主减速器传动比确定

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汽车理论_动力装置参数(精)

汽车理论_动力装置参数(精)

§3-5 动力装置参数的优化选择
二、 变 速 器 与 主 减 速 器 传 动 比 的 确 定
§3-5 动力装置参数的优化选择
三、发动机、变速器与主减速器传动比的定§3-5 动力装置参数的优化选择
三、发动机、变速器与主减速器传动比的确定
ig1
ig 2

ig 2 ig 3

ig 3
ig 4

ig 4 ig 5
§3-4 传动系挡数与各挡传动比的选择
二、各挡传动比的选择 如CA7220型汽车5挡变速器相邻两挡的传动比比值 为:
ig1 ig 2 ig 3 ig 4
3.6 1.69 2.125 1.458 1.36 1.070
一般货车的 最大爬坡度为 30%,即 α≈16.7°
r G( f cos max G sin max )r ig1 Ttq maxi0T
§3-3 最大传动比的选择
二、用求出的Ⅰ挡传动比验算附着条件 求附着力时,可取附着系数为0.5~0.6
Ft max
Ttq maxig1i0T r
§3-2 最小传动比的选择
汽车大多数时间是以最高挡行驶的,即用最小传动 比的挡位行驶的,因此最小传动比的选定是很重要的。
it ig i0ic
最小传动比的选择 实际上是选择主减速器 的传动比i0。 过去选择i0常常使
ua max u p
现在为了提高汽车的 燃油经济性,常选择i0 适当小一些。
§3-4 传动系挡数与各挡传动比的选择
轻型货车和中型货车比功率小,所以一般采用五 挡变速器。重型车辆发动机工作时间长,油耗量大, 且本身自重很大,增加挡位数不会过多地增加汽车的 制造成本,所以一般采用6~20挡的变速器。越野汽车 传动系的挡位数较同吨位的普通车辆多一倍左右。

《汽车理论》练习题

《汽车理论》练习题

《汽车理论》练习题一、填空题1、汽车的动力因数是2、汽车间隙失效的形式有和、和的比值。

三种。

3、为使汽车具有不足转向,汽车的中性转向点和质心之间的位置关系为。

4、汽车行驶时受到的加速阻力包括和两部分。

5、对于垂直振动,人最敏感的频率范围为,对于水平振动,人最敏感的频率范围为。

6、汽车的比功率是和的比值。

7、汽车顶起失效与通过性几何参数和有关。

8、特征车速是表征的一个参数,而临界车速是表征的一个参数。

9、汽车行驶时任何情况下都存在的阻力包括和两种。

10、汽车时,在良好路面上的最大爬坡度,表示汽车的上坡能力。

一般越野汽车的最大爬坡度可达。

11、与顶起失效有关的两个汽车通过性的几何参数是和。

12、汽车行驶时在一定条件下才存在的阻力包括和。

13、决定汽车制动距离的主要因素是:、最大制动减速度以及。

14、汽车行驶的驱动附着条件为:。

15、当汽车车速为临界车速时,汽车的稳态横摆角速度增益趋于;过多转向量越大,临界车速。

16、后轮驱动的四轮汽车的越台跨沟能力由轮决定,其越台能力可表示为。

二、名词解释1、附着力:11、同步附着系数;2、附着率;12、侧倾中心;3、后备功率;13、悬架的线刚度;4、滑动附着系数;14、间隙失效;5、制动效能;15、前轮定位;6、侧偏刚度:16、道路阻力系数;7、悬挂质量分配系数;17、牵引系数;8、汽车动力因数;18、静态储备系数;9、传动系最小传动比:19、路面不平度系数;10、最小离地间隙;20、碳平衡法。

三、判断题1、汽车在最低档获得最大爬坡能力,在最高档获得最高车速。

()2、汽车β线在 I 曲线下方,制动时总是前轴先于后轴抱死。

()3、对于双横臂独立悬架,如汽车右转弯行驶,则车轮向右倾斜。

()4、汽车前后轴振动互不影响的条件是汽车悬挂质量分配系数等于1。

()5、汽车低速行驶时,燃油经济性最好。

()6、载货汽车如满载时的转向特性为中性转向,那么空载时就为不足转向。

()7、汽车车身振动固有频率越低,其车身振动加速度就越小,动挠度也就越小。

变速器设计说明书

变速器设计说明书

第一章 基本数据选择1.1设计初始数据:(方案二)学号:26;最高车速:max a U =110-26=84Km/h ; 发动机功率:max e P =66-26/2=53KW ; 转矩:max e T =210-26×3/2=171Nm ; 总质量:m a =4100-26×2=4048Kg ;转矩转速:n T =2100r/min ; 车轮:R16(选205/55R16) ;r ≈R=16×2.54×10/2+0.55×205=315.95mm 。

1.1.1 变速器各挡传动比的确定初选传动比:设五挡为直接挡,则5g i =1 max a U = 0.377min i i r n g p式中:max a U —最高车速p n —发动机最大功率转速 r —车轮半径m i n g i —变速器最小传动比 0i —主减速器传动比p n / T n =1.4~2.0 即p n =(1.4~2.0)×2100=2940~4200r/min 取p n =3500r/minmax e T =9549×pe n P maxα (式中α=1.1~1.3,取α=1.2)所以,p n =9549×17153)3.1~1.1(⨯=3255.6~3847.5r/min0i =0.377×max i i rn g p =0.377×841095.31535003-⨯⨯=4.963 双曲面主减速器,当0i ≤6时,取η=90%,0i ›6时,η=85%。

轻型商用车1g i 在5.0~8.0范围,g η=96%, T η=η×T η=90%×96%=86.4%最大传动比1g i 的选择:①满足最大爬坡度。

根据汽车行驶方程式dtdumGi u A C Gf ri i T a D Tg δη+++=20emax 15.21 (1.1)汽车以一挡在无风、干砂路面行驶,公式简化为ααηsin cos 0emax G Gf ri i T Tg += (1.2)即,()Ttq g i T f Gr i ηαα01sin cos +≥式中:G —作用在汽车上的重力,mg G =,m —汽车质量,g —重力加速度,mg G ==4840×9.8=47432N ;max e T —发动机最大转矩,max e T =171N .m ; 0i —主减速器传动比,0i =4.963;T η—传动系效率,T η=86.4%;r —车轮半径,r =0.316m ;f —滚动阻力系数,对于货车取f =0.02;α—爬坡度,取α=16.7°%4.86963.4171316.07.16sin 7.16cos 02.08.940481⨯⨯⨯︒+︒⨯⨯⨯≥)(g i =5.24②满足附着条件。

三轴六档变速器结构设计

三轴六档变速器结构设计

第1章绪论1.1课题的目的和意义变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速,目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下,使汽车获得不同的牵引力和速度,同时使发动机在最有利的工况范围内工作。

中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。

变速器若采用浮动式结构的齿轮轴,工作时会产生挠度。

因此,一方面降低了输出轴的刚性,另一方面造成了啮合齿轮啮合不良,致使齿轮强度降低,增加了运转噪音,影响了整机的性能。

为了近一步提升后驱动变速器的性能,增加后驱轿车市场销售份额,应该建立一个适应发动机排量为 2.0升的后驱动变速器新平台,以满足车厂和用户更高层次的要求。

设计方案力求实现:(1)变速器结构更加紧凑、合理,承载能力较大,满足匹配发动机之所需;(2)选挡、换挡轻便、灵活、可靠;(3)同步器结构合理,性能稳定,有利于换挡;(4)齿轮承载能力高,运转噪音低,传递运动平稳。

1.2课题研究的现状目前,国内外汽车变速器的发展十分迅速,普遍研究和采用电控自动变速器,这种变速器具有更好的驾驶性能、良好的行驶性能、以及更高的行车安全性。

但是驾驶员失去了驾驶乐趣,不能更好的体验驾驶所带来的乐趣。

机械式手动变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠,具有良好的驾驶乐趣等优点,故在不同形式的汽车上得到广泛应用。

在档位的设置方面,国外对其操纵的方便性和档位数等方面的要求愈来愈高。

目前,4档特别是5档变速器的用量有日渐增多的趋势。

同时,6档变速器的装车率也在日益上升。

变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性及平均车速,从而可提高汽车的运输效率,降低运输成本。

汽车变速器是汽车的重要部件之一,用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速,目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行使工况下,使汽车获得不同的牵引力和速度,同时使发动机在最有利的工况范围内工作。

变速器设有空档,可在起动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。

设计规范-车桥1

设计规范-车桥1
理论计算后桥输出扭矩 (N.m) Tφmax= Tmax·i1·i
i——传动效率,机械传动通常取为0.92X0.98X0.96
Tφmax≤(1+0.08)T
□OK
□NO
(2)按日常行驶情况计算:(主要用于评价后桥的疲劳寿命,不反应极限工况):
MG=Garr(fa+fj+f)/imηd=
Ga——设计任务书规定使用列车总质量,t
□OK□NO
⒊按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩
——汽车满载总重(N)
——ห้องสมุดไป่ตู้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0.010-0.015,载货汽车取0.015-0.020,越野汽车取0.020-0.035
——汽车正常使用式的平均爬坡能力系数,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,越野汽车取0.09-0.30。
——作用在齿轮上的圆周力(N);
——从动齿轮面宽(mm)
□OK□NO
①按发动机最大转矩计算时
——从动齿轮面宽(mm)
——主动锥齿轮中点分度圆直径(mm)
□OK□NO
②按驱动轮打滑转矩计算时
单位齿长圆周力许用值[ ]
参数汽车类别
按发动机最大转矩计算时的[ ]
(N/mm)
按驱动轮打滑转矩计算时的[ ](N/mm)
rr——轮胎滚动半径,mm
im=1(单级减速取1)
ηd=90%(双曲面齿轮传动效率)
fa=0.09(公路坡度系数)
轮胎与地面的附着系数
货车
最低档
直接档
1429
0.85
1429

汽车动力装置参数选定

汽车动力装置参数选定
一具有 5 挡位的主变速器,各挡间的公比为 q2, 其传动比序列为 l、 q2 、 q4、 q6 、 q8。若结合一后置 两挡副(减速)变速器,其传动比为1、q,便可构成一具 有 10 挡位的变速器,各挡间的公比为 q,其传动比序 列为 l、q、 q2 、 q3 、 q4、 q5 、 q6 、 q7 、 q8 、 q9 。
4. 受驾驶性能的限制:即包括驾驶平稳性在内的加 速性,如动力装置的转向响应、噪声与振动。 e.g. i0 过小加速性能不好,发动机重负荷下工作出现 噪声与振动; i0 过大燃料经济性差,发动机高速运转噪声大。
汽车理论讲义(第1版) 赵又群编著 19
第二节 最小传动比的选择
根据每千克(磅)车质 量的发动机排量毫升值, 查出允许的最小n/ua值。 这对选择轿车最小传动 比是有参考价值的。
CA7220:
汽车理论讲义(第1版)
赵又群编著
30
第四节 传动系档数与各档传动比的选择
3.按等比级数分配的优点:
(1)换档平顺,操作方便。
I 挡升n2 II挡回n1 离合器无 冲击结合 故
汽车理论讲义(第1版) 赵又群编著 31
第四节 传动系档数与各档传动比的选择
若在 II 挡时,发动机转速升 到 n2 换 III 挡,则应把发动机转 速降到 n1’才能无冲击地接合
汽车理论讲义(第1版) 赵又群编著 28
第四节 传动系档数与各档传动比的选择
三、各档传动比的选择
在变速器中,挡位数超过五个(指前进挡)会使结构 大为复杂,同时操纵机构也相应复杂。为此,常在变速器后 接上一个 2 挡或 3 挡位的副变速器。越野汽车因要求多轴驱 动,故采用分动器。 在选定汽车的最小传动比 itmin、最大传动比 itmax及传动 系的挡位数后,再确定中间各挡的传动比。

第3章 汽车动力装置参数的选定

第3章  汽车动力装置参数的选定

低速爬坡 汽车的 最大驱动力
Ft max Ff Fi max
Ttq max ig1i0T r Gf cos max G sin max
G( f cos max sin max ) ig1 Ttq max i0T
第三节 最大传动比的选择
松软的路面
土壤容易 受冲击破坏
汽车的 比功率
1000 Pe 1 gfua max CD A 3 ( ua max ) KW/t m T 3.6 76.14m
约占发动机 功率的2/5
第二节 最小传动比的选择
传动系
第二节 最小传动比的选择
第二节 最小传动比的选择
最高挡行驶
最小传动比 主减速器 传动比
it ig i0ic
车速不变
rn1 ua 2 0.377 ua1 ig 2i0
rn2 ua1 0.377 ig1i0
n1 n2 ig 2 ig1
n2 ig1 n1 ig 2
第四节 传动系挡数与各挡传动比的选择
n1 II挡 发动机转速到n2 换挡开始
离合器 平顺接触
车速不变
rn2 ua 2 0.377 ig 2i0
ig 2 ig 3 ig 2 ig 3
ig1 ig 2 ig1 ig 2

不同的传动比分配的特点
第四节 传动系挡数与各挡传动比的选择
不同传动比分配规律的发动机工作范围
0.377rnm/i2i0 0.377rn1/i3i0 0.377rnm/i1i0 0.377rn1/i2i0
0.377rnm/i3i0
变速器与主减速器传动比的确定
合适的变速器
C曲线 合适的主减速器
第五节 利用燃油经济性-加速时间曲线确定动力装置参数

汽车5挡手动变速器设计设计

汽车5挡手动变速器设计设计

a毕业论文(设计)题目:汽车5挡手动变速器设计学生:专业:车辆工程学号:指导老师:2014年6月汽车5挡手动变速器设计摘要:变速器是连接发动机与传动系统的至关重要的部分,对它的合理设计能够保证汽车在各种不的工况下满足需求,而且他的合理与否决定了发动机的动力能否高效发挥。

本次针对前置后驱形式设计一台五档手动变速器,并且采用三轴式。

这次设计主要考虑的是动力输出平顺、传动效率高、磨损消耗小、使用寿命长。

同时在设计时还会尽量考虑工艺的优化和经济性的要求。

设计采用三轴式,所以其中设计了一个直接档,提高传动效率。

变速器的换挡通过锁环式同步器实现,同时合理设计了一套与之相匹配的操作机构。

在整个过程中,通过基本参数计算出变速器的各种数据,并且严格校核,保证能够满足设计和使用要求。

关键词:变速器锁环式同步器中间轴Design on Car 5 Manual TransmissionAbstract:Transmission is connecting to the engine and transmission system is the important part with its reasonable design can ensure the normal order of the vehicle under various conditions, and he is reasonable or not determines the power of the engine can be efficient.This design for the front drive form a three shaft five file manual mechanical transmission, the design main consideration is power output smooth consumption, high transmission efficiency, wear small, long life of service. At the same time also will try to consider in the design of process optimization and economy requirements.Because of using three axis type, so designed a direct file, improve transmission efficiency . Transmission shift by the lock ring synchronizer, at the same time, the reasonable design a set of matching operator. Through the basic parameter to calculate the transmission of all kinds of data, another checking strictly, guaranteed to meet design ,use requirements.Keywords:transmission synchronizer intermediate shaft目录1 绪论 (1)1.1本次设计的目的及意义 (1)1.2变速器的发展现状 (2)1.3变速器设计面临的主要问题 (2)1.4毕业设计任务及要求 (3)2 变速器的总体方案确定 (4)2.1变速器的功用及设计要求 (4)2.2变速器传动机构的型式选择 (4)2.2.1三轴式变速器与两轴式变速器传动方案 (4)2.2.2倒档布局方案 (6)2.3零部件结构方案分析 (7)2.3.1齿轮型式 (7)2.3.2变速器轴 (8)2.3.3变速器轴承的选择 (8)3 变速器主要参数的选择与齿轮设计 (9)3.1变速器各档传动比的确定 (9)3.1.1主减速器传动比的确定 (9)3.1.2最低档传动比计算 (9)3.1.3变速器各档速比的配置 (11)3.1.4中心距 (11)3.1.5变速器的外形尺寸 (12)3.1.6齿轮参数的选择 (12)3.1.7各档齿轮计算 (14)3.2齿轮设计与计算 (19)3.2.1齿轮材料的选择原则 (19)3.2.2变速器齿轮强度校核 (19)3.3轴的结构和尺寸设计 (30)3.3.1轴的工艺要求 (30)3.3.2初选轴的直径 (31)3.4轴的强度校核 (32)3.4.1轴的刚度验算 (33)3.4.2轴的强度计算 (41)3.5轴承选择与寿命计算 (46)3.5.1输入轴轴承的选择与寿命计算 (46)4 变速器同步器与操纵机构的设计 (51)4.1同步器设计 (51)4.1.1同步器类型的选取 (51)4.1.2接近尺寸和分度尺寸 (51)4.1.3滑块宽度、内啮合套缺口宽度 (51)4.1.4同步器装配间隙 (52)4.2 同步锁环主要尺寸确定 (53)4.3 同步器校核 (54)4.3.1同步器同步时间校核 (54)4.4变速器的操纵机构 (56)4.4.1变速器操纵机构的功用 (56)4.4.2变速器操纵机构的要求 (56)4.4.3换档位置 (57)5. 结论 (60)致谢 (61)参考文献 (62)1 绪论1.1本次设计的目的及意义随着经济实力和科学技术的不断的发展,汽车工业不断发展,逐渐成为我国重要的工业产业,汽车的使用已经遍布我国的大江南北。

专业课程设计载货汽车主要技术参数的确定

专业课程设计载货汽车主要技术参数的确定

专业课程设计载货汽车主要技术参数的确定® "MH机电工程学院汽车设计课程设计任务书题目: ______________________________学生姓名:张宗华_________________学号: _____________________________专业班级:车辆1103 ______________指导教师: ___________________________汽车设计课程设计任务书1. 本设计应达到的目的:(1) 培养学生理论联系实际,综合应用“汽车构造”、“汽车理论”、“汽车设计” 等专业知识的能力,为毕业设计和生产实际奠定基础;(2) 提高学生结构设计能力,掌握汽车总体设计的程序和方法,培养独立、全面、科学的工程设计能力和分析问题、解决问题的能力;(3) 掌握查阅和应用国家标准、规范、手册、图册和相关技术资料的方法;(4) 掌握设计说明书的撰写方法。

2. 本设计任务的内容和要求(包括原始数据、技术要求、工作要求等)原始数据:设计内容和要求:(1) 确定总体设计的结构形式;(2) 确定总体设计的主要参数;(3) 设计、计算总体设计的相关尺寸和参数;(4) 绘制总体设计总布置图;(5) 完成设计说明书的撰写;(6) 完成课程设计的文档整理。

3. 对课程设计成果的要求〔包括课程设计、图表、实物样品等〕:(1)课程设计图纸一套(机绘),总量不少丁1张零号图纸的总体设计图; (2)设计计算说明书一份(手写),不少丁8000字;(3)课程设计光盘一张(含全部设计成果)。

指导教师签名:1、载货汽车主要技术参数的确定1.1 汽车质量参数的确定汽车载客量和装载质量汽车载客量:2人汽车的装载质量:m=1750kg汽车整车整备质量预估质量系数mo是指汽车装载质量与整车整备质量的比值:mo = m e/m o (1-1)1-1 各类货车的质量系数根据表,对丁轻型柴油载货汽车,,取可m0整车整备质量是指车上带有全部装备(包括随车工具、备胎等) ,加满燃料、水,但没有装货和载人的整车质量。

主减速器的设计

主减速器的设计

四、主减速器的设计(一) 主减速器概述地下自卸车广泛采用单级主传动,该主传动结构简单,质量小,成本低,使用简单,但主传动比0i 不能太大,一般0i ≤3.6~6.87。

因为进一步提高0i 将增大从动轮直径,从而减少离地间隙和使从动轮热处理复杂。

单级主减速器有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮等两种形式。

螺旋锥齿轮传动,制造简单,工作中噪声大,对齿合精度很敏感,齿轮副锥顶稍有不吻合便使工作条件急剧变坏,伴随磨损、增大和噪声增大。

为保证齿轮副的正确齿合,必须将轴承顶紧,提高支承刚度,增大壳体刚度。

双曲面齿轮传动与螺旋锥齿轮传动不同之处,在于主、从动轴线不相交而有一偏移距E 。

由于存在偏移距,从而主动齿轮螺旋角1β与从动轮螺旋角2β不等,且21ββ>。

此时两齿轮切向力2F 与1F 之比,可 根据啮合面上法向力彼此相等的条件求出。

1212cos /cos /ββ=F F设1r 与2r 分别为主、从动轮平均分度圆半径,双曲面的传动比os i 为 11221122cos cos ββr r r F r F i os ==对于螺旋锥齿轮传动,其传动比12/r r i d =,令12cos /cos ββ=K ,则K i r Kr i d os ==12/系数一般为1.25~1.5。

这说明当双曲面齿轮尺寸与螺旋锥齿轮尺寸相当时,双曲面传动有更大的传动比,当传动比一定,从动轮尺寸相同时,双曲面主动齿轮比螺旋锥齿轮有较大直径,较高的齿轮强度及较大的主动齿轮轴和轴承刚度,当传动比和主动齿轮尺寸一定时,双曲线从动锥齿轮直径比相应螺旋齿轮为小,因而离地间隙较大。

双曲面齿轮副在工作过程中,除了有沿齿高方向的侧向滑动之外,还有沿齿长方向的纵向滑动。

纵向滑动可改善齿轮的摩合过程,并使其工作安静平滑。

然而纵向滑动可使摩擦损失增加,降低传动效率,因而偏移距E 不应过大。

双曲面齿轮传动齿面间大的压力和大的摩擦功,可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死。

主减速器基本参数的选择

主减速器基本参数的选择

1.1.1 主减速器基本参数的选择(1)主、从动锥齿轮齿数1z 和2z选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素:①为了磨合均匀,1z ,2z 之间应避免有公约数;②为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度,主、从动齿轮齿数和应不小于40;③为了啮合平稳,噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车1z 一般不小于6; ④主传动比0i 较大时,1z 尽量取得小一些,以便得到满意的离地间隙; ⑤对于不同的主传动比,1z 和2z 应有适宜的搭配。

(2)从动锥齿轮大端分度圆直径2D 和端面模数m对于单级主减速器,增大尺寸2D 会影响驱动桥壳的离地间隙,减小2D 又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。

2D 可根据经验公式初选,即322c D T K D = (2.5)2D K ——直径系数,一般取13.0~16.0;c T ——从动锥齿轮的计算转矩,m N ⋅,为ce T 和cs T 中的较小者取其值为6221m N ⋅;由式(2.5)得:2D =(13.0~16.0(239.09~294.27)mm ;初选2D =260mm 则齿轮端面模数m =2D /2z =260/35=7.43mm2D =m 2z =35⨯7.43=260.05mm(3)主,从动齿轮齿面宽F 的选择。

齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命,反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小,这样不但会减小了齿根圆角半径,加大了集中应力,还降低了刀具的使用寿命。

此外,安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。

另外,齿面过宽也会引起装配空间减小。

但齿面过窄,轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。

另外,由于双曲面齿轮的几何特性,双曲面小齿轮齿面宽比大齿轮齿面宽要大。

一般取大齿轮齿面宽c F =0.1552d =0.155⨯260.05=38.09mm ,小齿轮齿面宽z F =1.1c F =1.1⨯38.09=41.90mm(4)小齿轮偏移距及偏移方向的选择载货汽车主减速器的E 值,不应超过从从动齿轮节锥距的20%(或取E 值为d 的10%~12%,且一般不超过12%)。

车辆工程毕业设计52黄河少帅自卸车双级主减速器设计正文

车辆工程毕业设计52黄河少帅自卸车双级主减速器设计正文

摘要本设计是对载货汽车设计一个结构合理、工作性可靠的双级主减速器。

此双级主减速器是由两级齿轮减速组成。

与单级主减速器相比,在保证离地间隙相同时可得到很大的传动比,并且还拥有结构紧凑,噪声小,使用寿命长等优点。

本文论述了双级主减速器各个零件参数的设计和校核过程。

设计主要包括:主减速器结构的选择、主、从动锥齿轮的设计、轴承的校核。

主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件,它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。

对发动机纵置的汽车,其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。

关键词:载货汽车;双级主减速器;齿轮;校核;设计ABSTRACTThis design is designs a structure to the truck to be reasonable, work related reliable two-stage main gear box. This two-stage main gear box is composed of two level of gear reductions. Compares with the single stage main gear box, when the guarantee ground clearance is the same may obtain the very great velocity ratio, and also has the structure to be compact, the noise is small, service life long and so on merits. This article elaborated the two-stage main gear box each components parameter computation and the selection process, and through computation examination. The design mainly includes: Main gear box structure choice, host, driven bevel gear's design, bearing's examination.The main reducer in the transmission lines used to reduce vehicle speed, increased the torque , it is less dependent on the bevel of more gear drive of less bevel gear . Purchase of the longitudinal engine automobiles, the main bevel gear reducer also used to change the driving force for the direction of transmission.Key words: Truck;Two-stage Main Reduction Gear;Gear;Check目录摘要 (I)Abstract (II)第1章绪论 (1)1.1概述 (1)1.1.1主减速器的概述 (1)1.1.2主减速器设计的要求 (1)1.2主减速器的结构方案分析 (2)1.2.1主减速器的减速形式 (2)1.2.2主减速器的齿轮类型 (2)1.2.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 (3)1.3主要涉及内容及方案 (4)第2章主减速器的结构设计与校核 (5)2.1主减速器传动比的计算 (5)2.1.1轮胎外直径的确定 (5)2.1.2主减速比的确定 (6)2.1.3双级主减速器传动比分配 (7)2.2主减速齿轮计算载荷的确定 (8)2.3主减速器齿轮参数的选择 (10)2.4主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算 (12)2.4.1主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 (12)2.4.2主减速器螺旋锥齿轮的强度校核 (13)2.5第二级齿轮模数的确定 (17)2.6双级主减速器的圆柱齿轮基本参数的选择 (18)2.7齿轮的校核 (19)2.8主减速器齿轮的材料及热处理 (20)2.9本章小结 (21)第3章轴承的选择和校核 (22)3.1主减速器锥齿轮上作用力的计算 (22)3.2轴和轴承的设计计算 (24)3.3主减速器齿轮轴承的校核 (26)3.4本章小结 (29)第4章轴的设计 (30)4.1一级主动齿轮轴的机构设计 (30)4.2中间轴的结构设计 (31)4.3本章小结 (32)第5章轴的校核 (33)5.1主动锥齿轮轴的校核 (33)5.2中间轴的校核 (35)5.3本章小结 (37)结论 (38)致谢 (39)参考文献 (40)附录................................................. 错误!未定义书签。

汽车理论第三章

汽车理论第三章

特点:传动比由大变小,原因:在低档位时 可充分利用发动机的最大扭矩特性,在高档位时 充分利用发动机提供的高功率。
实际分配各挡传动比时:
ig 1 ig 2

ig 2 ig 3

ign1 ign
还有更实际的考虑:汽车主要以较高挡位行 驶。以中型货车5挡变速器为例,1、2、3三个挡 的总利用率仅为10%~15%。使用较为频繁的是 较高档位。从经济性角度出发,较高挡位相邻两 挡间的传动比间隔小一些更合理。
阻力功率曲线与发动机功率曲线的交点有 三种情况:
(1)交点小于最大功率点
(2)与最大功率点相交
(3)大于最大功率点
第二节 最小传动比的选择
图中,传动比i1 大 于i2大于i3,由公式
nr ua 0.377 i0 ig
可知;
(1)最高车速:
i0 选择到汽车的最高车速相当于发动机最大 功率点时的车速时,最高车速最大。
对传动比的选择,要与整车的设计目标相吻 合。当以动力性为追求目标时,可选较大的 i0 。当以经济性为追求目标时,如果能选用 最佳经济性所对应的传动比是最理想的了, 尽管动力性有所损失。但实际上往往由于其 它因素,如动力性因素的考虑,也可能未必 能选到最经济的传动比,可能要在大传动比 和经济传动比上折衷。工程上总是这样,追 求的是折衷后的最佳。根据整车的目标确定 主传动比。 二、变速器与主减速器传动比的确定 在不改变发动机的条件下,可以利用C曲线 从几种变速器中选择合适的变速器和主减速 器速比
如果车辆按下图工况运行,加权平均功率的 计算如下式:
1 pi t T 等速时: P w(i ) Gfua C D Aua 3 pi cos 3600 76140 加速时: w(i ) Gfua C D Aua 3 mua du pi cos 3600 76140 3600 dt w(i ) : 权数。与运行工况及发动机、电机工作比例有关。

汽车理论课后题答案

汽车理论课后题答案

第一章、试说明轮胎滚动阻力的定义、产生机理和作用形式答:1)定义:汽车在水平道路上等速行驶时受到的道路在行驶方向上的分力称为滚动阻力。

2)产生机理:由于轮胎内部摩擦产生弹性轮胎在硬支撑路面上行驶时加载变形曲线和卸载变形曲线不重合会有能量损失,即弹性物质的迟滞损失。

这种迟滞损失表现为一种阻力偶。

当车轮不滚动时,地面对车轮的法向反作用力的分布是前后对称的;当车轮滚动时,由于弹性迟滞现象,处于压缩过程的前部点的地面法向反作用力就会大于处于压缩过程的后部点的地面法向反作用力,这样,地面法向反作用力的分布前后不对称,而使他们的合力Fa 相对于法线前移一个距离a, 它随弹性迟滞损失的增大而变大。

即滚动时有滚动阻力偶矩 a F T z f= 阻碍车轮滚动。

3)作用形式:滚动阻力 fw F f = rT F f f =(f 为滚动阻力系数)、滚动阻力系数与哪些因素有关提示:滚动阻力系数与路面种类、行驶车速以及轮胎的构造、材料、气压等有关。

、确定一轻型货车的动力性能(货车可装用4档或5档变速器,任选其中的一种进行整车性能计算):1)绘制汽车驱动力与行驶阻力平衡图。

2)求汽车的最高车速、最大爬坡度及克服该坡度时相应的附着率。

3)绘制汽车行驶加速倒数曲线,用图解积分法求汽车有Ⅱ档起步加速行驶至70km/h 的车速-时间曲线,或者用计算机求汽车用Ⅱ档起步加速至70km/h 的加速时间。

轻型货车的有关数据:汽油发动机使用外特性的Tq —n 曲线的拟合公式为432)1000(8445.3)1000(874.40)1000(44.165)1000(27.25913.19n n n n Tq -+-+-= 式中, Tq 为发功机转矩(N ·m);n 为发动机转速(r /min)。

发动机的最低转速nmin=600r/min ,最高转速nmax=4000 r /min装载质量 2000kg 整车整备质量 1800kg 总质量 3880 kg 车轮半径 m传动系机械效率 ηт= 波动阻力系数 f = 空气阻力系数×迎风面积 CDA =2m 主减速器传动比 i 0= 飞轮转功惯量 If =·2m 二前轮转动惯量 Iw1=·2m 四后轮转功惯量 Iw2=·2m变速器传动比 ig (数据如下表)轴距 L = 质心至前铀距离(满载) α=质心高(满载) h g = 解答:1)(取四档为例) 由uF n u n Tq Tq F t t →⇒⎪⎭⎪⎬⎫→→→ 即ri i T F Tog q t η=432)1000(8445.3)1000(874.40)1000(44.165)1000(27.25913.19n n n n Tq -+-+-= og i i rn u 377.0=行驶阻力为w f F F +:215.21a D w f U A C Gf F F +=+2131.0312.494aU +=由计算机作图有※本题也可采用描点法做图:由发动机转速在m in /600n min r =,m in /4000n max r =,取六个点分别代入公式: ……………………………… 2)⑴最高车速: 有w f t F F F +=⇒2131.0312.494a t U F += 分别代入a U 和t F 公式:2)09.6*83.53697.0*377.0(131.0312.494367.085.0*83.5*9.6*n T q +=把q T 的拟和公式也代入可得: n>4000而4000m ax =n r/min ∴93.9483.5*0.14000*367.0*377.0max ==U Km/h⑵最大爬坡度:挂Ⅰ档时速度慢,Fw 可忽略: ⇒)(max w f t i F F F F +-=⇒GfF Gi t -=max⇒013.08.9*388014400max max -=-=f G F i t =(3)克服该坡度时相应的附着率 zxF F =ϕ 忽略空气阻力和滚动阻力得:6.0947.12.3*366.0/=====a il l a i F Fi z ϕ 3)①绘制汽车行驶加速倒数曲线(已装货):)(1f D g du dt a -==δ(GFw Ft D -=为动力因素) Ⅱ时,22022111r i i I m r ImT g f wηδ++=∑2222367.085.0*83.5*09.3*218.038001367.0598.3798.1380011+++= =ri i T F To g q t η=432)1000(8445.3)1000(874.40)1000(44.165)1000(27.25913.19n n n n Tq -+-+-=215.21a D w U A C F =由以上关系可由计算机作出图为:②用计算机求汽车用Ⅳ档起步加速至70km/h 的加速时间。

大学_汽车理论第四版(余志生著)课后答案下载

大学_汽车理论第四版(余志生著)课后答案下载

汽车理论第四版(余志生著)课后答案下载汽车理论第四版(余志生著)课后答案下载本书为全国高等学校机电类专业教学指导委员会汽车与拖拉机专业小组制订的规划教材,并于“九五”期间被教育部立项为“普通高等教育九五部级重点教材”和“面向21世纪课程教材”,于“十五”期间被教育部立项为“普通高等教育十五国家级规划教材”。

本书根据作用于汽车上的外力特性,分析了与汽车动力学有关的汽车各主要使用性能:动力性、燃油经济性、制动性、操纵稳定性、行驶平顺性及通过性。

各章分别介绍了各使用性能的评价指标与评价方法,建立了有关的动力学方程,分析了汽车及其部件的结构形式与结构参数对各使用性能的影响,阐述了进行性能预测的基本计算方法。

各章还对性能试验方法作了简要介绍。

另外,还介绍了近年来高效节能汽车技术方面的新发展。

本书为学生提供了进行汽车设计、试验及使用所必需的专业基础知识。

汽车理论第四版(余志生著):推荐理由点击此处下载汽车理论第四版(余志生著)课后答案汽车理论第四版(余志生著):书籍目录第4版前言第3版前言第2版前言第1版前言常用符号表第一章汽车的动力性第一节汽车的动力性指标。

第二节汽车的驱动力与行驶阻力一、汽车的驱动力二、汽车的行驶阻力三、汽车行驶方程式第三节汽车的驱动力,行驶阻力平衡图与动力特性图一、驱动力一行驶阻力平衡图二、动力特性图第四节汽车行驶的附着条件与汽车的附着率一、汽车行驶的附着条件二、汽车的附着力与地面法向反作用力三、作用在驱动轮上的地面切向反作用力四、附着率第五节汽车的功率平衡第六节装有液力变矩器汽车的动力性参考文献第二章汽车的燃油经济性第一节汽车燃油经济性的评价指标第二节汽车燃油经济性的计算第三节影响汽车燃油经济性的因素一、使用方面二、汽车结构方面第四节装有液力变矩器汽车的燃油经济性计算第五节电动汽车的研究一、混合动力电动汽车的特点二、混合动力电动汽车的结构三、混合动力电动汽车的节油原理四、能量管理策略五、实例分析一一丰田混合动力电动汽车Prius六、电动汽车的动力性计算第六节汽车动力性、燃油经济性试验一、路上试验二、室内试验参考文献第三章汽车动力装置参数的选定第一节发动机功率的选择第二节最小传动比的选择第三节最大传动比的选择第四节传动系挡数与各挡传动比的选择第五节利用燃油经济性-加速时间曲线确定动力装置参数一、主减速器传动比的确定二、变速器与主减速器传动比的确定三、发动机、变速器与主减速器传动比的确定参考文献第四章汽车的制动性第一节制动性的评价指标第二节制动时车轮的受力一、地面制动力二、制动器制动力三、地面制动力、制动器制动力与附着力之间的关系四、硬路面上的附着系数第三节汽车的制动效能及其恒定性一、制动距离与制动减速度二、制动距离的分析三、制动效能的恒定性第四节制动时汽车的方向稳定性一、汽车的制动跑偏二、制动时后轴侧滑与前轴转向能力的丧失第五节前、后制动器制动力的比例关系一、地面对前、后车轮的法向反作用力二、理想的前、后制动器制动力分配曲线三、具有固定比值的前、后制动器制动力与同步附着系数四、前、后制动器制动力具有固定比值的汽车在各种路面上制动过程的分析五、利用附着系数与制动效率六、对前、后制动器制动力分配的要求七、辅助制动器和发动机制动对制动力分配和制动效能的影响八、制动防抱装置第六节汽车制动性的试验参考文献第五章汽车的操纵稳定性第一节概述一、汽车操纵稳定性包含的内容二、车辆坐标系与转向盘角阶跃输入下的时域响应三、人一汽车闭路系统四、汽车试验的两种评价方法第二节轮胎的侧偏特性一、轮胎的坐标系二、轮胎的侧偏现象和侧偏力-侧偏角曲线三、轮胎的结构、工作条件对侧偏特性的影响四、回正力矩一一绕OZ轴的力矩五、有外倾角肘轮胎的滚动第三节线性二自由度汽车模型对前轮角输入的响应一、线性二自由度汽车模型的运动微分方程二、前轮角阶跃输入下进入的汽车稳态响应一一等速圆周行驶三、前轮角阶跃输入下的瞬态响应四、横摆角速度频率响应特性第四节汽车操纵稳定性与悬架的关系一、汽车的侧倾二、侧倾时垂直载荷在左、右侧车轮上的'重新分配及其对稳态响应的影响三、侧倾外倾一一侧倾时车轮外倾角的变化四、侧倾转向五、变形转向一一悬架导向装置变形引起的车轮转向角六、变形外倾一一悬架导向装置变形引起的外倾角的变化第五节汽车操纵稳定性与转向系的关系一、转向系的功能与转向盘力特性二、不同工况下对操纵稳定性的要求三、评价高速公路行驶操纵稳定性的试验一一转向盘中间位置操纵稳定性试验四、转向系与汽车横摆角速度稳态响应的关系第六节汽车操纵稳定性与传动系的关系一、地面切向反作用力与“不足-过多转向特性”的关系二、地面切向反作用力控制转向特性的基本概念简介第七节提高操纵稳定性的电子控制系统一、极限工况下前轴侧滑与后轴侧滑的特点二、横摆力偶矩及制动力的控制效果三、各个车轮制动力控制的效果四、四个车轮主动制动的控制效果五、VSC系统的构成六、装有VSC系统汽车的试验结果第八节汽车的侧翻一、刚性汽车的准静态侧翻二、带悬架汽车的准静态侧翻三、汽车的瞬态侧翻第九节汽车操纵稳定性的路上试验一、低速行驶转向轻便性试验二、稳态转向特性试验三、瞬态横摆响应试验四、汽车回正能力试验五、转向盘角脉冲试验六、转向盘中间位置操纵稳定性试验参考文献第六章汽车的平顺性第一节人体对振动的反应和平顺性的评价一、人体对振动的反应二、平顺性的评价方法第二节路面不平度的统计特性一、路面不平度的功率谱密度二、空间频率功率谱密度C。

汽车理论-汽车最大传动比的选择

汽车理论-汽车最大传动比的选择
6
三、满足附着条件
轮胎与地面之间的作用力,其本质是一种摩擦力, 受到两者之间最大摩擦能力的限制。轮胎和地面之
间能相互作用的最大切向力称为附着力,符号Fφ。
附着条件,可以表达为:最大驱动力不能超过附着力。
驱动力 Ft
Ttqigi 0 T
r

附着力Fφ =G2φ;
G2为驱动轴的轴荷;φ为附着系数,通常取0.7左右。
5
第三节 最大传动比的选择
二、满足最低稳定车速uamin的要求
已知
ua
0.377
nr ig i 0
则显然有
it max
0.377 nmin r ua min
nmin,发动机最 低稳定转速
当汽车在松软地面越野行驶时,为避免轮胎花纹过 分冲击破坏土壤,要求车速足够低。也就是说最大
传动比itmax要足够大。
du 1
dt
m
Ft
(Ff
Fw )
1
1 m
Iw r2
1 m
If ig2i02T
r2
9
如图所示,一般而言,增大 传动比可以提高加速度。
但变速器Ⅰ挡传动比过大, 可能使加速度反而下降。比 如某些越野车辆,其Ⅰ挡起 步加速能力比Ⅱ挡还弱。
把Ⅰ挡传动比设置得如此大 的目的是提高爬坡和克服艰 难地带的能力。
r
Gfcosmax
Gsin max
ig1 G
fcosmax sin max Ttqmax i0T
r
3
第三节 最大传动比的选择
ig1 G
fcosmax sin max Ttqmax i0T
r
➢以奔驰ML320越野汽车为例,计算满足最大爬 坡度要求前提下的传动系最大传动比。

CSU1060A设计计算说明书

CSU1060A设计计算说明书

CSU1060A货车总体设计及驱动桥设计绪论驱动桥处于动力传动系的末端,其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩,并将动力合理地分配给左、右驱动轮,另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力、纵向力和横向力。

驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。

它们应具有足够的强度和寿命、良好的工艺、合适的材料和热处理等。

对零件应进行良好的润滑并减少系统的振动和噪音等。

随着汽车工业的发展和汽车技术的提高,驱动桥的设计和制造工艺都在日益完善。

驱动桥和其他汽车总成一样,除了广泛采用新技术外,在结构设计中日益朝着“零件标准化、部件通用化、产品系列化”的方向发展及生产组织专业化目标前进。

应采用能以几种典型的零部件,以不同方案组合的设计方法和生产方式达到驱动桥产品的系列化或变形的目的,或力求做到将某一类型的驱动桥以更多或增减不多的零件,用到不同的性能、不同吨位、不同用途并由单桥驱动到多桥驱动的许多变形汽车上。

驱动桥设计应当满足如下基本要求:1)所选择的主减速比应能满足汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。

2)差速器在保证左、右驱动车轮能以汽车运动学所要求的差速滚动外并能将转矩平稳而连续不断(无脉动)地传递给左、右驱动车轮。

3)当左右驱动车轮与地面的附着系数不同时,应能充分利用汽车的牵引力。

4)能承受和传递路面和车架式车厢的铅垂力、纵向力和横向力以及驱动时的反作用力矩和制动时的制动力矩。

5)驱动桥各零部件在保证其强度、刚度、可靠性及寿命的前提下应力求减小簧下质量,以减小不平路面对驱动桥的冲击载荷,从而改善汽车的平顺性。

6)轮廓尺寸不大以便于汽车的总体布并与所要求的驱动桥离地间隙相适应。

7)齿轮与其他传动机件工作平稳,无噪声。

8)驱动桥总成及零部件的设计应能满足零件的标准化,部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求。

9)在各种载荷及转速工况下有高的传动效率。

10)结构简单,维修方便,机件工艺性好,容易制造。

第三章 汽车动力装置参数的选定

第三章 汽车动力装置参数的选定
武汉科技大学车辆工程教研室
第五节 利用燃油经济性-加速时间 曲线确定动力装置参数
循环工况油耗
初步的 参数选择
原地起步加速时间
燃油经济性
确定动力 装置参数
动力性
武汉科技大学车辆工程教研室
第五节 利用燃油经济性-加速时间 曲线确定动力装置参数
主减速器传动比的确定
分别选取不同的i0值: t(s)
1.9,2.1,2.3,2.5,
2.7,2.9,3.1

计算出: 原地起步加速时间
力 性
循环工况油耗
作出:
C曲线,优选出主减速
器传动比
1.9
C曲线
2.1
2.3 2.5 2.7 2.9 3.1
经济性 Qs(L/100km)
同样可以优选变速器挡位数、发动机功率等
武汉科技大学车辆工程教研室
武汉科技大学车辆工程教研室
第四节 传动系挡数与各挡传动比的选择
实际情况
I,II,III总的使用 率10%~15%
ig1 ig2 ig2 ig3
主要是使用 较高挡位
武汉科技大学车辆工程教研室
ig1/ig2=1.85;ig2/ig3=1.432;ig3/ig4=1.346;
ig4/ig5=1.355;且 n2 nmax
武汉科技大学车辆工程教研室
第三节 最大传动比的选择
就普通汽车而言,传动系最大传动比itmax是 变速器头档传动比ig1与主减速器传动比i0的乘 积。当i0已知时确定传动系最大传动比也就是 确定变速器I档传动比。
确定最大传动比时,要考虑三方面的问题: 最大爬坡度或I档最大动力因数D1max,附着力 以及汽车最低稳定车速。
2.客车
根据国家有关大客车标准(JT/T325-2004 ),规定了不同级别大客车的最高车速和比功 率的限值。高档客车的最高车速在100km/h以 上,比功率应达到12.6~15.5kW/t
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