《汽车设计课设-驱动桥设计.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《汽车设计课设-驱动桥设计.doc（18页珍藏版）》请在taowenge.com淘文阁网|工程机械CAD图纸|机械工程制图|CAD装配图下载|SolidWorks_CaTia_CAD_UG_PROE_设计图分享下载上搜索。
1、精选优质文档-倾情为你奉上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目 录一、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 22、 锥齿轮主要参数选择 43、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T及杆部直径 82、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 102、在不平路面冲击
2、载荷作用下的桥壳强度计算 113、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专心-专注-专业一、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
3、平路载下的桥壳强度 最大牵引力时的桥壳强度 紧急制动时的桥壳强度 最大侧向力时的桥壳强度3、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17.5kgm 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：gk=274kg设计内容结果二、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
4、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Tce 式中：Tem发动机最大转矩, Tem=175NmKd动载系数，由性能系数fi确定当0.195magTem 16，fi0，所以选Kd1。 K液力变矩系数，该减速器无液力变矩器，K=1 i1变速器一档传动比，i17.00 if分动箱传动比，该减速器无分动箱，if1 i0主减速器传动比，i05.833 发动机到从动锥齿轮之间的传动效率，取90%n计算驱动桥数，n=1由上面
5、数据计算得：Tce =6450Nm（2）按驱动轮打滑扭矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs 式中：G2满载状态下一个驱动桥上的静载荷，G227350N m2汽车最大加速度时的候车轴负载转移系数，取m21.1 轮胎与路面间的附着系数，取0.85 rr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a0.12，所以rr0.0254 16/2+6.5(1-0.12)0.348m im主减速器从动齿轮到车轮间传动比，im1 m主减速器从动齿轮到车轮间传动效率，m1由上面数据计算得：Tcs8899Nm（3）按日常平均行驶转矩确定从动齿轮计算转矩
6、 式中： Ft汽车日常行驶平均牵引力, Ft=Ff+Fi+Fw+Fj。日常行驶忽略坡度阻力和加速阻力，Fi=Fj=0，滚动阻力Ff=Wf，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=CDAua2 /21.15，货车空气阻力系数CD为0.801.00，取CD=0.9，迎风面积A=4m2，日常平均行驶车速ua50 km/h，因此Fw=426N。计算得到：Ft=1078N。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，im1m主减速器从动齿轮到车轮间传动效率，m1n计算驱动桥数，n=1由上面数据计算得：
7、Tcf375Nm（4）从动锥齿轮计算转矩当计算锥齿轮最大应力时，TcminTce，Tcs，Tce=6450Nm，Tcs8899Nm，所以Tc= Tce =6450Nm。当计算锥齿轮疲劳寿命时，TcTcf，Tcf375Nm，所以TcTcf375Nm。（5）主动锥齿轮的计算转矩 式中：G主从动锥齿轮间传动效率，对于弧齿锥齿轮副G95。当计算锥齿轮最大应力时，Tc6450Nm，计算得Tz=1164Nm；当计算锥齿轮疲劳寿命时，Tc375Nm，计算得Tz=68 Nm。2、 锥齿轮主要参数选择（1）主从动齿轮齿数Z1，Z2i0=5.833，查表得推荐主动锥齿轮最小齿数z1=7，则从动锥齿轮z2=75.8
8、33=40.8，取整为41，重新计算主减速比为i0=41/7=5.857。重新计算Tce=6457Nm，Tcs=8899Nm，Tcf375Nm。当计算锥齿轮最大应力时，TcminTce，Tcs=6457Nm；当计算锥齿轮疲劳寿命时，TcTcf =375Nm。为保证可靠性，计算时取Tc=6457Nm。 （2）从动锥齿轮分度圆直径D2和端面模数ms根据经验公式，式中：KD2直径系数，KD21316，取15计算得D2=280mm则ms=D2/Z2=280/41=6.83mm 同时，ms满足 式中： Km为模数系数，Km=0.30.4，取Km=0.4计算得ms=7.45取两个计算结果的较小值并取整为m
9、s=7mm，重新计算D2=287mm。主动锥齿轮大端分度圆直径D1=D2/i0 =49mm。（3）齿面宽b从动齿轮齿面宽b2=0.155D2=43mm，ms=7mm,满足b210ms。主动齿轮齿面宽b1=1.1b2=1.143mm=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=0.15D2=42mm（5）中点螺旋角双曲面锥齿轮由于存在E，所以m1与m2不相等取=35，=2则m1=36 ，m2 =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）法向压力角货车法
10、向平均压力角取2230。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，式中：Temax发动机最大输出转矩，Temax=175Nmi1变速器传动比，i1=7D1主动锥齿轮中心分度圆直径，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=1Kv质量系数 ，Kv1ms 从动锥齿轮断面模数，ms=7mmb齿面宽，主动齿轮b1=47mm，从动齿轮
11、b2=43mm D分度圆直径，主动齿轮D1=49mm，从动齿轮D2=280mm Jw综合系数，通过查图得，主动齿轮Jw=0.35，从动齿轮Jw=0.29 对于从动齿轮： 按最大弯曲应力计算w2=396MPa，w=700MPa，w2w，满足设计要求；按疲劳弯曲应力计算w2=23MPa，w=210 MPa，w2w ，满足设计要求。 对于主动齿轮：按最大弯曲应力计算w1=309MPa，w=700MPa，w2w，满足设计要求；按疲劳弯曲应力计算w1=18 MPa，w=210MPa，w2w，满足设计要求。（3）齿轮接触强度 式中： Cp综合弹性系数，钢的齿轮Cp=231.6 D1主动锥齿轮大端分度圆直径
12、，D1=49mmTz主动齿轮计算转矩。按最大弯曲应力算时Tz=1164 Nm，按疲劳弯曲应力算时Tz=68 NmK0过载系数，取K01Ks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=1Kf表面品质系数，Kf=1Kv质量系数 ，Kv1bb1和b2中较小的齿面宽，b=b2=43mm JJ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JJ=0.20按minTce，Tcs计算的最大接触应力J=2459MPa，J=2800 MPa， JJ，满足设计要求；按Tcf计算的疲劳接触应力J=594 MPa ， J=1750 MPa，Jw。超出许用值较多，增大齿面齿宽，
13、齿宽的极限尺寸为10m=50mm，取b2=25mm，w=850 MPaw，符合设计要求。当 T0=Tcf时，w=210 MPa，w=49MPaw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及杆部直径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轮计算转矩进一步计算得到，即式中：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：T=3874Nm杆部直径可按照下式进行初选：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：半轴选用40Cr，进行调制处理，
14、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：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0.750.95，此处取0.85； 轮胎与地面的附着系数，取0.85；则X2=9880N，M扭=X2rr=3438Nm =700MPa，满足设计要求。4、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=0.5m=3.14，取整数4。（1）半轴花键的剪切应力
15、校核式中：T半轴计算转矩, T=3874NmD半轴花键外径，取D=40mmd相配的花键孔内径，取d=35mmz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：s=72MPa，s=73 MPa，ss，故满足设计要求。2）半轴花键的挤压应力校核代入数据计算得：c=116 MPa，c=200MPa，cc，故满足设计要求。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
16、承受此力与车轮重力gw之差值，即（G2/2-gw），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，gw =2740NB驱动车轮轮距，查资料得B=1.470ms驱动桥壳上两钢板弹簧座中心间的距离，查资料得s=0.940m计算得：M=2421Nm由弯矩图得危险截面在钢板弹簧座附近。静弯曲应力wj为式中：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=1/32D3(1-d4/D4)，d取38mm,
17、D取70mm，则Wv=30734mm3计算得：wj=78.8MPa，wj=500MPa，wjwj，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动载荷系数，对货车取2.5计算得：wj=197 MPa，wj=500MPa，wjwj，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G2汽车满载静止于水平地面时驱动桥给地面的载荷，G2=27350N。m2
18、汽车加速行驶时的质量转移系数。m2=1.11.3，取m2=1.2计算得Z2L=Z2R=16410N驱动桥壳在左右钢板弹簧座之间的垂向弯矩Mv为代入数据得：Mv=3623Nm（2）驱动桥壳承受的水平方向的弯矩MhPmax地面对驱动车轮的最大切向反作用力，Pmax=Temaxi1i0T/rr=18556N代入数据得：Mh=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T代入数据得T=551Nm（4）合成弯矩M及合成应力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计算得M=4413Nm该危险断面处的合成应力为W危险断面处的弯曲截面系数，W=30734计算得
19、=144MPa，=300MPa，zz，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Mv及水平方向的弯矩Mh分别为m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m=0.750.95，系数取0.8计算得Mv=2173Nm Mh=2319 Nm桥壳在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，计算得：T=807Nm代入数据得到：=99MPa，=100MPa，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-A1轮胎与地面间的侧向附
20、着系数，计算时取1=11hg/B1hg/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弯曲应力WA-A计算得WA-A=276MPa，WA-A=500MPa，WA-AWA-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Y2RZ2R为右驱动车轮支承反力，当hg1/B=0.5时，则Y2R=27350N轮毂轴承径向支承力为S2Ra=38mm b=48mm代入数据计算得：S2R=98587N剪切应力为WA-A 代入数据计算得：A-A
21、=36MPa，A-A=150MPa，A-AA-A，满足设计要求。合成应力A-A为计算得A-A=283MPa，A-A=490MPa，A-AA-A，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=62mm代入数据得：MB-B=6112NmWB-BWB-B，满足设计要求B-BB-B，满足设计要求。B-BB-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
22、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，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
23、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，只有踏踏实实认认真真的做事，才是最快捷、最有效的方法。Tce =6450NmTcs8899NmTcf375Nm计算锥齿轮最大应力时，Tz=1164Nm；计算锥齿轮疲劳寿命时，Tz=68 Nm。z1=7z2=41i0=5.857Tc=6457NmD1=49mmD2=280mmms=7mmb2=43mmb1=47mmm1=36 ，m2 =34主动齿轮左旋，从动齿轮右旋。=2230单位齿长圆周力p=1163N/mmp，满足设计要求。从动齿轮：按最大弯曲应力计算w2=396MPaw；按疲劳弯曲应力计算w2=23
24、MPaw满足设计要求。主动齿轮：按最大弯曲应力计算w1=309MPaw；按疲劳弯曲应力计算w1=18 MPaw满足设计要求。最大接触应力J=2459MPaJ ，满足设计要求；疲劳接触应力J=594 MPa J ，满足设计要求。n4行星齿轮球面半径Rb=47mm节锥距A0=45mm行星齿轮齿数z1=10，半轴齿轮齿数z2=161=322=58m=5d1=50mm d2=80mmA0=47mm=2230行星齿轮轴直径d=22mm支承长度L=24.2mmb2=25mmT0=minTce，Tcs时，w=850 MPaw，符合设计要求；T0=Tcf时，w=49MPaw，符合设计要求；半轴计算转矩：T=3
25、874Nmd=33mm=549MPa满足设计要求。制动时，=487MPa，满足设计要求。=30m=2mmz=19D=40mmd=35mmB=4mms=72MPa，ss，故满足设计要求。c=116 MPa，cc，故满足设计要求。M=2421Nmwj=78.8MPa，wjwj，满足设计要求。wj=197 MPa，wjwj，满足设计要求。Mv=3623NmMh=2459 NmT=551NmM=4413Nm=144MPa，zz，满足设计要求。Mv=1791Nm Mh=2319 NmT=807Nm=99MPa，所以满足设计要求。WA-A=276MPa，WA-AWA-A，满足设计要求。A-A断面A-A=36MPa，A-AA-A，满足设计要求。A-A=283MPa，A-AA-A，满足设计要求。B-B断面B-B=36MPa，B-BB-B，满足设计要求。B-B=283MPa，B-BB-B，满足设计要求。