柴油SUV后驅動橋與后懸架的設計

柴油SUV后驅動橋與后懸架的設計,柴油,suv,驅動,懸架,設計 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 第一章 前 言 近十年來我國汽車工業(yè)迅猛發(fā)展，車型越來越多，各種車型的用途與分類也越來越明顯。SUV汽車最早起源在美國，其功用是山地越野和軍事運用，后來發(fā)展為在各種條件下都可使用的車型，并且大受消費者喜愛。目前國內(nèi)的SUV廠家甚多，但多數(shù)是中低檔產(chǎn)品，追求的是價廉實用。城市SUV是目我國前發(fā)展的主流，可選擇兩驅和四驅類型，其功率不追求過高，動力也不必太強，所以排量比真正作為越野的SUV車小的多。因此其價格低，但空氣污染小，相當實用。 柴油動力是今后汽車動力的發(fā)展方向，目前很多國外的高端汽車廠家已經(jīng)在開發(fā)柴油高級車，其動力爆發(fā)迅速，動力強勁，價格與汽油相比低廉。我國目前的柴油動力主要用在大客和貨車上，這些車型的發(fā)動機技術含量較低，有少量的SUV也用柴油動力,但其技術含量低，油耗大，噪音大，這些弊端都是以后發(fā)展的技術攻關項目。 本次設計的就是柴油動力的SUV，設計方向是中檔車型，講究經(jīng)濟實用。本人設計的是后驅動橋和后懸架，在設計過程中參閱了大量文獻資料，和專業(yè)老師進行探討，與同學共同克服種種困難，從設計方向出發(fā)，目標就是使本車型經(jīng)久耐用，最終完成了任務。 此設計說明書，記述了所有設計相關的數(shù)據(jù)和信息來源，按照驅動橋和懸架的先后順序進行了編排，力爭使讀者能夠輕松的讀懂。在次要非常感謝我的指導教師李水良及車動學院的各位老師，還有很多同學對我的熱情幫助。 由于水平所限，書中難免有錯誤和漏洞之處，懇請各位老師和讀者批評指正，在此表示感謝。  第二章 驅動橋的設計 §2.1 驅動橋概述 驅動橋位于傳動系統(tǒng)的末端，其基本功用是增大由傳動軸傳來的轉矩，將轉矩分配給左、右驅動車輪，并使左、右驅動車輪具有汽車行駛運動學所要求的差速功能；同時，驅動橋還要承受作用于路面和車架或車廂之間的鉛垂力、縱向力和橫向力。驅動橋主要有主減速器、差速器、驅動車輪的傳動裝置和驅動橋殼等部件組成。 對于各種不同類型的和用途的汽車，正確的確定上述機件的結構型式并成功地將它們組合成一個整體驅動橋，乃是設計者必須首先解決的問題。在汽車總體設計時，從整車性能出發(fā)確定了驅動橋的傳動比，然而用什么型式的驅動橋，什么結構的主減速器和差速器等在驅動橋設計時是要具體考慮的，絕大多數(shù)的發(fā)動機在汽車上是縱置的，為使扭矩傳給車輪，驅動橋必須改變扭矩的方向，同時根據(jù)車輛的具體要求解決左右車輪的扭矩分配，如果是多橋驅動的汽車亦同時要考慮各橋間的扭矩分配問題。整體式驅動橋一方面需要承擔汽車的重荷，另一方面車輪上的作用力以及傳遞扭矩所產(chǎn)生的反作用力矩皆由驅動橋承擔，所以驅動橋的零件必須具有足夠的剛度和強度，以保證機件可靠的工作。驅動橋還必須滿足通過性及平順性的要求。 對驅動橋的基本要求可以歸納為： 一、 所選擇的主減速比應能滿足汽車在給定使用條件下具有最佳的動力性和燃油經(jīng)濟性； 二、 差速器在保證左、右驅動車輪能以汽車運動學所要求的差速滾動外并能將轉矩平穩(wěn)而連續(xù)不斷的傳遞給左右驅動車輪； 三、 當左右驅動車輪與地面的附著系數(shù)不同時，應能充分利用汽車的牽引力； 四、 能承受和傳遞路面和車架或車廂間的鉛垂力、縱向力和橫向力，以及驅動時的反作用力矩和制動時的制動力矩； 五 、驅動橋各零部件在保證其剛度、強度、可靠性及壽命的前提下應力求減小簧下質(zhì)量，以減小不平路面對驅動橋的沖擊載荷，從而改善汽車的平順性； 六 、輪廓尺寸不大以便于汽車總體布置并與所要求的驅動橋離地間隙相適應； 七 、齒輪與其它傳動件工作平穩(wěn)，無噪聲； 八 、驅動橋總成及零部件設計應盡量滿足零件的標準化、部件的通用化和產(chǎn)品的系列化及汽車變型的要求； 九 、在各種載荷及轉速工況有高的傳動效率； 十 、結構簡單、維修方便，機件工藝性好，制造容易。 由于后橋結構基本已經(jīng)固定，在后橋設計中需要改進的問題主要有：齒輪傳動的噪聲、振動；半軸的可靠性設計；后橋殼的應力分析；雙曲面齒輪的設計方法等。 § 2.2 驅動橋型式及選擇 驅動橋形式與整車有非常密切的關系，驅動橋分兩大類：斷開式驅動橋和非斷開式驅動橋。根據(jù)整車的通過性、平順性以及操縱穩(wěn)定性對懸架結構提出了要求，如懸架選擇了合適的結構型式，而驅動橋的結構也必須與懸架相適應。因此，驅動橋的選型應從汽車的類型、使用條件和生產(chǎn)條件出發(fā)，并和其他各部件的結構型式與特性相適應，以保證汽車達到預期性能要求。 由于本設計中所設計的車型為SUV，由行駛條件及成本出發(fā)，采用非獨立懸架及非斷開式驅動橋。這種型式驅動橋在汽車，尤其是載重汽車上應用相當廣泛。它主要優(yōu)點是：結構簡單、制造工藝性好、成本低、可靠性高、維修調(diào)整容易等。 本次設計的是0.5噸柴油動力SUV乘用車的后橋，由經(jīng)濟性及低成本等因素考慮：故本次設計采用非斷開式驅動橋，單級主減速器，雙曲面齒輪傳動，普通對稱式圓錐行星齒輪差速器，半浮式半軸，整體式橋殼。 第三章 主減速器的設計 §3.1 主減速器結構方案分析 主減速器的功用是將輸入的轉矩增大并相應降低轉速，以及當發(fā)動機縱置時還具有改變轉矩旋轉方向的作用。主減速器的結構型式，主要是根據(jù)齒輪類型、主動齒輪和從動齒輪的支撐形式以及減速型式的不同而異。驅動橋的主減速器為適應使用要求發(fā)展多種結構型式：如單級主減速器、雙級主減速器和單級主減速器加輪邊減速等。由于兩驅SUV發(fā)動機的功率不大以及扭矩中等的因素，故采用單級主減速器。 在現(xiàn)代汽車的驅動橋上，主減速器齒輪采用得最廣泛的是“格里森”（Gleason）制或“奧利康”（Oerlikon）制的螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。由于雙曲面齒輪的螺旋角較大，則不產(chǎn)生根切得最少齒數(shù)可減少，所以可選用較少的齒數(shù)，這又利于的傳動比傳動。同時雙曲面齒輪傳動平穩(wěn)噪聲小、負荷大、結構緊湊等優(yōu)點，所以本次設計采用雙曲面齒輪傳動。 §3.2 主減速比及計算載荷的確定 §3.2.1 主減速器比i0的確定 主減速比對主減速器的結構型式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性都有直接影響。i0的選擇應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比一起由整車動力計算來確定。 i0＝0.377×rr×np/vamax×iGh (3-1) 式中 rr: 車輪的滾動半徑 rr＝0.362m np: 最大功率時發(fā)動機的轉速 np＝3600r/min vamax: 最高車速 vamax＝140 Km/h igH: 變速器最高檔傳動比 igH＝0.76 i0＝0.377×rr×np/vamax×igH ＝0.377×0.362×3600/140×0.76＝4.6 §3.2.2齒輪計算載荷的確定 1．按發(fā)動機最大轉矩和最低檔傳動比確定從動齒輪計算轉矩Tge Tce=Temax×iTl×K0×ηT/N (3-2) 式中 Temax: 發(fā)機最大轉矩 Temax ＝225N·m N： 驅動橋數(shù)目 N=1 iTL：由發(fā)動機至所計算的主減速器從動齒輪之間的傳系最檔傳動比 iTL＝18.86 ηT：上述傳動部分傳動效率 取ηT＝0.9 K0： 離合器產(chǎn)生沖擊載荷時超載系數(shù) K0=1 Tce = Temax×iTl×K0×ηT/N =225×4.1×4.6×1×0.9 /1 =4715 N·m 2．按驅動輪打滑確定從動齒輪計算轉矩 Tcs Tcs = G2×?×m2×rr/ηlBilB (3-3) 式中 G2: 滿載時一個驅動輪上的靜載荷系數(shù)，N G2=2325×9.8×52% m2:汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數(shù) ?: 輪胎與路面間的附著系數(shù) 取?＝0.85 rr: 車輪的滾動半徑 rr=0.362m ηlB ilB ： 分別為所計算的主減速器從動齒輪到驅動車輪之間的傳動效率和傳動比 ηlB＝0.98、 ilB＝1 Tcs = G2×?×m2×rr/ηlB×ilB = 2325×9.8×52％×1.3×0.85×0.362/0.98×1 = 4836 N·m 3．按日常行使平均轉矩確定從動錐齒輪計算轉矩 TGF =rr×FJ/ηlB×ilB (3-4) 式中 FJ：汽車日常牽引力（3000N） 其他數(shù)據(jù)同上 TGF =rr×FJ/N×ηlB×ilB =3000×0.362/0.98N=1108N §3.3 主減速器齒輪主要參數(shù)的計算 §3.3.1 主、從動齒輪齒數(shù)的選擇 進行主從動錐齒輪齒數(shù)Z1、Z2選擇時，Z1、Z2應沒有公約數(shù)，這樣可以保證主、從動齒輪之間都能相互嚙合，起到自動磨合的作用。為了得到理想的重合系數(shù)和高的輪齒抗彎強度，大、小齒輪的齒數(shù)和應不小于40。 查《汽車車橋設計》表3-12 Z1＝8 Z2＝i0×Z1=37 §3.3.2 從動齒輪大端分度圓直徑及端面模數(shù)的選擇 根據(jù)從動錐齒輪的計算轉矩，按經(jīng)驗公式 d2=kd2· 式中 d2：從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，㎜； kd2：直徑系數(shù)，取kd2=13～16； Tj：計算轉矩，Tj=4715N·m 所以，d2=kd2· =14× =205㎜ 圓整取 d2＝205mm 從動錐齒輪大端模數(shù) m＝d2/Z2=5.54 取m＝6 §3.3.3大齒輪齒面寬的選擇 汽車主減速器雙曲面齒輪的從動齒輪齒面寬F（mm）推薦為： F＝0.155×d2＝31.8mm 取F＝31.8mm §3.3.4雙曲面齒輪的偏移距E 轎車、輕型客車和輕型貨車主減速器的E值，不應超過從動齒輪節(jié)錐距的40％。 圖3—1 雙曲面齒輪的偏移距和偏移方向 §3.3.5 螺旋角的選擇 螺旋角是在節(jié)錐表面的展開圖上定義的，“格里森”制推薦用下式，近似預選主動齒輪螺旋角的名義值： β1′＝＝49° 式中： β1′：主動齒輪名義螺旋角的預選值； z1、z2：主、從動齒輪齒數(shù)； d2：從動齒輪節(jié)圓直徑 mm； E：雙曲面齒輪的偏移距 mm。 §3.3.6 圓弧齒雙曲面齒輪的幾何尺寸設計 1.確定主動小齒輪的輪齒數(shù)Z1 . Z1=8 2.確定主動小齒輪的輪齒數(shù)Z2 Z2=37 3. 齒數(shù)比的倒數(shù) =0.216 4. 大齒輪的齒面寬F F=0.155d2=31.8㎜ 5. 小齒輪軸線偏移距E E=31.6㎜ 6. 大齒輪分度圓直徑d2 d2 =205㎜ 7. 刀盤名義直徑rd rd=76.2 8. 初定小齒輪螺旋角 β1′=49° 9.β1′角的正切值 tgβ1′=1.15040 10. 初選大齒輪的分錐角之余切值 ctgδ2i =1.2（3）=0.25921 11. sinγ2i的正弦值 sinγ2i=0.96810 12. 初定大齒輪中點分度圓半徑 Rm2==81.10721 13. 大小螺旋角差值之正弦值 sinξi′==0.35120 14. cosξi′ 之余弦 cosξi′=0.93630 15. 初定小齒輪的擴大系數(shù) （14）+（9）（13）=1.34032 16.小齒輪中點分度圓半徑換算值 （3）（12）=18.81515 17. 初定小齒輪中點分度圓半徑 Rm1=（15）（16）=25.21230 18. 輪齒收縮系數(shù) TR=0.02（1）+1.06=1.30 19. 近似計算公法線在大齒輪軸線上的投影 ＋（17）=361.27407 20. 大齒輪軸線在小齒輪回轉平面內(nèi)偏置角正切 tgη==0.0875355 21. η角的余弦 =1.00382 22.η角的正弦 sinη==0.087202 23. 大齒輪軸線在小齒輪回轉平面內(nèi)偏置角 η=5.00263° 24. 初算大齒輪回轉平面內(nèi)偏置角正弦值 sinε2==0.33756 25. ε2角正切 tgε2=0.35861 26. 初算小齒輪分錐角正切 tgr1Ⅱ==0.24439 27. r1Ⅱ角余弦 cosr1Ⅱ=0.97141 28. 第一次校正小齒輪螺旋角的正弦 sinε2′==0.34749 29. ε2′的余弦 cosε2′=0.93768 30. 第一次校正后小齒輪螺旋角正弦 tgβ1Ⅱ==1.15871 31. 擴大系數(shù)修正量 （28）·[（9）-（30）]=-0.0028876 32. 大齒輪擴大系數(shù)修正量的換算 （3）（31）=-0.00062373 33. 校正后大齒輪分偏置的正弦 sinε1=（24）-（22）（32）=0.33761 34. ε1角正切 tgε1=0.35867 35. 校正后小齒輪分錐角正切 tgr1==0.24312 36. r1角值 r1=13.66470° 37. r1角余弦 cosr1=0.97169 38. 第二次校正后螺旋角差值的正弦 sinε1′==0.34745 39. ε1′角的值 ε1′=22.005562° 40. ε1′角的余弦 cosε1′=0.92713 41. 第二次校正后螺旋角差值的正切值 tgβ1==1.18089 42. β1 角值 β1=49.74159° 43. β1角余弦 cosβ1=0.64624 44.確定大齒輪螺旋角 β2=（42）-（39）=27.73273° 45. β2角余弦 cosβ2=0.88513 46. β2角的正切 tgβ2=0.52572 47. 大齒輪分錐角余弦 ctgr2==25928 48. r2的值 r2=75.47389° 49. r2的正弦 sinr2=0.96805 50. r2角的余弦 cosr2=0.25075 51. =25.89094 52. =347.38668 53. （51）+（52）=373.27762 54.大齒輪分錐距在螺旋線上中點切線方向投影 =79.63589 55. 小齒輪分錐距在螺旋線上中點切線方向投影 =68.821 56. 極限齒形角正切 -tgα01==0.10556 57. 極限齒形角負值 -α01=6.025823° 58. α01角的余弦 cosα01=0.99447 59. ==0.0048147 60. =0.00015957 61. （54）（55）=5481.30979 62. =0.0019749 63. （59）+（60）+（62）=0.0069493 64. 94.27856 65. 齒線中點曲率半徑 rd′=94.80282 66. 比較rd與rd′比值 0.80379 67. （3）（50）=0.054162（左） 1.0-（3）=0.784 （右） 68. =81.97366（左） （35）（37）=0.23624（右） 69. （37）+（40）（67）（左）=0.97184 70. 圓心至軸線交叉點的距離 Zm=（49）（51）=25.06372 71. 大齒輪分錐頂點至軸線交叉點的距離 Z=（12）（47）-（70）=-2.47856 72. 大齒輪分錐上中點錐距 Am=89.98214 73. 大齒輪節(jié)錐距 A0=105.88296 74. 大齒輪的分錐上齒寬之半 （73）-（72）=15.90082 75. 大齒輪在齒面寬中點處的齒工作高 hgm= 76. 77. 78. 輪齒兩側壓力角的總和 αi=38° 79. αi角正弦 sinαi=0.61557 80. 平均壓力角 19° 81. 角的余弦 cos=0.94552 82. 角的正切 tg=0.34433 83. =1.4309 84. 雙重收縮齒齒根角的總和 ΣδD==6.80656° 85. 大齒輪齒頂高系數(shù) Kα=0.150 86. 大齒輪齒根高系數(shù) Kb =1.150-（85）=1.00 87. 大齒輪齒面寬中點處的齒頂高 ham2=（75）（85）=1.18778 88. 大齒輪齒面寬中點處的齒根高 hfm2=（75）（86）+0.05=7.9685 89. 大齒輪齒頂角 θ2=（84）（85）=1.020984° 90. θ2角正弦 sinθ2=0.017819 91. 大齒輪齒根角 δ2=（84）-（89）=5.78558 92. δ2角的正弦 sinδ2=0.100806 93. 大齒輪大端齒頂高 h2/=（87）+（74）（90）=1.47112 94. 大齒輪的齒根高 h2//=（88）+（74）（92）=9.55850 95. 徑向間隙 C=0.15（75）+0.05=1.23778 96. 大齒輪齒全高 h=（93）+（94）=11.02962 97. 大齒輪齒工作高 hg=（96）-（95）=9.79184 98. 大齒輪的面錐角 γ02=（48）+（89）=76.49939° 99. γ02角的正弦 sinγ02=0.97237 100.γ02角的余弦 cosγ02=0.23346 101. 大齒輪的根錐角 γR2=（48）-（91）=69.69281° 102. γR2角的正弦 inγR2=0.93785 103. γR2角的余弦 cosγR2=0.34705 104. γR2角的余切 ctgγR2=0.37005 105. 大齒輪外圓直徑 d02==205.73777 106. 大端分度圓中心到軸線交叉點的距離 （70）+（74）（50）=29.05065 107. 大齒輪外緣至小齒輪軸線的距離 X02=（106）-（93）（49）=27.62653 108. =0.44328 109. =1.17528 110. 大齒輪面錐頂點至小齒輪軸線的距離 Z0=（71）-（108）=-2.92184 111. 大齒輪根錐頂點至小齒輪軸線的距離 ZR=（71）+（109）=-1.30328 112. （12）+（70）（104）=96.38204 113. 修正后小齒輪軸線在大齒輪回轉平面那的偏置角正弦 sinε==96.38024 114. ε角的余弦 cosε==0.94473 115. ε角的正切 tgε=0.34704 116. 小齒輪頂錐角正弦 inγ01=（103）（114）=0.32787 117. 小齒輪的面錐角 γ01=19.26950° 118. γ01角的余弦 cosγ01=0.94398 119. γ01角的正切 tgγ01=0.34960 120. =0.044659 121. 小齒輪面錐頂點至大齒輪軸線的距離 G0==10.91922 122. tgλ/==0.019364 123. λ/=01.10933° cosλ/=0.99974 124. Δλ/=（39）-（123）左=20.89953° cosΔλ/=0.93421 125. θ1=（117）-（36）=5.6048° cosθ1=0.99522 126. （113）（67）右-（68）右=0.020802 -（113）（67）右-（68）右=-0.45466 127. =1.07014 128. （68）左+（87）（68）右=92.25426 129. =0.94851 130. （74）（127）=17.01523 131. 小齒輪外緣至大齒輪軸線的距離 BR=（128）+（130）（129）+（75）（126）左 =98.22868 132. （4）（127）-（130）=17.015222 133. 小齒輪輪齒前緣至大齒輪軸線的距離 B1=（128）+（132）（129）+（75）（126）右 =62.51491 134. （121）+（131）=109.14790 135. 小齒輪的外緣直徑 d01==76.31622 136. =93.12485 137. 在大齒輪回轉平面內(nèi)偏置角正弦 sinε0==0.3393 138. 在大齒輪回轉平面內(nèi)偏置角 ε0=19.84904° 139. ε0角的余弦 cosε0=0.94059 140. =-6.86768 141. 小齒輪根錐頂點至大齒輪軸線的距離 GR==18.71311 142. sinrR1=（100）（139）=0.21959 143. 小齒輪根錐角 rR1=12.68486° 144. rR1角的余弦 cosrR1=0.97560 145. rR1角的正切 tgrR1=0.1851580.22508 146. 最小齒側間隙 Bmin=0.102 147. 最大齒側間隙 Bmax=0.152 148. （90）+（92）=0.11863 149. （96）-（4）（148）=7.25719 150. 在節(jié)平面內(nèi)大齒輪內(nèi)錐距 Ai=（73）-（4）=74.05296 雙曲面齒輪副的理論安裝距與另外幾個尺寸參數(shù)的關系如下圖： 圖3—2 雙曲面齒輪副的安裝尺寸 §3.4 主減速器齒輪強度計算 §3.4.1 單位齒上的圓周力 按發(fā)動機最大扭矩計算時： p=Temax·ig·103/·F (3-5) 式中：p：單位齒長上的圓周力 N/mm ; Temax：發(fā)動機最大扭矩 N/m； ig：變速器Ⅰ檔傳動比； d1：主動齒輪節(jié)圓直徑 mm； F：動齒輪的齒面寬 mm 。 P=Temax·ig·103/·F =1318.6 N/mm＜［P］=1429 N/mm §3.4.2齒輪的彎曲強度計算 σ w=2·103TjK0KsKm/KvFzm2J (3-6) 式中：Tj：齒輪的計算轉矩 N·m； K0：超載系數(shù)，取 K0＝1； Ks：尺寸系數(shù)，反映材料性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等有關。當端面模數(shù)m≥1.6mm時， Ks＝； 式中： Km： 載荷分配系數(shù)，取Km＝1 Kv：質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好、周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取Kv＝1； Z： 計算齒輪的齒數(shù)； m： 端面模數(shù) mm； J：計算彎曲應力用的綜合系數(shù)。 σ w=2·103TjK0KsKm/KvFzm2J =615.9 MPa 汽車主減速器齒輪的彎曲應力應不大于700 MPa ， 滿足要求。 §3.4.3 齒輪的接觸強度計算 σj＝ (3-7) 式中 T1j : 主動齒輪計算轉矩 N·m； Cp :材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.6/mm; d1 : 主動齒輪的節(jié)圓直徑 mm； K0、 Kv 、Km :見上式說明； Ks:尺寸系數(shù)，可取 Ks＝1； Kf : 表面質(zhì)量系數(shù)，對于制造精密的齒輪可取 Kf＝1； F : 齒面寬 mm，取齒輪副中較小的； J:計算彎曲應力用的綜合系 σj＝ ＝2015 Mpa 主從動齒輪的接觸應力是相同的，許用接觸應力為2800 Mpa。滿足條件要求。 §3.5 主減速器齒輪的材料及熱處理 驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系其他齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點，是傳動系的薄弱環(huán)節(jié)。其損壞形式主要有：齒根彎曲折斷、齒面疲勞點蝕、磨損和擦傷等。據(jù)此對驅動橋齒輪的材料及熱處理應有一下要求： 1). 有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度及較好的齒面耐磨性； 2). 輪芯部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免輪齒根部折斷； 3). 鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能好，熱處理變形小，以提高產(chǎn)品質(zhì)量，減少成本并降低廢品； 本次設計主減速器主、動齒輪材料選用20CrMnTi 。齒輪滲碳1.2—1.5、齒面淬火使其硬度達到58—64。 第四章 差速器的設計 § 4.1 差速器機構方案分析 汽車在行駛過程中左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的行程往往是有差別。例如，轉彎時外側車輪的行程總要比內(nèi)側的長。另外，即使汽車作直線行駛，也會由于左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路面垂向波形的不同，或由于左右車輪輪胎氣壓、輪胎負荷、胎面磨損程度的不同以及制造誤差等因素引起左右車輪外徑不同或滾動半徑不相等而要求車輪行程不等。在左右車輪行程不等的情況下，如果采用一根整體的驅動車輪軸將動力傳遞給左右車輪，則會由于左右驅動車輪的轉速雖相等而行程卻又不相等的這一運動學上的矛盾，引起某一驅動車輪產(chǎn)生滑轉或滑移。此外，由于車輪與路面間尤其在轉彎時有大的滑轉或滑移，易使汽車在轉向時失去抗側滑的能力而使穩(wěn)定性變壞。為了消除由于左右車輪在運動學上的不協(xié)調(diào)而產(chǎn)生的這些弊病，汽車左右驅動輪間都裝有差速器。差速器保證了汽車驅動橋兩側車輪在行程不等時具有以不同速度旋轉的特性，從而滿足汽車行駛運動學的要求。 差速器的結構型式有多種，其主要的結構型式有：對稱式圓錐行星齒輪差數(shù)器、防滑差速器，防滑差速器又可分為自鎖式和強制鎖止式。對于柴油SUV來說，由于路面狀況一般，各驅動車輪與路面的附著系數(shù)變化小，因此采用結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、造價又低的對稱式圓錐行星齒輪差數(shù)器。 圖4—1 普通圓錐齒輪差速器的 工作原理簡圖 §4.2 差速器齒輪參數(shù)的計算 行星齒輪數(shù)目的選擇：轎車常用2個行星齒輪，載貨汽車和越野汽車多用4個行星齒輪，少數(shù)汽車采用3個。本次設計采用4個行星齒輪。 1. 球面半徑/由經(jīng)驗公式 /= 其中---行星齒輪的球面半徑系數(shù)，=2.5-3.0，取=2.5 ---差速器計算轉矩取Tcs 和Tce兩者中較小值 =4715 所以 /===42㎜ 2. 錐齒輪的節(jié)錐距A0 A0=（0.98-0.99）=40 mm 3. 行星齒輪齒數(shù)Z1和半軸齒數(shù)齒數(shù)Z2 取Z1=12 Z2=24 查《機械設計實用手冊》 表8-3 查《機械設計實用手冊》 圖8-3 4. 節(jié)錐角γ 5. 錐齒輪大端端面模數(shù)me me= 圓整后取me=3 6. 壓力角α 取壓力角α=22.5° 7. 節(jié)圓直徑de de1= × me=36mm de2= × me=70mm 8. 軸交角 ∑＝90° 9. 周節(jié) t＝3.1416m＝9.42 10. 齒面寬F = 10 11. 齒工作高 hg hg＝1.6m＝4.8mm 12. 齒全高h h＝1.788m+0.0515.415 mm 13. 齒頂高 h′ h2′＝[0.430+]·m =3.23 mm h1′=hg- h2′=1.57 mm 14. 齒根高h″ h1″=1.788m- h1′=2.13 mm h2″=1.788m- h1′=3.79 mm 15 .徑向間隙 c c＝h－h(huán)g＝0.615 16. 齒根角δ δ1 ＝arctan=3.05o δ2=arctan＝5.41o 17. 面錐角γ0 γ01＝γ1＋δ2＝31.98° γ02＝γ2＋ ＝66.69° 18. 根錐角γR γR1=γ1-δ1=23.52° γR2=γ2-δ2=58.02° 19. 外圓直徑d0 d01=d1+2 h1′cosγ1=41.78 mm d02=d2+2 h2′cosγ2=73.39 mm 20. 節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離χ0 χ01＝- h1′sinγ1=34.26mm χ01＝- h2′sinγ2=16.59mm 21. 理論弧齒厚s s1=t-s2=3.96mm s2=-( h1′- h2′)tanα-τm=5.46mm 22. 齒測間隙 B B=0.13mm 23. 弦齒厚 SX SX1=S1－－＝6.51mm SX2=S2－－＝5.43mm 24. 弦齒高 =+=4.10mm 2.59mm §4.3 差速器齒輪強度計算 差速器齒輪主要進行彎曲強度計算，而對疲勞壽命則不予考慮，這是由于行星齒輪在差速器的工在作中經(jīng)常只起等臂推力桿的作用，僅在左右驅動輪有轉速差時行星齒輪和半軸齒輪之間才有相對滾動的緣故。 汽車差速器齒輪的彎曲應力為： σw=2·103TK0KsKm/KvFz2m2J (4-1) 式中 T :差速器一個行星齒輪給予一個半軸的轉矩 N·m； T＝＝572.9N·m； Tj : 計算轉矩； n : 差速器行星齒輪數(shù)目； Z2 : 半軸齒輪齒數(shù)； K0: 超載系數(shù)，取 K0＝1； Ks: 尺寸系數(shù)，反映材料性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等有關。當端面模數(shù)m≥1.6mm時，Ks＝＝0.61； Km: 載荷分配系數(shù)，取Km＝1 Kv:質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好、周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取Kv＝1； F :齒面寬 mm m :端面模數(shù) J :計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合 系數(shù)。 σw＝2·103TK0KsKm/KvFz2m2J ＝707.3MPa 差速器齒輪彎曲應力應不大于980MPa，滿足要求。 第五章 半軸及橋殼設計 §5.1 半軸的設計計算 驅動車輪的傳動裝置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉矩由差速器半軸齒輪傳給驅動車輪。在一般非斷開式驅動橋上，驅動車輪的傳動裝置就是半軸，這時半軸將差速器半軸齒輪與輪箍連接起來。 普通非斷開式驅動橋的半軸，根據(jù)其外端的支承型式或受力狀況的不同，分為：半浮式、3/4浮式和全浮式三種型式。半軸的首要任務是傳遞扭矩，但由于輪轂的安裝結構的不同，非全浮式半軸除受扭矩外，還要受到車輪上的垂向力、側向力以及牽引力或制動力所形成的縱向力。由于本次設計的SUV車屬于中檔裝備配制一般，對舒適性要求不高，后橋所受載荷較大，因此采用半浮式半軸。 半軸的主要尺寸是它的直徑，設計與計算時首先應合理的確定其載荷。半軸的計算應考慮以下三種可能的載荷公況： （1）半軸同時受垂直力Z、縱向力X所引起的彎矩Xr。對左右半軸來說，垂直力Z，Z為： Z= Z=Z－g =－g=N=6535.5N　　　　　　　　 Ｇ------滿載靜止汽車的驅動橋對水面的載荷，N； m’------汽車加速和減速時的質(zhì)量轉移系數(shù),取m’=1.2 g-------側車輪(包括輪轂、制動器等)本身對水平地面的載荷，Ｎ； 對于驅動車輪來說，當按發(fā)動機最大轉矩Ｔ及傳動系最低檔傳動比計算所得的縱向力小 Z，Z＝Ｔi／ｒ=0.62254.14.60.9/0.362 =6345.5N -------差速器轉矩分配系數(shù)，取=0.6 Ｔ----發(fā)動機最大轉矩N.m i-----傳動系最低檔傳動比； -----汽車傳動系效率，取=0.9 ｒ-----車輪滾動半徑，m 。 左右半軸所承受的合成彎矩M（N·m） M=b=b=1184.2 T=Xr=6345.5N0.362m=2297N·m　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　 10Mpa=438.5 N·m =10Mpa=425.4 N·m 合成應力: =10.94Mpa (2)半浮式半軸在第二種工況下 半軸只受彎矩。在側向力Y作用下，左、右車輪承受的垂直力Z、Z和側向力Z、Z各不相等，而半軸所受的力為 Z=Z－g=－g Z=Z－g=－g Y= Y= 式中的“+”、“－”號的取舍是這樣的：當側向力Ｙ向右作用時，取上面的符號，Ｙ向左作用時，取下面的符號。 B--------驅動車輪的輪距,mm ; h---------汽車質(zhì)心高，mm； --------車輪與路面的側向附著力系數(shù)，取=1.0 左右半軸受的彎矩為： rb rb 式中的“+”、“－”號的取舍同上。 G=23259.80.52=11848N b=0.13mm h=680mm ｒ=0.362mm B=1470mm 代入數(shù)據(jù)得： Y=21932.5N Z=552.5N Y=852.5N Z=21632.5N 彎矩為：M=2684.6N M=142.2N 所受應力分別為: =Mpa =994.3Mpa<[] =Mpa52.7Mpa <[] (3)半浮式半軸在第三種工況下半軸只承受彎矩: Mv=k 式中k-----動載荷系數(shù),取k=1.75代入數(shù)據(jù)得 Mv=1.75(-300)0.13Mpa =1227.6Mpa 則 =Mpa =454.7MPa<[] 故半軸的設計符合要求。 （4）半軸的結構設計及材料與熱處理 為了使半軸的花鍵內(nèi)徑不小于其桿部直徑，常常將加工花鍵的端部做的粗些，并適當?shù)販p小花鍵槽的深度，因此花鍵的齒數(shù)必須相應的增加，通常取10齒至18齒。半軸的破壞形式多為扭轉疲勞破壞，因此在結構設計上應盡量增大各過度圓部分的圓角半徑以減小應力集中。半軸多采用含鉻的中碳合金鋼制造，如40Cr,40CrMnMo,40CrMnSi,35CrMnSi 35CrMnTi等。本次設計采用的材料是40Cr。半軸的熱處理都采用調(diào)質(zhì)處理的方法，調(diào)質(zhì)后要求桿部硬度為HB388-444（突緣部分可降至HB248）。由于硬化層本身的強度較高，加之在半軸表面形成大殘余壓應力，以及采用噴丸處理，滾壓半軸突緣根部過度圓角等工藝，使半軸的靜強度和疲勞強度大為提高，尤其是疲勞強度提高的十分顯著。 §5.2 橋殼的設計 驅動橋橋殼是汽車上的主要零件之一，非斷開式驅動橋的橋殼起著支承汽車載荷的作用，并將載荷傳遞給車輪。作用在驅動車輪上的牽引力、制動力、側向力、和鉛垂力也是經(jīng)過橋殼傳到懸架或車廂上。因此橋殼既是承載件又是傳動件，同時它又是主減速器、差速器及驅動車輪傳動裝置的外殼。 驅動橋橋殼既是承載件又是傳動件，因此橋殼需要有足夠的強度和剛度。為了減小汽車的簧下質(zhì)量以利于降低動載荷、提高汽車的行駛平順性，在保證強度和剛度的前提下應力求減小橋殼的質(zhì)量。橋殼還應結構簡單、制造方便以利于降低成本。其結構還應保證主減速器的拆裝、調(diào)整、維修和保養(yǎng)方便。 橋殼大體可分三種型式：可分式、整體式、組合式。 一、 可分式橋殼 可分式橋殼由兩部分組成，每部分均有一個鑄件殼體和一個壓入其內(nèi)部的軸管，軸管與殼體用鉚釘連接。可分式橋殼制造工藝簡單，主見速器軸承的支撐剛性好。但拆裝，調(diào)整，維修很不方便，軸殼的剛度和強度受到結構的限制，現(xiàn)已很少采用，應用的也多在中小型汽車上。 二、 整體式橋殼 整體式橋殼的剛度和強度都比較大。橋殼制成整體式結構后，主減速器和差速器裝配總成再用螺栓安裝到橋殼上，這種結構對主減速器的拆裝，調(diào)整都比較方便。按照制造工藝的方法，整體式橋殼又可分為鑄造式，沖壓焊接式和擴張成形式三種。 1. 鑄造式橋殼 這種結構的橋殼強度和剛度較大，鋼板彈簧座與橋殼殼體鑄成一體，橋殼可根據(jù)強度要求鑄成適當?shù)男螤?。與沖壓橋殼相比，主要缺點是重量大，加工面多，制造工藝復雜等。 2. 沖壓焊接式橋殼 鋼板沖壓焊接成型的整體式橋殼具有重量輕，工藝簡單，材料利用率高等優(yōu)點，并適合大量的生產(chǎn)，因此在中小噸位貨車和矯車上被廣泛采用。由于目前沖壓設備有了長足發(fā)展，這種橋殼的優(yōu)點更為突出，有許多重型車的橋殼也已采用了這種結構。 3. 擴張成形式橋殼 這種橋殼無論是剛度和強度都比較大，其重量也輕材料還省。但制造這種橋殼需要專用的擴張設備，而這種設備目前國內(nèi)很少，所以成本太高而不能被廣泛使用。 三、 組合式橋殼 組合式橋殼是主減速器殼與部分橋殼鑄成一體，而后用無縫鋼管壓入殼體兩端，兩者間用塞焊方法焊接在一起。它具有較好的從動齒輪軸承的支撐剛度，主減速器的裝配調(diào)整也較分開式橋殼方便。然而這種橋殼要求有較高的加工精度，它的維修，裝配，調(diào)整，與整體式橋殼相比仍較復雜。橋殼剛度與整體式相比也較差，常見于轎車，輕型貨車的驅動橋殼。 本次設計的柴油SUV,由于追求的是實用性,因此采用整體式橋殼。 第六章 后懸架 懸架是現(xiàn)代汽車上的重要總成之一，它把車架與車軸彈性地連接起來。其主要任務是傳遞作用在車輪和車架之間的一切力和力矩；緩和路面?zhèn)鹘o車架的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，保證汽車行使的平順性；保證車輪在路面不平和載荷變化時有理想的運動性，保證汽車操縱的穩(wěn)定性，使汽車獲得高速行使能力。 懸架是有彈性元件、導向裝置、減振器、緩沖塊和橫向穩(wěn)定器等組成。 懸架分為獨立懸架和非獨立懸架。非獨立懸架的特點是，左右車輪用一根整體軸連接，再經(jīng)過懸架與車架連接；獨立懸架的結構特點是，左右車輪通過各自的懸架與車架連接。 依據(jù)本次設計車型，后懸架采用縱置鋼板彈簧為彈性元件兼導向機構的非獨立懸架，其主要優(yōu)點是：結構簡單，制造容易，維修方便，工作可靠。缺點就是平順性較差，在不平路面上行駛時左右車輪相互影響等。由于前懸架采用的是雙橫臂式獨立懸架，與后鋼板彈簧懸架相匹配時能夠通過將上橫臂只撐承銷軸線在縱向垂直平面上的投影設計成前高后底，使懸架的縱向運動瞬心位于有利于減少制動前俯角處，使制動時車身縱傾減少，保持車身有良好的穩(wěn)定性。 §6.1 鋼板彈簧的設計 鋼板彈簧是汽車懸架中應用最廣泛的一種彈性元件。它是有若干片等寬但不等長的合金彈簧片組合而成的一根近似等強度的彈性梁。鋼板彈簧本身還能起導向機構的作用，并且由于各片之間的摩擦起一定減振作用。 1.鋼板彈簧長度L L=(0.4～0.55)軸距 取Ｌ=0.42760mm=1104mm 2.滿載弧高 f=10～20mm 3.鋼板彈簧的總慣性矩： Ｊ=[(L-ks)c]/(48E) (6-1) 式中：s----U型螺栓中心距取90mm k----撓性夾緊，取0 ----撓度增大系數(shù)（重疊片數(shù)n=2，總片數(shù)n=4）=0.5 =1.5/[1.04（1+0.5）]=1.15 C-----鋼板彈簧垂直剛度（N/mm） C==12090/90=134 E-----為材料的彈性模量（MPa） 取20.6 MPa 4.總截面系數(shù)W W [（L）/4（）] []-----彎曲應力 取400 Mpa W（2323-5）/4=8342 Mpa 5.計算鋼板彈簧的平均厚度h h=2J/W= =5mm 片寬b （推薦b/h在6～９范圍內(nèi)） b/h=9 b=59=45mm 6.鋼板彈簧各片長度的確定 按照三角形原則可得 第一片長1104mm，第二片長900mm，第三片長640mm,第四片340mm。 二. 鋼板彈簧強度檢驗 1. 汽車驅動時，后鋼板彈簧承受的最大載荷 =[Gl（l+c）]/[（l+l）w]+ G（bh） =676 Mpa<[]=1000 Mpa 2. 鋼板彈簧卷耳和彈簧銷的強度核算 卷耳處所受應力是由彎曲應力和拉(壓)力合成的應力 =[3(D+)]/(b)+/() (6-2) 式中: ------為沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力 =5287.5N D-------為卷耳內(nèi)徑 D=15mm b-------為鋼板彈簧寬度 b=45mm h-------主片厚度 h=5mm 許用應力[]取 350Mpa =347.8 Mpa<[]=350 Mpa 3. 彈簧銷核算: 銷直徑d=15mm =/bd=8.8 Mpa< []=9 Mpa 用55MnVB鋼或602Mn鋼制造 三. 1.滿載弧高取0 2.鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高H H=++ 其中： = =900mm+0+10.7mm =100.7mm 3.鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑 R=L/（8H）=1104/8100.7mm=1513mm §6.2筒式減振器 為加速車架與車身振動的衰減，以改善汽車的行駛平順性，在大多數(shù)汽車的懸架中系統(tǒng)內(nèi)部裝有減振器。減振器與彈性元件是并聯(lián)安裝的。汽車懸架中廣泛采用液力減振器，而雙向筒式減振器在壓縮行程和伸張行程均能起減振作用，并且現(xiàn)代汽車上廣泛應用，因此本次車型也選用雙向作用筒式減振器。 １.根據(jù)伸張行程的最大卸荷力F計算工作缸直徑 D= 式中：[P]-----工作缸的最大允許壓力，取3～４Mpa -----連桿直徑與虹筒直徑之比，雙筒式減振器?。?.4～0.5 ２.計算伸張行程的最大卸荷力F F= = 式中 ------減振器相對阻尼系數(shù)=0.30 -----簧上質(zhì)量，Kg ------懸架系統(tǒng)的固有振動頻率 = 代入數(shù)據(jù)得： =(20.3155010)/cos7 =9370 設定減振器壓縮行程阻尼系數(shù)和伸張行程的阻尼系數(shù)的關系 =0.3 則 ==14416 選擇卸荷過度 V=0.2 m/s 代入數(shù)據(jù)得D==34.98 所以減振器工作缸直徑為34.98mm 按照標準選用40 mm缸徑，貯油管直徑D=1.3540=54 mm ,壁厚取2mm 材料選用20鋼。 第七章 結 論 時至此時,歷時兩個多月的畢業(yè)設計已接近尾聲了，而伴隨著的是即將告別的大學生活。回首畢業(yè)設計的全過程，其中也是充滿了酸甜苦辣，不說是汗水與淚水共灑吧，但卻是挫敗與成功、灰心與喜悅相互交織，猶如二年大學生活的一個小小縮影，我又風雨兼程地生活了一遍。 本次設計的是0.5噸柴油動力SUV乘用車的后驅動橋。經(jīng)過仔細認真的計算，驅動橋的主減速器、差速器、半軸等主要零件的強度和剛度均符合要求。本設計在經(jīng)指導老師的指導和參考相關資料信息的基礎上，努力將各種結構方案最優(yōu)化，并在保證質(zhì)量的前提下，盡量降低成本。由于缺乏實際經(jīng)驗，在其設計過程中，出于安全性考慮各項計算的安全系數(shù)都較偏大。 從本次設計中可以看到，雙曲面齒輪的計算量相對比較大，并且針對的主要是轎車、越野汽車。如何簡化計算過程，減輕工作量并總結出一套適合本車型的設計計算，保證其正確性和安全可靠性， 值得我們進行進一步研究。另外，如何選擇低成本、選擇高質(zhì)量的材料也很關鍵。在今后的設計工作中，如何利用前人已有的研究成果，并將其應用到實際生產(chǎn)中，是值得我們?nèi)ド钊胩接懙摹? 總之，通過本次設計，既復習了功課又增加了實踐經(jīng)驗，鍛煉了思維能力，發(fā)現(xiàn)了不足之處。在此基礎上，我將繼續(xù)努力！為了祖國的汽車工業(yè)，我將繼續(xù)學習、努力工作！ 由于本人的水平及經(jīng)驗有限，在本設計中難免出現(xiàn)疏漏和錯誤，請各位老師多批評指正。 參考文獻 1. 彭文生．機械設計．第二版．北京：高等教育出版社，2002，P96-P152 2. 諸文農(nóng)．底盤設計．上 冊．北京：機械工業(yè)出版社，1981，P156-P302 3. 劉小年．機械制圖．第二版．北京：機械工業(yè)出版社，2001，P1-P56 4. 陳家瑞．汽車構造．第三版．北京：人民交通出版社, 1993，P275-P404 5. 余志生．汽車理論．第三版．北京：機械工業(yè)出版社, 2000，P57-P70 6. 王望予．汽車設計．第三版．北京：機械工業(yè)出版社, 2005，P99-P131 7. 閻蔭棠．公差設計與檢測．北京：機械工業(yè)出版社, 1996，P35-P73 8. 李遂亮．主減速傳動比優(yōu)選方法．河南農(nóng)業(yè)大學學報, 1999，P8-P22 9. 蔡春源．機械零件手冊．第三版．天津：冶金工業(yè)出版社，1994，P154-P230 10. 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