汽车设计课设.docx

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1、汽车设计课程设计说明书题目： BJ130 驱动桥部分设计验算与校核姓名：学号：专业名称：车辆工程指导教师：日期： 2010.12.25-2011.1.7一、课程设计任务书 1二、总体结构设计 2 三、主减速器部分设计21、主减速器齿轮计算载荷的确定22、 锥齿轮主要参数选择 4-3、主减速器强度计算 5四、差速器部分设计61、差速器主参数选择 62、差速器齿轮强度计算 7五、半轴部分设计81、半轴计算转矩 Tg及杆部直径 8-2、受最大牵引力时强度计算 93、制动时强度计算94、半轴花键计算9六、驱动桥壳设计101、桥壳的静弯曲应力计算 10-2、在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算 113

2、、汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算 114、汽车紧急制动时的桥壳强度计算 125、汽车受最大侧向力时的桥壳强度计算 12七、参考书目14八、课程设计感想15一、课程设计任务书1 题目BJ130 驱动桥部分设计验算与校核2 设计内容及要求（ 1 ）主减速器部分包括：主减速器齿轮的受载情况；锥齿轮主要参数选择；主减速器强度计算；齿轮的弯曲强度接触强度计算。（ 2 ）差速器：齿轮的主要参数；差速器齿轮强度的校核；行星齿轮齿数和半轴齿轮齿数的确定。（ 3 ）半轴部分强度计算：当受最大牵引力时的强度；制动时强度计算。（ 4）驱动桥强度计算：桥壳的静弯曲应力不平路载下的桥壳强度最大牵引力时的桥壳强度紧

3、急制动时的桥壳强度最大侧向力时的桥壳强度（ 主要技术参数轴距 L=2800mm轴荷分配：满载时前后轴载1340/2735（kg）发动机最大功率： 80ps n ： 3800-4000n/min发动机最大转矩 17.5kg m n ： 2200-2500n/min传动比： i1=7.00 ； i0=5.833轮毂总成和制动器总成的总重： g k=274kg结果设计内容二、总体结构设计采用非断开式驱动桥，单级螺旋圆锥齿轮减速器。减速比：5.833桥壳形式：整体式半轴形式：全浮式差速器形式：直齿圆锥齿轮式三、主减速器部分设计由于所设计车型为轻型货车，主减速比不是很大，故采用单级单速主减速器。考虑到离

4、地间隙问题，选用双曲面齿轮副传动，减小从动齿轮尺寸，增大最小离地间隙。又由于安装空间 的限制，采用悬臂式支承。1、主减速器齿轮计算载荷的确定(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TceKd Tem K if ioTce一n式中：Tem 发动机最大转矩 ，Tem=175N . mKd 动载系数，由性能系数fi确定当 0.195 magXTem 16 , fi0 ,所以选 Kd=1。K液力变矩系数，该减速器无液力变矩器，K=1i1变速器一木传动比，i1 = 7.00if分动箱传动比，该减速器无分动箱，if=1io主减速器传动比，io= 5.833Y发动机到从动锥齿轮之间的传

5、动效率，取Y =90%n 计算驱动桥数，n=1由上面数据计算得：Tce =6450N . m(2)按驱动轮打滑扭矩确定从动锥齿轮的计算转矩TcsG2m2 rrT cs im mT cs8899N m式中：G2满载状态下一个驱动桥上的静载荷，G2=27350Nm2 一一汽车最大加速度时的候车轴负载转移系数，取 m2, = 1.1 轮胎与路面间的附着系数，取。=0.85rr车轮滚动半径，rr=0.0254d/2+b(1-a),查BJ130使用手册得知，轮胎规格为 6.50-16-8 ，取 a = 0.12 ,所以 rr= 0.0254 16/2+6.5(1-0.12)= 0.348mim 主减速器

6、从动齿轮到车轮间传动比，im = 1岬主减速器从动齿轮到车轮间传动效率，Y m = 1由上面数据计算得：Tcs = 8899N m(3)按日常平均行驶转矩确定从动齿轮计算转矩Ftrr Tcf .i m m nTcf= 375N . m计算锥齿轮式中：Ft 汽车日常行驶平均牵引力，Ft=Ff+Fi+Fw+Fjo日常行驶忽略坡度阻力和加速阻力，Fi=Fj=0 ,滚动阻力Ff=W . f,其中货车滚动阻力系数 f为0.0150.020 , 取 f=0.016 , W=40750N ，因此 Ff=652N ;空气阻力 Fw=Cd - A - ua2 /21.15 , 货车空气阻力系数 Cd为0.801

7、.00 ,取Cd=0.9 ,迎风面积 A=4m 2,日常 平均行驶车速 ua = 50 km/h ,因此Fw=426N 。计算得到：Ft=1078N 。2、rr车轮滚动半径，rr=0.348mim 主减速器从动齿轮到车轮间传动比，im = 1Ym 主减速器从动齿轮到车轮间传动效率，Y m=1n 计算驱动桥数，n=1由上面数据计算得：Tcf = 375N . m(4)从动锥齿轮计算转矩当计算锥齿轮最大应力时，Tc=minTce , Tcs, Tce=6450N . m , Tcs=8899N m ,所以Tc= Tce =6450N m。当计算锥齿轮疲劳寿命时，Tc=Tcf, Tcf = 375N

8、 . m ,所以 Tc= Tcf=375N . m。(5)主动锥齿轮的计算转矩Tz工io G式中：Y G主从动锥齿轮间传动效率，对于弧齿锥齿轮副YG= 95 %。当计算锥齿轮最大应力时，Tc= 6450N m ,计算得Tz=1164N m；当计算锥齿轮疲劳寿命时，Tc= 375N . m ,计算得Tz=68 N m。锥齿轮主要参数选择(1)主从动齿轮齿数 Zi, Z2io=5.833，查表得推荐主动锥齿轮最小齿数zi=7,则从动锥齿轮 Z2=7 X5.833=40.8 ，取整为41 ,重新计算主减速比为io=41/7=5.857 。重新计算 Tce=6457N . m , Tcs=8899N

9、m , Tcf=375N . m。当计算锥齿轮最大应力时，Tc=minTce, Tcs=6457Nm；当计算锥齿轮疲劳寿命时，Tc=Tcf =375N.m。为保证可靠性，计算时取Tc=6457Nm。最大应力时，Tz=1164N m ;计算锥齿轮 疲劳寿命时， Tz=68 N m。Z1 =7Z2=41i0=5.857Tc=6457N mD1=49mmD2=280mmms=7mm(2)从动锥齿轮分度圆直径D2和端面模数 ms根据经验公式,D2KD23Tc式中：KD2 直径系数，Kd2=1316 ,取15计算得 D2=280mm贝U ms=D 2/Z 2=280/41=6.83mm同时，ms满足 m

10、sKm；Tc式中：Km为模数系数，Km=0.30.4 ，取Km=0.4计算得m s=7.45取两个计算结果的较小值并取整为ms=7mm ,重新计算D2=287mm主动锥齿轮大端分度圆直径Di=D2/io =49mm 。(3)齿面宽b从动齿轮齿面宽 b2=0.155D2=43mm, ms=7mm,满足 b2 10ms 。主动齿轮齿面宽 b1=1.1b2=1.1X43mm=47mm。(4)双曲面小齿轮偏移距 E所设计车辆为轻型货车，要求E不大于0.2D2取 E=0.15D 2=42mm(5)中点螺旋角3双曲面锥齿轮由于存在E,所以3 m1与3m2不相等取 3=35 , =2 贝U 加1 =36 ,

11、 3m2 =34 (6)螺旋方向发动机旋转方向为逆时针，为避免轮齿卡死而损坏，应使轴向力离开锥顶方向，符合左手定则，所以主动齿轮左旋，从动齿轮右旋。(7)法向压力角ab2=43mmb1=47mm3m1 =36 ,3 m2 =34 主动齿轮左 旋，从动齿轮 右旋。a=22 30 货车法向平均压力角取 22 30 。3、主减速器强度计算(1)单位齿长圆周力p主减速器锥齿轮的表面耐磨性常用轮齿上的单位齿长圆周力p来估算,单位齿长圆周力p=1163N/mmp,满足设2TemaJ 103计要求。式中：T emax发动机最大输出转矩，Temax =175Nmii变速器彳动比，ii=7D1主动锥齿轮中心分度

12、圆直径，D1=49mmb2 从动齿面宽，b2=43mm将数值代入，计算得：p=1163N/mm查表得单位齿长圆周力许用值p=1429 N/mm , P1.6mm 时，Ks = (ms/25.4 )0.25=0.75Km 齿面载荷分配系数。跨置式支撑结构Km = 11.1 ,取Km = 1质量系数 ，Kv = 1m s 从动锥齿轮断面模数，m s=7mm(Tw2=396MPa按疲劳弯曲应力计算(Tb齿面宽，主动齿轮bi=47mm ,从动齿轮 b2=43mmD分度圆直径，主动齿轮Di=49mm ,从动齿轮 D2=280mmJw 综合系数，通过查图得，主动齿轮Jw=0.35 ,从动齿轮Jw=0.29

13、对于从动齿轮:按最大弯曲应力计算b w2 =396MPa ，加=700MPa ,i2 q皈,满足设计要求；按疲w2=23MPaow满足设计要求。主动齿轮:按最大弯曲对于主动齿轮:应力计算按最大弯曲应力计算w1=309MPa , ow=700MPa ,皈2可加,满足设计要求；按疲劳弯曲应力计算(T wi=18 MPaow=210MPa , (rw2 ow,满足设计要求。(Twi =309MPa(3)齿轮接触强度CpDi2Tz K0 Ks Km Kf 103Kv bjj按疲劳弯曲应力计算式中：Cp 综合弹性系数，钢的齿轮Cp=231.6w wi=18Di 主动锥齿轮大端分度圆直径,Di=49mmM

14、Pa劳弯曲应力计算b w2=23MPa , ow=210 MPa ,皿2勺皿,满足设计要求。Tz主动齿轮计算转矩。按最大弯曲应力算时 Tz=1164 N m,按疲劳弯曲应(Tw力算时Tz=68 N m满足设计要Ko过载系数，取 Ko=i求。Ks尺寸系数，Ks=1Km 齿面载荷分配系数。跨置式支撑结构Km=11.1 ,取 Km=1最大接触应JJ=0.20Kf表面品质系数，Kf=iKv质量系数，Kv= 1bbi和b2中较小的齿面宽，b=b 2=43mmJJ齿面接触强度的综合系数，通过查接触强度计算用综合系数图得按 minT ce, Tcs计算的最大接触应力 (r J=2459MPa , M-280

15、0 MPa ,(T(tj创，满足设计要求；按Tcf计算的疲劳接触应力b j=594 MPa , rj=2459MPaj=1750 MPa ,(tj oj,满足设计要求。 o-J,满足设计要求；四、差速器部分设计疲劳接触应1、差速器主参数选择力(1) BJ130为货车，取差速器行星齿轮数n = 4erj=594(2)行星齿轮球面半径RbMPaRbKb 标 o-j,满足Kb 行星齿轮球面半径系数，Kb=2.53.0,对于有4个行星齿轮的公路用货车取设计要求。最小值，Kb=2.5Td 差速器计算转矩，Td =minT ce, Tcs=6457Nm计算得：Rb=47mm节锥距 Ao= (0.89 0.

16、99 ) Rb,取系数为 0.96,则 A0=45mm(3)确定行星齿轮和半轴齿轮齿数取行星齿轮齿数 zi=10 ,半轴齿轮齿数Z2取为16。Z2/ Z1=1.6 ,在1.52范围内；半轴齿数和为 32 ,能被行星齿轮数整除。所以能够 保证装配，满足设计要求。(4)行星齿轮和半轴齿轮节锥角丫 1, 丫2及其模数m r1 arctan(z1/z2) 320r2 arctan./q) 580n = 4行星齿轮球锥齿轮大端的端面模数m=2A 0sin y/z 1=2A 0sin 丫2/Z2, m=4.8 ,取整 m=5 。面半径贝U: d1=z 1m=50mm, d2=z 2m=80mmRb=47m

17、m重新验算节锥距节锥距A0=45mm行星齿轮齿数zi=10 ,半轴齿轮齿数Z2 = 16丫 1=32 丫 2=58 m=5d1=50mmd2=80mmA0=47mma=22 30 行星齿轮轴直 径d=22mm支承长度Ao=d i/ （2 sin 丫1）=d 2/ （2 sin 用）=47mm(5)压力角a采用a =22。30的压力角，齿高系数为0.8的齿形。8.行星齿轮轴直径 d及支承长度Ld小1031.1 cnrd式中： To差速器壳传递的转矩，To=Td= minT ce, Tcs=6457Nm一一支承面许用挤压应力，取 98MPan行星齿轮数，n=4rd行星齿轮支承面中心到锥顶的距离，r

18、d=0.4d 2=32mm计算得d=22mm ,支承长度L=1.1d=24.2mm。2、差速器齿轮强度计算差速器齿轮只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时，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。齿轮弯曲应力(T w为：2TCkskm103w10kvmb2d2 JnTc半轴齿轮计算转矩。当To =minT ce, Tcs时，Tc= 0.6 XT=3874Nm ;当 T=Tcf时，Tc= 0.6 XTo=225 NmKs 一一尺寸系数，Ks=1Km 一一齿面载荷分配系数。跨置式支撑结构Km=11.1 ,取Km=1Kv质量系数，Kv

19、= 1m端面模数，m=5b2 半轴齿轮齿宽，b2=0.3A 0=14mmL=24.2mmd 0.196b2=25mmT0=minT ce,Tcs时，(Tw=850MPaow,符合设计要求；T0=Tcf 时，cw=49MPa ow。超出许用值较多，增大齿面齿宽，齿宽的极限尺寸为10 Xm=50mm ,取b2=25mm ,皿=850 MPa ow,符合设计要求。当 To=Tcf 时，ow=210 MPa , (rw=49MPa ow五、半轴部分设计本驱动桥采用全浮式半轴，因为全轴式半轴只承受传动系的转矩而不承受弯矩，可以承载 较大载荷，适应于货车。1、半轴计算转矩T G及杆部直径全浮式半轴只承受转

20、矩，全浮式半轴的计算载荷可按主减速器从动锥齿轮计算转矩进一步 计算得到，即TminTce，Tcs式中：E差速器的转矩分配系数，对于普通圆锥齿轮差速器取0.6计算得到：TG=3874Nm杆部直径可按照下式进行初选：(2.052.18 )行取系数为2.10，计算得d=33mm2、受最大牵引力时强度计算半轴的切应力为：16Td3103 549MPa半轴选用40Cr ,进行调制处理,扭转切应力宜为490588Mpa ,所以设计满足要求。3、制动时强度计算纵向力应按最大附着力计算:X2LX2Rm2G22半轴计算转矩:式中：m2 汽车重量转移系数，对后轴驱动的载重汽车其取值范围是0.75 0.95 ,处取

21、0.85 ;=3874Nm4轮胎与地面的附着系数，取 0.85 ;则 X2=9880N ,M 扭=X2rr=3438Nm16M 扭 3,103 487MPad3d=700MPa。句，满足设计要求。d=33mm4、半轴花键计算半轴和半轴齿轮一般采用渐开线花键连接，对花键进行挤压应力和键齿切应力验算。选用压力角为30。的花键取模数m=2 ,齿数z=19 ,半轴花键外径 D=m(z+1)=40mm相配的花键孔内径 d=m(z-1.5)=35mm,花键宽b=0.5 Ttm=3.14 ,取整数4。T=549MPa(1)半轴花键的剪切应力校核满足设计要4T103求。制动时,(D d)zLpb式中：口半轴计

22、算转矩 ，T(F3874NmD 半轴花键外径，取D=40mmd相配的花键孔内径，取 d=35mm z花键齿数，取 z=19Lp 有效工作长度，取Lp=50mmb花键宽，b=4mm 载荷分布的不均匀系数,取。=0.75代入数据计算得：Ts=72MPa ,司=73 MPa ,g同，故满足设计要求。2）半轴花键的挤压应力校核8T 103c （D2 d2）zLp代入数据计算得：oc=116 MPa , （rc=200MPa , （rc g,故满足设计要求。T=487MPat不,满足设计要求。六、驱动桥壳设计1、桥壳的静弯曲应力计算桥壳犹如一空心横梁，两端经轮毂 轴承支承于车轮上，在钢板弹簧座处桥 壳承

23、受汽车的簧上载荷， 而沿左右轮胎 的中心线，地面给轮胎以反力 G2/2 （双 胎时则沿双胎之中心），桥壳则承受此力与车轮重力gw之差值，即（G2/2-g w）,计算简图如右图所示。桥壳按静载荷计算时，在其两钢板弹簧座之间的弯矩M为G2 B sM （ 2 gw） 2式中：G2汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷，G2=27350Ngw车轮（包括轮毂、制动器等）的重力， g w =2740N3=30 m=2mm z=19 D=40mm d=35mm B=4mmis=72MPa ,TS TS,故满足设计要求。B 驱动车轮轮距，查资料得B=1.470m(T c = 116s=0.940ms驱动桥

24、壳上两钢板弹簧座中心间的距离，查资料得计算得：M=2421Nm(TC bc,故由弯矩图得危险截面在钢板弹簧座附近。满足设计要静弯曲应力b Wj为求。M 3wj10W,式中：M 两钢板弹簧座之间的弯矩，M=2421NmWv 危险断面处（钢板弹簧座附近）桥壳的垂向弯曲截面系数。采用圆管断面,则 Wv=1/32 TtD3(1-d 4/D 4),bwj Owj,满足设计要求。d 取 38mm,D 取 70mm ,则 Wv=30734mm计算得：bwj=78.8MPa , owj=500MPa ,2、在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算当汽车在不平路面上高速行驶时，桥壳除承受静载荷外，还承受附加的冲击

25、载荷。在这两种载荷总的作用下，桥壳所产生的弯曲应力为wdkd wj式中：kd动载荷系数，对货车取 2.5计算得：（rwj=197 MPa , owj=500MPa ,画刖,满足设计要求。3、汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算（1）驱动桥壳在左右钢板弹簧座之间的垂向弯矩Mv地面对后驱动桥左右车轮的垂向反作用力Z2L、Z2R相等，则ZZZ2G2乙2L乙2R22m2M=2421NG2=27350N 。G2 汽车满载静止于水平地面时驱动桥给地面的载荷,m2 汽车加速行驶时的质量转移系数。m 2=1.11.3 ,取 m 2=1.2计算得 Z2L=Z 2r=16410N驱动桥壳在左右钢板弹簧座之间的垂向

26、弯矩M v为G2B sMv (。m2gw)22代入数据得：Mv=3623Nm(2)驱动桥壳承受的水平方向的弯矩M h一Pmax B sMh-maxh 22Pmax 地面对驱动车轮的最大切向反作用力，Pmax =T emax i1i09/r r=18556N代入数据得：M h=2459 Nm(3)驱动桥壳承受的因驱动桥传递驱动转矩而引起的反作用力矩TTTemaxi1 T2代入数据得T=551Nm(4)合成甯矩 M zM合成应力d E采用断面为圆管的桥壳，在钢板弹簧座附近的危险断面处的合成弯矩为M 62 Mh2T2计算得Mx=4413Nm该危险断面处的合成应力b斗MjMv2Mh2 T2WWW 危险

27、断面处的弯曲截面系数，W=30734计算得(rE=144MPa , bq=300MPa ,皿闾，满足设计要求。4、汽车紧急制动时的桥壳强度计算紧急制动时桥壳在两钢板弹簧座之间的垂向弯矩M v及水平方向的弯矩 Mh分别为owj =78.8MPa , owj owj ,满足设计要求。owj =197 MPa , owj owj ,满足设计要求。M v=3623N mG2B sMv (ym gw)2-MhG2m2m 汽车制动时的质量转移系数。 后驱动桥壳时取 m =m2 对载货汽车后驱动桥取Mh=2459Nm=0.750.95 ,系数取 0.8计算得 Mv=2173Nm M h=2319 Nm桥壳在

28、两钢板弹簧座的外侧部分处同时承受制动力所引起的转矩T,rT=551Nm计算得：T=807NmM 、；Mv2Mh2 T2WW代入数据得到：b x=99MPa , b=100MPa , (tK也,所以满足设计要求。M工=4413Nm(T工=144MPa ,(Tz bz,满足设计要求。如上图所示，A-A、B-B处为危险断面。5、汽车受最大侧向力时的桥壳强度计算半轴套管的在危险断回 A-A处的垂恒驾矩 Ma-a1haMaaG2（0.5 卷）（再 a）B加一一轮胎与地面间的侧向附着系数，计算时取41=15hg/B 。ihg/B=0.5 时，Z2L=0 , Z2r=G2,此时驱动桥的全部载荷由侧滑方向一侧

29、的驱动车轮承担，这种极端情况对驱动桥的强度极为不利，应避免这种情况产生。aBJ130 a=38mm计算得：MA-A=8478Nm甯曲应力（T WA-AM A A 103wA A-3, 4 U-D-（1 与32D4计算得（twa-a =276MPa , owa-a =500MPa , o-wa-a owa-a ,满足设计要求。假设汽车向右侧滑，地面给右车轮的侧向反作用力为Y2RY2RZ2R 1 Z2RZ2R为后驱动车轮支承反力，当 hg（j）1/B=0.5时，1hg 1Z2RG2q）G227350N则 Y2r=27350N轮毂轴承径向支承力为S2RS2R, Y2R, Z2Ra ba ba=38m

30、mb=48mm代入数据计算得：S2R=98587N剪切应力为T wa-aMv=1791N mMh=2319NmT=807Nm册99MPa , bK b可，所 以满足设计 要求。S2RA A -22(D2 d2)4代入数据计算得：T A-A =36MPa ,硝-A=150MPa , TA-A S-A ,满足设计要求。合成应力0- UA-A为2WA A 32AA(t2A-A (TSA-A,满足设计要求。计算得 b EA-A =283MPa , b次A =490MPa当轮毂的内外轴承的安装轴径有明显差别时,B-B断面也可能成为危险断面，该处的弯矩MBB acbMAAc=62mm代入数据得： M B-

31、B=6112Nm0WA-A =wB B32MB BB B3(11 103 199MPa4)276MPa ,OWA-A OWB-B OWB-B ,满足设计要求S2ROWA-A ，满足TB-B TB-B,满足设计要求。36MPa设计要求。22WB B 3 B B 209Mpa(TEB-B(TXB-B,满足设计要求。七、主要参考书目1、汽车设计(第四版)机械工业出版社；2004年8月，吉林大学 王望予、张洪欣主编2、汽车车桥设计清华大学出版社；2004年1月，刘惟信编著3、汽车设计课程设计指导书中国电力出版社；2009年3月，王丰元 马明星主编八、课程设计感想汽车设计课程设计历时两周，利用两周的时间

32、完成了BJ130驱动桥部分设计验算与校核、装配图、半轴零件图。通过验算与校核，对驱动桥结构、设计过程、校核方法有了更深入的认识；通过画装配图，熟悉了 AutoCAD 的用法；通过画零件图，了解了尺寸标注、公差配合、表面粗糙度等，两周的的课设可谓收获颇丰。在课程设计的过程中也遇到了一些困难：刚开始的时候面对设计题目感到很茫然，不知该如何下手；设计验算过程中从动锥齿轮计算转矩计算错误，只能从头重新再算一遍与同学讨论、到图书馆借书自学相关知识、耐住性子反复验算，困难最终都被一一解决。通过课程设计，不仅让我巩固了专业知识，将课堂上学到的知识应用到具体实践中，也锻炼了我与人合作、与人沟通的能力，让我学会了做事要耐住性子，做事情并没有捷径，只有踏A-A断面TA-A=36MPa1A-A TA-A , 满足设计要 求。oZA-A=283MPa ,OZA-A (T次A ,满足 设计要求。踏实实认认真真的做事，才是最快捷、最有效的方法。B-B断面TB-B=36MPa ,TB-B tb-b,满足设计要 求。OZB-B=283MPa , oZB-B (TXBB,满足 设计要求。