GD1091型商用车(货车)驱动桥、后悬架设计【含CAD图纸+文档】
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机电工程学院毕业设计说明书 设计题目: GD1091型商用车驱动桥、后悬架设计学生姓名: 学 号: 专业班级: 指导教师: 20xx年 5 月 15 日1目次1 前言12 主减速器设计22.1 概述22.2 主减速器结构形式的选择22.3 主减速器锥齿轮结构的选择32.4 主减速器锥齿轮支承形式的选择42.5 主减速器锥齿轮材料的选择52.6 主减速器基本参数选择和计算62.7 主减速器锥齿轮强度计算123 差速器设计153.1 概述153.2 差速器结构形式的选择153.3 普通锥齿轮差速器锥齿轮设计173.4 差速器锥齿轮材料的选择203.5 差速器锥齿轮强度计算204 车轮传动装置设计214.1 半轴形式的选择214.2 半轴的结构设计224.3 半轴材料的选择224.4 半轴强度计算235 驱动桥壳设计245.1 驱动桥壳结构形式的选择245.2 驱动桥壳强度计算256 后悬架设计266.1 悬架结构形式的选择266.2 悬架主要参数的确定266.3 弹性元件计算28设计总结34参考资料35致谢361 前言驱动桥位于传动系的末端,其基本功用是:将传动装置传来的发动机转矩通过主减速器、差速器、半轴等传到驱动车轮,并实现减速和增大转矩;通过主减速器圆锥齿轮副改变转矩的传递方向;通过差速器实现两侧车轮的差速作用,保证内外侧车轮以不同的转速转向;通过桥壳和车轮实现承载及传力作用。其次,驱动桥还要承受作用于路面和车架之间的垂直力、纵向力和横向力,以及制动力矩和反作用力矩等。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和桥壳等组成。设计驱动桥时应当满足的基本要求如下:(1)具有适当的主传动比,以保证汽车有最优的动力性和经济性;(2)工作平稳,噪声和振动小;(3)传动效率高;(4)具有必要的最小离地间隙;(5)与悬架导向机构运动协调,对于转向驱动桥,还应该与转向机构运动协调;(6)具有足够的强度和刚度,并且其质量应尽可能小;(7)调整、拆装方便;(8)成本低。悬架是现代汽车上的重要总成之一,它把车架(或承载式车身)和车桥(或车轮)弹性的连接起来。其功用是:把路面作用于车轮上的垂直反力、纵向力和侧向反力以及这些反力所造成的力矩都要传递到车架(或承载式车身)上,缓和路面传给车架(或承载式车身)的冲击载荷,衰减由此引起的承载系统的振动,保证汽车的行驶平顺性;保证车轮在不平路面和载荷变化时有理想的运动特性,保证汽车的操纵稳定性,使汽车具有高速稳定行驶的能力。汽车悬架设计应该满足如下要求。(1)保证汽车具有良好的行驶平顺性。使悬架具有合适的刚度,保证汽车具有合适的偏频;具有合适的减振性能(有合适的阻尼特性),与悬架的弹性特性匹配,减少车身和车轮在共振区的振幅,快速衰减振动;悬下质量小。(2)保证汽车具有良好的操纵稳定性。使汽车具有一定的不足转向特性;转向时,车身的侧倾角比较小(侧向加速度为0.4g时,轿车的侧倾角一般要求为,货车为)。在车轮跳动时,使车轮定位参数具有合适的变化规律。在前轴,这个任务一般需要悬架和转向杆系来共同完成。(3)汽车制动和加速时保证车身具有较小的俯仰角位移。(4)结构紧凑,占据空间小。(5)能够可靠地传递车架(车身)与车轮之间的所有力和力矩。零部件具有足够的强度、刚度和使用寿命,并且质量要尽可能的轻。(6)制造、维护成本低,轮胎磨损小。2 主减速器设计主减速器的功用是将输入的转矩增大并且相应降低转速,以及当发动机纵置时还具有改变转矩传递方向的作用。2.1 概述驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架结构息息相关。当驱动车轮采用非独立悬架时,采用非断开式驱动桥。而当驱动车轮采用独立悬架时,则采用断开式驱动桥。具有完整桥壳的非断开式驱动桥的桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁,主减速器、差速器和半轴等所有传动件都装在其中。其结构简单,制造工艺性好,成本低,可靠性好,维修调整容易,广泛用于货车和部分轿车上。但是,其悬挂质量较大,对降低动载荷和提高平顺性不利。断开式驱动桥结构比较复杂,成本也较高。但是它们与独立悬架结合起来,对改善汽车的平顺性、操纵稳定性和通过性较有利,所以在轿车和要求高通过性的越野汽车上应用相当广泛。本次设计车型GD1091型商用货车,要求具有较大的承载能力。依据本次设计任务书要求和发动机的选用,驱动桥结构形式采用非断开式驱动桥。2.2 主减速器结构形式的选择为适应不同的车型和使用要求,主减速器有多种结构形式,如图1所示。图1 主减速器结构形式单级主减速器常由一对圆锥齿轮副组成。这种主减速器结构较简单,质量小,成本低,使用方便。但是主传动比不能太大,一般不大于7.0。如果进一步提高主减速器传动比将会增大从动齿轮直径,使驱动桥壳尺寸增大,从而减小最小离地间隙,降低通过性,并且会使从动齿轮热处理复杂化。所以,单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车上。双级主减速器有两对齿轮副传动。与单级主减速器相比,采用双级主减速器可以在保证离地间隙相同的情况下能得到更大的传动比,传动比一般在7-12;但是其尺寸和质量较大,成本高,传动效率较低。双级主减速器主要用于中、重型货车、越野车和大客车上。本次设计的GD1091轻商用货车,其总质量有9吨。故采用双 级主减速器。2.3 主减速器锥齿轮结构的选择主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮、双曲面锥齿轮、圆柱齿轮和涡轮蜗杆等形式。(1)弧齿锥齿轮弧齿锥齿轮传动的特点是主、从动齿轮的轴线垂直相交于一点。由于轮齿端面重叠的影响,至少有两对以上的轮齿同时啮合,因此可以承受较大的负荷,另外轮齿不是在齿的全长上同时啮合,而是逐渐由齿的一端连续而平稳地转向另一端,所以工作平稳,噪声和振动小,但弧齿锥齿轮对啮合精度要求很高,齿轮副锥顶稍不吻合就会使工作条件急剧变坏,加剧齿轮的磨损并使噪声增大。(2)双曲面锥齿轮双曲面锥齿轮传动的特点是主、从动锥齿轮的轴线相互垂直但不相交,且主动齿轮轴线相对于从动齿轮轴线向上或向下偏移一距离E,称为偏移距。与弧齿锥齿轮相比较,双曲面锥齿轮的优点有:当双曲面齿轮与弧齿锥齿轮尺寸相同时,双曲面齿轮传动具有更大的传动比;当传动比一定,从动齿轮尺寸相同时,双曲面主动齿轮比相应的弧齿锥齿轮有更大的直径和较高的轮齿强度及较大的主动齿轮轴和轴承刚度;当传动比一定,主动齿轮尺寸相同时,双曲面从动齿轮比相应的弧齿锥齿轮的尺寸小,从而可以获得更大的离地间隙;此外,由于偏移距的存在,使双曲面齿轮在工作过程中不仅存在与弧齿锥齿轮相同的沿齿高方向的侧向滑动,而且还有沿齿长方向的纵向滑动,从而可以改善齿轮的磨合过程,使其具有更高的运转平稳性;双曲面传动的主动齿轮的螺旋角较大,同时啮合的齿数较多,重合度更大,既可提高传动的平稳性,又可以使齿轮的弯曲强度提高约30%。一般情况下,当主减速器比大于4.5而轮廓尺寸又有限时,采用双曲面齿轮传动更为合理;而当传动比小于2.0时,选用弧齿锥齿轮更合理,因为后者具有较大的差速器可利用空间;对于中等传动比,两种齿轮传动均可采用。(3)圆柱齿轮圆柱齿轮传动广泛用于发动机橫置的前置前驱动乘用车驱动桥和双级主减速器驱动桥以及轮边减速器。此时,圆柱齿轮皆应采用斜齿轮。(4)蜗轮蜗杆与其他齿轮传动形式相比,蜗杆蜗轮传动具有以下优点:轮廓尺寸及质量小,并可获得较大的传动比;工作非常平稳,无噪声;便于汽车的总体布置及贯通式多桥驱动布置;可以传递较大的载荷,使用寿命较长;结构简单,拆装方便,调整容易。其主要缺点是蜗轮齿圈要求使用昂贵的有色金属合金制造,材料成本高;此外,传动效率较低。因此主要用于生产批量不大的个别总质量较大的多桥驱动汽车和具有高转速发动机的客车上。本次设计的GD1091轻商用货车采用双曲面锥齿轮。2.4 主减速器锥齿轮支承形式的选择主减速器必须保证主、从动轮有良好的啮合状况,才能使它们很好的工作。齿轮的正确啮合,除了齿轮的加工质量、齿轮的装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外,还与齿轮的支承刚度有关。(1)主动锥齿轮的支承主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。悬臂式支承的结构特点是,在锥齿轮大端一侧有较长的轴,并在其上安装一对圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度和增加两支承间的距离,以改善支承刚度,应使两轴承圆锥滚子的大端朝外,使作用在齿轮上离开锥顶的轴向力由靠近齿轮的轴承承受,而反向轴向力则由另一轴承承受。悬臂式支承结构简单,但支承刚度较差,用于传递转矩较小的主减速器上。跨置式支承的结构特点是在锥齿轮两端的轴上均有轴承,这样可大大增加支承刚度,又使轴承负荷减小,齿轮啮合条件改善,因此齿轮的承载能力高于悬臂式。但是跨置式支承必须在主减速器壳体上有支承导向轴承所需要的轴承座,使主减速器壳体结构复杂,加工成本提高。另外,因主、从动齿轮之间的空间很小,致使主动齿轮的导向轴承尺寸受到限制,有时甚至布置不下或根本不带内圈,它仅承受径向力,尺寸根据布置位置而定,是易损坏的一个轴承。(2)从动锥齿轮的支承从动锥齿轮的支承刚度与轴承的形式、支承间的距离和载荷在轴承之间的分布比例有关。从动主齿轮多用圆锥滚子轴承支承。为了增加支承刚度,两轴承的圆锥滚子大端应向内。本次设计的GD1091轻商用货车的主减速器主动锥齿轮采用悬臂式支承。2.5 主减速器锥齿轮材料的选择与传动系其他齿轮比较,主减速器锥齿轮的载荷大且作用时间长、变化多、冲击较大。它们的工作条件更加严酷。其损坏形式主要有轮齿根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀、磨损和擦伤等。根据这些情况,对主减速器锥齿轮的材料及热处理有一下要求:(1)具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度,以及较好的齿面耐磨性,故轮齿表面应具有较高的强度;(2)轮齿芯部应具有适当的韧性以适应冲击载荷,避免在冲击载荷下轮齿根部折断;(3)钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好,热处理变形小或变形规律易控制,以提高产品质量、缩短制造时间、减少生产成本并降低废品率;(4)选择齿轮材料的合金元素时要适应我国的发展情况。例如为了节约镍、铬等元素,我国发展了以锰、钒、钼、硅为主的合金结构钢系统。汽车主减速器用的螺旋锥齿轮与双曲面齿轮以及差速器用的直齿锥齿轮,目前都是用渗碳合金钢制造。其钢号主要有:、。最常用的是。用渗碳合金钢制造齿轮时,经渗碳、淬火、回火后,轮齿表面硬度较高,可以达到,而芯部硬度却较低,当端面模数时,为;当时,为。由于新齿轮润滑不良,为了防止齿轮在运行初期产生胶合、咬死或擦伤,防止早期磨损,圆锥齿轮与双曲面齿轮的传动副(或仅仅大齿轮)在热处理及精加工(如磨齿或配对研磨)后均予以厚度为的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面镀层不可以用于补偿零件的尺寸公差,也不能代替润滑。对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命的,对于滑动速度高的齿轮,为了提高其耐磨性,可以进行渗硫处理。渗硫处理的温度低,故不会引起齿轮的变形。渗硫后摩擦系数可明显降低,故即使润滑条件较差,也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生。2.6 主减速器基本参数选择和计算2.6.1 主减速器传动比的确定在给定发动机最高功率及最高功率时的转速时,主减速比应能满足汽车行驶时的最高车速的要求。 =0.377 (21) =0.377=6.20式中:车轮滚动半径;变速器最高档传动比。2.6.2 主减速器锥齿轮计算载荷的确定汽车主减速器锥齿轮有格里森和奥利康两种切齿方法,这里仅使用格里森齿制锥齿轮计算载荷的三中确定方法。(1)按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩= (22) = =15214.60式中,计算转矩,; 发动机最大转矩,由任务书中比转矩计算所得; n计算驱动桥数,n=1; 变速器一档传动比,=4; 分动器传动比,=1; 主减速器传动比; 从发动机到主减速器从动齿轮之间的传动效率,=90%;K液力变矩器变矩系数,K=1;由于猛接离合器而产生的动载系数,=1。(2)按驱动轮打滑扭矩确定从动轮计算转矩= (23)=28760.51式中,计算转矩,; 满载状态下一个驱动桥上的静载荷,; 汽车在发出最大加速度时的后桥负荷转移系数; 轮胎与地面间的附着系数,对一般轮胎的公路用车,取=0.85(水泥或沥青路),对于越野车一般取=1.0; 轮胎的滚动半径,; 主减速器从动锥齿轮到车轮间的传动比; 主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率,=1(无轮边减速器)。(3)按日常行驶平均(当量)转矩确定从动锥齿轮计算转矩= (24)=() (25) =90009.8(0.016+0.08+0) =8467.18将(25)代入(24)得:=5456.64 (26)式中,汽车日常行驶平均(当量)牵引力,; 计算转矩,; 驱动桥数; 汽车总重量,; 道路滚动阻力系数,取=0.016;日常公路坡度系数,取=0.08;汽车的性能系数,取=1。2.6.3 主减速器锥齿轮主要参数的选择(1)主动和从动锥齿轮齿数和主减速器锥齿轮 主、从动轮的齿数应该满足一定的条件:为了满足磨合均匀,和之间应避免有公约数;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少于40;为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度,对于乘用车,一般不少于9;对于商用车,一般不少于6;主传动比较大时,尽量取得少一些,以便得到满意的离地间隙;对于不同的主传动比,和应有适宜的搭配。取=7,=44 则Z2/Z1=6.2,符合要求。(2)从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数双曲面齿轮传动从动锥齿轮大端分度圆直径的初选,可以根据从动齿轮上的最大计算转矩来进行。= (27) =146式中,是大端分度圆直径, ; 直径系数,取1316.2; 是从动锥齿轮最大计算转矩,;=15214.60 (28)齿轮断面模数=7.88 (29)取=8同时,还应满足:= (210)=(0.30.4)=7.439.91所以=8满足要求。(3)主、从动锥齿轮齿面宽和锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命,反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面宽过窄及刀尖圆角过小。这样,不但减小了齿根圆角半径,加大了应力集中,还降低了刀具的使用寿命。对于从动锥齿轮齿面宽,推荐不大于其锥距的0.3倍,即: (211)而且应满足: (212)=108=80一般推荐: =0.155 (213) =53.77故取=54。b1一般比b2大10%,即b1=1.1b2=59.15,取60mm。(4)双曲面齿轮副偏移距EE值过大将使齿面纵向滑动过大,从而引起齿面早期磨损和擦伤;E值过小,则不能发挥双曲面齿轮传动的特点。一般对于乘用车和总质量不大的商用车,E0.2,且E40%;对于总质量较大的商用车,E(0.100.12),且E20%。另外,主传动比越大,则E也应越大,但应保证齿轮不发生根切。0.1 (214) =0.1=34.69取E=35。(5)中点螺旋角螺旋角沿齿宽是变化的,轮齿大端的螺旋角最大,轮齿小端的螺旋角最小 。选择时,应考虑它对齿面重合度、轮齿强度和轴向力大小的影响。越大,则也越大,同时啮合的齿数越多,传动就越平稳,噪声越低,而且轮齿的强度越高。一般应不小于1.25,在1.52.0时效果最好。但是过大,会导致轴向力增大。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角或双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为乘用车选用较大的值以保证较大的,使运转平稳,噪声低;商用车选用较小的值以防止轴向力过大,通常取。本设计中点螺旋角选取。(6)螺旋方向在汽车主减速器上所用的主动小齿轮一般为左旋,而从动轮齿轮为右旋。(7)法向压力角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。但对于小尺寸的齿轮,压力角大易使齿顶变尖宽度过小,并使齿轮端面重合度下降。因此,对于小负荷工作的齿轮,一般采用小压力角,可使齿轮运转平稳,噪声低。对于双曲面齿轮,从动轮轮齿两侧的压力角是相同的,但主动齿轮轮齿两侧的压力角是不等的。选取平均压力角是,乘用车为或,商用车为或。本次设计采用=。2.6.4 主减速器锥齿轮的几何尺寸主减速器准双曲面齿轮的几何尺寸如下表1所示。表1 主减速器准双曲面齿轮的几何尺寸参数公式主动齿轮从动齿轮分度圆直径56146齿顶高 4.525.22齿根高 6.865.48大端齿顶圆直径74.6206.67齿根圆直径63.22195.56分锥角15.574.5顶锥角根锥角锥距121.8133.7全齿高 11.3811.11齿宽69622.7 主减速器锥齿轮强度计算2.7.1 单位齿长上的圆周力在汽车工业中,主减速器齿轮的表面耐磨性常用轮齿上单位齿长上的圆周力来估算。 (215)式中,单位齿长上的圆周力,;作用在齿轮上的圆周力,;从动齿轮齿面宽,。圆周力有两种计算方法。(1)按发动机最大转矩计算 (216) = =13321.43将(216)代入(215)得: (217)=246.70 符合要求。式中,变速器传动比,常取一档或直接档传动比,上式取直接档传动比=1;主动锥齿轮分度圆直径,。(2)按轮胎最大附着力矩计算 (218) = =75006.51将(218)代入(215)得: (219) = =1306. 1计算表明该对双曲线锥齿轮表面符合耐磨性的要求。2.7.2 轮齿弯曲强度计算 (220)式中,弯曲应力, ;齿轮上的计算转矩,;端面模数,;齿面宽,;齿轮大端分度圆直径,;齿根弯曲强度和齿面接触强度的过载系数,对于汽车,=1;齿根弯曲强度和齿面接触前度的尺寸系数,当时,=;当时,=0.5;齿面载荷分配系数,跨置式=11.1;悬臂式=1.11.25;质量系数,=1;轮齿弯曲应力的综合系数。(1)主动锥齿轮轮齿弯曲强度计算=15214.60时, (221)=2453.97 = (222)= =585.42(2)从动锥齿轮轮齿弯曲强度计算=3387.57时,= (223) =432.53计算表明该对双曲线锥齿轮的轮齿弯曲强度符合要求。2.7.3 轮齿接触强度计算 (224) =2390.182800式中,齿面接触应力,;主动齿轮计算转矩,;尺寸系数,一般取=1;表面品质系数,一般取=1;齿面宽,取齿轮副中的较小值,一般取大齿轮的齿面宽,;主动齿轮分度圆直径,综合弹性系数,钢对钢的齿轮=234;齿面接触强度的综合系数。计算表明该对双曲线锥齿轮轮齿接触强度符合要求。3 差速器设计3.1 概述汽车在行使过程中,左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的,左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等;左右两轮接触的路面条件不同,行使阻力不等等。这样,如果驱动桥的左、右车轮刚性连接,则不论转弯行使或直线行使,均会引起车轮在路面上的滑移或滑转,一方面会加剧轮胎磨损、功率和燃料消耗,另一方面会使转向沉重,通过性和操纵稳定性变坏。为此,在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差速器。差速器是个差速传动机构,用来在两输出轴间分配转矩,并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动,用来保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递,避免轮胎与地面间打滑。3.2 差速器结构形式的选择差速器按其结构特征分类如图2所示:图2 差速器的分类对称式锥齿轮差速器具有结构简单、质量较小等优点,故在汽车上得到广泛的应用。其构造如图3所示:图3 对称式锥齿轮结构示意图1-滚动轴承;2-差速器左壳;3-半轴齿轮推力垫片;4-半轴齿轮;5-行星齿轮球面垫片;6-行星齿轮;7-从动锥齿轮;8-差速器右壳;9-行星齿轮轴(十字轴);10-螺栓本次设计采用对称式普通锥齿轮差速器。3.3 普通锥齿轮差速器锥齿轮设计3.3.1 差速器锥齿轮主要参数的选择(1)行星齿轮数行星齿轮数需根据承载情况来选择,在承载不大的情况下可取2个,反之应取=4。轿车差速器一般有两个;货车和越野车一般有4个。根据GD1091型商用货车的承载情况选取=4。(2)行星齿轮球面半径行星齿轮球面半径反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力,可根据经验公式来确定。 (31) = =61.95式中,行星齿轮球面半径系数,=2.53.0,对于有四个行星齿轮的乘用车和商用车取小值;对于有两个行星齿轮的乘用车及四个行星齿轮的越野车和矿用车取大值;本次设计取=2.5;差速器计算转矩,=;球面半径,。行星齿轮节锥距 =(0.980.99) (32) =(0.980.99) =60.7161.33取=61。(3)行星齿轮和半轴齿轮齿数、为了使轮齿有较高的强度,希望取较大的模数,但尺寸会增加,于是又要求行星齿轮的齿数应取少些,但一般不少于10。半轴齿轮齿数在1425之间选用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在1.52.0的范围内。为使两个或四个行星齿轮能同时与两个半轴齿轮啮合,两半轴齿轮的齿数和必须能被行星齿轮数整除,否则差速齿轮不能装配。本次设计取=13,=23。(4)行星齿轮和半轴齿轮节锥角、及模数行星齿轮和半轴齿轮节锥角、分别为= (33)= (34)锥齿轮大端的端面模数为 (35)取。(5)压力角汽车差速齿轮大都采用压力角为、齿高系数为0.8的齿形。某些总质量较大的商用车采用,以提高齿轮强度。本次设计取=。(6)行星齿轮轴直径及支承长度 (36) = =27.70取行星齿轮轴直径28。式中,差速器壳传递的转矩,行星齿轮支承面中点到锥顶的距离,;约为半轴齿轮齿宽中点处平均直径的一半;行星齿轮数;支承面允许挤压应力,取=98。行星齿轮在轴上的支承长度为 (38) = =30.83.3.2 差速器齿轮的几何尺寸差速器齿轮的几何尺寸如表2所示。表2 差速器齿轮几何尺寸序号名称计算公式(1)行星齿轮齿数(2)半轴齿轮齿数=(3)模数(4)齿面宽(5)齿工作高=8(6)齿全高=(7)压力角(8)轴交角=(9)节圆直径=,=(10)节锥角,(11)周节(12)节锥距=(13)齿顶高=5.259=2.741(14)齿根高=(15)径向间隙C=(16)齿根角 (17)面锥角(18)根锥角(19)外圆直径3.4 差速器锥齿轮材料的选择差速器齿轮和主减速器齿轮一样,基本上都是用渗碳合金钢制造,目前用于制造差速器锥齿轮的材料为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齿轮轮齿要求的精度较低,所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用。3.5 差速器锥齿轮强度计算差速器齿轮的尺寸受结构限制,而且承受的载荷较大,它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合传动状态,只有当汽车转弯或左、右轮行使不同的路程时,或一侧车轮打滑而滑转时,差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此,对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度计算。(1)按照主减速器锥齿轮所能承受的最大转矩计算 (39) = =127.95其中,弯曲应力,;半轴齿轮计算转矩,;差速器计算转矩,;行星齿轮数;综合系数,;半轴齿轮齿宽,;齿根弯曲强度和齿面接触强度的尺寸系数,当时,;当时,=;半轴齿轮大端分度圆直径,。4 车轮传动装置设计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。在断开式驱动桥和转向驱动桥中,驱动车轮的传动装置包括半轴和万向节传动装置且多采用等速万向节。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毂连接起来。在装有轮边减速器的驱动桥上,半轴将半轴齿轮与轮边减速器的主动齿轮连接起来。4.1 半轴形式的选择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而分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种。半浮式半轴以靠近外端的轴颈直接支承在置于桥壳外端内孔中的轴承上,而端部则以具有锥面的轴颈及键与车轮轮毂相固定,或以突缘直接与车轮轮盘及制动鼓相联接)。因此,半浮式半轴除传递转矩外,还要承受车轮传来的弯矩。由此可见,半浮式半轴承受的载荷复杂,但它具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。用于质量较小、使用条件较好、承载负荷也不大的轿车和轻型载货汽车。3/4浮式半轴的结构特点是半轴外端仅有一个轴承并装在驱动桥壳半轴套管的端部,直接支承着车轮轮毂,而半轴则以其端部与轮毂相固定。由于一个轴承的支承刚度较差,因此这种半轴除承受全部转矩外,弯矩得由半轴及半轴套管共同承受,即3/4浮式半轴还得承受部分弯矩,后者的比例大小依轴承的结构型式及其支承刚度、半轴的刚度等因素决定。侧向力引起的弯矩使轴承有歪斜的趋势,这将急剧降低轴承的寿命。可用于轿车和轻型载货汽车,但未得到推广。全浮式半轴的外端与轮毂相联,而轮毂又由一对轴承支承于桥壳的半轴套管上。多采用一对圆锥滚子轴承支承轮毂,且两轴承的圆锥滚子小端应相向安装并有一定的预紧,调好后由锁紧螺母予以锁紧,很少采用球轴承的结构方案。由于车轮所承受的垂向力、纵向力和侧向力以及由它们引起的弯矩都经过轮毂、轮毂轴承传给桥壳,故全浮式半轴在理论上只承受转矩而不承受弯矩。但在实际工作中由于加工和装配精度的影响及桥壳与轴承支承刚度的不足等原因,仍可能使全浮式半轴在实际使用条件下承受一定的弯矩,弯曲应力约为570MPa。具有全浮式半轴的驱动桥的外端结构较复杂,需采用形状复杂且质量及尺寸都较大的轮毂,制造成本较高,故轿车及其他小型汽车不采用这种结构。但由于其工作可靠,故广泛用于轻型以上的各类汽车上。本次设计采用全浮式半轴。4.2 半轴的结构设计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,通常取10齿(轿车半轴)至18齿(载货汽车半轴)。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。4.3 半轴材料的选择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HB388444(突缘部分可降至HB248)。近年来采用高频、中频感应淬火的口益增多。这种处理方法使半轴表面淬硬达HRC5263,硬化层深约为其半径的13,心部硬度可定为HRC3035;不淬火区(突缘等)的硬度可定在HB248277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。本次设计中半轴采用型材料。4.4 半轴强度计算在全浮式半轴的强度计算中,一般仅考虑扭转负荷,计算其扭转应力和转角。 (41) (42)式中,半轴直径,;半轴长度,;材料的剪切弹性模量,;半轴端面极惯性矩,;车轮的附着力矩,。 (43)= (44) =式中,汽车总重落在一个驱动桥上的静负荷,;负荷转移系数;车轮滚动半径,;附着系数,计算时取。将(43)和(44)代入(41)和(42)得: (45)=计算说明半轴的强度符合要求。5 驱动桥壳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荷重的作用,并将载荷传给车轮作用在驱动车轮上的牵引力,制动力、侧向力和垂向力也是经过桥壳传到悬挂及车架或车厢上。因此桥壳既是承载件又是传力件,同时它又是主减速器、差速器及驱动车轮传动装置(如半轴)的外壳。在汽车行驶过程中,桥壳承受繁重的载荷,设计时必须考虑在动载荷下桥壳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。在选择桥壳的结构型式时,还应考虑汽车的类型、使用要求、制造条件、材料供应等。5.1 驱动桥壳结构形式的选择驱动桥壳从结构上可分为可分式、整体式和组合式三种形式。可分式桥壳一般由两部分组成,它们通过螺栓连接成一体。每一部分都包括一个铸造壳体和一个压入其孔中的轴管,轴管与壳体用铆钉连接。这种桥壳的优点是制造工艺简单、主减速器轴承支承刚度好;缺点是拆装、调整、维修很不方便。这种桥壳用于轻型汽车上,目前已很少采用这种结构。整体式桥壳强度和刚度较大,主减速器拆装调整方便。按照制造工艺的不同,整体式桥壳又分为三种,即冲压焊接式、扩张成形式和铸造式。扩张成形工艺制造桥壳的过程,从最上面的钢管逐渐扩张成最下面的桥壳。利用冲压焊接式和扩张成形式制造的桥壳质量小、材料利用率高、制造成本低、适于大量生产,广泛用于轿车和中、小型货车。铸造式整体桥壳强度和刚度大,但质量大、加工面多、制造工艺复杂,这种桥壳用于中、重型货车。组合式桥壳的结构特点是:中间是一个铸造主减速器壳,在主减速器壳的两边各压入一根无缝钢管作为半轴套管,再用塞焊或铆钉连接方法把它们固结在一起。这种桥壳又较好的从动锥齿轮轴承支承刚度,主减速器的装配、调整也比较方便,但是加工精度要求较高,这种桥壳用于轿车和轻型货车中。在本次设计中采用冲压焊接或者扩张成形的整体式桥壳。5.2 驱动桥壳强度计算桥壳的危险截面通常在钢板弹簧座内侧附近,桥壳端部的轮毂轴承根部也应列为危险断面进行强度校核。其受力如图4所示。图4 桥壳受力示意图 不平路面冲击载荷作用下驱动桥壳强度计算 (51) = =即300MPa500MPa,符合要求。式中,汽车在不平路面上,危险断面的弯曲应力,;轮胎中心平面到板簧座之间的横向距离,;动载系数,乘用车取;货车取;越野车取。6 后悬架设计 后悬架只有钢板弹簧组成。6.1 悬架结构形式的选择悬架有独立悬架和非独立悬架,非独立悬架的结构特点是:左、右车轮用一根整体轴相连,在经过悬架与车身连接;独立悬架的结构特点是:左右车轮通过各自的悬架与车身连接。悬架的选择是与驱动桥的形式密切相关的,驱动桥为整体式时,则选用非独立悬架;驱动桥为断开式时,则选用独立悬架。非独立悬架主要优点是:结构简单,制造容易,维修方便,工作可靠。缺点是:由于两轮通过一根轴刚性相连,其中一个车轮的跳动都会一起另一个车轮跳动,行驶平顺性差。独立悬架的优点是:簧下质量小,悬架占用空间少,弹性元件只承受垂直力,所以可以用刚度较小的弹簧,使车身振动频率降低,改善汽车行驶的平顺性。缺点是:结构复杂,成本较高,维修困难,由于驱动桥已经选择了整体式,故悬架选用非独立悬架。6.2 悬架主要参数的确定(1)悬架静挠度悬架静挠度为汽车满载静止时悬架上的载荷与此时悬架刚度之比: (61)汽车后部分车身的固有频率为: (62)当采用弹性特性为线性变化的悬架时,后悬架的静挠度为: (63)式中,后悬架刚度,;后悬架的簧上质量,;重力加速度,。将(63)代入(62)得: (64)用途不同的汽车,对平顺性的要求也是不同的,乘用车最高,客车次之,货车更次之。货车满载时,后悬架要求偏频在之间。本次设计选定后悬架偏频 n1=1.76HZ。将代入(64)得: (65) = = 同理可知,fc1=80 mm(2)悬架的动挠度悬架的动挠度是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形时,车轮中心相对车架的垂直位移。要求悬架有足够大的动挠度,以防止在坏路面上行驶时经常碰撞缓冲块。对乘用车,取;对客车,取;对货车,取。本次设计取。6.3 弹性元件计算钢板弹簧在汽车上的应用十分广泛,可以纵置或橫置。后者因为要传递纵向力,必须设置附加的导向传力装置,使结构复杂、质量加大,所以只在极少数汽车上应用。纵置钢板弹簧能传递各种力和力矩,并且结构简单。6.3.1 钢板弹簧主要参数的确定初始条件:满载静止时汽车后轴负荷;满载静止时汽车后轴簧下部分荷重;悬架的静挠度;悬架的动挠度;汽车的轴距;单个钢板弹簧的载荷。(1)满载弧高用来保证汽车具有给定的高度。当=时,钢板弹簧在对称位置上工作。考虑到使用期间钢板弹簧塑性变形的影响和为了在车架高度已限定时能得到足够的动挠度值,常取=。本次设计取=。(2)钢板弹簧长度的确定增加钢板弹簧的长度能显著降低弹簧应力,提高使用寿命;降低弹簧刚度,改善汽车行驶平顺性。但选用长的钢板弹簧,会在汽车布置上产生困难。故在总布置可能的条件下,尽可能选用较长的钢板弹簧。推荐乘用车();货车前悬架(),后悬架()。本次设计取。(3)钢板断面宽度和厚度的确定钢板弹簧所需要的总惯性矩为: (66)其中,型螺栓中心距,110;考虑型螺栓夹紧弹簧后的无效长度系数,刚性夹紧取,挠性夹紧取;本次取;钢板弹簧垂直刚度,;挠度增大系数;材料弹性模量,取钢板弹簧垂直刚度为: (67) = =154.6先确定与主片弹簧等长的重叠片数=1,在估计一个总片数=10,则=0.1。挠度增大系数为: (68) =1.374 (69) =75109钢板弹簧总截面系数为: (610)式中,为许用弯曲应力。推荐前弹簧和平衡悬架弹簧为350450;后主簧为450550;后副簧为220250。本次取=500。 (611) =7564.73钢板弹簧平均厚度为: (612) = =10.31取=10。增大片宽,能增加卷耳强度,但当车身受侧向力作用倾斜时,弹簧的扭曲应力增大。推荐片宽与片厚的比值=610。则钢板弹簧断面宽为:70。(4)钢板弹簧片数的确定 (613)则=12.87 (614)取。6.3.2 钢板弹簧各片长度的确定先将各片厚度的立方值按同一比例沿纵坐标绘制在图上,再沿横坐标量出主片长的一半,和形螺栓中心距的一半,得到A、B两点,连接A、B即可得到三角形的钢板弹簧展开图。AB线与各叶片的上侧交点即为各片长度。如果存在与主片长等长的重叠片,就从B点到最后一个重叠片的上侧边端点连一直线,此直线与各片的上侧边交点即为各片长度。各片实际长度尺寸需经圆整后确定。作图得:从第三片到十三片钢板弹簧长度分别为930;850;780;690,620;540;460;380,310;230;160。6.3.4 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算(1)钢板弹簧在自由状态下的弧高 (615)式中,静挠度,;满载弧高,;钢板弹簧总成用形螺栓夹紧后引起的弧高变化,。 (616)=9.58式中,形螺栓中心距,110;钢板弹簧主片长度,。将(616)代入(615)得: (617) =91.58则钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径为: (618) = =1565.76(2)钢板弹簧各片自由状态下曲率半径的确定 (619)式中,第片弹簧自由状态下的曲率半径,;钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径,;各片弹簧预应力,;材料的弹性模量,取;第片弹簧厚度,。选取各片弹簧预应力时,要求做到:装配前各片弹簧片间的间隙相差不大,且装配后各片能很好地贴和;为保证主片及与其相邻的长片有足够的使用寿命,应适当降低主片及其相邻的长片的应力。为此,选取各片预应力时,对于片厚相等的钢板弹簧,各片预应力值不宜选取过大。推荐主片在根部的工作应力与预应力叠加后的合成应力在300350内选取。14片长片叠加负的预应力,短片叠加正的预应力。预应力从长片到短片由负值逐渐递增至正值。则第一片至第十三片各片自由状态下的曲率半径分别为:3465,2430,2400,2290,1975,1810,1540,345,1255,1210,1205,1230,1280.6.3.5 钢板弹簧总成弧高的核算由于钢板弹簧各片在自由状态下的曲率半径是经选取预应力后用公式 计算,受其影响,装配后钢板弹簧总成自由状态下的弧高与用计算的结果会有不同。因此,需要核算钢板弹簧总成的弧高。根据最小势能原理,钢板弹簧总成的稳定平衡状态时各片势能总和最小状态,因此可求得等厚叶片弹簧的为: (626)式中,为钢板弹簧第片的长度,。 R0=2340mm (627)则钢板弹簧总成的弧高为: =121.61 (628)6.3.6 钢板弹簧的强度验算汽车驱动时,后钢板弹簧承受的载荷最大,在其前半段出现的最大应力为: (629) =312350MPa,符合要求。式中,作用在后轮上的垂直静负荷,;驱动时后轴负荷转移系数,对于乘用车:=1.251.30,货车:=1.101.20;道路附着系数,取=0.8;钢板弹簧片宽,;钢板弹簧主片厚度,;弹簧固定点到路面的距离,;钢板弹簧前段长度,;钢板弹簧后段长度,;钢板弹簧总截面系数。6.3.7 钢板弹簧上其它零件的设计计算(1)弹簧支架一般中小型汽车上钢板弹簧支架的壁厚为36,用钢板焊接在车身上。本次设计取壁厚为6。(2)弹簧衬套轿车以及微型客车车一般都用橡胶衬套,本次设计弹簧衬套采用橡胶衬套。(3)吊耳小型汽车的吊耳多用钢板制成,钢板吊耳的安装方式分为承压型和受拉型两类,本设计采用受拉式吊耳。34设计总结在这次毕业设计中,我设计的是驱动桥和后悬架。在驱动桥方面主要是选择和计算主减速器的一对双曲面锥齿轮、差速器行星直齿锥齿轮和半轴齿轮。在计算好齿轮的几何尺寸后,对它们进行装配。在装配过程中,选择合适的轴承、调整装置和支承形式。最后就是计算合理的壁厚,设计工艺性好的桥壳。在悬架方面,主要是计算钢板弹簧的所有几何尺寸和选择合适的吊耳支承形式。经过一学期的毕业设计,我对汽车构造尤其是底盘部分有了更深层次的理解。对于底盘部分各总成的装配关系和动力传递路线,有了深刻的了解。当然,由于需要完成相应的外文翻译,所以英语水平也相应有所提高。这次毕业设计的主要设计思路是根据任务书已知的参数和要求,利用各种参考资料和经验公式选定必要的设计参数。计算和计算机绘图同时进行,依据计算数据画图,同时反过来,根据所画图形的结构和装配关系及时调整计算的设计参数,使所设计的各零件尺寸尽可能精确,力求能
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