shè)計 萬向節(jié)傳動可分為開式和閉式兩種。閉式萬向節(jié)傳動的傳動軸別封閉在一套管中，這套管將牽引力或制動力從驅(qū)動橋傳至車架或車身。它同時還承受驅(qū)動橋上的反作用力矩。因此在采用這種結(jié)構(gòu)時，可以減輕懸掛的載荷，并可省去其他的專用傳力裝置。而且還可使驅(qū)動橋殼中免于反作用力矩的作用。此外，由于傳動軸和萬向節(jié)均被封閉，不致受泥水贓物

61、的侵蝕。但閉式萬向節(jié)傳動，結(jié)構(gòu)笨重，增加了非懸掛部分的重量。而且，由于在這種結(jié)構(gòu)中只用了一個十字軸萬向節(jié)，因此不能保證主減速器主動軸與變速器第二軸的轉(zhuǎn)速恒等，引起了工作不均勻性。這種萬向節(jié)傳動目前應(yīng)用較少。只在某些車輛上驅(qū)動橋懸掛不能傳遞牽引力、制動力和平衡反作用力矩時才采用。 目前得到廣泛應(yīng)用的是開式萬向節(jié)傳動。直接用兩個簡單十字軸萬向節(jié)和一根傳動軸連接。如果變速器輸出軸到驅(qū)動橋主動軸之間的距離特別長，可以加裝一中間支承。這時傳動軸斷開成兩根或三根并用四個萬向節(jié)組成，可以使變速器第二軸和主減速器主動軸的轉(zhuǎn)速恒等。另外，開式萬向節(jié)傳動的另一優(yōu)點是重量輕。直接連接變速器第二軸和主減速器主動軸的

62、開式萬向節(jié)傳動的重量占汽車底盤重量的比例很小。 傳動軸的總體結(jié)構(gòu)形式選擇多十字軸萬向節(jié)傳動，如圖5-1所示。當輸入軸與輸出軸之間存在夾角時，單個十字軸萬向節(jié)的輸出軸相對于輸入軸是不等速旋轉(zhuǎn)的。為使處于同一平面的輸出軸與輸入軸等速旋轉(zhuǎn)，可采用雙萬向節(jié)傳動，但必須保證統(tǒng)傳動軸相連的兩萬向節(jié)叉應(yīng)布置在同一平面內(nèi)，且使兩萬向節(jié)夾角相等。但輸入軸與輸出軸平行時，直接諒解傳動軸的兩萬向節(jié)叉所受的附加彎矩，使傳動軸發(fā)生彈性彎曲，從而引起傳動軸的彎曲振動。 對于傳動軸的具體參數(shù)初步設(shè)計為，中間軸和后軸的內(nèi)外徑都為89mm和83mm；中間軸全長1143.5mm，后軸全長1268.5mm；中間花鍵軸全長205

63、mm，18個鍵槽；后花鍵軸全長255mm，16個鍵槽。 圖 5-1 傳動軸總體布置方案圖 5.2.2 萬向節(jié)的設(shè)計 所謂萬向節(jié)，指的是利用球型連接實現(xiàn)不同軸的動力傳送的機械結(jié)構(gòu)?！“慈f向節(jié)在扭轉(zhuǎn)方向上是否有明顯的彈性可分為剛性萬向節(jié)和撓性萬向節(jié)。剛性萬向節(jié)又可分為不等速萬向節(jié)（常用的為十字軸式）、準等速萬向節(jié)（如雙聯(lián)式萬向節(jié)）和等速萬向節(jié)（如球籠式萬向節(jié)）三種。 目前汽車傳動系用得最多的普通萬向節(jié)是十字軸剛性萬向節(jié)。按照萬向節(jié)滾針軸承的定位方式，十字軸萬向節(jié)的結(jié)構(gòu)型式有蓋板式、卡環(huán)式和瓦蓋式等。由于卡環(huán)式十字軸結(jié)構(gòu)簡單，便于流水線是加工，因此在這里選擇的是卡環(huán)式十字軸萬向節(jié)，如

64、圖5-2和圖5-3所示。 圖 5-2 卡環(huán)式十字軸萬向節(jié)連接處結(jié)構(gòu)圖 圖 5-3 卡環(huán)式十字軸萬向節(jié)連接圖 5.3 傳動軸的校核 在傳動軸長度一定時，傳動軸端面尺寸的選擇應(yīng)保證傳動軸有足夠的強度和足夠高的臨界轉(zhuǎn)速。所謂臨界轉(zhuǎn)速，就是當傳動軸的工作轉(zhuǎn)速接近于其彎曲固有振動頻率時，即出現(xiàn)共振現(xiàn)象，以致振幅急劇增加而引起傳動軸折斷時的轉(zhuǎn)速。傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速nk為 （5.1） 式中： Lc為傳動軸長度，mm，即兩萬向節(jié)中心之間的距離； dc和Dc分別為傳動軸軸管的內(nèi)、外徑，mm； 對于中間軸，計算得： nk=11168r/min。 其最高工作轉(zhuǎn)速為3220

65、r/min； 臨界安全轉(zhuǎn)速為7756r/min；故轉(zhuǎn)速符合要求。 傳動軸軸管端面尺寸除滿足臨界轉(zhuǎn)速的要求外，還應(yīng)保證有足夠的扭轉(zhuǎn)強度。軸管的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力τc應(yīng)滿足 （5.2） 式中：[τt]為許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，為300MPa；其余符號同前。 對于中間軸，計算得，τc=288MPa，顯然符合要求。 對于傳動軸上的花鍵軸，通常以底徑計算器扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力τh，許用切應(yīng)力一般按安全系數(shù)為2～3確定，即 （5.3） 式中：dh為花鍵軸的花鍵內(nèi)徑。 計算得，τh=120MPa，符合設(shè)計要求。 當傳動軸滑動花鍵采用矩形花鍵時，齒側(cè)擠壓應(yīng)力為 （5.

66、4） 式中：K’為花鍵轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)，K’=1.3～1.4；Dh和dh分別為花鍵的外徑和內(nèi)徑；Lh為花鍵的有效長度；n0為花鍵齒數(shù)。 對于齒面硬度大于35HRC的滑動花鍵，齒側(cè)許用擠壓應(yīng)力為25～50MPa； 計算得，σy=32MPa，顯然符合設(shè)計要求。 綜上所述，可以得出結(jié)論：所選軸符合傳動要求。 5.4 小結(jié) 在這一章里，設(shè)計的內(nèi)容是萬向傳動裝置。其內(nèi)容主要包括萬向傳動裝置的總體方案，傳動軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，萬向節(jié)的結(jié)構(gòu)設(shè)計，最后對于傳動軸的強度以及花鍵軸的強度進行了校核，符合設(shè)計要求。 第6章 整體式單級主減速驅(qū)動橋設(shè)計 6.1 驅(qū)動橋的概述 驅(qū)動橋的組成：主減速器、差速器、半軸和驅(qū)動橋殼等組成。 驅(qū)動橋的功用：將萬向傳動裝置傳來的發(fā)動機動力經(jīng)過降速，將增大的轉(zhuǎn)矩分配到驅(qū)動車輪,并實現(xiàn)降速以增大轉(zhuǎn)矩。 驅(qū)動橋的分類：驅(qū)動橋一般可分為非斷開式和斷開式兩種。非斷開式驅(qū)動橋，也稱為整體式驅(qū)動橋，它由驅(qū)動橋殼、主減速器、差速器和半軸組成。斷開式驅(qū)動橋 ，為了與獨立懸架相配合，將主減速器殼固定在車架（或車身）上，驅(qū)動橋殼分段并通過鉸鏈連接，或除主減速