汽车设计课设驱动桥设计.docx
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汽车设计课设驱动桥设计
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:
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2
1、主减速器齿轮计算载荷的确定
2
2、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6
1、差速器主参数选
择6
2、差速器齿轮强度计算
五、半轴部分设计
1、半轴计算转矩几及杆部直
2、受最大牵引力时强度计算
9
3、制动时强度计算
9
4、半轴花键计算
9
六、驱动桥壳设计10
1、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11
3、汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计
算11
4、汽车紧急制动时的桥壳强度计算……
12
5、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:
①桥壳的静弯曲应力
2不平路载下的桥壳强度
3最大牵引力时的桥壳强度
4紧急制动时的桥壳强度
5最大侧向力时的桥壳强度
3、主要技术参数
轴距L二2800mm
轴荷分配:
满载时前后轴载1340/2735(kg)
发动机最大功率:
80psn:
3800-4000n/min
发动机最大转矩.mn:
2200-2500n/min
传动比:
ii=:
io=
轮毂总成和制动器总成的总重:
gk=274kg
设计内容
结果
二、总体结构设计
Tee二
采用非断开式驱动桥,
单级螺旋圆锥齿轮减速器。
6450N.m
减速比:
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T“
式中:
Tea——发动机最大转矩,T『175N.ni
心一一动载系数,由性能系数f’确定
当Xm.gXTe.<16时,f.=(Xnug/LJ;当Xm.gXTsN16时,fx=Oo式中,ilk为汽车满载质量,nk=1340+2735=4075kg,Ximg/Te.=>16,fi<0,所以选Kd=l。
K一一液力变矩系数,该减速器无液力变矩器,K二1
ix一一变速器一档传动比,ii=
if一一分动箱传动比,该减速器无分动箱,i£=l
io主减速器传动比,io=
H发动机到从动锥齿轮之间的传动效率,取H=90%
n一一计算驱动桥数,n二1
由上面数据计算得:
T“二6450N•m
(2)按驱动轮打滑扭矩确定从动锥齿轮的计算转矩T“
Tcs=
8899N-m
Tef=375N
・m
计算锥齿轮最大应力时,
T:
=1164N-
m:
计算锥齿
轮疲劳寿
命时,
T:
=68
N'mo
zi=7
z2=41
io=
TC=6457N-m
D:
二49mm
D2=280mmm:
二7mmb2=43mm
bl=47mm
式中:
G:
——满载状态下一个驱动桥上的静载荷,G:
=27350N
m?
一一汽车最大加速度时的候车轴负载转移系数,取业'=
e—一轮胎与路面间的附着系数,取少=
rr一一车轮滚动半径,"二[d/2+b(l-a)],查BJ130使用手册得
知,轮胎规格为,取a=,所以「=[16/2+]=
io一一主减速器从动齿轮到车轮间传动比,iB=l
主减速器从动齿轮到车轮间传动效率,n,=i
由上面数据计算得:
Tcs=8899N-m
(3)按口常平均行驶转矩确定从动齿轮计算转矩
式中:
玖一一汽车日常行驶平均牵引力,FfF£+F,+F”+F“日常行驶忽略坡度阻力和加速阻力,F^F尸0,滚动阻力Ff=W.f,其中货车滚动阻力系数£为~,取f二,W•二40750N,因此Ff=652N;空气阻力F=Cd.A.ua2/,货车空气阻力系数Cd为、,取Cd二,迎风面积A=4m2,日常平均行驶车速ua=50km/h,因此Ff426N。
计算得到:
Ft=1078No
rr一一车轮滚动半径,「二
ia一一主减速器从动齿轮到车轮间传动比,in=l
na一一主减速器从动齿轮到车轮间传动效率,na=i
n一一计算驱动桥数,n二1
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=min[Tce,Tcs],Tce=6450N•m,Tcs=8899N-m,所以TfT“二6450Nf。
当计算锥齿轮疲劳寿命时,Tc=Tcf,Tcf=375N.m,所以Te=Lf=375N•m。
沪36°,
二34°主动齿轮左旋,从动齿轮右旋。
a=22°
30,单位齿长圆周力p=1163N/mm
从动齿轮: 按最大弯曲应力计算 O w2=396MPa <[□ (5)主动锥齿轮的计算转矩 式中: nG一一主从动锥齿轮间传动效率,对于弧齿锥齿轮副叽=95%。 按疲劳弯 当计算锥齿轮最大应力时,Tc=6450N-m,计算得T==1164N-m; 曲应力计 当计算锥齿轮疲劳寿命时,Te=375N•m,计算得Ts=68Nm。 算 2、锥齿轮主要参数选择 O (1)主从动齿轮齿数Z”Z2 w2=23MPa< i。 二,查表得推荐主动锥齿轮最小齿数z产7,则从动锥齿轮z2=7X=,取整 为41,重新计算主减速比为io=41/7=o 满足设计 重新计算T“二6457N•m,T„=8899Nm,T“=375N•m。 要求。 当计算锥齿轮最大应力时,Tc=min[T“,T“]二64572m; 主动齿 当计算锥齿轮疲劳寿命时,Tc=Tc£=375N•mo 轮: 为保证可靠性,计算时取T=6457N-mo 按最大弯 (2)从动锥齿轮分度圆直径D2和端面模数% 曲应力计 根据经验公式,。 2=心車 算 式中: Ko: ——直径系数,心=13~16,取15 O 计算得D2=280mm i=309MPa 则m=D2/Z2=280/41= <[。 』; 同时,满足叫=心枢 按疲劳弯 式中: ©为模数系数,Kf~,取Kf 曲应力计 计算得ms= 算 取两个计算结果的较小值并取整为m尸7mm,重新计算Dp287mm。 o,1=18 主动锥齿轮大端分度圆直径D产口/i。 =49mmc MPa< (3)齿面宽b 从动齿轮齿面宽b2==43mm,ms=7mm,满足b2W10ms。 满足设计 主动齿轮齿面宽bl==X43mm=47mmo 要求。 (4)双曲面小齿轮偏移距E 最大接触 所设计车辆为轻型货车,要求E不大于 应力 取E==42mm O (5)中点螺旋角B j=2459MPa 双曲面锥齿轮由于存在E,所以B“与B.2不相等 〈[0j], 取B二35°,e=2° 满足设计 则0tti=36°,B「=34° 要求; (6)螺旋方向 疲劳接触 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 应力 顶方向,符合左手定则,所以主动齿轮左旋,从动齿轮右旋。 oj二594 (7)法向压力角a MPa 货车法向平均压力角取22°30,o 〈[0j], 3、主减速器强度计算 满足设计 (1)单位齿长圆周力p 要求。 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, n=4 式中: Ten„——发动机最大输出转矩,TeM==175Nm 行星齿轮 ix——变速器传动比,ix=7 球面半径 Dx——主动锥齿轮中心分度圆直径,D产49mm Rb=47mm b: 从动齿面宽,b;=43mm 节锥距 将数值代入,计算得: p二1163N/mm Ao二45mm 查表得单位齿长圆周力许用值[p]二1429N/mm,P<[p],满足设计要求。 行星齿轮 (2)齿轮弯曲强度 齿数 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为: zi=10,半 式中: Tc一一齿轮的计算转矩。 从动齿轮: 按最大弯曲应力算时匚= 轴齿轮齿 6457N-mN'm,按疲劳弯曲应力算时T=375Nf;主动齿轮: 按最大弯曲应力算时T==1164N-m,按疲劳弯曲应力算时T==68N-mo Ko——过载系数,取K0=l Ks一一尺寸系数,nu>时,Ks=(ms/)= 2—一齿面载荷分配系数。 跨置式支撑结构K=r,取KF1 Kv质量系数,Kv=1 ms一一从动锥齿轮断面模数,m尸7mm b齿面宽,主动齿轮bi=47mm,从动齿轮b: =43mm D——分度圆直径,主动齿轮D】二49mm,从动齿轮D2=280mm 一一综合系数,通过查图得,主动齿轮J▼二,从动齿轮人二 对于从动齿轮: 按最大弯曲应力计算。 沪396MPa,[oJ=700MPa,OfW[o」,满足设计要求;按疲劳弯曲应力计算。 沪23MPa,[oJ=210MPa,。 [o▼],满足设计要求。 对于主动齿轮: 按最大弯曲应力计算二309MPa,二7OOMPa,gW[o」,满足设计要求;按疲劳弯曲应力计算。 “二18MPa,[。 ”]二210MPa,。 心W[。 ▼],满足设计要求。 (3)齿轮接触强度 式中: CP一一综合弹性系数,钢的齿轮C尸 D: 一一主动锥齿轮大端分度圆直径,D产49mm T=——主动齿轮计算转矩。 按最大弯曲应力算时T==1164N-m,按 数z2=16 Y1=32° Y2=58°m=5 dl二50mmd2=80mmAo二47mm a=22° 30, 行星齿轮轴直径d=22mm 支承长度 L= D2=2omni To二min[T“,T“]时,o,=850 MPa <[□J, 符合设计要求; To二J时, Ow二49MPa 疲劳弯曲应力算时T尸68N-m Ko——过载系数,取Ko=l <[□J, Ks——尺寸系数,Ks=l 符合设计 ©—一齿面载荷分配系数。 跨置式支撑结构Ktt=r,取©二1 要求; Kf表面品质系数,Kf=l 半轴计算 Kv质里系数,Kv—1 转矩: b——b和b: 中较小的齿面宽,b二b: 二43mm T.1=3874Nm Ji一一齿面接触强度的综合系数,通过查接触强度计算用综合系 d=33mm 数图得Jj二 t=549MPa 按min[Tce,T“]计算的最大接触应力。 ;=2459MPa,[。 满足设计 』二2800MPa,满足设计要求;按T/十算 要求。 的疲劳接触应力。 j=594MPa,二1750MPa,o 制动时, 满足设计要求。 t=487MPa 四、差速器部分设计 T<[t], 1、差速器主参数选择 满足设计 (1)BJ130为货车,取差速器行星齿轮数n=4 要求。 (2)行星齿轮球面半径他 P=30° 反一一行星齿轮球面半径系数,反二〜,对于有4个行星齿轮的公路用 m—2mm 货车取最小值,Kb二 z=19 Td——差速器计算转矩,Td二min[T“,Tcs]=6457Nm D二40mm 计算得: Rb二47mm d=35mm 节锥距A。 二(〜)Rb,取系数为,则A。 二45mm B二4mm (3)确定行星齿轮和半轴齿轮齿数 T 取行星齿轮齿数z讦10,半轴齿轮齿数z: 取为16。 s=72MPa, z: /Z1=,在〜2范围内;半轴齿数和为32,能被行星齿轮数整除。 Ts<[T 所以能够保证装配,满足设计要求。 J,故满 (4)行星齿轮和半轴齿轮节锥角丫】,♦及其模数m 足设计要 锥齿轮大端的端面模数m二2A°sinYi/zi二2A°sin丫n/zn,m二,取整m=5。 求。 贝lj: dl二Zim二50mm,d2二z: m二80mm oc=116 重新验算节锥距 MPa, A°二d]/(2sinYi)二d: /(2siny2)=4/min 0c<[0 (5)压力角a J,故满 采用a=22°30'的压力角,齿高系数为的齿形。 足设计要 8.行星齿轮轴直径d及支承长度L 求。 式中: To——差速器壳传递的转矩,T0=Td=minlXe,Tcs]=6457Nm M=2421Nm [0」——支承面许用挤压应力,取98MPa J二 n一一行星齿轮数,n二4 n一一行星齿轮支承面中心到锥顶的距离,rd==32mm [0 计算得d二22mm,支承长度L=。 ”j],满足 2、差速器齿轮强度计算 设计要 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 求。 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。 ▼为: 197MPa, L——半轴齿轮计算转矩。 当To=min[L.,T“]时,Te=XTo=3874Nm;当 O[0 T 』,满足 Ks—尺寸系数,K=1 设计要 k.一一齿面载荷分配系数。 跨置式支撑结构vr,取忆二1 求。 Kv质里系数,Kv—1 M...=3623Nm m端面模数,m=5 匾二2459Nm b2——半轴齿轮齿宽,b2==14mm T=551Nm d2一一半轴齿轮大端分度圆直径,&二80mm Mv=4413Nm J一一综合系数,查图得J二 °£ n一一行星齿轮数,n二4 =144MPa, 计算得: o5<[o 当T0=min[Tee,T“]时,[j]二980MPa,o=1517MPa>[aJo超出许用值 J,满足 较多,增大齿面齿宽,齿宽的极限尺寸为10Xm=50mm,取氐25mm,。 设计要 .=850MPa<[oJ,符合设计要求。 求。 当To=Lf时,[oj二210MPa,ow=49MPa<[oJ Mv=1791Nm 五、半轴部分设计 K=2319Nm 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 T=807Nm 受弯矩,可以承载较大载荷,适应于货车。 1、半轴计算转矩T。 及杆部直径 =99MPa, 全浮式半轴只承受转矩,全浮式半轴的计算载荷可按主减速器从动锥齿 oo 轮计算转矩进一步计算得到,即 J,所以 式中: 4一一差速器的转矩分配系数,对于普通圆锥齿轮差速器取 满足设计 计算得到: T4,=3874Nm 要求。 杆部直径可按照下式进行初选: °WA-A- 取系数为,计算得d二33mm 276MPa, 2、受最大牵引力时强度计算 °WA-A^ 半轴的切应力为: [0wa-a! t 半轴选用40Cr,进行调制处理,扭转切应力宜为490"588MPa,所以设计 满足设计 满足要求。 要求。 3、制动时强度计算 A-A断面 纵向力应按最大附着力计算: T 式中: m2一一汽车重量转移系数,对后轴驱动的载重汽车其取值范围 A-A=36MPa 是〜,此处取; 9 4)一一轮胎与地面的附着系数,取; TA-A<[T 则X2=9880N,Mtt=X2r=3438Nm 4,满足 [t]=700MPa,t<[t],满足设计要求。 设计要 4、半轴花键计算 求。 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 °EA-A 切应力验算。 =283MPa, 选用压力角为30°的花键,取模数沪2,齿数z二19,半轴花键外径 °EA-A< D=m(z+l)=40mm,相配的花键孔内径d二m二35mm,花键宽b二m=,取整数4。 [°£A-aJ, (1)半轴花键的剪切应力校核 满足设计 式中: T*——半轴计算转矩,T4.=3874Nm 要求。 D——半轴花键外径,取D二40mm B-B断面 d相配的花键孔内径: ,取d二35mm T z——花键齿数,取z二19 "二36MPa Lp——有效工作长度,取L=50mm 9 b——花键宽,b二4mm TB-5<[T e—一载荷分布的不均匀系数,取e二 b-b],满足 代入数据计算得: 设计要 t=72MPa,[ts]=73MPa,ts<[ts],故满足设计要求。 求。 2)半轴花键的挤压应力校核 °EB-B 代入数据计算得: =283MPa, 。 尸116MPa,[oe]=200MPa,oe<[oe],故满足设计要求。 °EB-3^ 桥壳则承受此力与车轮重力g・之差值,即 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, 在钢板弹赏座处桥壳承受汽车的簧上载荷,而沿左右轮胎的中心线,地面给轮胎以反力 G/2(双胎时则沿双胎之中心), (G: /2-gw),计算简图如右图所示。 在其两钢板弹赞座之间的弯矩M为 汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷, 桥壳按静载荷计算时, 式中: G2=27350N g-一一车轮(包括轮毂、制动器等)的重力,g.=2740N B一一驱动车轮轮距,查资料得B二 s一一驱动桥壳上两钢板弹赞座中心间的距离,查资料得s二 计算得: M=2421Nm 由弯矩图得危险截面在钢板弹赘座附近。 静弯曲应力owj为 式中: M—一两钢板弹赞座之间的弯矩,M=2421Nm Wv一一危险断面处(钢板弹赞座附近)桥壳的垂向弯曲截面系数。 采 用圆管断面,则W=1/32nDsd-d/D,),d取38mm,D取70mm, 则Wv=30734mm3 计算得: J二,[owj]=500MPa,。 档〈[oj,满足设计要求。 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,还承受附加的冲击载荷。 在这两种载荷总的作用下,桥壳所产生的弯曲应力为 式中: kd一一动载荷系数,对货车取 计算得: 。 沪197MPa,[。 “]二500MPa,oWJ<[o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赞座之间的垂向弯矩Mv 地面对后驱动桥左右车轮的垂向反作用力Z)、N相等,则 @一一汽车满载静止于水平地面时驱动桥给地面的载荷,G2=27350No m: 一一汽车加速行驶时的质量转移系数。 业「,取业二 计算得Z^=Z2R=16410N 驱动桥壳在左右钢板弹赞座之间的垂向弯矩孔•为 代入数据得: 血二3623Nm (2)驱动桥壳承受的水平方向的弯矩矗 P出——地面对驱动车轮的最大切向反作用力,P^Te^ixioHT/rr=18556N代入数据得: 血二2459Nm (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T 代入数据得T=551Nm (4)合成弯矩业及合成应力0占 采用断面为圆管的桥壳,在钢板弹赞座附近的危险断面处的合成弯矩为计算得Mv=4413Nm 该危险断面处的合成应力。 ’为 W一一危险断面处的弯曲截面系数,W二30734 计算得。 二二144MPa,[oE]=300MPa,o=<[o=],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赞座之间的垂向弯矩比及水平方向的弯矩Mh分别为 m/一一汽车制动时的质量转移系数。 后驱动桥壳时取mz=m2/,对载货汽车后驱动桥取m'二、,系数取 计算得M=2173Nm址二2319Nm 桥壳在两钢板弹赘座的外侧部分处同时承受制动力所引起的转矩T, 计算得: T=807Nm 代入数据得到: 。 £=99MPa,[oj二lOOMPa,oE<[oE],所以满足设计要求。 5、汽车受最大侧向力时的桥壳强度计算 如上图所示,A-A、B-B处为危险断面。 半轴套管的在危险断面A-A处的垂向弯矩Ma_a b—一轮胎与地面间的侧向附着系数,计算时取4>! =1 4>xhe/B——4)xhs/B=时,Z沪0,Z^G: 此时驱动桥的全部载荷由侧滑方向一侧的驱动车轮承担,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。 aBJ130a=38mm 计算得: Ma-a=8478Niii 弯曲应力。 WA-A 计算得。 wA-A=276MPa,[oWA_A]=500MPa,oWA_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Y2R Z? r为右驱动车轮支承反力,当hg/B二时, 则Y2R=27350N 轮毂轴承径向支承力为弘 a=38mmb=48mm 代入数据计算得: S沪98587N 剪切应力为Tg 代入数据计算得: tA-A=36MPa,二150MPa,ta_K[J-a],满足设计 要求。 合成应力O为 计算得oEA-A=283MPa,[。 二490MPa,。 如〈[。 》],满足设计要 求。 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,该处的弯矩为 c二62mm 代入数据得: Mg二6112Nm °TO-B<[。 咧],满足设计要求 I5-B<[Tb_b],满足设计要求。 0£B-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,刘惟信编着 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
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