论文——娱乐用竞速方程式赛车传动系设计

猛龙哥

摘要


传动系是现代汽车上的重要总成之一。将发动机发出的动力按需要传给驱动轮。此次设计并制造的是链传动、行星齿轮单级主减速器、5档手动顺序式变速器。主减速器：用来将变速器输出的扭矩进一步增加，转速进一步降低。差速器：驱动桥上设置差速器，可以在必要时允许两侧驱动轮转速不同步，以满足汽车转向、路面不平时行驶的需要。半轴：半轴为两根，每根半轴内端通过花键与半轴齿轮相连，外端与车轮毂机连。变速器：在汽车行驶中，要求驱动力的变化范围是很大的，而发动机输出扭矩的变化范围有限。必须通过变速器来使发动机输出扭矩的变化范围能满足汽车行驶的需要。此次设计并制造采用的是；5档手动顺序式变速器。　

关键词： 竟速赛车；传动系；主减速器，差速器









Abstract

Hyundai Motor power train is an important one of the assembly. Engine will be issued as necessary impetus to the driving wheel. The design and manufacturing is transmission chain, the main single-stage planetary gear reducer, 5-speed manual sequential gearbox. Main reducer: The transmission will be used to further increase the output torque, a further reduction in speed. Differential: differential drive set up on the bridge, if necessary, to allow both sides of the driving wheel speed is not synchronized, to vehicle to meet the needs, the roads do not usually travel. Half: Half to two, with each side through the half-shaft and axle spline gear connected with the outer-side wheel-hub even planes. Transmission: In the car, the driving force of the requirements of the scope of the changes is enormous and engine torque output of the limited scope of change. Transmission through to make the engine's torque output to meet changes in the scope of the car. The design and manufacture is used; the order of 5-speed manual transmission.









目录

摘要 ………………………………………………………………………………… 1

第1章 绪论 …………………………………………………………………………3
1.1 沙滩车的历史 …………………………………………………… 3
1.2课题研究的目标和意义…………………………………………… 4
1.3 整车概况 ………………………………………………………… 4

第2章 娱乐用方程式赛车传动系的设计 …………………………………5
2.1 链传动概述 ……………………………………………………… 5
2.2 链传动和链轮 …………………………………………………… 6
2.3链传动的运动特性 ……………………………………………… 7
2.4一般链速链传动的设计 …………………………………………10

第3章 主减速器的设计 ………………………………………………………… 12
3.1主减速比的确定 ……………………………………………………………… 12
3.2 主减速器齿轮计算载荷的确定……………………………………13
3.3 锥齿轮主要参数的选择 …………………………………………14
3.4 主减速器锥齿轮强度计算 …………………………………………15

第4章 传动系零部件的载荷与计算 …………………………………………17
4.1 半轴的计算 …………………………………………………………17
4.2半浮式半轴的设计 ………………………………………………… 17
4.3 半轴的结构设计及材料与热处理 ………………………………19

第5章 结论…………………………………………………………………………19

致 谢  ………………………………………………………………………………20

参考文献 ……………………………………………………………………………20







第1章  绪论
1.1  沙滩车的历史
    作为完全由我们小组开发设计的娱乐方程式竞速赛车，在设计之出我们仿照沙滩车进行设计。整车的百分之六十都与沙滩车相关。沙滩车（Dune buggy）是一种主要是在沙滩或沙漠等沙地上面行驶的轻量化越野车辆，通常拥有简单轻量化开放式车身结构，扭力充足的引擎，与大尺码的越野胎。沙滩车最早出现于1950年代的美国加州南部，一开始很有可能只是一些业余人士将想要报废的旧车外壳拆掉后，在残存的底盘上装上大型越野胎而做成的改装产品，但之后渐渐开始有专业以特定车款的结构为基础所改造的沙滩车，或是直接生产套件供人组装驾驶。除了民间用途之外，由于机动性优异，沙滩车也经常被政府单位或军方利用，作为恶劣地形区域内的交通工具。
一般而言，很多人都将沙滩车的发明归功于一位加州设计师，布鲁斯•麦尔斯（Bruce Meyers），但实际上连麦尔斯本人都曾在接受访问时表示，他并不是第一个发明沙滩车的人。但无论如何，麦尔斯与他的Meyers Manx车款仍然是大量生产的玻璃纤维车体沙滩车之先驱。在麦尔斯之前，来自加州欧申诺的彼得•拜尔宁（Pete Beirning）使用一副缩短过的福斯Type I底盘，制造出第一辆曾实际在沙丘上行驶的沙滩车。至于第一辆量产化的沙滩车，则是由一家加州的福斯汽车经销商EMPI在1960年时所推出的EMPI Imps。然而，无论是拜尔宁的改装车或EMPI的量产车，都因为产量稀少价格昂贵而无法普及，因此麦尔斯在1964年时推出的Meyers Manx遂成为第一辆真正把沙滩车名声打响的经典车种，其套件总生产数量至少超过5000套以上。在沙滩车的启蒙年代，几乎所有的沙滩车产品都是以金龟车的底盘为基础所改造而出的，主要是着眼于其轻量化与简单的结构非常容易施工，且因为金龟车销售量大，非常容易取得二手车体进行改造。
    今日的沙滩车，依照车体结构的特性大体上可以分为两大类：第一种是以玻璃纤维这种轻量化材料作为车体，此类的沙滩车通常拥有类似澡缸般的盆状车室；另一种沙滩车则是以空心钢管为结构组装出基本的车体（也就是所谓的管状梁结构，Tubular frame），因为车身都是由钢管组成，因此也常被称呼为“Sandrails”。管状梁车体的沙滩车有重量更轻、设计自由度更高的优点，有些此类沙滩车会直接采没有车壳的开放设计，但也有一些会在管状梁车体外面覆盖玻璃纤维车壳。
由于在沙地上拥有非常高的机动性，一些经常需要在沙漠或海滩执行任务的官方或军方单位，也会在编制内加入沙滩车作为任务用的交通工具，例如美国海军陆战队（Navy SEALs）或美国边境巡逻队。美国军方所使用的沙滩车正式命名为沙漠侦察车辆，是由加州切诺斯竞技产品所生产。

1.2  课题研究的目标和意义
  本次所选的题目是娱乐用方程式竞速赛车。在选题确定后，通过网络、书籍及杂志等途径查询，过内外娱乐用赛车多为卡丁车或沙滩车。在结构方面卡丁车没有前后悬架系统且转向过于灵活。在制动方面，卡丁车只有一个刹车碟片，二者的制造成本低且在车架造型方面过于简单，技术含量少售价高，而且技术过于陈旧，大大增加了事故的高发率。虽然操作灵活，但其安全性无法保障。作为娱乐用竞速赛车，应具有良好的操控稳定性以及可靠的安全性，保证在体验驾驶乐趣的同时，也同样具有良好的安全性。
设计改进原有车型，设有加速、离合及制动三踏板机构，悬架机构，使驾驶者有更强的驾驭感、操作感。在车身骨架方面，克服传统竞速赛车轻薄单一的造型缺点，通过提高车架刚性及稳定性，增加车身骨架的有序连接点与三角形支架机构，从而使受外力较强的骨架部位具有更高的承受外力冲击载荷的能力，将力分解传递到整个车身。通过设计最终制造一台符合大众需要的娱乐用竞速赛车。
1.3  整车概况
1．车身骨架设计
    车身采用无缝钢管焊接成型。根据车身各部受力不等，主要选取两种直径与壁厚不等的钢管。车身地板采用铝制防滑板铆接。
2．转向系设计
    转向器采用齿轮齿条式转向机，中间输入两端输出形式。此种转向器的传动效率高，体积小，布置空间小且便于安装，适用于需求转向力较小的车型。
3．传动系的设计
根据设计车型的布置空间和发动机的安装位置，以及半轴的载荷情况等采用链条式传动并配有轮间差速器。此种传动机构造价低、占用空间小且故障少维修方便。
4．制动系的设计
制动系统采用双盘式制动器，为单活塞制动卡钳。因为本车设计方向为娱乐竞速赛车，从车身重量所需制动力及美观考虑所以采用盘式制动器。此种制动器的制动效能稳定、尺寸和质量较小等多方面优点。
5．悬架设计
前悬架采用双横臂式独立悬架，上下不等长设计。后悬架采用整体桥式非独立悬架，于发动机、主减速器、差速器半轴等为一体 ，便于布置方便安装。
6．发动机的选装
发动机选用排量为150cc单缸、四冲程、化油器、风冷、汽油机，内有5档手动顺序式变速器。  
7．电器系统布置
    发动机电起动，高音喇叭、高位刹车灯各一个。
                 
第2章  娱乐用方程式赛车传动系的设计
2.1  链传动概述
   链传动是一种具有中间挠性件(链条)的啮合传动，它同时具有刚、柔特点，是一种应用十分广泛的机械传动形式。如图所示，链传动由主动链轮、从动链轮和中间挠性件(链条)组成，通过链条的链节与链轮上的轮齿相啮合传递运动 力。

与带传动相比，链传动能得到准确的平均传动比，张紧力小，故对轴的压力小。链传动可在高温、油污、潮湿等恶劣环境下工作，但其传动平稳性差，工作时有噪声，一般多用于中心距较大的两平行轴间的低速传动。
    链传动适用的一般范围为：传递功率P≤100kW，中心距a≤5---6m，传动比i≤8，链速v≤15m／s，传动效率为0．95～0．98。
    链传动广泛应用于矿山机械、冶金机械、运输机械、机床传动及轻工机械中。
按用途的不同链条可分为传动链、起重链和曳引链。用于传递动力的传动链又有齿形链和滚子链两种。齿形链运转较平稳，噪声小，又称为无声链。它适用于高速、运动精度较高的传动中，链速可达40m/s，但缺点是瞬时链速和瞬时传动比不是常数，传动中有一定动载荷和冲击，噪声较大，不能用于高速。
2.2  链传动和链轮
传动链按结构不同主要有滚子链和齿形链两种。
2.2.1滚子链传动
滚子链的结构。它由外链板、销轴、套筒和内链板分别用过盈配合固定、套筒与销轴之间则可以相对转动，以便在链条弯曲时构成一副活动铰链。滚子松套在套筒上，可自由转动，这样，啮合时可以减少轮齿和滚子的磨损。为减轻链的质量和运动时的惯性，链板一般做成8字形。
滚子链结构简单，价格便宜、应用广，他已标准化。相邻两销轴中心的距离为链的节距P，是链的最主要的参数。节距越大，链的各部分尺寸相应增大，承载能力也越高，质量也随之增加。
  工作时链由若干链节用一个接头将其连成环形，这个接头称为接头链节。他主要有二种型式。当链节数为偶数时采用“连接链节”，形状与外链节相同，只是其中一侧外链板与销轴为间隙配合，用弹簧卡片、开口销等锁止件将活动销轴与外链板固定。当链节数为奇数时应采用“过度链节”，这种链节要受到附加弯曲载荷，再加上销轴与链板的间隙配合，所以强度仅为通常链节的80%左右。故设计时应尽量避免奇数链节。
1．        齿形链传动
它是由各组齿形链条板交错排列，并用铰链互相连接起来的。链板两侧工作面为直边，夹角为60度。齿形链的铰链轴可以是简单的圆柱销轴，也可以是其他形式。
由于齿形链的齿形特点，使传动比较平稳，承受冲击性能好，齿轮受力均匀，噪音小，故又称为无声链。它允许链速较高，特殊设计的齿形链最高可达40m/s，但它比滚子链结构复杂，价格较贵，也较重，所以目前主要用于中心距较小、高速或运动精度较高的传动装置中
2. 链轮齿形的几何尺寸计算
链轮的主要尺寸：
分度圆直径     d = p/sin( /z)
齿顶圆直径       = p[0.54+cot( /z)]
分度圆弦齿高      = 0.27P （ 、 二式均为3R齿形）
齿根圆直径      
齿侧凸缘直径     
式中            P——链节距，mm;
                 ——链条滚子外径，mm;
                 ------内链板高度，mm;
                 Z --------链轮齿数
链轮的材料、热处理，齿面粗糙度及齿形，齿距、不同轴度等制造精度均影响链传动的工作性能。
链轮的材料应有足够的强度和耐磨性，可根据其尺寸大小及工作条件选择。由于小链轮轮齿的啮合次数比大链轮轮齿的啮合次数多，所以冲击也大，故小链轮所选材料较好。





2.3  链传动的运动特性
2.3.1 平均链速和平均传动比
　　整根链条是可以曲折的挠性体，而每一链节则为刚性体。链轮可以看作一正多边形。因而链传动的运动情况和绕在多边形轮子上的带传动很相似，如动画所示，正多边形的边长即为节距P，边数即为链轮齿数Z。链轮每转一周，链条移动距离为ZP。
设主、从动轮的转速分别为 、 则链的平均速度V                    

链传动平均传动比为：  
式中： 、 为主、从动轮齿数；
　　　　　 、 分别为主从、动轮转速(r/min)；
　　　　　 为链的节距(mm)；
2.3.2链传动的运动不均匀性
　　设主动链轮转动的角速度为 ，链轮节圆半径为 ，则链轮销轴轴心A的圆周速度为：
　　　　　　　　　　 =  。
　　为了便于分析，设链在转动时主动边始终处于水平位置。 可分解为沿链条前进方向和的水平分速度 和上下垂直运动的分速度 ，其值分别为：
　　　　　　　　　　 =  =   
　　　　　　　　　　 = sin =  sin
　　式中： 为A点处圆周速度与水平线的夹角。　　
可知，链条的每一链节在主动链轮上对应中心角为 ( =360°/ )，则 角的变化范围为(- /2 ～ /2)。显然，当 =± /2时，链速最小， =  cos(  /2)；当 =0时，链速最大， =  。所以，主动链轮作等速回转时，链条前进的瞬时速度 周期性的由小变大，又由大变小，每转过一个节距就变化一次。
　　与此同时， 的大小也在周期性的变化，使链节以减速上升，然后以加速下降。
　　设从动轮角速度为 ，圆周速度为 ，
知，　 ＝ ＝  
　　又因 =  ，且 ＝  ，
　　所以瞬时传动比为：  
　　随着 角和γ角的不断变化，链传动的瞬时传动比也是不断变化的。当主动链轮以等角速度回转时，从动链轮的角速度将周期性地变化。只有在 ＝ ，且传动的中心距恰为节距 的整数倍时，传动比才可能在啮合过程中保持不变，恒为1。
　　由上面分析可知，链轮齿数 越少，链条节距 越大，链传动的运动不均匀性越严重。
2.3.3 链传动的动载荷
链传动中产生动载荷的主要原因如下：
1）、链速和从动轮角速度作周期性变化，产生加速度a，从而引起动载荷。加速度a为:　　　　　　
   
当： ：时，加速度达最大值：

　由上式可以看出，当链的质量相同时，链轮的转速越高、节距越大、齿数较少，动载荷就越大。　　　
2）、链条垂直方向的分速度  也作周期性变化，使链产生横向振动。这是产生动载荷的重要原因之一。
3）、在链条链节与链轮轮齿啮合的瞬间，由于具有相对速度，造成啮合冲击和动载荷。
4）、链、链轮的制造、安装误差也会引起动载荷。
5）、由于链条松驰，在启动、制动、反转、载荷突变等情况下，产生惯性冲击，引起较大的动载荷。
2.4  一般链速链传动的设计
链是标准化了的产品，链传动设计主要是确定链节距、排数以及链轮齿数、传动比、中心距、连节数等，具体设计步骤如下：
1)选取链轮齿数 、 和传动比 小齿轮数对传动的平稳性和工作寿命影响很大。在相同节距下，齿数少可减少外廓尺寸，但齿数过少将增加传动的不均匀性和动载荷，并增大链条绕入和退出链轮时链节间的相对转角 ，加速铰链的磨损。但若链轮齿数太多，除传动尺寸和机件质量增大外，还易因磨损节距增长而发生跳齿和掉链现象，缩短链的使用寿命。
2)确定链节距和排数：
链节距的大小反映了链节和链轮轮齿各部分尺寸的大小。在一定条件下，链的节距越大，承载能力越高；但多边形效应增加，传动不平稳、动载荷和噪音越严重，传动尺寸也大。因此，在设计时，在承载能力足够的情况下，尽量选取较小节距的单排链；高速重载时可采取小节距多排链。一般在载荷大、中心距小、传动比大时，选小节距多排链，以使小轮有一定的啮合齿数；当中心距大、传动比小而速度不太高时，从经济性考虑可选大节距单排链。
3)计算链节数 和链轮中心距a
   在传动比 、链轮中心距又过小时，链在小链轮上的包角小，与小链轮同时啮合的链节数也少。同时，因总的链节数减少，当链速一定时，在单位时间内同一链节受到的应力变化次数和屈伸次数增加，使链的寿命降低。但中心距过大时，除结构不紧凑外，还会使链的松边上下颤动，使运动不平稳。
在尺寸不手机器的结构限制时，一般可初定中心距 ，最大可能 ，当有张紧装置或托板时， 可大于 。
4）确定链节数、实际中心距
     链条长度用链的节数LP表示，按带传动求带长的公式可导出：  
                                                   
  

　　　式中　p--链条节距，mm；
　　　　　　 a0--初定中心距，mm，由此算出的链节数，须圆整为整数，最好取为偶数。 运用上式可解得由节数LP求中心距a的公式：
  
　为了便于安装链条和调节张紧程度，一般中心距设计成可以调节的。若中心距不能调节，应将设计的中心距减小2mm～5mm。应当指出，链条张紧的目的，主要是为了避免链条松边垂度过大时啮合不良和链条的振动。　
5）验算链速
　　为了控制传动的动载荷与噪声，需对链速加以限制，一般要求 v≤15m/s。
6）计算对轴的作用力
　　链工作时，紧边和松边拉力不等。紧边拉力F1包括圆周力、由离心力产生的离心拉力及链条下垂所产生的悬垂拉力。松边拉力F2仅包括后两者。当v≤12m/s时，离心拉力值很小，可略去。悬垂拉力的大小与传动布置方式及链工作时允许的垂度有关。链传动由于不象带传动那样需要较大的初拉力，所以悬垂拉力较小。链作用在轴上的压力可近似为
　　　　　
式中　KQ--压轴力系数，一般取1.2～1.3,有冲击、振动时取大值；
　　　　　　　　F--传动中的圆周力，N；
　　　　　　　　P--传递的功率，kW； v--链速，m/s。
7）链轮几何尺寸计算及绘制零件工作图。
2． <0.6m/s低速链传动的设计计算
对于 v<0.6m/s的低速链传动，其主要失效形式是链条静力拉断，故应按静拉强度条件进行计算。根据传动的条件，，然后进行校核，公式为
　　
　　
中 S--静强度安全系数；
　　　　　 Q--链条的极限拉伸载荷，N，根据初选型号查表3－12；
　　　　　 KA--工况系数，见表3－13；
　　　　　 F--传动中的圆周力，N。

第3章  主减速器锥齿轮设计
主减速比i 、驱动桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定。
3.1 主减速比i 的确定
    主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。i 的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比i一起由整车动力计算来确定。可利用在不同i 下的功率平衡田来研究i 对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择i 值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。
对于竞赛车来说，在给定发动机最大功率 及其转速 的情况下，所选择的i 值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速 。这时i 值应按下式来确定：
                         （3-1）
式中 ——车轮的滚动半径，  =0.5m
igh——变速器量高档传动比。igh =1
对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，i 一般选择比上式求得的大10％～25％，即按下式选择：
                       （3-2）
式中i——分动器或加力器的高档传动比
iLB——轮边减速器的传动比。
根据所选定的主减速比i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。
把nn=2000r/n ,  =15                                        km/h , r =0.5m ,  igh=1代入（3-1）
计算出 i =6.33
从动锥齿轮计算转矩Tce
Tc=                                 （3-3）
式中：
Tce—计算转矩，Nm；
Temax—发动机最大转矩；Temax =430 Nm
n—计算驱动桥数，1；
if—变速器传动比，if=7.48；
i0—主减速器传动比，i0=6.33；
η—变速器传动效率，η=0.96；
k—液力变矩器变矩系数，K=1；
Kd—由于猛接离合器而产生的动载系数，Kd=1；
i1—变速器最低挡传动比，i1=1；
代入式（3-3），有：
                 Tce=10190 Nm
主动锥齿轮计算转矩T=1516.4 Nm
3.2 主减速器锥齿轮的主要参数选择
a)主、从动锥齿轮齿数z1和z2
选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素；
为了啮合平稳、噪音小和具有高的疲劳强度，大小齿轮的齿数和不少于30在轿车主减速器中，小齿轮齿数不小于9。
查阅资料，经方案论证，主减速器的传动比为6.33，初定主动齿轮齿数z1=16，从动齿轮齿数z2=20。
b）主、从动锥齿轮齿形参数计算
按照文献[3]中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表3-1。
齿轮端面模m = 3
表3-1主、从动锥齿轮参数
参         数        符         号        主动锥齿轮        从动锥齿轮
分度圆直径        d=mz        48        60
齿顶高        ha=m        3        3
齿根高        hf=1.2m        3.6        3.6
齿顶圆直径         
53        64
齿根圆直径         
42        55
齿顶角        θa        4°50′        4°44′
齿根角        θf=arctan
4°21′        4°15′
分锥角        δ=arctan
39°        51°
顶锥角        δa        43°50′        55°44′
根锥角        δf        34°79′        46°85′
锥距        R=
38        38
分度圆齿厚        S=3.14mz        9        9
齿宽        B=0.155d2        5        7
c）中点螺旋角β
弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角的平均螺旋角一般为35°～40°。货车选用较小的β值以保证较大的εF，使运转平稳，噪音低。取β=35°。
d）法向压力角α
法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数，也可以使齿轮运转平稳，噪音低。对于货车弧齿锥齿轮，α一般选用20°。
e) 螺旋方向
从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可以使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。
3.3 主减速器锥齿轮的材料
   驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。主减速器锥齿轮的材料应满足如下的要求：
a）        具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。
b）        齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。
c）        锻造性能、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。
d）        选择合金材料尽量少用含镍、铬等材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。
汽车主减速器锥齿轮与差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为0.8%～1.2%），具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。因此，这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。
为改善新齿轮的磨合，防止其在余兴初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为0.005～0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高25%的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。

3.4  主减速器锥齿轮的强度计算
3.4.1 单位齿长圆周力
按发动机最大转矩计算时
P=
                     （3-4） 式中：
    ig—变速器传动比，常取一挡传动比，ig=7.48 ；
D1—主动锥齿轮中点分度圆直径mm；D =64mm
其它符号同前；
将各参数代入式（3-4），有：
P=856 N/mm
按照文献[1],P≤[P]=1429 N/mm，锥齿轮的表面耐磨性满足要求。
3.4.2 齿轮弯曲强度
锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为：
  =   
                   （3-4）
式中：
—锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa；
T—齿轮的计算转矩，Nm；
k0—过载系数，一般取1；
ks—尺寸系数，0.682；
km—齿面载荷分配系数，悬臂式结构，km=1.25；
kv—质量系数，取1；
b—所计算的齿轮齿面宽；b=7mm
D—所讨论齿轮大端分度圆直径；D=64mm
Jw—齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取0.03；
对于主动锥齿轮， T=1516.4 Nm；从动锥齿轮，T=10190Nm；
将各参数代入式（3-5），有：
                主动锥齿轮，  =478MPa；
从动锥齿轮，  =466MPa；
按照文献[1], 主从动锥齿轮的 ≤[ ]=700MPa，轮齿弯曲强度满足要求。
3.4.3 轮齿接触强度
   锥齿轮轮齿的齿面接触应力为：
                σj=                       （3-6）
式中：
σj—锥齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa；
D1—主动锥齿轮大端分度圆直径，mm；D1=64mm
b—主、从动锥齿轮齿面宽较小值；b=47mm
kf—齿面品质系数，取1.0；
cp—综合弹性系数，取232N1/2/mm；
ks—尺寸系数，取1.0；
Jj—齿面接触强度的综合系数，取0.01；
Tz—主动锥齿轮计算转矩；Tz=1516.4N.m
k0、km、kv选择同式（3-5）
将各参数代入式 （3-6），有：
                       σj=2722MPa
按照文献[1]，σj≤[σj]=2800MPa，轮齿接触强度满足要求

第4章  传动系零部件的载荷与计算
4．1 半轴的计算
半轴的主要尺寸是它的直径，设计与计算时首先应合理地确定其计算载荷。
半轴的计算应考虑到以下三种可能的载荷工况：
a）纵向力X2最大时(X2＝Z2 )附着系数取0.8，没有侧向力作用；
b）侧向力Y2最大时，其最大值发生于侧滑时，为Z2 中，，侧滑时轮胎与地面侧向附着系数 ，在计算中取1.0，没有纵向力作用；
c）垂向力Z2最大时，这发生在汽车以可能的高速通过不平路面时，其值为(Z2-gw)kd，kd是动载荷系数，这时没有纵向力和侧向力的作用。
由于车轮承受的纵向力、侧向力值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即:
故纵向力X2最大时不会有侧向力作用，而侧向力Y2最大时也不会有纵向力作用。
4．2半浮式半轴的设计计算
本课题采用半浮式半轴，其详细的计算校核如下：
a)半浮式半轴计算载荷的确定
半浮式半轴承受转矩，其计算转矩按下式进行：
T=ξTemaxig1i0                                （5-1）
式中：ξ——差速器的转矩分配系数，对圆锥行星齿轮差速器可取 ＝0.6；
      ig1——变速器1挡传动比；
      i0——主减速比。
已知：Temax＝430Nm；ig1＝7.48； i0＝6.33 ； =0.6
计算结果：
       T=0.6×230×7.48×6.33
        =6534N.m
在设计时，半浮式半轴杆部直径的初步选取可按下式进行：
                        （5-2）
式中d——半轴杆部直径，mm；
    T——半轴的计算转矩，Nrn；
[ ]——半轴扭转许用应力，MPa。
根据上式带入T＝12215 Nm，得：
19.50mm≤d≤20.85mm
取：d=20mm
给定一个安全系数 k=1.5
d=k×d
=1.5×20
=30mm
半浮式半轴支承转矩，其计算转矩为：
                      （5-3）
三种半轴的扭转应力由下式计算：
                          （5-4）
式中 ——半轴的扭转应力，MPa；
T—一半轴的计算转矩，T=12215Nm；
d——半轴杆部直径，d=30mm。
   将数据带入式（5-3）、（5-4）得：
=528MPa
半轴花键的剪切应力为
                 （5-5）
半轴花键的挤压应力为
            （5-6）
式中T——半轴承受的最大转矩，T=6234Nm；
DB——半轴花键(轴)外径，DB=54mm；
dA——相配的花键孔内径，dA=50mm；
z——花键齿数；
Lp——花键工作长度，Lp=70mm；
B——花键齿宽，B=9mm；
——载荷分布的不均匀系数，取0.75。
   将数据带入式（5-5）、（5-6）得：
=68Mpa
=169MPa
半轴的最大扭转角为
                                                      （5-7）
式中T——半轴承受的最大转矩，T=6234Nm；
l——半轴长度，l=700mm；
G——材料的剪切弹性模量，MPa；
J——半轴横截面的极惯性矩， mm4。
将数据带入式（5-7）得：
  = 8°       
  半轴计算时的许用应力与所选用的材料、加工方法、热处理工艺及汽车的使用条件有关。当采用40Cr，40MnB，40MnVB，40CrMnMo，40号及45号钢等作为半轴的材料时，其扭转屈服极限达到784MPa左右。在保证安全系数在1.3～1.6范围时，半轴扭转许用应力可取为[ ＝490～588MPa。
对于竞速赛车，应该取较大的安全系数，这时许用应力应取小值。当传递最大转矩时，半轴花键的剪切应力不应超过71.05MPa；挤压应力不应该超过196MPa，半轴单位长度的最大转角不应大于8°/m。  
4.3 半轴的结构设计及材料与热处理
为了使半轴的花键内径不小于其杆部直径，常常将加工花键的端部做得粗些，并适当地减小花键槽的深度，因此花键齿数必须相应地增加。半轴的破坏形式多为扭转疲劳破坏，因此在结构设计上应尽量增大各过渡部分的圆角半径以减小应力集中。重型车半轴的杆部较粗，外端突缘也很大，当无较大锻造设备时可采用两端均为花键联接的结构，且取相同花键参数以简化工艺。在现代汽车半轴上，渐开线花键用得较广，但也有采用矩形或梯形花键的。
半轴多采用含铬的中碳合金钢制造，如40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA，35CrMnSi，35CrMnTi等。40MnB是我国研制出的新钢种，作为半轴材料效果很好。半轴的热处理过去都采用调质处理的方法，调质后要求杆部硬度为HB388—444(突缘部分可降至HB248)。近年来采用高频、中频感应淬火的日益增多。这种处理方法使半轴表面淬硬达HRC52～63，硬化层深约为其半径的1／3，芯部硬度可定为HRC30—35；不淬火区(突缘等)的硬度可定在HB248～277范围内。由于硬化层本身的强度较高，加之在半轴表面形成大的残余压应力，以及采用喷丸处理、滚压半轴突缘根部过渡圆角等工艺，使半轴的静强度和疲劳强度大为提高，尤其是疲劳强度提高得十分显著。由于这些先进工艺的采用，不用合金钢而采用中碳(40号、45号)钢的半轴也日益增多。











结论
通过本次的毕业设计，我对自己所学的有关专业知识有了更深和更广泛的了解和掌握，并且对于运用自己所学的专业知识来进行初步的设计和计算工作有了初步的尝试和实践，这为我以后参加工作从事专业方面的设计工作打下了坚实的基础和铺垫。在有关我这次进行的方程式竞速赛车设计及制造中，我得到了很多宝贵的经验和收获。下面就谈一下我在其中所获得的结论和感悟：
首先，对于车身总布置设计应有很深入的了解，车身总布置设计是车身概念设计的重要内容。由于车身总布置设计是否合理，将直接影响着赛车的使用性能，因此在设计之前应进行整车的总布置设计，整车总布置提供了汽车的长、宽、高、轴距、轮距等的尺寸、轴荷分布范围以及水箱、动力总成、前后桥、传动轴与车轮等的轮廓尺寸和位置。据次此再进行车身的总布置设计，包括初步确定前、后悬的长度，地板平面高度、座椅布置、内部空间控制尺寸、方向盘位置角度与操纵机构和踏板的相互位置等，然后绘制车身总布置图。
其次，在传动系的总设计中，确定了发动几的大小，发动机的大小直接影响到赛
车的动力性、加速性等。发动机选用排量为150cc单缸、四冲程、化油器、风冷、汽油机，内有5档手动顺序式变速器。为了提高传动效率，本车才用了链条传动。在差速器及主减速器选取及设计中采用行星齿轮单级主减速器。对齿轮进行强度计算、材料分析。在悬架的设计制造中，前悬架采用双横臂式独立悬架，上下不等长设计。后悬架采用整体桥式非独立悬架，于发动机、主减速器、差速器半轴等为一体 ，便于布置方便安装。转向器采用齿轮齿条式转向机，中间输入两端输出形式。此种转向器的传动效率高，体积小，布置空间小且便于安装，适用于需求转向力较小的车型。动系统采用双盘式制动器，为单活塞制动卡钳。因为本车设计方向为娱乐竞速赛车，从车身重量所需制动力及美观考虑所以采用盘式制动器。此种制动器的制动效能稳定、尺寸和质量较小等多方面优点。
最后，是在动力性计算中，由于旋转质量换算系数的缺失，故无法进行有关加速时间的计算。希望这些能在以后的研究中加以完善。
                           












致谢
本论文从选题到成文都得到了导师郭新华老师的指导。在郭老师的多次审校和修改的基础上完成的，在创作过程中郭老师给我提供了很多宝贵建议，为我的制作、图纸及论文的完成付出了大量的心血，在此表示衷心的感谢！同时要感谢在大学四年里给我教授专业知识的各位汽车工程系的老师们，是他们不辞辛劳的教育了我，我才能很好的完成我在大学四年里的学业。另外，得到了同学们的热情帮助，在此一并表示真诚的感谢! 由于时间紧，且水平有限，文章难免存在不少问题和缺点，欢迎各位专家学者批评指正。
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