汽车设计课件55页PPT文档

课程学习指导学习目的与要求学习汽车设计的基本知识，掌握汽车总布置设计方法、主要零部件总成主要参数和载荷的确定及其设计计算方法。内容与安排教材与参考书1、概述2、汽车总体设计25、离合器1.56、变速器1.57、液力变矩器28、传动轴19、驱动桥312、从动桥113、悬架系315、车架116、转向系217、制动系2课程学习内容与安排（20单元）传动系行驶系教材与参考书⒈刘惟信，汽车设计，清华大学出版社2019⒉张洪欣，汽车设计，机械工业出版社1989⒊王望予，汽车设计（第三版），机械工业出版社2000⒋汽车工程手册编委会，汽车工程手册－设计篇，人民交通出版社2019⒌长春汽车研究所，汽车设计手册，2019⒍汽车技术，1972～1975⒎机械工程手册编委会，机械工程手册－汽车篇，机械工业出版社2019⒏汽车设计丛书：离合器、变速器、圆锥齿轮与双曲线齿轮传动等，人民交通出版社⒐［日］武田信之，载重汽车设计，人民交通出版社2019传动系组成与布置发动机传动轴半轴驱动轮离合器变速器驱动桥发动机前置－前驱传动系布置图（P102）多桥多驱传动系布置图（P103）发动机前置－后驱传动系布置图五离合器设计Tc＝βTemaxdDβ后备系数发动机最大转矩离合器最大静摩擦力矩F摩擦片内外径d、D5.1离合器主要参数及其优化设计5.6离合器设计计算－膜片弹簧设计离合器摩擦力矩（P121）Tc＝βTemax摩擦材料静摩擦系数离合器的静摩擦力矩Tc离合器传递的最大静摩擦力矩TcTc＝fFZRm发动机最大转矩摩擦表面工作压力F=P0A摩擦面面数离合器后备系数摩擦片平均摩擦半径)(32233dDdDRm摩擦面面积A=0.25π(D-d)22摩擦面单位压力摩擦面单位压力P0（P122）离合器摩擦面单位压力Po－对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素：＊离合器使用频繁、发动机后备系数较小时，Po应取小些；＊摩擦片外径较大时，Po应取小些，以降低摩擦片外缘处的热负荷；＊发动机后备系数较大时，可适当增大Po。各种摩擦片材料的Po取值范围：＊石棉基材料Po＝0.1～0·25MPa＊粉末冶金材料Po＝0.35～0·5MPa＊金属陶瓷材料Po＝0·7～2MPa各类车辆摩擦片材料的Po取值范围：＊轿车Po＝0.18～0·28MPa＊货车Po＝0.14～0·23MPa＊城市公共车Po＝0.13MPa离合器后备系数β（P121）后备系数β－反映离合器传递发动机最大转矩的可靠程度后备系数β选择－应考虑：①摩擦片在使用中磨损后，离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩，即β1；②要防止高合器滑磨过大，β应适当大一些；③要能防止传动系过载，减小离合器尺寸，β不宜太大。后备系数β的取值范围－各类汽车取值范围不同＊轿车和微型、轻型货车β＝1.30～1·75＊中型和重型货车β＝l.60～2.25＊越野车、重型汽车和牵引汽车β＝1·8～3.5β＝Tc／Temax离合器静摩擦力矩Tc＝fFZRc发动机最大转矩摩擦片内外径d、D（P123）摩擦片内外径d,D选择－应考虑：①摩擦片尺寸d,D应符合《汽车用离合器摩擦片》尺寸系列标准GB5764－86；②在同样外径D时，选用较小的内径d，可增大摩擦面积，提高传递转矩的能力和减少摩擦面单位压力。但会使摩擦面上的压力分布不均匀，使内外缘圆周的相对滑磨速度差别太大而造成定摩擦面磨损不均匀，且不利于散热和扭转减振器的安装。故内外径比d/D应适当；③摩擦片最大圆周速度不超过65~70m/s，以免摩擦片发生飞离。《汽车用离合器摩擦片》尺寸系列D/d160/110，180/125，200/140，225/150，250/155，280/165，300/175，325/190，350/195，380/205，405/220，430/230离合器参数优化设计设计变量－摩擦片内外径d、D和工作压紧力F目标函数－结构尺寸最小，即：约束函数摩擦片摩擦面积最小f(X)＝min[0.25π(D-d)]22非独立设计变量？或摩擦片外径最小f(X)＝min(D)离合器参数优化设计约束函数①摩擦片最大圆周速度Vd≤65~70m/s；②摩擦片的内外径比d/D＝0·53～0.70；③β值应在一定范围内，车型不同β值范围不同；④摩擦片内径d＞2R0（减振器弹簧位置直径）＋50mm，以保证扭转减振器的安装；⑤单位摩擦面积传递的转矩Tc0≤[Tc0]，反映离合器传递转矩并保护过载的能力；⑥单位压力Po在一定范围内，车型不同、摩擦材料不同，Po值范围不同；⑦离合器每一次接合的比滑磨功q≤[q]，减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤离合器滑磨功与热计算离合器每一次接合所产生的总滑磨功L（P124）J)11()1(180022eacaeJJTTJnLL离合器比滑磨功q][J/cm2qALq离合器压盘温升τCmCL10单位摩擦面积滑磨功计算离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功w离合器每一次接合所产生的总滑磨功W（P124）222/)(4mmJdDZWwJiirmnWgrae2202221800离合器压紧弹簧弹性特性5.6离合器膜片弹簧设计圆柱螺旋弹簧膜片弹簧圆柱螺旋弹簧膜片弹簧＊膜片弹簧优化设计＊膜片弹簧主要参数选择膜片弹簧弹性特性膜片弹簧及其弹性特性离合器膜片弹簧特性22/2hH22/2hH膜片弹簧工作特性点选择H－弹簧压平位置特性点磨损量B－新离合器接合状态工作点（在M－H段，靠近H点）A－离合器磨损后接合状态工作点（在O－M段，FA≈FB）C－离合器分离状态工作点（在N点附近）（P44）离合器膜片弹簧主要参数选择hαrRH／h＝1.6～2.2，以保证弹簧特性形态；h＝2～4mm，考虑板材厚度系列值；R≥Rc，R／r＝1.2～1.35；α＝9～15度（自由状态内截锥角）；膜片弹簧参数优化设计－P48H（P45图）22/2hH膜片弹簧优化设计（P48）设计变量：H,h,R,r,R1,r1,λ1B目标函数：约束函数①弹簧工作时的最大应力最小；②从动盘摩擦片磨损前后弹簧压紧力之差的绝对值最小；③在摩擦片磨损极限范围内，弹簧压紧力变化的绝对值的平均值最小；④在分离行程中，驾驶员作用在分离轴承装置上的分离操纵力平均值最小；⑤选③和④两个目标函数为双目标。按非均匀离散变量处理膜片弹簧优化设计约束函数①特性点B弹簧压紧力，F1B≤Fy；②特性点B位置靠近H点，λ1B／λ1H＝0·8～1.0；③特性点A磨损前、后弹簧压紧力接近，F1A≥F1B；④弹簧弹性特性要求，1.6≤H/h≤2.2；（P49）22/2hH⑤弹簧各部分尺寸比例关系合适，α,R/r,2R/h,R/r0；⑥弹簧的加载点位置R1,r1在摩擦片平均半径－外径之间；⑦弹簧结构尺寸关系，R-R1,r1-r,r1-r0;⑧分离指杠杆比(r1-rf)/(R1-r1),(R1-rf)/(R1-r1)在要求的范围内；⑨弹簧上缘点B压应力σB≤[σB]和内截锥A点拉应力σA≤[σA]；⑩制造和装配误差引起的弹簧压紧力偏差，△FB/FB≤0.05；……几何尺寸弹簧性能BA|(F1B－Fy)|/Fy≤δy注：应与目标函数匹配，即应去除目标函数已包含的内容！膜片弹簧主要参数（P45图）hαHrR四、变速器设计4.1概述（变速器功能与设计要求P58）4.2变速器传动方案4.3变速器主要参数选择4.3.1档数、传动比、中心距、齿轮、轴4.3.2各档齿数分配4.4变速器设计计算－齿轮强度计算按总体设计给定外形尺寸要求进行经验设计或优化设计4.2变速器传动方案两轴式（轿车前置前驱动常用）（P59图3-1）a)4+1b)4+1c)4+1d)4+1e)4+1f)5+1≈＊高档同步器置输入轴＊倒档布置４档(P60图3-2)５档(P60图3-3)６档(P61图3-4)4.2变速器传动方案三轴式（货车常用）＊主要区别：①档数；②倒档布置＊中心距A＊齿轮模数m4.3.1变速器齿轮主要参数选择A,m,α,β,b,ξ（P65）按总体设计给定外形尺寸要求进行经验设计或优化设计＊压力角α：α小重合度大、传动平稳、噪声低；α大可提高轮齿强度。轿车取较小值α=14.5,1.5,16或16.5°，以增大重合度和降低噪声；货车选较大值α=22.5°或25°以提高齿轮承载能力。国产变速器齿轮普遍采用我国规定的标准压力角α=20°＊螺旋角β＊变位系数ξ＊齿宽b：经验设计或进行齿轮优化设计变速器齿轮螺旋角β＊螺旋角β：β大齿轮啮合重合度增加，工作平稳、噪声降低，齿轮接触强度也相应提高。一般低挡齿轮β不要过大；高挡齿轮β选用较大，以提高齿轮接触强度。具体由经验设计或进行齿轮优化设计确定。2121tantanrr＊设计时β：应力求中间轴上同时工作的２对斜齿轮产生的轴向力平衡，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。２对齿轮β角的关系如图：β2r2β1节圆半径r1||由Fn1·r1=Fn2·r2=T得Fa1=Fn1·tanβ1Fa2=Fn2·tanβ2Fn－圆周力变速器齿轮变位系数ξ＊变位系数ξ：采用变位齿轮，为了避免齿轮产生根切，配凑中心距，提高齿轮强度、使用平稳性，耐磨损、抗胶合能力，降低啮合噪声；＊齿轮变位采用高度变位和角度变位＊高度变位－可增加小齿轮的齿根强度，便它达到和大齿轮强度相接近的程度，但不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声；＊角度变位－既具有高度变位的优点，又避兔了其缺点。可获得良好的啮合性能及传动质量指标，对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求；＊变位系数ξ分配：高挡齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数；低挡齿轮，主要损坏形式是齿根弯曲断裂，加之传递载荷较大，应根据齿根等弯曲强度原则分配大、小齿轮的变位系数。4.3.2变速器各档齿数分配＊各档齿轮齿数分配原则在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。＊各档齿轮齿数分配方法与步骤（图3-13，三轴式）（P69）Zc2Zc1确定常啮合齿轮Zc1、Zc2Zi1Zi2确定其他各挡齿轮Zi1、Zi2Zr确定倒挡齿轮Zr1、Zr2Z7Z8确定一挡齿轮Z7、Z8变速器一档齿轮齿数Z7、Z8Zc2Zc1计算一挡齿轮齿数和Z1h＝2Acosβ1／m1（取整）由中间轴结构尺寸确定Z8minZ7计算一挡从动齿轮Z7＝Z1h－Z8修正中心距A＝Z1hm1／2cosβ1A设一挡主动齿轮Z8＝Z8minZ8变速器常啮合齿轮齿数Zc1、Zc2常啮合齿轮齿数和Zch＝2Acosβc／mc＝Zc1＋Zc2常啮合齿轮传动比ic=ig1／(Z7／Z8)＝Zc2／Zc1联立方程求解常啮合齿轮Zc1、Zc2Z7Zc2Zc1AZ8变速器各档齿轮齿数Zi1、Zi2Zc2Zc1各挡齿轮齿数和Zih＝2Acosβi／mi＝Zi1+Zi2各挡齿轮螺旋角1122tantaniihchcicicZZZZrr各挡齿轮传动比ii=igi／(Zc2／Zc1)＝Zi2／Zi1联立方程求解各挡齿轮Zi1、Zi2AZi2Zi1变速器倒档齿轮齿数Zr1、Zr2Zc2Zc1各挡齿轮齿数和Zr1h＝2Ar1／mi＝Zr1+Zi1Zr2h＝2Ar2／mi＝Zr2+Zi2联立方程求解各挡齿轮Zr1、Zr2注意：校核齿轮运动干涉问题即Zr1与Zi2、Zr2与Zi1齿顶圆干涉！A各挡齿轮传动比ir＝igr／(Zc2／Zc1)＝(Zr1／Zi1)·(Zi2／Zr2)Zi2Zr2Ar2Zi1Zr1Ar14.4变速器设计计算齿轮强度计算（P71）＊汽车变速器齿轮强度计算方法＊国家标准－GB3480－83圆柱齿轮强度计算方法＊汽车行业简化计算方法＊汽车行业简化计算方法弯曲应力btykkkFfjw2111coscos418.0bEFjj接触应力式中Fj－圆周力d