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3吨柴油动力货车全套设计带CAD图纸,柴油,动力,货车,全套,设计,CAD,图纸
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车辆与动力工程学院毕业设计说明书第一章 前 言随着中国经济的发展，我国的汽车工业在经过多年发展以后迎来了一个快速发展的时机。但是，随着国际石油资源的紧缺和价格的不断攀升，以及汽车新消费税政策的持续影响，低油耗、排量适中、价格合理、成为消费者的首选，经济型汽车以其良好的燃油经济性而快速发展起来。由于柴油较汽油价格低，且柴油明显比汽油省油，再加上柴油发动机的技术不断成熟，逐渐改善工作粗暴，噪声大等缺点，所以很多汽车厂家纷纷推出新版载货汽车。驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩,并将动力合理地分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥等组成。做为经济型轿车上的一个重要部件，在设计时不仅仅要求安全性能，还要求有很好的经济性。因此选用了单级主减速器，并选用下偏置准双曲面齿轮啮合，更好的降低离地间隙。采用对称式圆锥行星齿轮差速器，在满足需求的基础上节约了制造成本。后桥壳盖为冷轧钢板08Al冲压而成。驱动桥桥壳有三中结构类型：可分式桥壳、整体式桥壳和组合式桥壳。采用组合式桥壳可以使尺寸更紧凑。所设计的主减速比为4.95，可以保证该车具有良好的动力性和燃料经济性。采用了准双曲面齿轮，使得其传动工作平稳，噪声小，并且在各种转速和载荷下具有高的传动效率。该车类型采用驱，后驱动桥采用非断开式驱动桥，其主减速器装在车架上，从而主减速器，差速器全部传动轴质量都转化为悬挂质量。左右车轮采用非独立悬架，可适当减少车身振动，倾斜，提高行使稳定性以及乘坐舒适性。第二章 驱动桥结构方案分析2.1驱动桥概述驱动桥位于传动系统的末端，在一般的汽车驱动桥总体构造中，驱动桥主要有主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳等组成。其基本功用是增大由传动轴传来的转矩，改变转矩的传递方向，将转矩分配给左、右驱动车轮，降低转速，通过差速器实现左、右驱动车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速功能；同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车厢之间的垂直力、纵向力和横向力。 对于各种不同类型的和用途的汽车，正确的确定上述机件的结构型式并成功地将它们组合成一个整体驱动桥，乃是设计者必须首先解决的问题。在汽车总体设计时，从整车性能出发确定了驱动桥的传动比，对于用什么型式的驱动桥，什么结构的主减速器和差速器等在驱动桥设计时要具体考虑的，绝大多数的发动机在汽车上是纵置的，为使扭矩传给车轮，驱动桥必须改变扭矩的方向，同时根据车辆的具体要求解决左右车轮的扭矩分配，如果是多桥驱动的汽车亦同时要考虑各桥间的扭矩分配问题。整体式驱动桥一方面需要承担汽车的重荷，另一方面车轮上的作用力以及传递扭矩所产生的反作用力矩皆由驱动桥承担，所以驱动桥的零件必须具有足够的刚度和强度，以保证机件可靠的工作。驱动桥还必须满足通过性急平顺性的要求。对驱动桥的基本要求可以归纳为：一、所选择的主减速比应能满足汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性和燃油经济性；二、差速器在保证左、右驱动车轮能以汽车运动学所要求的差速滚动外并将转矩平稳而连续不断的传递给左右驱动车轮；三、当左右驱动车轮与地面的附着系数不同时，应能充分利用汽车的牵引力；四、能承受和传递路面和车架或车厢间的铅垂力、纵向力和横向力，以及驱动时的反作用力矩和制动时的制动力矩；五、驱动桥各零部件在保证其刚度、强度、可靠性及寿命的前提下应力求减小簧下质量，以减小不平路面对驱动桥的冲击载荷，从而改善汽车的平顺性；六、轮廓尺寸不大以便于汽车总体布置并与所要求的驱动桥离地间隙相适应；七、齿轮与其它传动件工作平稳，无噪声；八、驱动桥总成及零部件设计应尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求；九、在各种载荷及转速工况有高的传动效率；十、结构简单、维修方便，机件工艺性好，制造容易。由于后桥结构基本已经固定，在后桥设计中需要改进的问题主要有：齿轮传动的噪声、振动；半轴的可靠性设计；后桥壳的应力分析；双曲面齿轮的设计方法等。 2.2 驱动桥型式及选择驱动桥的类型有两大类：断开式驱动桥和非断开式驱动桥。驱动桥型式与整车有非常密切的关系。根据整车的通过性、平顺性以及操纵稳定性对悬架结构提出了要求，如悬架选择了合适的结构型式，而驱动桥的结构也必须与悬架相适应。因此，驱动桥的选型应从汽车的类型、使用条件和生产条件出发，并和其他各部件的结构型式与特性相适应，以保证汽车达到预期性能要求。由于本设计中所设计的车型为柴油动力的轻型货车，由行驶条件及成本出发，采用非独立悬架及非断开式驱动桥。这种型式驱动桥在汽车上，尤其是载重汽车上应用相当广泛。它主要优点是：结构简单、制造工艺性好、成本低、可靠性高、维修调整容易等。本次设计的是载重3吨柴油动力货车的后驱动桥，由经济性及低成本等因素考虑：故本次设计采用非断开式驱动桥，单级主减速器，双曲面齿轮传动，普通对称式圆锥行星齿轮差速器，全浮式半轴，整体式桥壳。第三章 主减速器设计 3.1 主减速器结构方案分析主减速器的结构型式，主要是根据齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安装方法以及减速型式的不同而异。驱动桥主减速器为适应使用要求发展多种结构型式：如单级主减速器、双级主减速器、和单级主减速器加轮边减速等。由于农用运输车要求经济性较高，故采用单级主减速器。在现代汽车的驱动桥上，主减速器齿轮采用得最广泛的是“格里森”（Gleason）制或“奥利康”（Oerlikon）制得螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。由于双曲面齿轮得螺旋角较大，则不产生根切得最少齿数可减少，所以可选用较少的齿数，这又利于的传动比传动。同时双曲面齿轮传动平稳噪声小、负荷大、结构紧凑等优点，所以本次设计采用双曲面齿轮传动。 3.2 主减速比及计算载荷的确定3.2.1、主减速器比i0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油经济性都有直接影响。i0的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比一起由整车动力计算来确定。i0=0.377rrnp/vamaxigH （3-1）式中 rr: 车轮的滚动半径 rr0.3897m np: 最大功率时发动机的转速 np3200r/min 最大功率88kw vamax:最高车速 vamax95 Km/h igH: 变速器最高档传动比 igH1i00.377rrnp/vamaxigH 0.3770.38973200/9514.948783.2.2、 齿轮计算载荷的确定通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩的较小者，作为载货汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。1.按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动齿轮计算转矩TgeTce=TemaxiTlK0T/N （3-2）式中 Temax: 发机机最大转矩Temax 340 NmN ： 驱动桥数目 N=2iTL： 由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传系最低档传动比 iTL22.26T：上述传动部分传动效率 取T0.9K0 ：离合器产生冲击载荷时超载系数 K0=1Tce = TemaxiTlK0T/N=340（14.45251）10.9 /2 =6811.56 Nm2.按驱动轮打滑确定从动齿轮计算转矩 = G2rr/lBilB （3-3）式中 G2: 满载时一个驱动轮上的静载荷系数 ；G2=3557455%=19565.7N； : 轮胎与路面间的附着系数， 取0.85；rr: 车轮的滚动半径 rr=0.3897m；lB ilB ： 分别为所计算的主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比 lB0.96、 ilB1Tcs=G2rr/lBilB =35574550.850.3897/0.961 =6751.1 Nm3.按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 =/n （3-4） 式中，：为计算转矩（N.m）； ：为汽车日常行驶平均平均牵引力 N：为主减速器从动锥齿轮到车轮之间的传动比； ：为主减速器主动锥齿轮到车轮之间的传动效率；n： 驱动桥数目 n=2：平均牵引力；：平均计算转矩；=（+）rr（f +f+f）/in （3-5）式中：=60009.8，=0，rr=0.3897m，i=5，=0.96，n=2， f=0， f=0.02， f=0.08。=（+）rr（f +f+f）/in =60009.80.3897(0.02+0.08+0)/(50.962) =238.691N.m=2/d1=2238.69/62=7699.7NT=FtRr/ n =7699.70.3897/(10.962) =1562.8N.m主动锥齿轮的计算转矩为 =/i式中，为主动锥齿轮的计算转矩 N.m；为主、从动锥齿轮间的传动效率，取0.9； =/i （3-6） =6751.1/50.85 =1588.5N. 3.3 主减速器齿轮主要参数的计算 3.3.1 主、从动齿轮齿数的选择对于单级主减速器，当i0较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数Z1取得小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。一般Z1可取712，为了磨合均匀主、从动齿轮的齿数Z1、Z2之间应避免有公约数，为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和应不少于40。查汽车车桥设计表3-12Z17 Z2i0Z1=35 3.3.2 从动齿轮节圆直径及端面模数的选择根据从动锥齿轮的计算转矩，按经验公式d2=kd2 （3-7）式中，d2：从动锥齿轮的节圆直径，；kd2：直径系数，取kd2=1316；Tj：计算转矩，Tj=6751.1Nm所以，d2=kd2 =16 =310.02圆整取 d2310mm从动锥齿轮大端模数 md2/Z2=8.857 3.3.3、齿面宽的选择汽车主减速器双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽F（mm）推荐为： F0.155d248.05mm取F50mm3.3.4、双曲面齿轮的偏移距E轿车、轻型客车和越野汽车主减速器的E值，不应超过从动齿轮节锥距的20。E小于或者等于0.2 d2为62，取40。3.3.5、螺旋角的选择螺旋角是在节锥表面的展开图上定义的，“格里森”制推荐用下式，近似预选主动齿轮螺旋角的名义值：125+5+9043.68 式中： 1：主动齿轮名义螺旋角的预选值；z1、z2：主、从动齿轮齿数；d2：从动齿轮节圆直径 mm；E：双曲面齿轮的偏移距 mm。图3-1 双曲面齿轮的偏移距和偏移方向3.3.6、圆弧齿准双曲面齿轮的几何尺寸设计的计算下表给了“格里森”制（圆弧齿）双曲面齿轮的几何尺寸的计算步骤，该表参考“格里森”制双曲面齿轮年新的标准而制定的。表中的（）项求得的齿线曲率半径 与第七项的选定的刀盘半径的差值不得超过值的。否则要重新计算（）到（）项的数据。当时，则需要第（）项tan的数据增大。否则，tan减小。若无特殊的考虑，第二次计算时，将tan的数据增大10%即可。如果计算的结果还不能和接近，要进行第三次计算，这次tan的数据应根据公式： (3-9)式中下标1，2，3分别表示第一、第二和第三次计算的结果。表3-1圆弧齿准双曲面齿轮的几何尺寸的计算序号计算公式结果注释（1）7小齿轮齿数（2）35大齿轮齿数（3）0.2齿数比的倒数（4）F45大齿轮齿面宽（5）E40小齿轮轴线偏移距（6）310大齿轮分度圆直径（7）95.25刀盘半径（8）47.793小轮螺旋角的预选值（9）1.102587（10）0.24（11）0.972387302（12）130.6903175大轮中点节圆半径（13）0.0.2976157齿轮偏置角初值（14）0.95468575（15）（14）+（9）（13）1.28283301小轮直径放大系数k（16）(3)(12)26.1380634小轮中点节圆半径（17）33.5307708（18）1.2轮齿收缩率（19）578.0737602截距（20）0.1016150.11117770.113858小轮偏置角（21）1.0051501.0062281.006461（22）sin0.1010940.1110850.113127（23）5.8021716.3778656.495605（24）0.3304280.3270.326298大轮偏置角（25）0.3500920.3460230.345191（26）0.2887640.3210340.327723小轮节锥角初值（27）0.9607460.9521380.950271（28）0.3439290.3434380.343374（29）0.9389960.9391750.93919（30）1.1618361.1629761.163122（31）-0.003944-0.00433-0.004379（32）(3)(31)-0.001011-0.00111-0.001123（33）0.330530.3271230.326425（34）0.3502140.3461690.345342（35）tan=0.2886640.3208980.32758小齿轮节锥角（36）16.840783917.79133218.137761（37）0.957113522.180027920.9521760.950311（38）0.3440250.3435530.343493齿轮偏值角校正值（39）20.1222920.09349120.08983（40）0.938960.9391330.939155（41）1.1501521.1501051.1501（42）48.99466348.99350348.99338（43）0.6561290.6561450.656146（44）28.87237328.90001228.90355（45）0.8756970.8754640.875435（46）0.5514010.552030.552111（47）0.3058540.3395820.346564大轮节锥角（48）72.99353971.24343770.885525（49）0.9562720.9468930.944866（50）0.292480.3215480.327457（51）29.26559829.52125729.578069（52）280.91943255.524261250.913296（53）310.185028285.045518280.491365（54）75.24027575.96531476.125759（55）66.52027160.36256159.245167（56）0.1129030.09643409308极限压力角（57）6.4415875.5082295.317769（58）0.9936870.9953820.995696（59）0.0044370.0037570.003619极限曲率半径（60）0.0002220.0002080.00205（61）5005.0034834585.46094510.083305（62）0.0017420.0034030.003743（63）0.0064010.0073680.007567（64）93.54022881.17196079.025902（65）rln=94.13450081.54855179.3675极限法（66）V=0.8432080.9733471.000094（67）(50)(3); 1.0(3)0.0839630.74359（68）;77.6324430.311303（69）1.0146143（70）(49)(51)33.37188793（71）(12)(47)（70）0.527535大轮节锥顶点到交叉点的距离（72）86.957637大轮节点锥距（73）162.5366248大轮外锥距（74）(73)（72）25.4917016（75）11.5724902大轮平均工作（76）0.8108963（77）0.29682757（78）45两侧轮齿压力角之和（79）sin0.70710677（80）22.4999996平均压力角（81）cos0.9238795（82）tan0.41421355（83）10.71660516双重收缩齿的大轮齿顶角和齿根角之和(84)216.210015(85)h0.13大轮齿顶高系数( 86)1.02大轮齿根高系数(87)1.50442373大轮中点齿顶高(88)11.85394大轮中点齿根高(89)67.884705大轮齿顶角(90)0.00817599(91)3.13504522大轮齿根角(92)sin0.05468956(93)1.71284366大轮齿顶高(94)13.24806999大轮齿根高(95)C=0.15(75)+0.051.78587353顶隙(96)14.9609137大轮全齿高(97)13.1750401大轮工作齿高(98)72.9521大轮顶锥角(99)sin0.95606013(100)cos0.2931706(101)=（48）（）69.3486大轮根锥角(102)sin0.93574369(103)cos0.35268079(104)csc0.37689892(105)311.031055大齿轮外圆直径(106)(70)+(74)(50)41.0443181大轮轮冠到轴交叉点的距离(107)39.4108969(108)-0.4015914(109)-4.658341096(110)0.040833大轮顶锥锥顶到轴交叉点的距离(111)3.21721797大轮根锥锥顶到轴交叉点的距离(112)（12）+（70）（104）143.268146工艺节锥的大轮节锥角(113)sin0.27919674(114)cos0.960233918(115)tan0.29075909(116)0.33865606小齿轮面锥角(117)19.79501557(118)cos0.940910236(119)tan0.35992388(120)13.59973388小轮面锥顶点到轴交叉点的距离(121)-2.532574676(122)tan0.017552392啮合线和小轮节锥母线的夹角(123)1.005574755(124)16.203005280.999846齿轮偏置角和的差(125)2.95423160.998671小轮齿顶角(126)-0.066355762-0.51307(127)1.0412o03586(128)125.7660396(129)0.942162348(130)(74)(127)26.54205113(131)(128)+(130)(129)+(75)(126) 150.0050595小轮轮冠到轴交叉点的距离(132)(4)(127)(130)25.51812816小轮前轮冠到轴交叉点的距离(133)95.78631614(134)(121)+(131)147.4724848小轮大端齿顶圆直径(135)106.1577375(136)140.9236247确定小轮根锥的大轮偏置角(137)0.28384169(138)16.48962363(139)cos0.958871156(140)3.30842399小轮根锥顶点到轴交叉点的距离(141)-22.66266135(142)sin0.281112854小轮根锥角(143)16.3266348(144)cos0.95967472(145)tan0.292143(146)0.2最小法向侧隙(147)0.1524最大法向侧隙(148)(90)+(42)0.062866(149)(96)(4)(148)11.817636(150)112.5366248在节平面内大齿轮内锥距双曲面齿轮副的理论安装距与另外几个尺寸参数的关系。图32 双曲面齿轮副的安装尺寸 3.4 主减速器齿轮强度计算3.4.1、单位齿上的圆周力按发动机最大扭矩计算时：pTemaxig103/F （3-10）式中：p：单位齿长上的圆周力 N/mm ;Temax：发动机最大扭矩 N/m；ig：变速器档传动比；d1：主动齿轮节圆直径 mm；F：从动齿轮的齿面宽 mm 。pTemaxig103/F =3404.452103 /50=976.568 N/mmp=1429N/mm3.4.2、齿轮的弯曲强度计算 w=2103TjK0KsKm/KvFzm2J （3-11） 式中： Tj：齿轮的计算转矩 Nm； K0： 超载系数，取 K01； Ks：尺寸系数，反映材料性质的不均匀性。Ks； Km：载荷分配系数，取Km1.10Kv：质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好、周节及径向跳动精度高时，可取Kv1；Z：计算齿轮的齿数；m：端面模数 mm；J：计算弯曲应力用的综合系数。w=2103TjK0KsKm/KvFzm2J =21036751.110.7681.125/15035（310/35）20.302 =636.1125MPa 312.639MPa汽车主减速器齿轮的弯曲应力应不大于700 MPa ，满足要求。图3-3 弯曲计算用综合系数J3.4.3、齿轮的接触强度计算j （3-12） 式中，T1j:主动齿轮计算转矩 Nm； Cp:材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6/mm; d1:主动齿轮的节圆直径 mm； K0、 Kv 、Km :见上式说明； Ks:尺寸系数，可取 Ks1； Kf:表面质量系数，对于制造精密的齿轮可取 Kf1； F:齿面宽 mm，取齿轮副中较小的； J:计算弯曲应力用的综合系数。图34 接触强度计算用综合系数Jj=1825.22 Mpa主从动齿轮的接触应力是相同的，许用接触应力为2800 Mpa。满足条件要求。3.5 主减速器齿轮的材料及热处理汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重，与传动系其它齿轮相比较，它具有载荷大、作用时间长、载荷变化多等特点。其损坏形式主要有：齿根弯曲折断、齿面疲劳点蚀、磨损和擦伤等。据此对驱动桥齿轮的材料及热处理应有一下要求：一、有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度及较好的齿面耐磨性；二、轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免轮齿根部折断；三、钢材的锻造、切削与热处理等加工性能好，热处理变形小，以提高产品质量，减少成本并降低废品；本次设计主减速器主、动齿轮材料选用20CrMnTi 。齿轮渗碳1.21.5，齿面淬火使其硬度达到5864。3.6 主减速器锥齿轮轴承的载荷计算3.6.1 主减速器主动齿轮上的当量转矩的计算= （3-13） =309.6 式中 为变速器1，2，3，4档使用率； 为变速器1，2，3，4档传动比； 为变速器处于1，2，3，4档时发动机转矩利用率； 为发动机最大转矩。3.6.2 主从动圆锥齿轮齿面宽中点处的圆周力p的计算 = （3-14）= （3-15） =5832.76N=5832.76=8634.37N3.6.3 双曲面齿轮的轴向力与径向力的计算(1)双曲面锥齿轮的轴向力和径向力的计算= = =5259.4N = =564.27N(2)从动齿轮的轴向力和径向力的计算= =1889.8N = =2662.78N3.6.4 悬臂式支承主动锥齿轮的轴承径向载荷的确定一、悬臂式支承主动锥齿轮的轴承径向载荷的确定图4-1 主动锥齿轮支承轴承轴承A、B的径向载荷、为：= = =3532N= = =4943.22N二、轴承寿命的计算（1） 初选轴承型号根据已知轴径和工作条件，初选轴承A为30309，B为30307。查表得 =108KN，=130KN，=0.35，=1.7 =75.2KN，=82.5KN，=0.31，=1.9（2） 计算两轴承的内部轴向力、及轴向载荷、 =1038.8N =1300N 因为 +=5259.4+1038.8=6298.2N所以 =1038.8N =+=6298.2N（3） 计算两轴承的当量载荷、轴承A：=0.29 故查表得 =1，=0轴承A在工作中受冲击比较严重，故取=1.8 =1.83532=6357.2N轴承B：= 故查表得=0.4，=1.9工作中B没有A受冲击大，故取=1.2= =1.2（0.44943.22+1.96298.2） =10723N（4） 计算轴承使用寿命=94210.18h =49712h 式中 主减速器主动齿轮支承轴承的计算转速，；3.6.5 主减速器从动齿轮支承轴承计算一、单级主减速器从动齿轮支承轴承径向载荷的确定图4-2 从动齿轮支承轴承= （3-27） = =3378.9N= （3-28） = =3650N二、轴承寿命计算（1）初选轴承型号选C为30214型轴承,查表得=125, =97.5,e=0.8,Y=1.4.D为30214型轴承, 查表得=125, =97.5,e=0.8,Y=1.4.（2）计算两轴承的内部轴向力,及轴向载荷, =1206.8N =1303.5N因为+=1303.5+1889.8=3193N所以=1303.5N=+=3193N（3）计算两轴承当量载荷,轴承C:=1.0e,故查表得=0.4,=1.9.轴承C在工作中受到的冲击大故取=1.5=1.5(0.43178.9+1.93193.5) =7386.61N轴承D: =0.36e,故查表得=1, =0;取=1.5 =1.53650=5475N（4）计算轴承寿命= =97951h= = 120108h式中为主减速器从动齿轮支承轴承的计算转速。第四章 差速器设计 4.1 差速器机构方案分析根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路以及他们之间的相互关系表明：汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的行程往往是有差别。例如，转弯时外侧车轮的行程总要比内侧的长。另外，即使汽车作直线行驶，也会由于左右车轮在同一时间内所滚过的路面垂向波形的不同，或由于左右车轮轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度的不同以及制造误差等因素引起左右车轮外径不同或滚动半径不相等而要求车轮行程不等。在左右车轮行程不等的情况下，如果采用一根整体的驱动车轮轴将动力传递给左右车轮，则会由于左右驱动车轮的转速虽相等而行程却又不相等的这一运动学上的矛盾，引起某一驱动车轮产生滑转或滑移。此外，由于车轮与路面间尤其在转弯时有大的滑转或滑移，易使汽车在转向时失去抗侧滑的能力而使稳定性变坏。为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病，汽车左右驱动轮间都装有差速器。差速器保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以不同速度旋转的特性，从而满足汽车行驶运动学的要求。图41 普通圆锥齿轮差速器的工作原理简图差速器的结构型式有多种，其主要的结构型式有：对称式圆锥行星齿轮差数器、防滑差速器，防滑差速器又可分为自锁式和强制锁止式。对于农用运输车来说，由于路面状况一般，各驱动车轮与路面的附着系数变化小，因此采用结构简单、工作平稳、制造方便、造价又低的对称式圆锥行星齿轮差数器。 4.2 差速器齿轮主要参数的计算行星齿轮数目的选择：轿车常用2个行星齿轮，载货汽车和越野汽车多用4个行星齿轮，少数汽车采用3个。本次设计采用4个行星齿轮。1球面半径/由经验公式：/= （4-1） 其中-行星齿轮的球面半径系数，=2.5-3.0，取=2.76-差速器计算转矩取Tcs 和Tce两者中较小值2621.48。/=52.162锥齿轮的节锥距A0A0=（0.980.99） （4-2） =51.1251.64mm 取A=513.行星齿轮齿数Z1和半轴齿数齿数Z2取Z1=11 Z2=18查机械设计实用手册 表8-3，查机械设计实用手册 图8-3。4.节锥角 （4-3） （4-4）5.锥齿轮大端端面模数meme= 圆整后me=56.压力角取压力角=22.5。 7.节圆直径dede1= me=55 de2= me=90 8.轴交角90。9.周节t3.1416m15.7 10.齿面宽F 0.2751.313.85圆整后取b=1411.齿工作高 hg hg1.6m8 mm 12.齿全高h h1.788m+0.0518.99 mm 13.齿顶高 hh20.430+m =2.84 mm h1=hg- h2=5.16 mm 14.齿根高hh1=1.788m- h1=3.78 mm h2=1.788m- h2=6.1 mm 15.径向间隙 cchhg0.99mm 16.齿根角1arctan=4.0402 2=arctan6.4948 17.面锥角0011237.9248 022162.2102 18.根锥角RR1=1-1=27.3898 R2=2-2=51.6752 19.外圆直径d0d01=d1+2 h1cos1=44.66 mm d02=d2+2 h2cos2=65.1mm 20.节锥顶点至齿轮外缘距离001- h1sin1=29.62mm 01- h2sin2=17.56mm 21.理论弧齿厚ss1=t-s2=6 mm s2=-( h1- h2)tan-m=5 mm 22.齿测间隙 B B=0.127 mm23弦齿厚 SXSX1=S15.9122mm SX2=S24.93125mm 24弦齿高 hxX=3.8095 mmHx2=2.0423 mm 25.行星齿轮轴直径d及支承长度L行星齿轮轴直径d（mm）为 d= =15.89mm 取d=18mm行星齿轮在轴上的支承长度L为 L=1.1d=19.8mm 4.3 差速器齿轮强度计算差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，而对疲劳寿命则不予考虑，这是由于行星齿轮在差速器的工在作中经常只起等臂推力杆的作用，仅在左右驱动轮有转速差时行星齿轮和半轴齿轮之间才有相对滚动的缘故。 汽车差速器齿轮的弯曲应力为：w=2103TK0KsKm/KvFz2m2J （4-5） 式中 T:差速器一个行星齿轮给予一个半轴的转矩 Nm； T1012.67Nm； Tj: 计算转矩；n: 差速器行星齿轮数目；Z2: 半轴齿轮齿数； K0: 超载系数，取 K01； Ks: 尺寸系数，反映材料性质不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等有关。 Km: 载荷分配系数，取Km1Kv:质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好、周节及径向跳动精度高时，可取Kv1；F:齿面宽 mmm:端面模数 J:计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数。图4-2弯曲计算用综合系数w2103TK0KsKm/KvFz2m2J 958.1 MPa在T=min时，差速器齿轮弯曲应力应不大于980MPa，满足要求。当时，MPaw2103TK0/KvFz2m2J = =202.86MPaMPa 也满足条件。第五章 半轴及桥壳设计 5.1半轴的设计计算 5.1.1 半轴的的型式驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器半轴齿轮传给驱动车轮。在一般非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，这时半轴将差速器半轴齿轮与轮箍连接起来。普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端的支承型式或受力状况的不同，分为：半浮式、3/4浮式和全浮式三种型式。半轴的首要任务是传递扭矩，但由于轮毂的安装结构的不同，半轴只承受转矩，作用于驱动轮上的其他反力和弯矩全部由桥壳来承受。但由于桥壳变形、轮毂与差速器半轴齿轮不同心、半轴法兰平面相对于其轴线不垂直等因素，会引起半轴的弯曲变形，由此引起的弯曲应力一般为570MPa。垂向力、侧向力以及牵引力或制动力所形成的纵向力。由于本次设计的货车属于中档装备配制一般，对舒适性要求不高，后桥所受载荷较大，因此采用全浮式半轴。 5.1.2 半轴参数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的确定其载荷。半轴的计算应考虑以下三种可能的载荷公况：1、 全浮式半轴的计算全浮式半轴的计算载荷可按车轮附着力矩计算，即 （5-1）式中， ：驱动桥的最大静载荷，=35574N.m ：为车轮滚动半径； ：负荷转移系数，=1.2 ：附着系数，取0.8。 =2、 半轴的扭转切应力为 （5-2）式中，：为半轴扭转切应力； d：半轴直径。半轴的扭转角为 （5-3）式中，：扭转角；：半轴长度；=1815mmG：材料的切变模量；取80GPa：半轴断面的极惯性矩，=204603.97。=7.43，半轴的扭转切应力在500700MPa，转角为每米长度。 式中，：满载静止汽车的驱动桥对水面的载荷，N；m：汽车加速和减速时的质量转移系数,取m=1.3；g:侧车轮(包括轮毂、制动器等)本身对水平地面的载荷。对于驱动车轮来说，当按发动机最大转矩及传动系最低档传动比计算所得的纵向力小 Z，Zi =0.63403.65423.8980.9/0.389=9418.48N式中，： 差速器转矩分配系数，取=0.6；：发动机最大转矩N.m；i：传动系最低档传动比；：汽车传动系效率，取=0.9；：车轮滚动半径，m 。左右半轴所承受的合成弯矩M（N.m）M=b=b=1579.23 T = Xr=9418.48N0.334m=3145.77Nm 10Mpa=584.9Nm =10Mpa=582.55 Nm 合成应力：=13.04Mpa 5.2半轴的结构、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的粗些，并适当地减小花键槽的深度，因此花键的齿数必须相应的增加，通常取10齿至18齿。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度圆部分的圆角半径以减小应力集中。半轴多采用含铬的中碳合金钢制造，如40Cr,40CrMnMo,40CrMnSi,35CrMnSi，35CrMnTi等。本次设计采用的材料是40Cr。半轴的热处理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）。由于硬化层本身的强度较高，加之在半轴表面形成大残余压应力，以及采用喷丸处理，滚压半轴突缘根部过度圆角等工艺，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的十分显著。 5.3桥壳的设计计算 5.3.1 桥壳的设计驱动桥桥壳是汽车上的主要零件之一，非断开式驱动桥的桥壳起着支承汽车载荷的作用，并将载荷传递给车轮。作用在驱动车轮上的牵引力、制动力、侧向力、和铅垂力也是经过桥壳传到悬架或车厢上。因此桥壳既是承载件又是传动件，同时它又是主减速器、差速器及驱动车轮传动装置的外壳。驱动桥桥壳既是承载件又是传动件，因此桥壳需要有足够的强度和刚度。为了减小汽车的簧下质量以利于降低动载荷、提高汽车的行驶平顺性，在保证强度和刚度的前提下应力求减小桥壳的质量。桥壳还应结构简单、制造方便以利于降低成本。其结构还应保证主减速器的拆装、调整、维修和保养方便。桥壳大体可分三种型式：可分式、整体式、组合式。 1. 可分式桥壳可分式桥壳由两部分组成，每部分均有一个铸件壳体和一个压入其内部的轴管，轴管与壳体用铆钉连接。可分式桥壳制造工艺简单，主见速器轴承的支撑刚性好。但拆装，调整，维修很不方便，轴壳的刚度和强度受到结构的限制，现已很少采用，应用的也多在中小型汽车上。2 . 整体式桥壳整体式桥壳的刚度和强度都比较大。桥壳制成整体式结构后，主减速器和差速器装配总成再用螺栓安装到桥壳上，这种结构对主减速器的拆装，调整都比较方便。按照制造工艺的方法，整体式桥壳又可分为铸造式，冲压焊接式和扩张成形式三种。a. 铸造式桥壳这种结构的桥壳强度和刚度较大，钢板弹簧座与桥壳壳体铸成一体，桥壳可根据强度要求铸成适当的形状。与冲压桥壳相比，主要缺点是重量大，加工面多，制造工艺复杂等。b. 冲压焊接式桥壳钢板冲压焊接成型的整体式桥壳具有重量轻，工艺简单，材料利用率高等优点，并适合大量的生产，因此在中小吨位货车和矫车上被广泛采用。由于目前冲压设备有了长足发展，这种桥壳的优点更为突出，有许多重型车的桥壳也已采用了这种结构。c. 扩张成形式桥壳这种桥壳无论是刚度和强度都比较大，其重量也轻材料还省。但制造这种桥壳需要专用的扩张设备，而这种设备目前国内很少，所以成本太高而不能被广泛使用。3. 组合式桥壳组合式桥壳是主减速器壳与部分桥壳铸成一体，而后用无缝钢管压入壳体两端，两者间用塞焊方法焊接在一起。它具有较好的从动齿轮轴承的支撑刚度，主减速器的装配调整也较分开式桥壳方便。然而这种桥壳要求有较高的加工精度，它的维修，装配，调整，与整体式桥壳相比仍较复杂。桥壳刚度与整体式相比也较差，常见于轿车，轻型货车的驱动桥壳。从实际使用情况及成本出发，采用冲压焊接式桥壳。桥管两端使用无缝钢管。 5.3.2 桥壳强度计算一、当牵引力或制动力最大时，桥壳钢板弹簧座处危险断面的弯曲应力和扭转切应力分别为 （5-4） （5-5）式中，：地面对车轮垂直反力在危险断面引起的垂直平面内的弯矩，；=26869.8 b：轮胎中心平面到板簧座之间的横向距离，b=183mm；：一侧车轮上的牵引力或制动力在水平面内引起的弯矩，=， ，；：牵引或制动时，上述危险断面所受转矩，；、分别为危险断面处的垂直平面和水平面弯曲的抗弯截面系数及抗扭截面系数。=74646.02； =； =二、当侧向力最大时，桥壳内外板簧座处断面的弯曲应力、分别为 （5-6） （5-7）式中，、为内外侧车轮的地面垂直反力；为车轮滚动半径；为侧滑时的附着系数。三、当汽车通过不平路面时，危险断面的弯曲应力为 K=2.0； 桥壳的许用弯曲应力为300500MPa，许用扭转切应力为150400MPa。此次设计为钢板件，钢板冲压焊接桥壳取最大值。第六章 后悬架设计6.1 后悬架概述悬架是现代汽车上的重要总成之一，它把车架与车轴弹性地连接起来。其主要任务是传递作用在车轮和车架之间的一切力和力矩；缓和路面传给车架的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，保证汽车行使的平顺性；保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动性，保证汽车操纵的稳定性，使汽车获得高速行使能力。悬架是有弹性元件、导向装置、减振器、缓冲块和横向稳定器等组成。悬架分为独立悬架和非独立悬架。非独立悬架的特点是，左右车轮用一根整体轴连接，再经过悬架与车架连接；独立悬架的结构特点是，左右车轮通过各自的悬架与车架连接。本次设计车型，后悬架采用纵置钢板弹簧为弹性元件兼导向机构的非独立悬架，其主要优点是：结构简单，制造容易，维修方便，工作可靠。缺点就是平顺性较差，在不平路面上行驶时左右车轮相互影响等。由于前悬架采用的是双横臂式独立悬架，与后钢板弹簧悬架相匹配时能够通过将上横臂只撑承销轴线在纵向垂直平面上的投影设计成前高后底，使悬架的纵向运动瞬心位于有利于减少制动前俯角处，使制动时车身纵倾减少，保持车身有良好的稳定性。6.2 总体布置及其基本参数：6.2.1 本次所设计的轻型商用车采用发动机前置后轮驱动。1 整车总质量：=6000kg2 轴荷分配：前轴：= kg后轴： kg 轴距： 轮距：=1385mm. 3 轮胎选择：型号规格：8.25016 断面宽度：240mm外径：860mm， 负荷静半径：389.7mm滚动半径：389.7mm 轮辋：6.2.2悬架主要参数的确定1、悬架静挠度对于用途不同的汽车，对于平顺性的要求不同，货车对平顺性的要求较低。货车满载时，前悬架偏频要求在1.502.10Hz，后悬架则要求在1.702.17Hz。初步选定前悬架的偏频为nHz，后悬架的偏频为1.9Hz本次设计的后悬架采用弹性特性为线性变化的悬架，则后悬架的静挠度分别为： 2、悬架的动挠度汽车悬架必须有足够大的动挠度，以防止在坏路面上行驶时经常碰撞缓冲块。对于乘用车取69cm,对于客车取58 cm，对于货车取68 cm。本次设计后悬架的动挠度取为6.5cm。3、悬架的定位参数主销后倾角：选择；主销内倾角：选择。4、后悬架主、副簧刚度的分配采用主副簧的钢板弹簧（图6-10）汽车设计载荷小时副簧不工作，载荷达到一定值时，副簧开始与主簧共同工作。确定副簧开始参加工作的载荷和主、副簧之间的刚度分配，具体确定方法有两种：第一种方法是使副簧 开始起作用时的悬架挠度等于汽车空载时悬架挠度，而副簧开始起作用前一瞬间的挠度等于满载时悬架的挠度。 式中，分别为满载与空载时的悬架载荷；，分别为主副簧刚度6.2.3 弹性元件的设计计算一、刚板弹簧的设计与计算1、钢板弹簧的布置方案钢板弹簧在汽车上可以纵置或者横置，横置因为要传递纵向力，必须设置附加的导向传力装置，使结构复杂，质量加大，所以只在极少类汽车上应用；纵置钢板弹簧能传递各种力和力矩，并且结构简单，在汽车上被广泛应用。此次设计采用纵置钢板弹簧。纵置钢板弹簧有对称式与不对称式之分，本次设计采用对称式钢板弹簧。货车后悬架采用主副簧形式2、钢板弹簧结构尺寸参数计算(1)、满载弧高 满载弧高 用来保证汽车具有给定的高度，常取=1020 mm，本次设计取=15 mm。(2)、确定钢板弹簧主副簧的长度L原则上在总体布置可能的条件下，应尽可能的将刚板弹簧取长一些，以提高使用寿命，降低弹簧刚度，改善汽车行驶平顺性。根据该车的总体布置选取主簧主片L=0.403650=1460mm. 副簧主片=1120mm(3)、钢板弹簧断面尺寸和片数的确定汽车行驶平顺性在很大程度上取决于钢板弹簧的挠度，而所需要的挠度是由确定的钢板弹簧的刚度来保证的，根据材料力学梁弯曲的基本公式，对称式钢板弹簧的刚度为： N/mm 式中，分别为空载与满载时的悬架载荷；，分别为主副簧刚度。117.6 N/mm 74.46 N/mm对于对称式钢板弹簧： （6-1）式中：sU型螺栓的中心距； k刚性夹紧系数；取=0.5； c钢板弹簧垂直刚度； 挠度增大系数； E材料的弹性模量，取E=2.1Mpa。其中：， 与主片弹簧等长的重叠片数，=1， 总片数，初步取=8。 则 主簧 副簧 钢板弹簧总截面积系数用下式计算： （6-2） 式中：许用弯曲应力，推荐在下列范围内选取，400550该钢板弹簧选取主=500 ，副210， 钢板弹簧所承受的载荷。 则 钢板弹簧的断面片厚：主 副 钢板弹簧的主簧主片厚=10mm 副簧主片厚=7mm参考实际车型，钢板弹簧的主片数=8 副6钢板弹簧 片宽b （推荐b/h在6范围内） b=76mm后钢板弹簧各片长度的确 一、主簧的片数 n=8第一， 第二为主片。按作图法确定个片的长度，得到各片长度如表6-1：表6-1 各片长度K123456781460146012001000800600450300二、副簧的片数 =6第一， 第二片数为主片按作图法确定各片的长度，如表6-2： 表6-2 各片长度K123456112011208606504302906.2.4 后钢板弹簧的计算(一) 后钢板弹簧总成刚度计算钢板弹簧总成的刚度，一般应计算两个刚度值。一 是弹簧中部未夹紧状况下的刚度，为检验刚度C检二 是弹簧用骑马螺栓夹紧后的刚度，为装配刚度C装 （6-3） 式中：修正系数， =0.9； ， 为主片两支点距离的一半长度， 为第（k+1）片的一般长度， ，为第k片除所有簧片惯性矩之和。 E材料的弹性模量，E=2.1 N/ 的计算将下列两表 表 6-3检验刚度k1730 63331.580.792730126660.790.23219.75.053600130178530.560.1261216.715.334500230230400.4340.083593.728.7554003302822780.3540.0367950.728.626300430314700.3180.031287938.647250505347130.2880.02519511248.788150580379560.2631.13287496165.17 表中： 骑马螺栓中心距。=160mm检验刚度为： （6-4）装配刚度为： （6-5）1、 汽车的重量分布如表6-6：表6-6 汽车的重量分布载重量(kg)03000前桥16712370后桥132936302、 汽车的非悬挂质量如表6-7:表6-7 汽车的非悬挂质量车桥非悬挂质量/kg悬架/kg03000后桥94498326863、 每付钢板弹簧的负荷表6-8每付钢板弹簧的负荷弹簧名称每付钢板弹簧的负荷/kg03000后钢板弹簧491.513434、 汽车的重心位置（单位：mm）表6-9汽车的重心位置重心参数03000重心距前桥之距a220.8115.2重心距地面之距h961723（二）后钢板弹簧总成弧高及曲率半径的确定 1、自由状态下弹簧总成弧高（按满载时算） =102.68 mm 式中：自由状态下弹簧总成弧高，骑马螺栓夹紧后的弹簧总成弧高。=82.82mm 钢板弹簧满载总成弧高，=15mm =19.86mm2、自由状态下前钢板弹簧总成曲率半径的计算 （6-7） 主 副 (四) 钢板弹簧各片曲率半径本设计采用等厚度簧片，将各片做成不同的曲率半径是各片能很好的贴合，在弹簧工作工程过程中各片都参加工作，为了加强钢板弹簧的主片，给主片负应力。 （6-8） 式中：第k片的预应力 第k片的曲率半径 =2594mm E=2.1 N/ h钢板弹簧片的厚度 h=10mm 计算结果如下表6-10。 表6-10 k12345678(mm)2907.72843254024461868178416231537 Mpa-127-108.4-60.5186.2166.6122.5116.658.8(五) 后钢板弹簧强度验算1、当汽车驱动时，后钢板弹簧受的载荷最大，它的前半段出现最大应力。 （6-9）式中，：作用在车轮上的载荷； ：制动时负荷转移系数， =1.1； ：钢板弹簧前后段长度； ：道路附着系数， =0.8； ：钢
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