传动系统设计指导书 01

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GB7086-87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3.传动系统设计概述传动系统根据传力介质不同可分为：机械传动系、液力机械式传动系、液压传动系和电传动系。因机械传动系效率高、结构简单、工作可靠、成本低，所以被绝大多数汽车采用。而液力机械传动系主要用于高级轿车。并在军用战斗车辆中被广泛应用，故此处将略去不述。液压传动系是利用液体静压力传递动力，因传动效率低，寿命较短未能推广。电传动主要应用于装载质量大于80t的重型矿用汽车。目前广泛应用于普通双轴汽车上，并与活塞式内燃机配用的是机械传动系。故以下如无特别说明本指导书所指传动系统均为机械传动系。传动系统是位于汽车发动机与驱动轮之间的动力传递装置，其功用：1）保证汽车在各种行驶条件下所必须得牵引力和车速，使它们之间能协调变化并有足够的变化范围；2）是汽车具有良好的动力性和燃油经济性；3）保证汽车能倒车及左右驱动车轮能适应差速要求；4）是动力传递能根据需要而顺利结合与分离。普通汽车的传动系统如图1所示主要由：离合器、变速器、万向传动装置、主减速器、差速器等组成。图1普通汽车传动系示意图1-离合器、2-变速器、3-万向传动装置、4-主减速器、5-差速器、6-半轴、7-驱动桥发动机传动系统设计结构框图如图2所示：图2发动机传动系统设计总框图4.传动系布置型式4.1前置前驱FF1）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；2）不足转向特性及方向稳定性；低附着系数路面、爬坡时容易侧滑。4.2前置后驱FR1）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；2）中性转向特性，前后布置方便；3）整车整备质量大，但整车舒适性能好。4.3后置后驱RR1）能有效增大车厢有效面积、降低地板高度；2）变速、供油操纵需远距离操纵；3）散热条件差。4.4中置后驱1）轴荷分布合理，车身设计不受底盘布置干扰；2）车内空间狭小，通过性参数不高；3）底板高度较高。4.5前置四驱1）较高附着系数利用率；2）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。5.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许多因素的影响，如：车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。5.1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，可以采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。汽车传动系的前端与发动机相连，末端与驱动轮相接并通过弹性轮胎与汽车的平移质量联系了起来，图3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3的下图所示的汽车传动系的当量系统，它也是汽车传动系无阻尼自由扭振的力学模型简图。34图3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en（r/min）为：jjekn30式中：j――传动系固有频率，rad/s；jk――发动机转矩主谐量的阶数。由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数可取最低主阶数，最低主阶数由下式确定：snmk21m――发动机气缸数；sn――冲程数，四冲程的取4，二冲程的取2。由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av（km/h）为jgrjakiirv06.3式中：rr――车轮滚动半径，m；gi――变速器的传动比；0i――主减速比。在传动系设计时，由上式决定的汽车共振车速应远离汽车常用的车速范围。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，传动系中甚至会出现负转矩，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。5.2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由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4所示的当量系统。图4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又不分离离合器的情况下传动系的最大扭转载荷为：]sin)(sin)[(2221111221212201tCJtCJTdd式中：Cd――当量扭转刚度，1/Cd=1/C1+1/C2+1/C3,C1,C2,C3参见图2；1，p――系统中1J，Jp的弹性轴的扭转角；ppdppdpppdpJJCCJJCJCJJJJCJCJJ1211111122,1]2)([2)(；p――板簧的扭转刚度。5.3传动系的静强度计算5.3.1按发动机最大转矩maxeT取发动机最大转矩作为传动系的第一种计算载荷：TejiTTmax式中：jT――传动系轴上的计算转矩，N.m；i――传动系在所计算零件之前的总传动比；T――传动系在所计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：TejiTTmax式中：――差速器的转矩分配系数，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=2.0~3.0。5.3.2按驱动车轮与路面的最大附着力矩maxT取驱动车轮与路面的最大附着力矩maxT作为传动系的第二种计算载荷：TrTjirGiTTmax2max式中：2G――驱动桥给水平路面的最大负荷，N；max――轮胎与路面的最大附着系数，取max＝0.8；rr――轮胎的滚动半径，m；i――传动系在所计算零件之前的总传动比；T――传动系在所计算零件之前的传动效率。（若无确切数据则取1）。计算半轴时应引进差速器的转矩分配系数，即半轴的计算转矩为：TrjirGTmax2.按这种工况计算时，安全系数通常取n=2.0~3.0。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。5.3.3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第三种计算载荷。这时计算转矩为：TedjiTkTmax式中dk――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dk＝1.5～2.0；对货车取2.0～2.5；越野汽车取2.5～3.0。安全系数可取n＝1.25～1.5。6.发动机及变速器选型及匹配计算发动机及变速器选型及匹配计算流程图，如图5所示：图5发动机及变速器选型及匹配计算流程图6.1发动机选型发动机的选择应根据项目要求合理选用，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几个方面：1）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，然后估算所需的最大功率值。2）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：)761403600(max3maxmaxaDararVACVgfmP3）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，转矩适应系数大则换档次数可减少，油耗可降低；而转矩适应系数小则汽车的高速动力性就好。当发动机的最大功率ep及相应转速pn确定后，可按下式求发动机的最大转矩：peenPT7019：转矩适应系数，peTT/发动机最大转矩的相应转速的选择原则是使它与pn保持适当关系，因为它过于接近pn会使直接档最低稳定车速偏高，甚至会使变速器的档位增加。一般pn/Tn=1.4~2.04）发动机适应性系数转矩适应系数与pn/Tn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。6.2变速箱的匹配6.2.1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。目前，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。6.2.2最大传动比的选择一般从最大爬坡度，附着率和汽车最低稳定车速三个方面来考虑汽车的最大传动比的选择。当汽车爬大坡时车速很低，可忽略空气阻力，从而汽车的最大驱动力为：maxmaxifFFF由此：TiTrfGi0max)sincos(但最大传动比不可以过大，即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,可以把几种变速器与几种主减速器相匹配，得到几组C曲线（燃油经济性－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一档传动比，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，根据三者取较小者作为一档传动比。6.2.3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，下面就要选定几种方案，以便作为最后确定主减速器参数的选择。6.2.3.1主减速比的确定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）ghaprivnrimax0377.0根据驱动力－阻力特性曲线图得到最高车速，如图6所示为在主减速比为x，变速比为y的情况下得到一组驱动力－阻力特性图，蓝线与绿线相交处所