传动系统设计指导书样本.doc

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1.范围
适用于本研发中心所开发车型的发动机传动系统设计。
2.引用标准
GB 7086-87
液力变矩器性能试验方法
GB/T465-1999
汽车机械式变速器分类的术语及定义
GB/T5333-1985
汽车驱动桥术语及定义
GB/T5727-1985
汽车液力变速器术语及定义
GB/T5728-1985
汽车离合器术语及定义
QC/T27-1992
汽车干摩擦片式离合器台架试验方法
QC/T291-1999
汽车机械式分动器性能要求
QC/T293-1999
汽车半轴台架试验方法
QC/T294-1999
汽车半轴技术条件
QC/T463-1999
汽车用液力变矩器技术条件
QC/T470-1999
汽车制动变速器操纵装置的要求
QC/T523-1999
汽车传动轴台架试验方法
QC/T524-1999
汽车发动机性能试验方法试验方法
QC/T533-1999
汽车驱动桥台架试验方法
QC/T534-1999
汽车驱动桥台架试验评价指标
QC/T29033-1991
汽车用液力变速器台架性能试验方法
QC/T29063-1992
汽车机械式变速器总成技术条件
QC/T29082-1992
汽车传动轴总成技术条件
QC/T29101-1992
汽车用操纵拉锁总成
结构如图19:

图 19 换挡连杆结构
操纵杆: 操纵杆的结构一般为如图20所示结构较多, 档位的位置要与结构相匹配, 一般对换档操纵的行程比为: 2.5-3.5之间、 换档操纵的行程比为2.0-3.0之间, 简单结构为:

图 20 操纵杆结构
10.传动轴的选用
传动轴及万向节的选型设计流程框图, 如图 21所示:

图 21 传动轴及万向节的选型设计流程框图
10.1传动轴概述
传动轴是汽车传动系重要组成部分,将发动机提供的动力由变速器传递至车桥的减速器。它主要由万向节、 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; 另一方面由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25～50N/mm2 ; 对于不滑动花键, 挤压应力不大于50～100 N/mm2 。
10.2结构形式
汽车用万向节分为刚性的、 饶性的、 等速的和不等速的几种。
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采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、 球叉式、 双联式、 凸块式和三销式等。
汽车在形式过程中, 由于悬架的不断变形, 变速器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°。对于又要转向又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叉式等速万向节传动, 其最大夹角即车轮的最大转角可达32°—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。
10.3传动轴的主要结构参数及校核计算( 以某一车型为例)

表 5 传动轴花键参数表
固定节外花键参数
齿形
渐开线
模数
1
压力角
45o
齿数
25
节径
Φ25
大径
Φ26
小径
Φ24max
量棒直径
Φ2
量棒跨距
28.368
花键长
46
传动轴校核计算流程, 如图 22所示:

图 22 传动轴校核计算流程图
10.3.1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:
两端自由支撑、 壁厚均匀的等截面传动轴的临界转速
(r/min)
式中: L——传动轴长, 取两万向节之中心距, mm。
各参数取值如下: D＝φ27mm, 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＝735.8mm。
代入得: ne=5984r/min
取安全系数K=ne/nmax, 其中nmax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＝nc/nmax=1.2～2.0。
实际上传动轴的最大转速nmax＝ne/( ig*i0) , r/min
其中: ne－发动机的额定最大转速, r/min;
ig－变速器传动比;
i0－主减速器传动比。
各参数取值如下: ne＝5500 r/min
由上表参数得:
nmax＝5500/( 主减*五变) ＝5500/( 3.722*0.767) ＝1927 r/min
代入数值后K＝5984/1927=3.1>2.0
由此φ27mm轴可满足要求。
10.3.2轴管的扭转应力的校核
校核扭转应力:
＝ ( N/mm2)
式中: ——许用应力, 取＝600N/mm2( 高合金钢( 40Cr、 40MnB等) 、 中频淬火)
Tj——传动计算转矩, N·mm, N·m
Temax——发动机最大转矩N·mm;
ig1——变速器一档传动比或倒档传动比;
ig0——主减速器传动比;
kd——动载系数。
10.3.3传动轴花键齿侧挤压应力的校核
传动轴花键齿侧挤压应力的校核
( N/mm2)
式中: T——计算转矩, N·mm;
D1、 D2——花键的外径和内径, mm;
Z——花键齿数;
L——花键有效长度;
——许用挤压应力, 当花键齿面硬度大于HRC35时取25-50N/mm2, 非滑动花键取=50-100N/mm2
11.桥的匹配及选用
桥的匹配及选型设计流程框图, 如图 23所示:

图 23 桥的匹配及选型设计流程框图
11.1概述和要求
驱动桥是汽车传动系的末端, 其基本功用是增大由传动轴传来的转矩, 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又是转向轮时, 则此驱动桥称为转向驱动桥。
驱动桥应满足如下基本要求:
1） 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;
2） 工作平稳、 噪声小;
3） 传动效率高;
4） 具有必要的离地间隙;
5） 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;
6） 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。
11.2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。整个驱动桥经过弹性悬架与车架连接, 由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经过性, 当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经过铰链连接。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, 可靠性好, 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, 但对改进汽车平顺性、 操纵稳定性和经过性有利, 因此在轿车和越野汽车上采用相当广泛。
11.3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。i0的选择应在汽车总体设计时的传动系的总传动比iT一起由整车动力计算来确定。经过在不同i0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i0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、 长途客车特别是竞赛车来说, 在给定发动机最大功率Pemax及其转速np的情况下, 所选择的i0值应保证有尽可能高的车速Vemax, i0可用下式来确定:
i0=0.377
式中: ——车轮的滚动半径;
——变速器最高传动比 。
其它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, i0一般选得比上式大10%～25%, 按下式来选择:
i0=( 0.377～0472)
式中: ——分动器或加力器的高档传动比;
——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i0值确定。
11.4计算载荷的确定
一般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( ) 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
=**K0*
=
式中: ——发动机最大转矩, N.m;
——由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=0.9;
K0 ——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各类汽车取K0=1;
N——该车的驱动桥的数目;
G2——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷, N;对后桥来说还应考虑到汽车加速时的负荷的增大量;
——轮胎对路面的附着系数, 对于安装一般的轮胎的公路用汽车, 取0.85; 对越野汽车取 1.0; 对于安装专门的防滑宽轮胎的高级轿车取1.25;
——车轮的滚动半径, m;
——分别为所计算的主减速器从动齿轮到驱动齿轮之间的转动效率和减速比( 例如轮边减速器等) ;
经过计算求得计算载荷是最大转矩而不是正常持续转矩, , 不能用它作为疲劳损坏的依据。汽车的类型很多, 行使工况又非常复杂, 没有简单的公式可算出汽车的正常持续使用转矩。对于公路车辆来说, 其正常持续转矩是根据平均比牵引力的值来确定的, 即主减速器从动齿轮的平均计算转矩( N.m)
=
式中: ——汽车满载总重, N;
——所牵引的挂车满载总重, N, 但仅用于牵引车;
——道路滚动阻力系数, 计算时轿车取0.01～0.015; 载货汽车取0.015～0.020; 越野车取0.02～0.035;
——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。一般, 轿车取0.08; 载货汽车和城市公共汽车取0.05～0.09; 长途公共汽车取0.06～0.10; 越野车取0.02～0.30;
——汽车或汽车列车的性能系数;
=
当 >16 时, 取 =0。
12.发动机及传动试验项目
汽车零部件试验包括面很广, 本表(表 6 )零部件试验汇总表并不能包括汽车的所有传动零部件试验。重点为总成件及重要功能件。
本表主要依据现在执行的国家标准和行业标准。

表 6 发动机及传动系统总成件主要实验项目
零部件名称
试验项目
试验设备
试验方法
测定参数
引用标准
发动机台架试验
试验内容:
九项性能试验( 十一项除柴油机怠速试验、 柴油机调速试验)
1 一般性启动试验
2汽油机带速试验
3功率试验
4 负荷特性试验
5万有特性试验
6 机械损失功率试验
7 各缸工作均匀性试验
8级机油消耗量试验
9活塞漏气量试验
按QC/T524-1999《汽车发动机性能试验方法试验方法》中规定的使用仪器
按QC/T524-1999《汽车发动机性能试验方法试验方法中规定的使用仪器
参考QC/T524-1999《汽车发动机性能试验方法》的试验报告及曲线报告并附测量数据表格
QC/T524-1999
离合器试验
1负荷特性
2工作位置压盘位移量
3工作压紧力
4分离特性
5最大分离力P
6压盘倾斜量
按QC/T27-1992《汽车干摩擦片式离合器台架试验方法》的实验方法中规定的使用仪器。
按QC/T27-1992《汽车干摩擦片式离合器台架试验方法》的实验方法中规定的实验要求进行实验。
除试验项目外还需离合拨叉杠杆比、 分离杠杆比、 分离行程, 并按QC/T27-1992提供试验报告及曲线
QC/T27-1992
离合主泵、 离合分泵实验
密封性;
行程要求;
回程时间;
排量;
耐压性实验;
耐腐蚀性能;
低温性能实验;
可参考QC/T311-1999《汽车液压制动主缸技术条件》规定的使用仪器。
1、 离合主泵可参考QC/T311-1999《汽车液压制动主缸技术条件》实验规程相关实验, 实验工作液压参考设计值( 不考虑增压、 阻力时踏板力为1000N时) ;
2、 离合分泵可参考QC/T311-1999《汽车液压制动主缸技术条件》实验规程进行相关实验, 实验工作液压参考设计值( 不考虑增压、 阻力时踏板力为1000N时) : 即不考虑增压、 阻力时踏板力为1000N时制动分泵管路压力
主泵、 分泵直径、 压缩行程、 预紧力
QC/T311-1999
变速器换档机构实验
1.静态换档力
2互锁性能
3变速器换、 选档手感要求
4换、 选档行程
可参考按QC/T291-1999《汽车机械式分动器性能要求》的实验方法中规定的使用仪器
可参考按QC/T291-1999《汽车机械式分动器性能要求》的实验方法中规定的实验要求进行实验。
换档行程、 静态换档力
QC/T291-1999