车辆工程毕业设计24汽车设计课程货车总体设计及各总成选型设计

汽车 方向专业 设计说明书 指导老师： 张军 组长：周 宝方 组员：王志、周朋、王彩 军 、梁 永 辉 汽车 课程设计内容 一、题目 : 货车总体设计及各总成选型设计 二、要求 : 分别为给定基本设计参数的汽车，进行总体设计，计算并匹配合适功率的发动机，轴荷分配和轴数，选择并匹配各总成部件的结构型式，计算确定各总成部件的主要参数；详细计算指定总成的设计参数，绘出指定总成的装配图 。 其余参数如下： 额定装载质量（ Kg） 最大总质量（ kg） 最大车速(Km h-1) 比功率 (KW t-1) 比转 矩 (N m t-1) 班号 500 1120 80 16 30 1 1020 100 22 37 2 950 135 28 44 3 750 1680 80 16 30 4 1540 100 22 37 5 1430 135 28 44 2 1000 2250 80 15 38 1 2100 100 20 41 2 2000 130 25 44 3 1500 3370 80 15 38 4 3160 100 20 41 5 3000 125 25 44 1 2000 4500 80 15 38 2 4220 100 20 41 3 4000 125 25 44 4 3000 6750 75 10 33 5 6330 100 15 40 1 6000 120 20 47 2 4000 7330 75 10 33 3 7140 100 15 40 4 6960 120 20 47 5 5000 9160 75 10 33 1 8930 100 15 40 2 8700 120 20 47 3 6000 11000 75 10 33 4 10720 100 15 40 5 10440 120 20 47 2 分组：每种车型由四名同学完成 三、设计计算要求 1.根据已知数据，确定轴数、驱动形式、布置形式。注意国家道路交通法规规定和汽车设计规范。 2.确定汽车主要参数： 1）主要尺寸，可从参考资料中获取； 2）进行汽车轴荷分配； 3）百公里燃油消耗量； 4）最小转弯直径 5）通过性几何参数 6）制动性参数 3.选定发动机功率、转速、扭矩。可以参考已有的车型。 4.离合器的结构型式选择、主要参数计算 5.确定传动系最小传动比，即主减速器传动比。 6.确定传动系最大传动比，从而计算出 变速器最大传动比。 7.机械式变速器型式选择、主要参数计算，设置合理的档位数，计算出各档的速比。 8.驱动桥结构型式，根据主减速器的速比，确定采用单级或双级主减速器。 9.悬架导向机构结构型式 10.转向器结构形式、主要参数计算 11.前后轴制动器型式选择、制动管路分路系统型式、主要参数计算 四、完成内容 : 1总成总装配图 1 张（零号图）总成依次为变速箱、驱动桥、转向系、制动系 。 2 变速箱、驱动桥、转向系、制动系 四个部件装配图各 1 张 (1 号图 )。 3设计计算说明书 1 份 五、参考文献 1机械设计手册（第三 版） 2汽车工程手册 人民交通 出版社 3 汽车构造 人民交通出版社 4王望予 汽车设计 机械工业出版社 5汽车理论 机械工业出版社 目 录 第一章 汽车总体设计 . 5 确定汽车主要参数 . 5 第二章 机械式变速器形式选择 . 7 一固定轴式变速器 中间轴式变速器 换档方案为 . 7 二 .齿轮形式为斜齿圆柱齿轮 . 7 三 .传动比范围： . 7 四 .中心距 A 的确定 . 7 第三章 驱动桥设计 . 12 一、主减速器的齿轮类型 . 12 二、主减速器主，从动锥齿轮的支承形式 . 12 三、主减速器计算载荷的确定 . 12 四、 主减速器基本参数的选择 . 13 五、差速器设计 . 14 六、差速器齿轮的强度计算 . 15 第四章 货车转向系的设计 . 18 1、条件： . 18 2、选择方案 . 18 3、转向梯形 . 19 4、轴承选择 . 19 第五章 鼓式制动器 . 20 1. 制动距离 . 20 2.制动力分配系数 . 20 3前后轴制动器总制动力 . 20 4驻车所需制动力 . 20 5应急所需制动力 . 21 6制动鼓（采用整体铸造成） . 21 7 鼓式制动器的参数设计。 . 21 8 初定制动器几何参数 . 22 第一章 汽车总体设计 轴数为二轴，驱动形式为 4X2 布置形式发动机前置，平头货车 确定汽车主要参数 1、 外廓尺寸货车总长为 5900mm，汽车宽度为 1800mm，汽车高度为 2000 2、 轴距 L 为 3500mm，轮距 B 为 1180mm 3、 前悬 Lf 为 1000，后悬 LR 为 2400 4、 货车车长度取 1500mm 5、 车厢尺寸取 4200mm 二 轴荷分配前轴取 35% 后轴取 70% 三 百公里燃油消耗量取 3L（ 100t.Km） 四 最小转弯直径 Dmin=15m 五 通过性几何参数 hmin=200、 r1=50、 1=4.0 六 动性参数行车制动初 速度为 30/（ Km*h）制动距离满载为 10m 空载为 9m 试车道宽3m 踏板力满载 700N 空载为 450N 应急制动制动初速度为 30Km*h 制动距离 20m 操纵力手为 600N、脚 700N 七 发动机功率 75PS/3800 4000r/min 最大扭矩为 17.5Kgf.m/2000 2500r/min 八 离合器为干式盘形摩擦离合器选单片，圆周布置、圆柱螺旋弹簧，推式 主要参数 1、 后备系数 =1.35 2、 单位压力 Po=0.25Mpa 3、 摩擦片外径 D=66.9mm 4、 内径 d=35.45mm 厚度取 3.2mm 5、 摩擦因数 f=0.25、摩擦面数 2 6、 离合器间隙 t=3mm 九 传动系最小传动比为 0.7 最大传动比为 6.9 货车驾驶员操作位置尺寸 1、 R 点至车顶棚高 950mm 2、 R 点至地板距离为 1370mm 3、 R 点至驾驶员踵点的水平距离为 700mm 4、 背角 为 20 5、 臀角为 100 6、 足角为 90 7、 坐垫深度 440mm 8、 座椅前后最小调整范围 140mm 9、 座椅上下最小调整范围 70mm 10、靠背高度 520mm 11、 R点至离合器和制动踏板中心在座椅纵向中心面上的距离为 800mm 13、离合器制动踏板的行程 200mm 14、转向盘下缘至坐垫上表面的距离 160mm 15、转向盘后缘至靠背的距离 350mm 16、转向盘下缘至离合器和制动踏板中心在转向柱纵向中心面上的距离为 600 17、 R 点至前圆的水平距离为 950mm 18、 R 点至仪表盘的水平距离为 500mm 19、双人座驾驶室内部宽度为 1250mm 20、座椅中心面至前门后支柱内侧的距离为 360mm 21、座椅宽度 450mm 22、转向盘外缘至侧面障碍物的距离为 100mm 23、车门打开时下部通道宽度为 250mm 24、离合器踏板中心线至制动踏板纵向中心面的距离 110mm 25、离 合器踏板纵向中心至通过加速踏板中心的纵向中心面的距离 100mm 26、加速踏板纵向中心面至最近障碍物的距离 60mm 27、离合器踏板中心面至转向柱纵向中心面的距离 100mm 28、转向盘中心对座椅总心的偏移量 40mm 29、制动踏板纵向中心面至转向柱纵向中心面的距离 100mm 30、转向盘平面与汽车对称面间的夹角 90 31、变速杆手柄在所有工作位置时，应位于转向盘下面和驾驶员座椅右面 第二章 机械式变速器形式选择 一固定轴式变速器 中间轴式变速器 换档方案为 二 .齿轮形式为斜齿圆柱齿轮 三 .传动比范围 ： 最高档直接档传动比为 1.0，最低档传动比为 6.09 四 .中心距 A的确定 A=KAgniTe 1max3=8.6* %96*09.6*8.9*5.173 =86mm 五 .外形尺寸 ：轴向尺寸为 3.4A=3.4*86=292.4 六 .齿轮参数 ： 1.模数 m 为 3.5 同步器上啮合齿模数为 2.5 2.压力角 选取为 20。 啮合套和同步器选取为 30。 的压力角 3.螺旋角 选取 25。 齿宽 b 为 b=KCmn=7.5*3.5=26.25 4.齿顶高系数为 1.00 七 .各档齿轮齿数的分配 1.个档传动比 一档 6.09 二档 3.09 三档 1.71 四档 1.00 倒档 4.95 2.一档齿轮的齿数 一档传动比 i1 =8172zzzzzh=z7-z8=32 3.对中心距进行修正 A=2 )( 87 zzm =249*5.3=85.75mm 4.确定常啮合传动齿轮的齿数 12zz=i178zzz1 =11 A=cos2)( 12 zzmn z2 =36 核算8172zzzz=17*11 32*36=6.1 5.确定其他个档的齿数 二档为直齿，模数与一档齿轮相同 i2 =6152zzzzz5=24 A=2 )( 43 zzm z6=25 三档为直齿，模数与一档齿轮相同 i3=4132zzzzz3=17 A=2 )( 43 zzm z4 =32 6.确定倒档齿轮齿数 ：初选 z10为 23 A =21m(z8+z10) A =70mm 28eD+0.5+29eD=A D9e=2A -D8e-1 D8e=m(z8+2)=3.5*19=66.5 D9e=74.5mm 八 .齿轮参数 ： 齿轮 分度圆直径 dcos1mz=42.778mm 齿顶圆直径 da=d+2ha=49.788mm 齿根圆直径 df=d-2hf=34.028mm 齿宽 b1 =22.75mm 齿轮 分度圆直径 d2 = cosnm=140mm 齿顶圆直径 d2a=d+2ha=147mm 齿根圆直径 d2f=d-2hf=131.25mm 齿宽 b2 =21mm 齿轮 分度圆直径 d3=mz359.5mm 齿顶圆直径 da3=m(z3+2)=66.5mm 齿根圆直径 df3=m(z3-2.5)=50.75mm 齿宽 b3=21mm 齿轮 分度圆直径 d4 =mz4 =112mm 齿顶圆直径 da4 =m(z4 +2)=119mm 齿根圆直径 df4 =m(z4 -2.5)=103.25mm 齿轮 分度圆直径 d5=mz5=84mm 齿顶圆直径 da5=m(z5+2)=91mm 齿根圆直径 df5=m(z5-2.5)=75.25mm 齿轮 分度圆直径 d6=mz6=87.5mm 齿顶圆直径 da6=m(z6+2)=94.5mm 齿根圆直径 df6=m(z6-2.5)=78.5mm 齿轮 分度圆直径 d7=mz7=112mm 齿顶圆直径 da7=m(z7+2)=119mm 齿根圆直径 df7=m(z7-2.5)=103.25mm 齿轮 分度圆直径 d8=mz8=59.5mm 齿顶圆直径 da8=m(z8+2)=66.5mm 齿根圆直径 df8=50.75mm 齿轮 分度圆直径 d9=74.5mm 齿顶圆直径 da9=67.5mm 齿根圆直径 df9=58.75mm 九 .初选轴的直径： 对第一轴及中间轴 ld 0.160.18，第二轴 ld =0.180.21。第一轴花键部分直径初选 d=K3 maxTe =25mm。 初选中间轴 L=147mm 第二轴 L=125 mm 初选轴承的代号为 922205 尺寸为 d*D*b=25*50*15 fc=EIL baF 3 *221 =0.0541 fs =EIL baF 3 *222 =0.10003 =EIL ababF 3 )(1 =0.00046rad 轴的强度计算：应力 =WM=332dM M= 222nsc TMM =70350n.mm =332dM =45.88MPae 当量动载荷 Pr=fp(Xr+Ya) fp=1.2 X=0.56 取 Y=1.5 Pr=1.2*(0.5*5500+1.5*2700)=8650N Cr=Pr 61060 hnL =61600nN 按照样本手册选择代号为 92205 轴承 额定静载荷 Cor=49400 CorA=4940027000.005 Y=1.714+028.056.0 )055.055.0(*)71.199.1( =1.7 径向当量动载荷 Pr=1.2*(0.56*5500+1.72*2700)=9270N 轴承寿命 Ln=n1667(pc) =4048h Lh=4048L h=5000h 低于额定计算寿 第三章 驱动桥设计 一、 主减速器的齿轮类型 设计采用 单级减速驱动桥，再配以铸造整体式桥壳。 二、 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式 图 2-3 主动锥齿轮悬臂式支承 图 2-4 主动锥齿轮跨置式 图 2-5 从动锥齿轮支撑形式 三、 主减速器计算载荷的确定 1. 按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩 Tce 从动锥齿轮计算转矩 Tce Tce= d e m a x 1 f 0k T k i i i n（ 2-1） 式中： 代入式（ 2-1），有： Tce=14700.7 mN 主动锥齿轮计算转矩 T=2322.39 Nm 2. 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 csT mmr irGT cs /2mN （ 2-2） 式中 2G 汽车满载时一个驱 动桥给水平地面的最大负荷，后桥所承载69300N的负荷 ; 轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取 =0.85；对于越野汽车取 1.0；对于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取1.25; r 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为 GB516-82 9.0 20，则车论的滚动半径为 0.456m； m，mi 分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比， LB 取 0.9，由于没有轮边减速器 LBi 取 1.0 所以 LBLBrcs irGT /2 =0.19.0 456.085.069300 =29845.2 mN 3. 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 cfT 对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定： mN )( PHRmmrTacf fffnirGGT（ 2-3） 所以 )(PHRmmrTacf fffni rGGT = 08.00 1 8.019.00.1 4 5 6.09 2 9 0 0 =38502.7 mN 四、 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。 根据以上要求，这里取 1z =6 2z =38，能够满足条件： 1z +2z =44 40 2. 从动锥齿轮 大端分度 圆 直 径 2D 和端面模 数tm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 32 2 cD TKD （ 2-4） 2DK 直 径 系 数 ，一般取 13.0 15.3； Tc 从动锥齿轮 的 计 算 转矩 ， mN ， 为 Tce和 Tcs中的 较 小者。 所以 2D =（ 13.0 15.3） 3 14700.7 =（ 318.5 374.8） mm 初 选 2D =340mm 则tm= 2D /2z =350/38=8.95mm 参考 机械 设计 手 册 选 取 tm9mm ， 则 2D =342mm 根据tm= 3 cm TK 来 校核 sm =10mm 选 取的是否合适，其中 mK =（ 0.3 0.4） 此 处 ，tm=（ 0.3 0.4） 3 7.14700 =（ 7.35 9.80），因此 满 足校核条件。 五、差速器设计 1 差速器齿轮的基本参数的选择 1.行星 齿轮数 目的 选择 载货 汽 车 采用 4个 行星 齿轮。 2.行星 齿轮 球面半 径 BR 的确定 球面半 径 BR 可按如下的 经验 公式确定： 3 TKR BB mm (3-3) 式中： BK 行星 齿轮 球面半 径 系 数 ，可取 2.52 2.99， 对 于有 4 个 行星 齿轮 的 载货 汽 车 取小值 2.6； T 计 算 转矩 ，取 Tce和 Tcs的 较 小值， 14700.7 mN . 根据上式 BR = 32 .6 1 4 7 0 0 .763.7mm 所以 预选 其 节锥 距 A0 =63.7mm 3.行星 齿轮 与半 轴齿轮 的 选择 为 了 获 得 较 大的模 数从 而使 齿轮 有 较 高的 强 度， 应 使行星 齿轮 的 齿数尽 量少。但一般不少于 10。半 轴齿轮 的 齿数 采用 14 25，大多 数 汽 车 的半 轴齿轮 与行星 齿轮 的 齿数 比 1z /2z 在 1.5 2.0的范 围内 。 In zz RL 224.差速器 圆锥齿轮 模 数 及半 轴齿轮节圆 直 径 的初步确定 首先初步求出行星 齿轮 与半 轴齿轮 的 节锥 角 1 ， 2 211 arctan zz=1810arctan=29.05 1 =90 - 2 =60.95 再按下式初步求 出圆锥齿轮的大端端面模数 m m=110 sin2 zA = 220 sin2 zA = 2 6 3 . 7 s i n 2 9 . 0 5 6 . 1 8 610 由于 强 度的要求在此取 m=8mm 得11 8 1 0 8 0d m z m m 22 8 1 8 1 2 4d m z m m 5.压力 角 六、 差速器齿轮的强度计算 3222 10smwvnT k kk m b d J MPa 所以，差速器 齿轮满 足 弯 曲 强 度要求。材料为 20CrMnTi、 20CrMoTi、 22CrMnMo 和20CrMo。 七、驱动半轴的设计 1 全浮式半轴计算载荷的确定 全浮式半 轴 只承受 转矩 ，其 计 算 转矩 可有附着力矩22L r R rT X r X r 求得，其中 LX2 ， RX2 的 计 算，可根据以下方法 计 算，并取 两 者中的 较 小者。 若按最大附 着 力 计 算，即 2 222 GmXX RL 根据上式22 1 . 3 6 9 3 0 0 0 . 82LRXX =36036 N ， 22L R R rT X r X r 16432.42Nm 若按 发动 机最大 转矩计 算，即 reRL riTXX /m a x22 根据上式22 0 . 6 3 5 3 9 . 0 1 6 . 3 3 0 . 90 . 4 5 6LRXX =23841.4 N 在此 RL XX 22 23841.4 N T =10871.7 N m 2、 全浮式半轴的杆部直径的初选 全浮式半 轴 杆部直 径 的初 选 可按下式 进 行 333 10 ( 2 . 0 5 2 . 1 8 )0 . 1 9 6TdT （ 4-3） T 取小值为 10871.7Nm ，根据上式 32 . 0 5 2 . 1 8 1 0 8 7 1 . 7d =（ 45.41 48.29）mm 根据 强 度要求在此 d 取 48 mm。 3、 全浮式半轴的强度计算 首先是 验 算其扭 转应 力 ： 316TdMPa （ 4-4） 根据上式 310871.73.14 0.4816 500.9 MPa =(490 588) MPa 所以 满 足 强 度要求。 半轴的扭转角为 180pTlGI 式中， 为扭转角； l 为半轴长度，取 1 8 0 0 / 2 9 0 0l m m； G为材料剪切弹性模量，；pI为半轴截面极惯性矩， 44/ 3 2 5 2 0 8 8 8 . 3 2 pI d m m。 转角宜为每米长度 6 15 。计算较核得 10.24，满足条件范围。 4 半轴花键的强度计算 在计 算半 轴在 承受最大 转矩时还应该 校核其花 键 的剪切 应 力和 挤压应 力。 半轴花键的剪切应力为 310( ) / 4b p B ATz L b j D d （ 4-6） 半轴花键的挤压应力为 2/)(4/)(10 3ABABpc dDdDLzT（ 4-7） 式中 T 半轴承受的最大 转矩， T=10871.7 Nm； DB 半轴花键 (轴 )外径， DB=52mm； dA 相配的花键孔内径， dA=48mm； z 花键齿数，在此取 20； Lp 花键工作长度， Lp=70mm； b 花键齿宽， b=3.77 mm； 载荷分布的不均匀系数，取 0.75。 将数据带入式（ 5-5）、（ 5-6）得： b=62.9 MPa c=142.6 MPa 根据要求当传递的转矩最大时，半轴花键的切应力 s不应超过 71.05 MPa，挤压应力c不应超过 196 MPa，以上计算均满足要求。 第四章 货车转向系的设计 1、 条件 ： 满载总质量： 3000kg 额定总质量： 1500kg 最大车速 ： 125km/h 比功率 ： 25Kw/t 比转矩 ： 44nm/t 2、 选 择方案 根据已知条件，现采用循环球 齿条齿扇式转向器，转向梯形采用整体式，转向传动采用联轴套管机构式，此机构采用如汽车设计中图 7-11 所示方案。 1. 已知额定总质量为 1500kg 由表 7-2 得：齿扇模数选取为 4.0 由表 7-1 的：摇臂直径： 30mm、钢球中心距： 25mm、螺杆外径： 25mm、钢球直径： 6.350mm、螺距： 9.525mm、工作圈数： 1.5、环流行数： 2、螺母长度： 46mm、齿扇齿数： 3、齿扇整圆齿数： 12、齿扇压力角 22 30、切削角 6 30、齿扇宽： 25mm 每环钢球数量： n=cosd D=dD=18.54 考虑到工作间隙。取 n=19 导管内径 d1=d+e=6.350+0.5=6.850mm 取 e=0.5,（导管 n 内径与 d 之间的间隙） 2.强度计算 .钢球与滚道之间的接触应力 = 3222223rRrREF =1792MPa =2500MPa K 取决于 A/B,表 7-3 A= 211 2Rr B= 211 2Rr 即：合理。 齿的弯曲应力 =2sBFh =426.41MPa h=10.125mm B=30mm S=7.065mm 即：合理； 螺杆，螺母采用表面渗碳，渗碳深度为 0.91.35mm 表面渗碳度为 5863HRL 转向摇臂轴直径 d mmTKMd R 2042.182.030 摇臂采用表面渗碳，渗碳深度为 0.91.35mm 表面渗碳度为 5863HRL 3、转向梯形 根据已知条件，转向梯形采取整体式结构。 1球头销 接触应力： MP aAFj 2.28 25j 30MPa 即：合理 2转向拉杆 稳定性系数选取 2，拉杆用 30 钢无缝钢管制成 3转向摇臂 强度验算：222222 4neFdF 4、轴承选择 选取： 32928 型号 D=45、 T=12、 L=9、 B=12（ mm） 第五章 鼓式制动器 1. 制动距离 S=6.31(t1+22t)V1+max2192.25 jV (m) jmax= maFf max (m/s2) t1: 机构滞后时间 (s) t2: 制动力增长时间 (s) v1: 制动初速度 Jmax: 最大稳定制动减速度 ma: 3 t Ffmax: 最大可能的地面制动 2.制动力分配系数 满载同步附着系数 0 0=hgbL 汽车轴距（ m） L=2255mm b： 满载时汽车质心至右轴中心线的距离（ m） 877mm hg: 满载时质心高 度（ m） 520mm 3 前后轴制动器总制动力 Ff=F =F 1+F 2 (N) F 1= F Lgma (b+ hg) (N) F 2=(1- )F Lagma(a- hg) (N) F : 前后轴制动器总制动力（ N） F 1 、 F 2:分别为前、后轴制动器制动力（ N） : 制动力分配系数 0.62 g： 重力加速度 g=9.81m/s 路面附着系数 0.806 L：汽车轴距（ m） L=2255mm a、 b：分别为汽车质心至前、后轴中心的距离（ m） a=1385mm,b=877mm hg: 汽车质心高度（ m） hg=520mm 4驻车所需制动力 F =magsin 必要时应验算路面附着条件： s inc o ss inLhgLaa ma: 汽车最大总质量（ kg） m=3000