引言

在機動車行駛過程中，其傳動系統(tǒng)零部件承受的載荷的大小和性質(zhì)受諸多因素的影響，例如車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，以及發(fā)動機的工作工況等等。傳動系的零件與發(fā)動機的旋轉(zhuǎn)部分、車輪以及整車構(gòu)成一個多質(zhì)量振動系統(tǒng)，這個系統(tǒng)在特定條件下會產(chǎn)生共振，從而降低傳動系的壽命。上述因素均使傳動系零部件承受動載荷；而當(dāng)發(fā)動機處于靜止?fàn)顟B(tài)時，傳動系零部件則承受靜載荷。

1傳動系的扭轉(zhuǎn)振動

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，并引起附加振動，提高噪聲水平。在機動車行駛過程中要想消除共振，可以采用選擇傳動系的質(zhì)量和扭轉(zhuǎn)剛度匹配的方法，或加裝扭轉(zhuǎn)減振器以減小扭振的振幅。

傳動系的前端與發(fā)動機相連，末端與驅(qū)動輪相接并通過彈性輪胎與整車的平移質(zhì)量聯(lián)系起來。圖1所示是機動車傳動系的真實系統(tǒng)和當(dāng)量系統(tǒng)簡圖，圖中的上半部分為傳動系的真實系統(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1的下半部分所示為傳動系的當(dāng)量系統(tǒng)，事實上，它也是用簡圖表示的傳動系無阻尼自由扭振的力學(xué)模型。

圖1  機動車傳動系的真實系統(tǒng)和當(dāng)量系統(tǒng)簡圖

當(dāng)發(fā)動機轉(zhuǎn)矩主諧量的頻率與傳動系的固有頻率一致時,傳動系將會發(fā)生扭轉(zhuǎn)共振。引起傳動系扭轉(zhuǎn)共振的發(fā)動機轉(zhuǎn)速ne(r/min)為：

式中，飽是傳動系固有頻率，單位為rad/s;k是發(fā)動機轉(zhuǎn)矩主諧量的階數(shù)。

由于最低階的主諧量是引起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)矩主諧量的階數(shù)

可取最低主階數(shù)，最低主階數(shù)由下式確定：

系統(tǒng)中丄、Jp的彈性軸的扭轉(zhuǎn)角；

式中,M是發(fā)動機氣缸數(shù)；s為發(fā)動機沖程數(shù)，四沖程的取4,二沖程的取2。

由上面的發(fā)動機轉(zhuǎn)速公式亦可換算得到傳動系發(fā)生扭轉(zhuǎn)共振時的車速va(km/h)為:

式中，4為車輪滾動半徑，單位為m；is是變速器的傳動比；是主減速比。

在傳動系設(shè)計時，由上式?jīng)Q定的共振車速應(yīng)遠(yuǎn)離機動車常用的車速范圍。

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)重影響傳動系及其零部件使用壽命。在共振狀態(tài)下，傳動系中甚至?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)和性能參數(shù)在很大程度上是由最大動載荷所決定的。

在車輛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，傳動系可簡化為圖2所示的當(dāng)量系統(tǒng)。

圖2  傳動系在最大動載荷工況下的當(dāng)量系統(tǒng)

在緊急制動又不分離離合器的情況下，傳動系的最大扭轉(zhuǎn)載荷為：

式中，Cd 為當(dāng)量扭轉(zhuǎn)剛度，1/Cd = 1/C1 + 1/C2 +1/C3, C1、C2、C3 參見圖 1。

系統(tǒng)中 J1、Jp 的彈性軸的扭轉(zhuǎn)角 ；

3傳動系的靜強度計算

3.1按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩T：max

取發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩作為傳動系的第一種計算載荷為:

式中，Tj為傳動系軸上的計算轉(zhuǎn)矩，單位為N-m；為傳動系在所計算零件之前的總傳動比；T為傳動系在所計算零件之前的傳動效率。上式可用于半軸之前的傳動系零件。其半軸的計算轉(zhuǎn)矩為：

式中，S為差速器的轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)，對于圓錐行星齒輪差速器,可取己=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?=2.0?3.0。

3.2按驅(qū)動車輪與路面的最大附著力矩T，max

取驅(qū)動車輪與路面的最大附著力矩T,max作為傳動系的第二種計算載荷：

式中，G2為驅(qū)動橋給水平路面的最大負(fù)荷，單位為N；max為輪胎與路面的最大附著系數(shù)，通常取Pmax=0.8；為輪胎的滾動半徑，單位為m；為傳動系在所計算零件之前的總傳動比；T為傳動系在所計算零件之前的傳動效率。

計算半軸時應(yīng)引進(jìn)差速器的轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)S，即半軸的計算轉(zhuǎn)矩為：

按這種工況計算時，安全系數(shù)通常取”=2.0?3.0。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)動車輪附著力的機動車。

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第三種計算載荷。這時計算轉(zhuǎn)矩為：

式中，^d為動載荷系數(shù)，為變速器第一軸上產(chǎn)生的最大轉(zhuǎn)矩與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩之比，一般通過對樣車的試驗求得。取值范圍為：轎車kd=1.5?2.0,貨車kd=2.0?2.5,越野汽車kd=2.5?3.0。安全系數(shù)可取n=1.25?1.5。

4 結(jié) 語

本文的機動車傳動系統(tǒng)零部件載荷計算方法適用于所有的機動車輛。整個傳動系統(tǒng)設(shè)計是一個很復(fù)雜的過程，要考慮的因素很多，需根據(jù)約束條件把所有參數(shù)代入程序，不斷進(jìn)行計算、調(diào)整和試驗驗證，并與整車系統(tǒng)進(jìn)行匹配，方可得到一個合理的傳動系統(tǒng)設(shè)計方案。

20211023_61742716f1e62__機動車傳動系統(tǒng)零部件載荷的設(shè)計計算探討