U0货车总体设计及驱动桥设计 .doc

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1、CSU1030货车总体设计及驱动桥设计摘要我这次课程设计的内容主要包括两个部分：CSU1030货车的总体设计和驱动桥总成设计。 在货车的总体设计中，根据已知的几个基本设计参数，参考国家道路交通法规规定和汽车设计规范，考虑其用途，经济性等方面的要求，计算并匹配合适功率的发动机，轴荷分配和轴数，确定主要尺寸参数。发动机的选择时，根据估算的发动机功率，在国内主要发动机厂家中选取一个比较接近的发动机型号，确定其各性能参数。然后通过考虑汽车动力性、通过性、操纵稳定性、制动性及行驶安全性的方面要求，选择合适型号的轮胎。最后根据相关的公式确定传动系的最小传动比和最大传动比，从而计算出变速器最大传动比。在驱动

2、桥的总成设计中，参考了一些国家相关标准，同时考虑和其他汽车总成之间的协调，争取做到满足汽车使用要求的同时，能减少自身的重量，以减小制造的成本。驱动桥各零件设计时，需要选取各种各样的参数，参数的选择是根据具体的条件来的，有些参数在书上找不到相应的根据，所以必须查阅相关的工具书籍和资料，以保证设计的科学性和准确性。通过以上的设计和有关计算，在老师审批通过合格后，运用AUTOCAD绘制出驱动桥总成装配图和一个主要零件图，完成整个的课程设计。关键词：驱动桥；轴荷分配；动力性；通过性；操纵稳定性；AUTOCAD目 录1 CSU1030型货车总体设计72 主减速器的基本参数的选择与计算 82.1驱动桥结构

3、形式 92.2主减速器的齿轮类型 92.3主减速器的减速形式 92.4主减速器的基本参数的选择与计算 92.5主减速器锥齿轮强度计算 122.6主减速器轴承设计 132.7齿轮轴承载荷的计算 143 差速器的设计173.1 圆锥行星齿轮差速器的基本参数设计 173.2差速器齿轮强度计算 194 车轮传动装置的设计194.1 全浮式半轴直径的设计计算 194.2 全浮式半轴的强度计算和校验 205 驱动桥壳设计215.1 驱动桥壳的结构型式 215.2 驱动桥壳的受力分析及强度计算 216 参考文献247 心得体会258 附录（设计参考货车的基本参数271 CSU1030货车总体设计已知设计参数

4、如下：装载质量（kg）汽车型号最大总质量（kg）最大车速（Km/h）1500CSU103031601001.1 已知数据，查有关书籍得以下初步总体设计方案：轴数：两轴驱动形式：后轮双胎布置形式：平头式发动机前置后驱动1.2 主要参数：外形尺寸(mm)：521518562150货箱尺寸(mm)：360017603801.3 轴荷分配:满载时，前轴25% 后轴75%.空载时，前轴45% 后轴55%1.4 轴距(mm)：27251.5 前悬/后悬(mm)：1015/12951.6前/后轮距：1420/13871.7根据下式估算发动机的最大功率： 因此选取的发动机功率为58.8kW，型号是昆明云内动力

5、有限公司的4100QB发动机。发动机参数技术特点:1.可靠性高 2.动力性好 3.油耗低型式立式、直列、水冷、四冲程缸数缸径X行程(mm)4100X105气缸套形式湿式燃烧室型式直喷w型燃烧室活塞总排量(L)3.298进气方式自然吸气最低空载稳定转速(r/min)750压缩比17：1标定功率/转速(kw/r/min)58.8/3200最低燃油消耗率(g/kw.h)238最大扭矩/转速(N.m/r/min)201/20002200冷却方式强制循环水冷式排放欧或欧（带机外净化装置）1.8轮胎选择型号：TR106 轻型载重汽车轮胎 规格：6.50-16技术指标：层级12，标准轮辋，轮辋型号5.50F

6、，花纹深度10mm,断面宽185mm(3.5%),外直径750mm(1.0%),最大负荷双胎1070kg，单胎1215kg，气压双胎740kPa,单胎740kPa生产厂家：山东省三角轮胎制造有限公司1.9传动系最小传动比和最大传动比的确定1) 最小传动比4.52，取5.4(最高档为直接档)2) 最大传动比 由=3.7 =7.9因此取为5.8，所以发动机最大传动比为31.322. 主减速器的基本参数的选择与计算2.1 驱动桥结构形式本货车采用非独立悬架，所以驱动桥用非断开式驱动桥。2.2主减速器的齿轮类型当发动机纵向布置时，主减速器要将从变速器传来的转矩转化成直角以改变方向，通常采用螺旋锥齿轮或

7、双曲面齿轮。当主减速比2时，选用螺旋锥齿轮比较好。当24.5时，螺旋锥齿轮和双曲面齿轮都可选用，当主减速比4.5时,采用双曲面齿轮比较合理。由于设计的主减速器比为5.4，因此此货车主减速器齿轮采用双曲面齿轮，所用的双曲面齿轮的材料是，经过渗碳，淬火，回火后，再对齿面进行喷丸处理。2.3 主减速器的减速形式主传动比7的汽车采用单级主减速器， =712的汽车可采用双级主减速器，故采用单极主减速器。2.4 主减速器的基本参数的选择与计算1) 主、从动锥齿轮齿数和综合考虑各种因素，选主动锥齿轮齿数为8，从动锥齿轮齿数为432) 从动锥齿轮大端分度圆直径 的端面模数可根据经验公式初选，即 =为直径系数，

8、取为15，=，现在先计算和：是按发动机最大转矩和最低挡传动比确定的从动锥齿轮的计算转矩 是按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 公式中各参数意义：为猛接离合器所产生的动载系数，取1 为液力变矩器变矩系数，取1 为变速器一档传动比，为5.8 为分动器传动比，取1为汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，取1.1 为发动机到万向传动轴之间的传动效率，取0.9 为计算驱动桥数，为1 为主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，取0.9 为轮胎和路面之间的附着系数，取0.85 为主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，为1代入各已知数据计算得出=5455.9 Nm，=9048.5 Nm，因此=5455.9 N

9、m，代入公式得=264mm由下式计算 =/，代入数据得=6同时，还满足=式中，为模数系数，取0.341,在0.30.4之间，符合要求。3) 主，从动锥齿轮齿面宽和对于从动锥齿轮齿宽0.3，式中为其节锥距，而且应满足10，其中=，=，代入数据得=134.3mm，所以取=40mm, =40mm 4) 双曲面齿轮副偏移距一般对于乘用车和总质量不大的商用车，且，根据计算结果取为31.7mm。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，双曲面齿轮副的中点螺旋角是不相等的。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

10、运转平稳，噪声低；商用车选用较小的值以防止轴向力过大，这里取主动双曲面齿轮副的中点螺旋角为，从动双曲面齿轮副的中点螺旋角为。6) 法向压力角对于弧齿锥齿轮，乘用车的一般选用或者，商用车的为或。对于双曲面齿轮，从动齿轮轮齿两侧的压力角是相同的，但是主动齿轮轮齿两侧的压力角是不相等的。选取平均压力角为或，商用车为或。这里我们取平均压力角度为。2.5 主减速器锥齿轮强度计算1) 单位齿长圆周力按发动机最大转矩计算时 将=5.8和其他参数值代入上式得：=1068.10N/mm,小于其许用值1429N/mm,符合要求。将=1和其他参数值代入上式得：=184.16N/mm,小于其许用值250N/mm,符合

11、要求。按驱动轮打滑的转矩计算时 将各参数值代入上式可得=1713.7N/mm,高出其许用值1429N/mm19.1%，但是由于材质和加工工艺等制造质量的提高，该单位齿长圆周力还是符合要求的。2) 轮齿弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为 校验主动齿轮：=5455.9，主动齿轮的计算转矩式中为主、从动锥齿轮间的传动效率，由于6取=90%代入式子可得=1122.6 Nm为过载系数取1，为尺寸系数，代入数据得=0.70，齿轮采用跨置式，取1.05，为质量系数取1，b=40mm,为主动齿轮的大端分度圆直径其值为45mm,查表可得=0.305， 将以上数据代入公式得=500.98MPa,小于700MPa,

12、符合要求。校验从动齿轮：汽车日常行驶平均转矩确定的从动锥齿轮的计算转矩 =5455.9，=264mm，查表可得=0.29，其他参数同上，按计算的最大弯曲应力=436.50MPa，小于700MPa,符合要求。3) 轮齿接触强度锥齿轮轮齿的齿面接触应力为 式中，=49mm，=40mm, 为尺寸系数取1.0，为齿面品质系数取1.0，为综合弹性系数取=232.6 ，为齿面接触强度的综合系数，查表得=0.175，其他参数同上。按计算的最大接触应力=2754.8MPa，小于2800 MPa，符合要求。2.6 主减速器轴承设计 本次设计主减速器时主动双曲面齿轮的螺旋方向是右旋（从齿轮顶看），旋转方向是顺时针

13、；从动双曲面齿轮的螺旋方向是左旋，旋转方向是逆时针。为齿宽中点处的圆周力，为作用在从动齿轮上的转矩，=5455.9 Nm；为从动齿轮齿宽中点处的分度圆直径，为从动齿轮大端分度圆直径，=264mm,=40mm,为从动齿轮节锥角，其值为，由此可以算出=224.67mm, =48.60kN，可知，=45.40kN。主动齿轮受到的轴向力=31.20kN主动齿轮受到的径向力=32.80kN从动齿轮受到的轴向力=31.90kN从动齿轮受到的径向力=27.30kN式中：主动齿轮的面锥角，从动齿轮的根锥角，2.7 齿轮轴承载荷的计算当双曲面齿轮齿面上所受的圆周力、轴向力和径向力计算确定后，我们可以根据主减速器

14、齿轮轴承的布置尺寸求出轴承所受的载荷。设计的主减速器主动齿轮采用的轴承支承方式是悬臂式支承，从动齿轮采用的轴承支承方式是跨置式支承，支承简图如下 其中a=90m,b=35mm，c=90mm,d=120mm主减速器轴承上的载荷轴承A径向力轴向力轴承B径向力轴向力0轴承C径向力轴向力轴承D径向力轴向力0轴承A受到的径向力=82.25kN轴承A受到的轴向力=31.20kN轴承B受到的径向力=26.68 kN轴承B受到的轴向力=0轴承C受到的径向力=27.81 kN轴承C受到的轴向力=31.90 kN轴承D受到的径向力=35.51 kN轴承D受到的轴向力=0我们初步确定导向轴承的型号为NU307E的圆

15、柱滚子轴承，由以上所算的轴承A和轴承B受到的径向力和轴向力和小齿轮轴和差速器的设计，小齿轮轴的轴承A、轴承B选用的圆锥滚子轴承的型号为30308，导向轴承选用N208E圆柱滚子轴承，差速器轴承选用的圆锥滚子轴承型号为30310。1) 轴承当量载荷及寿命计算：在齿面圆周力，轴向力，径向力确定之后，根据主减速器轴承的布置尺寸确定轴承上的载荷和寿命。轴承A载荷和寿命计算（30308圆锥滚子轴承）径向载荷=82.25 kN 轴向载荷=31.20 kN 轴承A的当量动载荷=85.94 kN轴承A的寿命h轴承B载荷和寿命计算（30308圆锥滚子轴承） 径向载荷=26.68 kN 因为轴承B不承受轴向力，所

16、以轴承B的当量动载荷=26.68 kN轴承B寿命轴承C载荷和寿命计算（30310圆锥滚子轴承）径向载荷=27.81 kN 轴向载荷=31.90 kN 轴承C的当量动载荷=65.35 kN轴承C的寿命轴承D载荷和寿命计算（30310圆锥滚子轴承） 径向载荷=35.51 kN 轴向载荷=0轴承D的当量动载荷=35.51 kN轴承D的寿命经过以上的轴承寿命的计算，四个轴承的寿命基本能满足主减速器、差速器的正常使用，选用合格。 3.差速器设计结构形式采用对称式圆锥行星齿轮差速器。1. 圆锥行星齿轮差速器的基本参数设计1) 行星齿轮数n由于此货车承载量比较大，所以行星齿轮数n取4。2) 行星齿轮球面半径

17、 根据经验公式来确定为行星齿轮球面半径系数取2.65，为差速器计算转矩，=5455.9 Nm，计算得=46.65mm行星齿轮节锥距,取为46.18mm3) 行星齿轮和半轴齿轮齿数、 选取为11，为22，传动比4) 行星齿轮和半轴齿轮节锥角、和模数m = =锥齿轮大端的端面模数m为 ,计算得m为3.755) 压力角 该货车的差速齿轮采用压力角为、齿高系数为0.8 。6) 行星齿轮轴直径d及支承长度L 行星齿轮轴直径d（mm）为 式中，为差速器壳传递的转矩（）为5455.9 Nm；n为行星齿轮数，取4；为支承面中点到锥顶的距离（mm），约为半轴齿轮齿宽中点处平均直径的一半，即，又，为半轴齿轮齿面宽

18、中点处的直径，所以，为支承面允许挤压应力，取98Mpa，计算得d约为19.58mm。 行星齿轮在轴上的支承长度L为 L=1.1d=21.54mm2. 差速器齿轮强度计算对于差速器齿轮，主要进行弯曲强度计算。齿轮弯曲应力为 式中，为半轴齿轮计算转矩，=3273.54 Nm，为综合系数，查表得， 为半轴齿轮齿宽取=13.85mm, 为大端分度圆直径，=82.5mm, 根据公式取0.62，其他参数同前，计算得到按计算的轮齿弯曲应力=975.2 Mpa，小于=980 Mpa符合要求。差速器齿轮所用的材料是4.车轮传动装置设计结构形式此货车采用全浮式半轴。1. 全浮式半轴直径按下式初选全浮式半轴杆部直径

19、： K为直径系数，取2.052.18，为半轴的计算转矩也就是车轮的附着力矩： 式中为驱动桥的最大静载荷；为车轮滚动半径；为负荷转移系数，=1.1；为附着系数，取=0.8，由此计算可得=3832.29 Nm，代入公式可得=（32.0834.11）mm，所以初选半轴杆部直径为33mm。2. 校验半轴的强度：1) 半轴的扭转切应力的校验 式中为半轴直径, =33 mm，故半轴的扭转切应力，符合要求。2) 半轴的扭转角的校验 式中为半轴长度,mm,取=673 mm；为材料的切变模量,半轴所用的材料是40Cr，查资料可知=80.8；为半轴截面的极惯性矩 ，=116368.50 ，由以上这些数据可计 算出

20、，符合要求。=500700Mpa，3) 校验半轴花键的剪切应力 校验半轴花键的挤压应力 式中：半轴承受的最大转矩，Nm；=3832.29 Nm; 半轴花键（轴）外径，mm; =40mm; 相配的花键孔内径，mm; =34mm; 花键齿数；=14 花键工作长度，mm; =45 mm; 花键齿宽，mm; =7.85mm; 载荷分布不均匀系数，计算时取0.75;由以上所给定的数据可算出半轴花键的剪切应力=55.84MPa，半轴花键的挤压应力=146.13Mpa。 当传递最大转矩时，半轴花键的剪切应力不应超过71.05MPa，半轴花键的挤压应力不应超过196MPa。通过计算说明半轴强度足够了。5.驱动

21、桥壳设计结构形式采用整体式桥壳。驱动桥壳强度计算桥壳的危险断面通常在钢板弹簧座内侧附近，桥壳端部的轮毂轴承座根部。1. 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 式中：为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，轮胎中心平面到板簧座之间的横向距离，=190mm=2427.12 Nm为一侧车轮上的牵引力或制动力在水平面内引起的弯矩一侧车轮上的牵引力或制动力，=9871.05N=1875.50为牵引或制动时，上述危险断面所受转矩，=3701.64、分别为危险断面处的垂直平面内和水平面弯曲的抗弯截面系数及抗扭截面系数。桥壳在两钢板弹簧座附近的断面形状如下

22、所示这里我们选取桥壳在两钢板弹簧座附近的内径=37mm, 外径=52mm 桥壳在两钢板弹簧座附近的垂向弯曲截面系数=10260.58桥壳在两钢板弹簧座附近的水平弯曲截面系数 =10260.58桥壳在两钢板弹簧座附近的扭转截面系数 =20521.16 桥壳钢板弹簧座处危险断面的弯曲应力=419.33Mpa 桥壳钢板弹簧座处危险断面的扭转切应力=180.38Mpa2. 当侧向力最大时，桥壳内、外板簧座处断面的弯曲应力 式中：为外侧车轮的地面垂直反力 汽车质心高度， 后轮距，=1387mm侧滑附着系数，=1.0=26683.94N为内侧车轮的地面垂直反力 =3457.94N将以上这些数据代入公式可得

23、：=190.41Mpa，方向与规定的正方向相反 =480.12 Mpa，方向与规定的正方向相反3. 当汽车通过不平路面时，危险断面的弯曲应力为 代入数据可以算得=215.04MPa 桥壳的许用弯曲应力为300500MPa，许用扭转切应力为150400MPa。综合以上计算说明桥壳的强度足够。参考文献 1 王望予.汽车设计（第4版）.北京：机械工业出版社，20042 刘惟信.汽车车桥设计.北京：清华大学出版社，20043 余志生.汽车理论（第3版）.北京：机械工业出版社，20004汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册.北京：人民交通出版社，20015 陈家瑞.汽车构造.北京“机械工业出版社，200

24、56机械设计手册编委会.机械设计手册（新版）.北京：机械工业出版社，20047 濮良贵，纪名刚.机械设计.北京：高等教育出版社，20008 刘惟信.汽车设计.北京：清华大学出版社.20009 孙恒，陈作模.机械原理.北京：高等教育出版社.2000心得体会本次汽车设计课程设计是我们学院首次开设的，这次设计可以说为我们下学期的毕业设计打下了很好的基础，两个星期的设计时间内，在老师和同学的帮助下我的设计任务完成了。回首这两个星期来所做的一切，最初我不知道从哪先开始设计感到困难重重，就好象是大三时候搞机械设计那个样子，后来在同组高手的指点迷津之下，一想到明年自己就将走出校园走入社会，而且以后很有可能从

25、事汽车设计类的工作，为了自己以后的工作也为了自己的梦想，我一开始强迫自己跟上同组同学的设计进度，到后来我基本上可以自己从图书馆，阅览室，上网查资料，在我和其他设计人员的共同努力之下，我终于完成了任务，我想这其中的滋味值得我们同组的每个人去细细品味，感想和收获都很多。每次设计，我都能学到好多的东西，收获很多。国外发达国家的大学他们的学生不管是做作业还是搞课程设计都很强调学生查阅资料的能力，相对而言，我们在方面的能力上还是差了点。通过这次的课程设计，我查阅资料的能力有了一定的提高，我需要的是对照自己所设计的驱动桥从很厚的设计手册中找出我们需要的表格数据，再从中进行选择确定，这考验的不仅是我的耐心，

26、更能考察我所学理论知识掌握的程度。到图书馆借书、到网上搜索资料、到阅览室查阅期刊杂志，在大量的文字中找到我们需要的，并加以分析和整理，再把它融入到自己的设计中去。本次课程设计，我们是用AUTOCAD绘制零件图和装配图的。驱动桥的装配图总体给我的感觉是比较复杂的，其中涉及到的零件比较多，像主减速器、差速器、半轴、桥壳之间的装配关系到CAD图上时我不是很懂，一开始我有很多不明白的地方，对结构不是很了解，我翻阅汽车构造和汽车理论书，一点一点的琢磨。上网观看驱动桥的动画视频和图片，加上对实际驱动桥的研究，结合我们设计的驱动桥，现在一个完整的轻型货车非断开式驱动桥的结构形状已经在我的脑海里成型了。尽管我

27、加深了对驱动桥的认识，在CAD绘图中我锻炼了一定的制图能力，但是还是对CAD制图掌握得不是很好，我想课程设计结束后我需要加强我的CAD制图能力，同时配合学习CATIA，提高我的计算机辅助设计能力。这次的设计很好得理清了我所学的知识，是对理论知识的复习，实践能力的锻炼，设计中我用到的参考书目包括汽车构造、机械设计、机械制图、汽车理论、机械设计课程手册、汽车驱动桥的设计等等。很多知识以前只是停留在理论上的认识，现在在设计中结合进去了，又有了新的认识了，而且更为深刻。任何的事情都不可能达到完美，这次的设计也一样，我们只是通过自己的努力，通过反复的演算、修改、优化使我们的结果趋于合理，使图形效果更理想

28、更完美。这次设计，让我对于汽车方面知识的学习做了一个总结，对自己的学习方法和学习态度也做了一个总结。我想做什么事情结果并不是最重要的，我们享受的是一个努力的过程和认真的态度以及团队的友谊从而使结果趋于PERFECT。附录:长安汽车SC1030H主要参数汽车型号尺寸参数质量参数发动机轮胎最高车速(Km/H)备 注外形尺寸(mm)L*W*H货厢内部尺寸(mm)L*W*H轴距(mm)前/后轮距(mm)前/后悬(mm)总质量(Kg)载质量(Kg)整备质量(Kg)型号最大功率(KW/rmp)最大扭矩(N.m/rmp)数量规 格SC1030H5215*1856*21503600*1760*38027251420/13871015/1295339014801910490QB44/3200156.8/180066.50-1690 第 23 页 共 23 页