北京交通大学
2014---2015第一学期教师：陈宏伟。
学号班级姓名。
某款经济型轿车整车参数如下表所示：
表1 一、总体设计。
根据该车型已知参数，进行以下总体设计：
1. 主要参数计算：
1 总质量（满载质量）ma与质量系数ηm0
2 车轮滚动半径rr [按rr＝3.05d/(2π)估算]
3 后悬。4 接近角、离去角。
5 纵向通过半径。
2. 发动机选型。
1 根据动力性能指标，确定发动机的最大功率pemax及对应转速np，最大扭矩temax及对应转速nt。
2 在表2的四种发动机中进行选型，给出选型依据，计算该车型的发动机适应性系数φ和发动机比功率ηpm。
表2 二、离合器设计。
膜片弹簧离合器参数如表3所示。
表31. 膜片弹簧特性计算与工作点设计。
膜片弹簧大端的载荷f1和变形λ1，符合如下关系式：
上式中，弹性模量e＝2×105mpa，泊松比μ＝0.3，其他参数见表3。
载荷变形特性曲线拐点的变形量为λh，凹点的变形量为λn。离合器摩擦片的极限磨损量为2mm，安装工作点的大端变形量λb＝0.975λh，离合器完全分离位置的大端变形量λc＝1.
2λn。
1 计算大端载荷变形特性曲线的凸点m、凹点n、拐点h、工作点b、磨损极限点a、完全分离点c的坐标值，填入表4。
表42 根据公式（1）绘制膜片弹簧大端的载荷变形特性曲线，并在曲线上标注安装工作点和磨损极限点的位置。
2. 离合器性能参数计算分析。
1 计算该离合器的后备系数、摩擦片的单位压力p0，并根据计算结果选择合适的摩擦片材料。
2 某款经济型轿车发动机最大扭矩temax为150nm，通过计算，说明选用本离合器是否合适？
3. 离合器操纵机构计算分析。
若离合器采用拉线式操纵机构，离合器踏板用钢丝拉线连接分离拨叉，分离拨叉的杠杆比为2.14，离合器踏板的杠杆比为7，计算离合器踏板的最大踏板力fpmax和最大踏板行程xpmax。
三、变速驱动桥设计。
该轿车采用发动机横置前轮驱动(ff)，变速器、主减速器和差速器集成为一体，其结构如图所示。
二轴式五档变速箱，各档均为圆柱齿轮传动。输入轴与输出轴之间的轴距为60mm，各前进档传动比、齿轮模数，见表1所示。
主减速器为一级圆柱斜齿轮传动，减速比为i0＝4.412
倒档速比为ir＝3.583
差速器为普通锥齿轮式差速器，差速器输出端用滑动花键连接实心半轴，半轴通过万向传动装置，连接车轮。
对变速驱动桥进行以下设计与计算。
1、 变速器/减速器参数设计。
1 各档齿轮齿数分配。
根据给出的各档传动比、模数信息，对五个前进档、主减速器的。
一、二轴圆柱直齿轮进行齿数分配，为保证传动比和中心矩的要求，可进行高度或角度变位。
要求给出齿数分配的计算过程，将齿数分配、变位系数的计算结果，填入下表中。
2 齿轮强度校核。
对输入和输出轴上的一档齿轮，进行弯曲强度和接触强度的校核，并选择合适的材料和制造工艺。
2、同步器相关参数计算。
已知变速手柄到啮合套的传动比为4，换挡机构传动效率为0.85。
各同步器锥面工作长度相同，均为8mm。
各同步器摩擦锥面半锥角α=6.5°、摩擦系数 f=0.125，一、二档同步器平均摩擦半径为26.75mm，三、 四、五档同步器平均摩擦半径为22.5mm
各同步器锁环齿端的锁止面平均半径，比摩擦面平均半径大8mm
1 为保证各档同步器可靠工作，锁环齿端锁止面锁止角β，需要满足什么条件？
2 同步器摩擦面许用压力为1.5mpa，为保证摩擦面实际压力小于许用压力，各档的变速手柄最大换档力需满足什么条件？
3 当车速为15km/h时，从1档挂入2档，此时被同步零件等效转动惯量为17×10-3 推导变速手柄换档力fs和同步器同步时间t之间的函数关系、绘制该函数曲线。当变速手柄换档力分别为30n、40n、50n、60n时，计算相应的同步器同步时间。
4 当车速为50km/h时，从3档挂入4档，此时被同步零件等效转动惯量为3.7×10-3 推导变速手柄换档力fs和同步器同步时间t之间的函数关系、绘制该函数曲线。当变速手柄换档力分别为20n、30 n、40n、50n时，计算相应的同步器同步时间。
3、万向传动装置设计与计算。
1 传动轴和转向车轮之间采用birfield型球笼式等速万向节，设计该万向节的基本尺寸，包括轴颈直径、钢球直径、星形套的最大、最小直径和槽距、花键齿数，以及球形壳的外径。
2 计算半轴的临界转速、最高转速和转速安全系数，分析半轴工作转速范围的安全性。
3 校核传动轴的扭转强度。
四、转向系统设计与分析。
该轿车采用整体式后置转向梯形机构，已知主销偏置距为15mm，方向盘极限转角为900°，梯形臂长m＝0.12k，梯形底角γ＝72°，其中k为主销轴线延长线在地面交点的距离。。
1 根据ackerman理想转向几何特性，计算该轿车外/内侧转向轮极限转角θomax、θimax和转向系角传动比iθ。
2 方向盘从中位转向至极限位置过程中，推导内侧转向轮实际转向角θir与理想转向角θii的计算公式。
3 绘制内侧转向轮实际转向角θir、理想转向角θii随方向盘转角的变化曲线，求出实际转向角与理想转向角的最大误差。
4 （选作，不记入成绩）对转向梯形机构的梯形臂长m和梯形底角γ进行优化设计，使实际车轮转向角与理想值误差最小。
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