發(fā)動機傳動系統(tǒng)設(shè)計作業(yè)指導(dǎo)書

1、一.設(shè)計流程9二發(fā)動機及傳動系基本結(jié)構(gòu)傳動系組成及功用：理想驅(qū)動力一車速曲線一雙曲線P=FXV 起步、變速、減速、差速、增矩、變向三傳動系布置型式1）前置前驅(qū)FFd、發(fā)動機、離合器變速箱及主減速器等連成一體，節(jié)省空間及減少整備質(zhì) 量。b、不足轉(zhuǎn)向特性及方向穩(wěn)定性C、低附著系數(shù)路面、爬坡時容易側(cè)滑2）前置后驅(qū)FRa. 發(fā)動機、離合器變速箱連成一體前置，驅(qū)動橋后置，整車軸荷分布合理b、中性轉(zhuǎn)向特性，前后布置方便C、整車整備質(zhì)量大，但整車舒適性能好3）后置后驅(qū)RRa. 能有效增大車廂有效面積、降低地板高度b、變速、供油操縱需遠(yuǎn)距離操縱C、散熱條件差4）中置后驅(qū)a. 軸荷分布合理，車身設(shè)計不受底盤布置

2、干擾b、車內(nèi)空間狹小，通過性參數(shù)不高。C、底板高度較高5）前置四驅(qū)a. 較高附著系數(shù)利用率b、發(fā)動機額外功率消耗，一般用于越野車總的說來，發(fā)動機及其傳動布置型式一般受前后載荷左右，當(dāng)前軸荷較大 時一般有不足轉(zhuǎn)向趨勢，這對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)有利，但對懸架要求較高，并可能影響 舒適性。當(dāng)后軸荷較大時，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)要求較高，以免過度轉(zhuǎn)向趨勢，中置對車 內(nèi)布置底板設(shè)計要求較高，維修等都不方便。一般轎車前置前驅(qū)較多，部分高檔轎車前置后驅(qū)，客車一般后置后驅(qū)，部 分前置后驅(qū)，微型車前置前驅(qū)，也有部分采用中置發(fā)動機。四傳動系統(tǒng)零部件的載荷與計算工況在汽車行駛過程中，其零部件承受的載荷的大小和性質(zhì)受著許多因素的影 響，例如車

3、輪與路面間的相互作用；司機對操縱機構(gòu)的操作力和操縱方式；發(fā) 動機的工作工況等等。汽車傳動系的零件和發(fā)動機的旋轉(zhuǎn)部分、車輪以及整個 汽車的質(zhì)量構(gòu)成一個多質(zhì)量振動系統(tǒng)，在這個系統(tǒng)中在特定條件下會產(chǎn)生共振 而降低傳動系的壽命。上述因素均使汽車零部件承受動載荷；而當(dāng)汽車及其發(fā) 動機處于靜止?fàn)顟B(tài)時，汽車零部件則承受靜載荷。1. 汽車傳動系的扭轉(zhuǎn)振動汽車傳動系中的扭轉(zhuǎn)共振將加大傳動系零件如軸、軸承、齒輪、殼體等的 載荷并引起附加的振動、提高車廂內(nèi)的噪聲水平。在汽車使用車速的范圍內(nèi)要 想消除共振，可以釆用選擇汽車傳動系的質(zhì)量和扭轉(zhuǎn)剛度的方法。如果此法不 能實現(xiàn)則必須加裝扭轉(zhuǎn)減振器以減小扭振的振幅。系的前端與

4、發(fā)動機相聯(lián)，末端與驅(qū)動論相接并通過彈性輪胎與汽車的平移 質(zhì)量聯(lián)系了起來，圖一的上圖所示的汽車傳動系的真實系統(tǒng)，它是一個多質(zhì)量 彈性扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng)。將此系統(tǒng)簡化成圖一的下圖所示的汽車傳動系的當(dāng)量系統(tǒng), 它也是用簡圖表示的汽車傳動系無阻尼自山扭振的力學(xué)模型。圖一汽車傳動系的真實系統(tǒng)和當(dāng)量系統(tǒng)簡圖傳動系扭轉(zhuǎn)共振發(fā)生于發(fā)動機轉(zhuǎn)矩主諧量的頻率與傳動系的固有頻率一致 的時候。引起傳動系扭轉(zhuǎn)共振的發(fā)動機轉(zhuǎn)速化(rmin)為:30©r式中COj傳動系固有頻率，radS;ki 發(fā)動機轉(zhuǎn)矩主諧量的階數(shù)。山于最低階的主諧量是引起汽車傳動系扭振和動載荷的最重要的激振轉(zhuǎn) 矩簡諧分量，所以這里發(fā)動機轉(zhuǎn)矩主諧量的階

5、數(shù)可取最低主階數(shù)，最低主階數(shù) 由下式確定:IInm發(fā)動機氣缸數(shù)；ns 一一沖程數(shù)，四沖程的取4,二沖程的取2。山上面發(fā)動機轉(zhuǎn)速公式亦可換算得到傳動系發(fā)生扭轉(zhuǎn)共振的車速叫(Wh) 為3-6”)r式中片車輪滾動半徑，m：ig變速器的傳動比；io主減速比。在傳動系設(shè)計時，山上式?jīng)Q定的汽車共振車速應(yīng)遠(yuǎn)離汽車常用的車速范用。傳動系的扭轉(zhuǎn)共振會使其零件的振幅、載荷和應(yīng)力顯著增大并產(chǎn)生強烈的 噪聲，嚴(yán)重影響其使用壽命。在共振狀態(tài)下，傳動系中其至?xí)霈F(xiàn)負(fù)轉(zhuǎn)矩，致 使相嚙合的齒輪輪齒間產(chǎn)生強烈的撞擊。為消除或減緩傳動系的扭振，降低其 共振載荷及噪聲，在離合器中常設(shè)有扭轉(zhuǎn)減振器。利用扭轉(zhuǎn)減振器的彈性元件 來降低離

6、合器與變速器間的扭轉(zhuǎn)剛度、降低傳動系三節(jié)點振型的固有頻率，以 便將較為嚴(yán)重的扭轉(zhuǎn)車速移出常用車速范圍。2. 汽車傳動系最大轉(zhuǎn)矩的確定傳動系的最大動載荷通常產(chǎn)生于汽車猛接離合器起步時和緊急制動時。離 合器和制動系的結(jié)構(gòu)和參數(shù)在很大程度上是山這些最大動載荷所決定的。在汽車制動時不分離離合器的情況下來求傳動系的最大動載荷，在這種工 況下，傳動系可簡化為下圖二所示的當(dāng)量系統(tǒng)。/9圖二為了確定制動時傳動系的最大動載荷的當(dāng)量系統(tǒng) 汽車在緊急制動時乂不分離離合器的情況下傳動系的最大扭轉(zhuǎn)載荷為：T = 彳 r （丿0 一 Cd）QSin©f （丿©2 -Cd）Q2 sin 幻式中 Cd一一

7、當(dāng)量扭轉(zhuǎn)剛度，1/Cd = 1/C1 + 1C2 +1C3, Cl, C2, C3 參見圖一;0，（PP系統(tǒng)中人，JP的彈性軸的扭轉(zhuǎn)角；2xCP 丄 r(J,+Jp)C,+J1Cpi2 CJCP2JJp",2=i?碩-7 -（PP 板簧的扭轉(zhuǎn)剛度。3. 傳動系的靜強度計算3. 1按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩取發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩作為傳動系的第一種訃算載荷：Tj = TemJZHT式中Tj 傳動系軸上的計算轉(zhuǎn)矩，N.m;一 一傳動系在所計算零件之前的總傳動比；一一傳動系在所訃算零件之前的傳動效率。（若無確切數(shù)據(jù)則取1）上式用于半軸之前的傳動系零件。半軸的計算轉(zhuǎn)矩為：Tj - HemaXifh式中一一差速

8、器的轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)，對于圓錐行星齒輪差速器，可取§=0.6。這種計算載荷常用于傳動系零件的靜強度校核計算和同類車型傳動系零件的靜強度比較計算。按這種工況計算時，安全系數(shù)通常取n二2.03.0°3. 2按驅(qū)動車輪與路面的最大附著力矩幾叫取驅(qū)動車輪與路面的最大附著力矩Amjx作為傳動系的第二種訃算載荷：T - '©max _i" i1"式中G2驅(qū)動橋給水平路面的最大負(fù)荷，N；maX一一輪胎與路面的最大附著系數(shù)，取aX=O.8；.一 一輪胎的滾動半徑，m；一 一傳動系在所計算零件之前的總傳動比;一一傳動系在所計算零件之前的傳動效率。（若無確切數(shù)

9、據(jù)則取1）計算半軸時應(yīng)引進(jìn)差速器的轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)g ,即半軸的計算轉(zhuǎn)矩為：T PG20maJi1"按這種工況計算時，安全系數(shù)通常取n二2.0、30。這種計算載荷適用于具 有大的比功率值、且其最低檔的計算牽引力要大于驅(qū)動車輪的附著力的汽車。3. 3按最大動載荷取汽車行駛工況轉(zhuǎn)變時產(chǎn)生的最大動載荷作為傳動系的笫三種訃算載荷。 這時計算轉(zhuǎn)矩為：Tj = kiiTemai1"式中Rd 動載荷系數(shù)，為在變速器的第一軸上可能產(chǎn)生的最大轉(zhuǎn)矩與 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩之比，最好通過對樣車的試驗求得。一般對于轎車取kd=1.52. 0；對貨車取2. 02. 5；越野汽車取2. 53. 0。安全系數(shù)可取

10、n=l. 2515。五系統(tǒng)零部件選型及匹配計算1. 發(fā)動機選型1.1發(fā)動機選型要點：發(fā)動機的選擇應(yīng)根據(jù)項U的具體要應(yīng)根據(jù)項U要求合理選用合理產(chǎn)品，其 中最重要的是根據(jù)整車動力性要求和經(jīng)濟(jì)性要求來進(jìn)行合理匹配與選擇。 發(fā)動機主要參數(shù)體現(xiàn)下兒個方面：a）比功率參考同類樣車的比功率統(tǒng)計值來選擇設(shè)計對象的比功率值，然后佔算所需 的最大功率值。b）最大功率根據(jù)最高車速計算出發(fā)動機的最大功率最高車速為V公里/小時，有：EnaX =-n (,laffr I/. C I/3)60OrtmaX 76140'maX)C）最大轉(zhuǎn)矩及相應(yīng)轉(zhuǎn)速發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩及其相應(yīng)轉(zhuǎn)速對汽車的動力因數(shù)、加速性能及爬坡性能 等

11、動力性能都有直接的影響。轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù)標(biāo)志著汽車行使阻力增加時發(fā)動機 沿著外特性曲線自動增加轉(zhuǎn)矩的能力。因此，它越大則換檔次數(shù)可減少，油耗 可降低；它越小則汽車的高速動力性就要好。當(dāng)發(fā)動機的最大功率代及相應(yīng)轉(zhuǎn)速勺確定后，可按下式求發(fā)動機的最大轉(zhuǎn) 矩：T, =7019 空nP0f ：轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù)，TefTP發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的相應(yīng)轉(zhuǎn)速的選擇原則是使它與®保持適當(dāng)關(guān)系，因為它 過于接近®會使直接檔最低穩(wěn)定車速偏高，棋至?xí)棺兯倨鞯臋n位增加。一般 ZI p/Wr=I.4-2.0d）發(fā)動機適應(yīng)性系數(shù)轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù)與"p/心的乘積就稱為發(fā)動機適應(yīng)性系數(shù)，它表明發(fā)動機適應(yīng)汽 車行使工

12、況的程度。它越大發(fā)動機的適應(yīng)性越好，可減少換檔次數(shù)，減輕駕駛 員的疲勞e）發(fā)動機的排放2. 變速箱的匹配2.1最小傳動比的選擇一般汽車行使時都是在最高檔實現(xiàn)的，也就是說用最小傳動比的檔位行使。 但最小傳動比過小時，發(fā)動機在重負(fù)荷下工作，加速性不好，出現(xiàn)噪聲與振動; 最小傳動比過大時，燃油經(jīng)濟(jì)性差，發(fā)動機高速運轉(zhuǎn)噪聲大。Ll前，為提高汽車的燃油經(jīng)濟(jì)性，從而減小最小傳動比的趨勢，有時會出現(xiàn)汽 車的最高車速是在次高檔實現(xiàn)的，而不是在最高檔。2.2 .最大傳動比的選擇從三個方面來考慮汽車的最大傳動比的選擇，它們是最大爬坡度，附著率 和汽車最低穩(wěn)定車速。當(dāng)汽車爬大坡時車速很低，可忽略空氣阻力，從而汽車的

13、最大驅(qū)動力為：7max= ÷ma.> G（f COSa + sin ）r由此，TmMT但最大傳動比不可以過大，既滿足最小車速的要求就可以了，如果太大， 會出現(xiàn)汽車驅(qū)動力大于附著力，影響汽車的正常行使,可以把兒種變速器與兒種 主減速器相匹配，得到兒組C曲線（燃油經(jīng)濟(jì)性一加速時間曲線），從中選得一 種最大傳動比根據(jù)最大爬坡度確定傳動比根據(jù)最低穩(wěn)定車速確定一檔傳動比根據(jù)驅(qū)動輪路面附著力確定一檔傳動比根據(jù)三者取較小者。2. 3 .變速器與主減速器傳動比的確定在確定了最小與最大傳動比后，我們只是得到了一個大致的范圍而已，下 面就要選定兒種方案，以致最后從中確定主減速器參數(shù)的選擇2. 3.

14、1主減速比的確定a）給定發(fā)動機最大功率及轉(zhuǎn)速后可根據(jù)希望達(dá)到的最高車速確定主減速 比（有足夠功率儲備）/0 = 0.377 r，lp.jb）根據(jù)驅(qū)動力一阻力特性曲線圖得到主減速速比；在主減速比為X變速比為y的情況下得到一組驅(qū)動力一阻力特性圖最大車 速值即為主減速比的值此時放映的為x×y的值。根據(jù)變速比即刻得到主減速比 的值 如圖示7000 1116540302WOOO50100150200如圖蘭線與綠線即為x×y=3. 25時所得到的車速根據(jù)上訴即可根據(jù)最小變速傳動比為1時分別得到一組驅(qū)動力一阻力特性 圖圖，選擇具有最高車速時的減速比。C）根據(jù)燃油經(jīng)濟(jì)性一加速時間曲線確定主

15、減速比可根據(jù)某檔位下得到不同主減速比時的C曲線加速時間2.4其余傳動比的確定其余傳動比可根據(jù)汽車?yán)碚撨M(jìn)行確定：不過根據(jù)現(xiàn)代轎車，有增加高 速檔位相連檔位比值，降低低檔相連檔位比值得趨勢，最終可根據(jù)實際工況及 常用車速范圍調(diào)節(jié)速比比值，使之達(dá)到最佳燃油消耗?，F(xiàn)今微型轎車一般高檔 連檔位比為1. 51. 9,低檔相連檔位比為1. 31. 5。3. 動力性計算汽車的動力性是汽車重要基本性能指標(biāo)之一。動力性的好壞，直接影到汽 車在城市和城際公路上的使用情況。因此在新車開發(fā)階段要進(jìn)行動力性計算， 預(yù)測今后生產(chǎn)車型是否滿足使用要求，本計算的主要的就是預(yù)測規(guī)定發(fā)動機 情況下的最高車速、最大爬坡度、最大加速度

16、。3. 1參數(shù)選擇a）設(shè)計載荷設(shè)計載荷根據(jù)DlN 70020規(guī)定：在空車重量（整備質(zhì)量）的基礎(chǔ)上加上乘 員載荷，根據(jù)同類樣車取整備質(zhì)量。初步得設(shè)計滿載質(zhì)量b）迎風(fēng)面積根據(jù)迎風(fēng)面積計算公式：A二0.78BH確定，其中：A迎風(fēng)面積，B車寬，H車 咼。C）動效率根據(jù)具體傳動系統(tǒng)形式，傳動系統(tǒng)的傳動效率大體可以山變速器傳動效率， 單級主減速器傳動效率，萬向節(jié)傳動效率組成。具體計算為:95% （變速器）X96% （單級主減速器）X98% （萬向節(jié)）=89. 4%, 同時考慮到，一般情況下采用有級變速器的轎車的傳動系統(tǒng)效率在90%到92% 之間，對上述計算結(jié)果進(jìn)行圓整，對傳動系統(tǒng)效率取為90%d）滾動阻力

17、系數(shù)滾動阻力系數(shù)采用推薦擬和公式進(jìn)行計算 = o（l + 1944O）其中：人取為0.014 （良好水泥或者瀝青路面），匚為車速。3. 2發(fā)動機外特性曲線曲線的確定是根據(jù)試驗條件結(jié)果擬合確定：功率曲線通過原點，最大功率點，最大轉(zhuǎn)矩點，最大功率點在功率曲線上 導(dǎo)數(shù)為零，最大轉(zhuǎn)矩點在轉(zhuǎn)矩曲線上導(dǎo)數(shù)為零3. 3基本理論概述汽車動力性能計算主要依據(jù)汽車驅(qū)動力和行駛阻力之間的平衡關(guān)系：Ft =耳+Fw +片 +匚（D其中E驅(qū)動力、耳滾動阻力、人空氣阻力、E坡道阻力、竹加速阻力上述驅(qū)動力和行駛阻力的訃算方法以及各個曲線的計算方法具體說明如 下：a）驅(qū)動力行駛阻力平衡圖：F廠 TJg驅(qū)動力：, 乙，單位：N

18、 （2）其中：發(fā)動機的扭矩，根據(jù)發(fā)動機使用外特性曲線來確定。也就是說我們可以根據(jù)發(fā)動機的轉(zhuǎn)速利用外特性曲線進(jìn)行插值計算來獲得，單位N.M.變速器各個擋位的傳動比，0：主減速器傳動比久：傳動系統(tǒng)各個擋位情況下的傳動效率3車輪的滾動半徑,單位m滾動阻力：耳=cos。），單位：N （3）其中：加：是汽車計算載荷情況下的質(zhì)量,單位：kgs：重力加速度,單位:ms2汽車滾動阻力系數(shù)c ：道路坡角，單位：radF=C IIC空氣阻力：w " 21.15,單位：N .（4）其中：5空氣阻力系數(shù)，A：迎風(fēng)面積，單位：m2M-:車速,單位是km/h坡道阻力：Fi = ,t1g Sin(Qr),單位:N

19、(5)其中：加：計算載荷情況下汽車的質(zhì)量,單位：kgg :重力加速度，單位：ms2a ：道路坡角，單位：radL C du aFi = m-加速阻力：山 ,單位：(6)其中：久旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)，根據(jù)估算公式'=1 +和；+爲(wèi)確定，在轎車中6和取值范圍在0. 03到0. 05之間，我們?nèi)∑骄鶖?shù)值JI = J2=0. 04加：計算載荷情況下汽車的質(zhì)量，單位：kgdlladt :汽車行駛加速度，單位：ms2在進(jìn)行不同擋位的驅(qū)動力和阻力汁算時我們還需要知道車輛速度與發(fā)動機轉(zhuǎn)速之間的關(guān)系："0377 卑FO (7)其中：叫：車速,單位是km/h”：發(fā)動機轉(zhuǎn)速，單位是rpm主減速器傳動比

20、嘰傳動系統(tǒng)各個擋位情況下的傳動效率車輪的滾動半徑，單位：m根據(jù)上述公式我們就可以方便的確定出汽車的驅(qū)動力行駛阻力平衡曲線， 求出驅(qū)動力和行駛阻力的交點即為最高車速。b)功率平衡圖在公式(1)的基礎(chǔ)上，如果我們在公式兩端乘以車輛速度叫，經(jīng)過整理 就可以得到功率平衡計算公式(單位是師)1 mf>f CQS(fx)ua3600十 mgsin()-3600I CDAlQ I mua Uu761403600 'Jr其中:人:發(fā)動機效率，單位kW其他各個參數(shù)的意義和單位同上述說明。利用公式(7)我們就可以計算出汽車行駛功率平衡曲線輸入結(jié)果得：參數(shù)名稱主減速器傳動比滿載質(zhì)量空載質(zhì)量設(shè)計載荷質(zhì)量

21、各個擋傳動效率迎風(fēng)阻力系數(shù)迎風(fēng)面積滾動阻力系數(shù)發(fā)動機形式滾動半徑3. 4計算結(jié)果附圖驅(qū)動力速度曲線驅(qū)動力加速度曲線 驅(qū)動力爬坡度曲線 功率平衡曲線 可得：最高車速最大爬坡度最大加速度附表格Xo仗1coo 一芟 yd-su5lZoX4(KO60Xntrno«10 £O ICO 150 XO 250 UalkmhJUkmh)六. 離合器選型1. 離合器的基本功用R汽車起步時，通過離合器主動部分（與發(fā)動機曲軸相連）和從動部分（與 變速器第一軸相連）之間的滑磨、轉(zhuǎn)速的逐漸接近，使旋轉(zhuǎn)著的發(fā)動機和原為 靜止的傳動系平穩(wěn)的接合，以保證汽車平穩(wěn)起步；b）當(dāng)變速器換檔時，通過離合器主、從動

22、部分的迅速分離來切斷動力傳遞， 以減輕換檔時齒輪間的沖擊，便于換檔；C）當(dāng)傳給離合器的轉(zhuǎn)矩超過其所能傳遞的最大力矩（即離合器的最大摩擦力 矩）時，其主、從動部分將產(chǎn)生相對滑磨。這樣，離合器就起著保護(hù)傳動系防 止其過載的作用。2. 離合器設(shè)計的要求a）既能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩乂能防止傳動系過載；b）接合完全且平順、柔和，使汽車起步時無抖動、無沖擊；分離徹底、迅速;C）工作性能穩(wěn)定，即作用在摩擦片上地總壓力不應(yīng)因摩擦表面地磨損而有明 顯變化，摩擦系數(shù)在離合器工作過程中應(yīng)力求穩(wěn)定；d）從動部分地傳動慣量要小，以減小掛檔時地齒輪沖擊并方便掛檔；e）能避免和衰減傳動系的扭振，具有吸收振動、沖擊和降低

23、噪聲的能力；f）通風(fēng)散熱性良好；g）操縱輕便；h）具有足夠的強度，工作可鼎、使用壽命長；i）力求結(jié)構(gòu)簡單，緊湊，質(zhì)量小，制造工藝性好，維修方便；J）設(shè)計時應(yīng)注意對旋轉(zhuǎn)件的動平衡要求和離心力的影響。3. 離合器的結(jié)構(gòu)形式選擇汽車離合器有摩擦式、電磁式和液力式三種類型，其中摩擦式應(yīng)用最為廣 泛。對于摩擦式離合器，其總成的結(jié)構(gòu)和有關(guān)組件的結(jié)構(gòu)的選擇方法如下： 3. 3從動盤數(shù)及干、濕式的選擇3. 1. 1單片（盤）干式摩擦離合器該離合器結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便，軸向尺寸緊湊，分離徹底，從動件轉(zhuǎn)動慣 量小，散熱性好，釆用軸向有彈性的從動盤時也能接合平順。因此，廣泛應(yīng)用 于各級轎車及微、輕、中型客車與貨車上，

24、在發(fā)動機轉(zhuǎn)矩不大于1OOON. m的大 型客車和重型貨車上也有所推廣。當(dāng)轉(zhuǎn)矩更大時釆用雙片離合器。3.1.1雙片（盤）干式摩擦離合器與單片離合器相比，山于摩擦面增多使傳遞轉(zhuǎn)矩的能力增大，接合也更平 順、柔和；在傳遞相同轉(zhuǎn)矩的情況下，其徑向尺寸較小，踏板力較小。但軸向 尺寸加大且結(jié)構(gòu)復(fù)雜；中間壓盤的通風(fēng)散熱性差易引其過熱而加快摩擦片的磨 損棋至燒傷碎裂；分離形程大，調(diào)整不當(dāng)分離也不易徹底；從動件轉(zhuǎn)動慣量大 易使換檔困難等。僅用于傳遞的轉(zhuǎn)矩大且徑向尺寸受到限制。3.1.2多片（盤）濕式離合器摩擦面更多，接合更加平順柔和；摩擦片浸在油中工作，表面磨損小。但分 離行程大、分離也不易徹底，特別是在冬季油

25、液粘度增大時；軸向尺寸大，從 動部分的轉(zhuǎn)動慣量大，故過去未得到推廣。近年來，山于多片濕式離合器在技 術(shù)方面的不斷完善，重型車上乂有采用，并有不斷增加的趨勢。因為它釆用油 泵對摩擦表面強制制冷，使起步時即使打滑也不會過熱，起步性能好，其使用 壽命可較干式高出56倍。3. 2壓緊彈簧的結(jié)構(gòu)型式及布置離合器壓緊彈簧的結(jié)構(gòu)型式有：圓柱螺旋彈簧、矩形斷面的圓錐螺旋彈簧 和膜片彈簧等?？刹捎醚貓A周布置、中央布置和斜置等布置形式。根據(jù)壓緊彈 簧的型式及布置，離合器分為：3.2.1周置彈簧離合器周置彈簧離合器的壓緊彈簧是釆用圓柱螺旋彈簧并均勻布置在一個圓周上。 這種離合器結(jié)構(gòu)簡單、制造方便，現(xiàn)在主要應(yīng)用與中、

26、重型貨車上。在選擇離 合器的后備系數(shù)時應(yīng)考慮到這種離合器在摩擦片磨損后圧盤的壓緊力無法調(diào) 整。3.2.2中央彈簧離合器釆用一個矩形斷面的圓錐螺旋彈簧或用12各圓柱螺旋彈簧做壓簧并布 置在離合器中心的結(jié)構(gòu)形式，稱為中央彈簧離合器。該種離合器操縱比較輕便, 后備系數(shù)B可選的小些，主要用在重型汽車上以減輕操縱力。當(dāng)載貨汽車的發(fā) 動機轉(zhuǎn)矩大于400450N. m時，常釆用中央彈簧離合器。3.2.3斜置彈簧離合器是重型汽車釆用的一種新型結(jié)構(gòu)，其突出優(yōu)點是工作性能十分穩(wěn)定，與周置 13彈簧離合器比較，其踏板力約可降低35%。3. 2. 4膜片彈簧離合器膜片彈簧離合器性能穩(wěn)定，平衡性好，結(jié)構(gòu)簡單，磨損均勻，

27、散熱性好，廣 泛應(yīng)用與轎車及微型、輕型客車上，并逐漸擴(kuò)展到載貨汽車上。但膜片彈簧的 制作成本比圓柱螺旋彈簧要高。4. 離合器基本參數(shù)的確定4.1后備系數(shù)B離合器的后備系數(shù)B ,如下表車型轎車，輕型貨車中、重型貨車越野車、牽引車、重型帶拖掛車后備系數(shù)B1. 301. 751.60-2.252.03. 54. 2摩擦片或從動片外徑D根據(jù)公式計算：D = 2.5冷匹Q對7珂式中OmaX發(fā)動機最大力矩； 一一離合器后備系數(shù)；f 一 一摩擦系數(shù)，計算時一般取0.250. 30；Z摩擦面數(shù)；幾一一摩擦表面所承受的單位面積上的壓力(根據(jù)摩擦材料、車型、摩擦 片多少取值)。摩擦片外徑也可根據(jù)經(jīng)驗公式：求得。式

28、中Tem. 發(fā)動機傳遞最大扭矩；A一系數(shù)：轎車一般取47：貨車：單片離合器?。?040,雙片4555, 自卸車使用條件惡劣的貨車取19對于所選尺寸D應(yīng)符合有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)(JB1457-74)的規(guī)定。另外，所選的D應(yīng) 符合最大圓周速率不超過6570mms的要求，即2n ×60×- 60 - 702其中n為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩時轉(zhuǎn)速，且重型汽車不應(yīng)超過50mso另外，為了便于布置扭轉(zhuǎn)減振器，要求加大內(nèi)徑，從而加大了內(nèi)、外徑之比。5. 摩擦離合器主要零件的設(shè)計計算5.1壓緊彈簧的設(shè)計計算5. 1. 1圓柱螺旋彈簧參見劉惟信主編汽車設(shè)計P130表54壓簧的計算公式表。5. 1. 2圓錐螺旋彈簧

29、圓錐螺旋彈簧的特性計算：a）第一圈觸合前（°'P'Pc）彈簧的變形久（mm）2 _ P加5 +叨斤+廳） 2gp式中P加在彈簧上的力，N；i一一彈簧的工作圈數(shù)；r1彈簧小端半徑，mm；r2彈簧大端半徑，mm：G材料的剪切彈性模量，鋼林G=8x1048. 3xlO°M;Jp 一一截面的極慣性矩，對矩形截面Jp = a,系數(shù)d與矩形截面的高與寬之比值h/t有關(guān)；PC 第一圈觸合時作用在彈簧上的力,N。b）第一圈觸合時作用在彈簧上的力PCPC =GJP(HQ-h)2mr式中 Ho彈簧的自由高度，mm；h彈簧鋼絲截面的高度。C）第一圈觸合時（P = Pe）彈簧的變形

30、人=O.25(7o-O(l + l + (d)各圈完全觸合時的極限力PmaX(r2)3e）作用力P為時彈簧的變形O,25（7o-QU1-（斤/廣2）設(shè)計時對按上述公式計算的結(jié)果應(yīng)通過試驗加以修正，以得到更準(zhǔn)確的設(shè) 計值。5. 2. 3 膜片彈簧膜片的特性計算Eia(H-)(7-)÷r式中P載荷E彈性模量 “_泊松比 h一一彈簧鋼板厚度H彈簧的內(nèi)截錐高R一一碟簧大端半徑A系數(shù)A =亠（冬二I）? In In InM碟簧大、小端半徑之比，m=Rr膜片彈簧基本參數(shù)的選擇：a）比值H/h的選擇；b）膜片彈簧匸作點位置的選擇；C） R及R/r的選擇；d）膜片彈簧在自山狀態(tài)下的圓錐底角；e）膜片

31、彈簧小端半徑ri及分離軸承作用半徑rf；f）分離指的數(shù)Hn和切槽寬習(xí)及半徑°；g）支撐圈平均半徑rl及膜片彈簧與壓盤接觸半徑。5. 2扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計計算5. 2. 3扭轉(zhuǎn)減震器極限轉(zhuǎn)矩Gl(K式中G2滿載汽車后驅(qū)動橋給水平地面的載荷，N 附著系數(shù)，根據(jù)路面進(jìn)行選擇，較好路面0.8 rr車輪滾動半徑mi主減速比igl一檔傳動比5.2.3扭轉(zhuǎn)減震器的角剛度C = KnR.2×O3 = - 式中K每個減震彈簧的線剛度n減震彈簧個數(shù)RI一一減震彈簧的分布直徑5.2.3扭轉(zhuǎn)減震器的摩擦力矩_ TnnTeC' 4Jim一般：可取 Tf= （O. 1 0. 15） TemaX5

32、. 3其它主要零件的設(shè)計計算七. 離合器操縱機構(gòu)設(shè)計1. 離合器操縱機構(gòu)基本結(jié)構(gòu)要求a）離合器踏板力盡可能小，由GB7258規(guī)定離合器踏板力應(yīng)不大300。而一般 轎車的踏板力應(yīng)不大于80130Nob）離合器踏板最大行程應(yīng)在80150mm范圉內(nèi)。C）應(yīng)確保液壓工作缸、主缸和助力器各部的密封性，如有泄漏，會影響離合 器的徹底分離。d）應(yīng)具有踏板行程調(diào)整機構(gòu)，以便在摩擦片磨損后復(fù)原分離軸承的自山行程。e）應(yīng)具有踏板行程限位器，以防止操縱機構(gòu)的零件受過大的載荷而損壞。f）應(yīng)不致因發(fā)動機的振動以及車架和駕駛室的變形而引起運動干涉。2. 基本參數(shù)基本參數(shù)項目參數(shù)數(shù)值主缸直徑D: (mm)分泵直徑DI (m

33、m)分離杠桿傳動比L： U= 130:75踏板傳動比L = 240:60液壓傳動比(Si3= D Di機械效率n壓盤行程Sf (Inm)分離軸承的自由行程 (mm)主缸彈簧力Fi (N)分泵彈簧力鬥(N)Ff-離合器最大分離力(N)摩擦片外徑/內(nèi)徑離合器操縱機構(gòu)形式踏板行程3.離合器操縱機構(gòu)簡圖1腳踏板2主泵3分泵4壓盤4. 踏板力與踏板行程的計算: 4 1踏板力踏板力山Ff = (Fx i - F2×i2×i3 + F3×i3)×7求得。式中：F一一離合器踏板力；Ff離合器最大分離力;/操縱機構(gòu)的總傳動比，z = i*Z2*3;h分離杠桿傳動比，/1；

34、17G 一 一踏板傳動比，/2；I3液壓傳動比：ii = £）f/£）5；D2 分泵缸徑：D2 ；“一一機械效率，；Di泵缸徑，Dl :踏板力F范圍為80130內(nèi)。4.1踏板行程踏板行程應(yīng)為離合器工作行程與離合器的自由行程二部分組成：S 二（/+） 1 i Z3式中Sf壓盤行程,mm：一一分離軸承的自由行程，一般為13mm；S =行程。離合器踏板行程應(yīng)在8015Omm范圉內(nèi)，最大不應(yīng)超過18Omino八. 變速器操縱機構(gòu)的設(shè)計1. 對變速器操縱機構(gòu)的基本要求a）應(yīng)符合整車布置要求,各運動桿件與各總成部件之間不應(yīng)發(fā)生干涉；b）變速桿應(yīng)固定在操縱方便的位置，換檔位置合理；C）操

35、縱輕便、檔位清晰：d）掛檔準(zhǔn)確、安全可靠（每次只能掛入一個檔，不誤掛倒檔，不自動脫檔）。2. 換檔位置圖設(shè)計操縱機構(gòu)首先要確定換檔位置圖。換檔位置圖的確定主要從換檔方便 考慮，為此應(yīng)注意以下三點：a）按換檔次序排列；b）將常用檔位放在中間位置，其它檔位放在兩邊；C）為了避免誤掛倒檔，往往將倒檔安排在最幕邊的位置，有時與一擋組成 一排。3. 變速器操縱機構(gòu)的型式和選用的相關(guān)技術(shù)要求按動作原理，變速器操縱機構(gòu)有機械式、液壓式、氣動式、電控式以及它 們的組合，常用的變速器操縱機構(gòu)是機械式。按變速桿相對于變速器的位置， 機械式的乂分為直接操縱和遠(yuǎn)距離操縱。直接操縱是最簡單的操縱方案，在各種類型的汽車上

36、得到了廣泛的應(yīng)用。 這種方案只有當(dāng)變速器布置在駕駛座位附近時才能實現(xiàn)。遠(yuǎn)距離操縱用于變速器布置得離駕駛座椅較遠(yuǎn)時。這時需通過桿系或拉索 等換檔傳動機構(gòu)操縱變速器。桿系傳動機構(gòu)應(yīng)具有足夠的剛性，且各連接件間的間隙應(yīng)盡量的小，否則換檔手感不明顯。變速桿支座也應(yīng)固定在與變速器殼 體剛性地連成一體地機件上而使操縱不受車架變形和汽車振動地影響。當(dāng)變速器布置得遠(yuǎn)離駕駛座椅時，可釆用氣動、電動或液壓等操縱。另外，變速器操縱機構(gòu)還可分為兩大類：其一，主體為金屬件；其二，主 體為非金屬件。這兩種變速操縱機構(gòu)的主要特點比較如下表：稱序號主體為金屬件的 變速操縱機構(gòu)主體為非金屬件的 變速操縱機構(gòu)1易調(diào)節(jié)易于安裝2結(jié)

37、構(gòu)牢固、可靠可靠性不如前者3工藝較為簡單工藝簡單4操縱輕便、有良好的手感操縱輕便、手感不如前者5成本較低成本低從可靠性和操縱性角度考慮，多采用主體為金屬件的變速器操縱機構(gòu)。4.變速操縱機構(gòu)的行程計算4.1換擋機構(gòu)行程計算:接操縱的換檔機構(gòu)部分簡圖，圖左是變速箱上拉桿部分的簡圖。當(dāng)變速箱機構(gòu)換檔角為QnIirI時，最小換檔行程 MnIin二2XQHXsin(乞)2根據(jù)圖2,上式中Sin(-)= 2X "Sinam/2),可以求得Mmin22×HD當(dāng)變速箱機構(gòu)換檔角為Zma時，最大換檔行程 MmaX二2XQHXSir1(#)由上得，換檔行程為MmiIrMmaX。查閱相應(yīng)換檔操縱

38、機構(gòu)的換檔形程標(biāo)準(zhǔn)，并作比較，看所選操縱機構(gòu)換檔行程是否在標(biāo)準(zhǔn)范圍之內(nèi)。一般機械式變速操縱機構(gòu)的基本要求是換檔行程應(yīng)在 60IOOmm4. 2選擋機構(gòu)行程計算：整個選檔機構(gòu)簡化為如下模型：圖3選擋機構(gòu)簡圖= min、zmax圖3中，最右邊的操縱手柄各點對應(yīng)的檔位如下：P點：1,11擋 Q點：III, IV擋 R點：V,倒擋為計算PQ行程NI及QR行程N2,將換檔部分局部放大如圖4：R,THMH圖4選擋機構(gòu)局部放大圖換檔行程計算過程如下：NI= PQI= PP1+P1Q1 = PHI Sina 2+ PIQl= (PK-HIK) sin 2+(FH1-FH)FK二(PK-KFtan 2) sin

39、2+( HF)COSa2N3= RQ2= RS+SQc =RS+HH2=RJ sin2+(HF- H2F)二 RJ sin 3+ (HF-JFcos3)當(dāng)選檔角位移量為Qmm時，sin(1 /2)sin( 2/2) =MIVFSina ,=sin 2arcsin(a2 / 2)選檔行程Nmin= N1+ N2當(dāng)選檔角位移量為GnWt時，由上計算方法可得，選檔行程NmaX由計算可得,選檔行程為NminNmax查閱相應(yīng)換檔操縱機構(gòu)的選檔行程標(biāo)準(zhǔn)，并作比較，看所選操縱機構(gòu)選檔行程是否在標(biāo)準(zhǔn)范圉之內(nèi)。一般機械式變速操縱機構(gòu)的基本要求是選檔行程應(yīng)在 40100 mm九傳動軸的選用1. 傳動軸概述傳動軸是

40、汽車傳動系重要組成部分,將發(fā)動機提供的動力山變速器傳遞至 車橋的減速器。它主要山萬向節(jié)、軸管及其伸縮花鍵等組成。對于長軸距汽車 的分段傳動軸，還需有中間支撐軸系是一個彈性體，當(dāng)其回轉(zhuǎn)時，一方面由于本身的質(zhì)量（或轉(zhuǎn)動慣量） 和彈性產(chǎn)生自然振動；另一方面山于軸系各零件的材料組織不均勻、制造誤差 及安裝誤差等原因造成軸系重心偏移；導(dǎo)致回轉(zhuǎn)時產(chǎn)生離心力、從而產(chǎn)生以離 心力為周期性干擾外力所引起的強迫振動。當(dāng)強迫振動的頻率與軸的自振頻率 接近或相同時，就會產(chǎn)生共振現(xiàn)象，從而直接影響整車傳動的平穩(wěn)性和舒適性。 產(chǎn)生共振現(xiàn)象時軸的轉(zhuǎn)速稱為軸的臨界轉(zhuǎn)速。傳動軸的實際轉(zhuǎn)速要低于臨界轉(zhuǎn) 速的0. 7倍。在傳動軸與

41、萬向節(jié)裝配后必須滿足動平衡要求。萬向傳動軸的斷面尺寸除應(yīng)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。軸管是傳動軸的薄弱環(huán)節(jié)，按要求其極限扭矩應(yīng)不低于最大工作轉(zhuǎn)矩 的1.5倍。傳動軸滑動花鍵齒側(cè)擠壓應(yīng)力不大于2550Nmm'對于不滑動花鍵，擠 壓應(yīng)力不大于50Ioo Nmm2。2. 結(jié)構(gòu)形式汽車用萬向節(jié)分為剛性的、饒性的、等速的和不等速的兒種。汽車除轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋及帶有擺動半軸的驅(qū)動橋的分段式半軸多采用等速萬向 節(jié)外，一般驅(qū)動橋傳動軸均釆用一對十字軸萬向節(jié)。等速萬向節(jié)或近似等速的萬向節(jié)常見結(jié)構(gòu)型式有球籠式、球義式、雙聯(lián)式、 凸塊式和三銷式等。汽車在形式過程中，山于懸架的不斷變形，變速器

42、與驅(qū)動橋的相對位置（高度 和距離）也在不斷地變化，因此它們之間需要用可伸縮的萬向傳動軸聯(lián)接。當(dāng) 聯(lián)接的距離較近時，常采用兩個萬向節(jié)和一根可伸縮的傳動軸；當(dāng)距離較遠(yuǎn)而 使傳動軸的長度超過1.5m時，常將傳動軸分成兩根或三根，用三個或四個萬向 節(jié)，且后面一根傳動軸可伸縮，中間傳動軸應(yīng)有支撐，萬向節(jié)所聯(lián)的兩軸之間 的夾角，對一般載貨汽車不應(yīng)超過15° 20° ,對于短軸距的4X4越野汽車，最大 可達(dá)30° o對于乂要轉(zhuǎn)向乂要驅(qū)動的轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋，左、右驅(qū)動車輪需要隨汽車 行駛的軌跡而改變方向，這時多采用球籠式或球義式等速萬向節(jié)傳動，其最大 夾角即車輪的最大轉(zhuǎn)角可達(dá)32

43、76; -42°。萬向節(jié)傳動還用于帶有擺動半軸的驅(qū) 動橋、轉(zhuǎn)向軸傳動機構(gòu)及動力輸出裝置等。3. 傳動軸的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)及校核計算（以某一車型為例） 傳動軸花鍵參數(shù):固定節(jié)外花鍵參數(shù)齒形漸開線模數(shù)1壓力角45°齒數(shù)25節(jié)徑25大徑O 26 "25小徑24max量棒直徑2量棒跨距-0.02328. 368-Og花鍵長46傳動軸校核訃算流程:3.1軸管直徑的校核根據(jù)所傳動最大轉(zhuǎn)矩、最高轉(zhuǎn)速和傳動軸長度，按有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)選取軸管外直 徑及壁厚校核：兩端自山支撐、壁厚均勻的等截面?zhèn)鲃虞S的臨界轉(zhuǎn)速nc = 1.2x10 ' ' Q * “ (rmin)I-式中L傳動軸

44、長，取兩萬向節(jié)之中心距：mm各參數(shù)取值如下：D=<l>27mm, d=0mm其中左傳動軸長L = 428.9mm,右傳動軸長L = 735.8mm,取其中較長的一個L = 735. 8mmo代入得：-5984rmin取安全系數(shù)K=nenaa3,其中n込為最高車速時的傳動軸轉(zhuǎn)速，在精確的動平 衡、高精度的伸縮花鍵及微小的萬向節(jié)間隙時取安全系數(shù) K=ncnaa3=l. 22. 0。實際上傳動軸的最大轉(zhuǎn)速nm=ne （is*io）, r/min其中：九一發(fā)動機的額定最大轉(zhuǎn)速，r/min：iz變速器傳動比：人一主減速器傳動比。各參數(shù)取值如下：e=5500 r/min由上表參數(shù)得：noas=

45、5500/ （主減*五變）=5500/ （3. 722*0. 767） =1927 r/min代入數(shù)值后 K=59841927二3. 1>2. 0山此27mm軸可滿足要求。3.2軸管的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力的校核校核扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：= i6DTJ（NZmm2）（D4 -d4） （刃許用應(yīng)力，取C）=600Nmm'（高合金鋼（40Cr、40MnB等）、中 頻淬火）Tj傳動計算轉(zhuǎn)矩,Nmm, Tj = TCmaXigIigokd/2 N mTg-發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩N mm；5 變速器一檔傳動比或倒檔傳動比；0主減速器傳動比 匕一動載系數(shù)3.3傳動軸花鍵齒側(cè)擠壓應(yīng)力的校核傳動軸花鍵齒側(cè)擠圧應(yīng)力的校核(N/mm

46、2)式中：T 計算轉(zhuǎn)矩，N mm；Dj Dl花鍵的外徑和內(nèi)徑，mm；Z花鍵齒數(shù)L花鍵有效長度（勺）許用擠壓應(yīng)力，當(dāng)花鍵齒面硬度大于HRC35時（6）取25-50N2,非滑動花鍵取(CTJ) =50-100NW十橋的匹配及選用1. 概述和要求驅(qū)動橋是汽車傳動系的末端，其基本功用是增大山傳動軸傳來的轉(zhuǎn)矩，將 轉(zhuǎn)矩分配給左、右驅(qū)動車輪，并使左、右驅(qū)動車輪具有汽車行駛運動學(xué)所要求 的差速功能，驅(qū)動橋還要承受作用于路面和車架或車廂之間的鉛垂力、縱向力 和橫向力，當(dāng)驅(qū)動橋上的驅(qū)動輪乂是轉(zhuǎn)向輪時，則此驅(qū)動橋稱為轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋。驅(qū)動橋應(yīng)滿足如下基本要求：a）所選的主傳動比應(yīng)保證汽車有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟(jì)性：b）

47、工作平穩(wěn)、噪聲小；C）傳動效率高；d）具有必要的離地間隙：e）與懸架導(dǎo)向系統(tǒng)機構(gòu)運動協(xié)調(diào)，對于轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋，還應(yīng)與轉(zhuǎn)向機構(gòu) 協(xié)調(diào)；f）在保證足夠的強度和剛度的條件下力求質(zhì)量小，拆裝調(diào)整方便。2. 驅(qū)動橋的類型和結(jié)構(gòu)驅(qū)動橋分為非斷開式、非斷開式。非斷開式驅(qū)動橋一般有驅(qū)動橋殼、主減速器、差速器、半軸和輪轂組成。 整個驅(qū)動橋通過彈性懸架與車架連接，山于半軸套管與主減速器殼是剛性地連 成一體，因而兩側(cè)的半軸和驅(qū)動輪不可能在橫向平面內(nèi)作相對運動，亦稱為整 體式驅(qū)動橋。適用于非獨立懸架。為了提高汽車行使平順性和通過性，U前大多轎車和越野車全部或部分采 用獨立懸架，即兩側(cè)的驅(qū)動輪分別用彈性懸架與車架相連，兩輪

48、可彼此獨立地 相對與車架上下跳動。與此相應(yīng)，主減速器殼固定在車架上。驅(qū)動橋殼應(yīng)制成 分段并通過狡鏈連接。這種驅(qū)動橋稱為斷開式驅(qū)動橋。非斷開式驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)簡單，制造工藝性好，成本低，可翥性好，維修調(diào)整 容易，廣泛用于貨車和部分轎車上，但其非簧載質(zhì)量大，對汽車平順性和降低 動載荷不利。斷開式驅(qū)動橋雖然結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本提高，但對改善汽車平順性、 操縱穩(wěn)定性和通過性有利，所以在轎車和越野汽車上采用相當(dāng)廣泛。3. 主減速器傳動比的確定主減速器傳動比對主減速器的結(jié)構(gòu)型式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當(dāng)變速 器處于最高當(dāng)位時汽車的動力性和燃料經(jīng)濟(jì)性都有直接影響。io的選擇應(yīng)在汽 車總體設(shè)計時的傳動系的總傳動比訂一起由

49、整車動力計算來確定。通過在不同 Io下的功率平衡圖來確定對汽車動力性的影響。對發(fā)動機與傳動系參數(shù)作最佳 匹配來選擇i。使汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟(jì)性。對于具有很大功率儲備的轎車、長途客車尤其是競賽車來說，在給定發(fā)動 機最大功率PemaX及其轉(zhuǎn)速np的情況下,所選擇的i。值應(yīng)保證有盡可能高的車 速VemaXt io可用下式來確定：i°二0. 377JVe nax.式中rr車輪的滾動半徑；加一一變速器最高傳動比。其他汽車來說為了的到足夠的功率儲備而使最高車速稍有下降，i。一般選 得比上式大10%25%,按下式來選擇：i0= （0.3770472） 八九 一 _Vr maxighiFh

50、ikB式中IH1 分動器或加力器的高檔傳動比：湖一一輪邊減速器的傳動比。與同類車相比較，并考慮主、從動主減速器的齒輪可能有的齒數(shù)，將i。值 確定。4. 計算載荷的確定通常是將發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩配以轉(zhuǎn)動系最低檔的傳動比時和驅(qū)動輪打滑時 這兩種情況下作用與主減速器從動齒輪上的轉(zhuǎn)矩（T）N、00）的較小者，作為 載貨汽車和越野汽車在強度計算中用以驗算主減速器的計算載荷Tje= Te max* ITL *K0* nTjiJi * ILB式中7；. max發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N.m；i7L 山發(fā)動機到所計算的主減速器從動輪之間的傳動系最低檔傳動 比 上述傳動部分的效率，取ITr =0. 9KO 超載系數(shù)，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野汽車以及液力傳 動的