4座微型客货两用车设计(后驱动桥、后悬架设计).doc

1 第一章第一章 前前 言言 汽车是 20 世纪最具代表性的人文景观，也是 21 世纪最具影响力的社会事物。而作为汽车组成部分的后驱动桥、后悬架的设计对汽车的性能影响是相当大的，对汽车工业的发展也具有深远的意义。本次设计的车型为 4 座微型客货两用车，属于轻型车系列。由于该车型是大批量生产，使用条件较好，且后悬架的结构形式定为非独立悬架，故本次设计中将后驱动桥设计为与后悬架结构形式和特性相适应的非断开式驱动桥。非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠，大大降低了设计和制造成本。随着汽车工业的发展及汽车技术的提高，在驱动桥结构设计中还应朝着能以几种典型的零部件、以不同方案组合的设计方法和生产方式达到驱动桥产品的系列化和变型的方向发展。悬架，在英语里悬架系统对应的是单词Suspension。顾名思义，它是将车轮通过弹簧连接在车体上，并与其它部件构成可动的机构。在本次设计中，4 座客货两用车的载重量为 0.5 吨，整车质量也不大，故考虑采用钢板弹簧式非独立悬架。在这种悬架中，钢板弹簧被用做非独立悬架的弹性元件。这种形式的悬架技术成熟，结构简单，成本低廉。这样既降低了生产成本，又保证了汽车的行驶平顺性和衰减振动的能力。在本次设计中，后驱动桥和后悬架的设计都在满足汽车性能要求的前提下采用了经济合理的设计理念，这对汽车的批量生产提供了可靠的保证，也使此类汽车在市场竞争中处于有利地位。物美价廉的汽车产品对消费者也具有相当的吸引力。2 第二章第二章 驱动桥结构设计驱动桥结构设计 2.1 驱动桥的组成与结构方案分析 在一般的汽车结构中，驱动桥包括主减速器，差速器，驱动车轮的传动装置及桥壳等部件。驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。当车轮采用非独立悬架时，驱动桥应为非断开式。当采用独立悬架时，为保证运动协调，驱动桥应为断开式。具有桥壳的非断开式驱动桥结构简单，制造工艺性好、成本低、工作可靠、维修调整容易，广泛应用于各种载货汽车、客车及多数的越野汽车和部分小轿车上。但整个驱动桥属于簧下质量，对汽车的平顺性和降低动载荷不利。断开式驱动桥结构较复杂，成本较高，但它大大地增加了离地间隙；减小了簧下质量，从而改善了行驶时作用在车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命；由于驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性较好，大大增强了车轮的抗侧滑能力；与之相配合的独立悬架导向机构设计的合理，可增加汽车的不足转向效应，提高汽车的操纵稳定性。本设计根据所定车型及其动力布置形式（前置后驱）采用了非断开式驱动桥。2.2 主减速器的结构形式的分析和确定 主减速器的结构形式，主要是依据其齿轮类型和主动齿轮的安装方法及减速形式的不同而异。2.2.1 主减速器传动齿轮的类型 主减速器传动齿轮的类型有：“格里森”或“奥利康”制螺旋锥齿轮和双曲面齿轮传动；圆柱齿轮传动；涡轮涡杆。由于双曲面主动齿轮的螺旋角较大，则不产生根切的最小齿数可减小，所以可选用较小的齿数，这样可以增大传动比，并可使进入啮合的齿数增多，因而双曲面齿轮传动要比螺旋锥齿轮传动更加平稳，无噪声，强度也高；双 3 曲面齿轮的偏移距还给汽车的总布置带来了方便。综上所述，本设计采用双曲面齿轮传动。2.2.2 主减速器的减速形式 主减速器的减速形式主要有：单级主减速器；双速主减速器；单级贯通式主减速器；双级贯通式主减速器；单级（或双级）主减速器附轮边减速器。由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低等优点，因此，它广泛地用在主减速比小于 7.6 的各种中、小型汽车上。根据本车总布置对传动比的要求，本设计采用单级主减速器。2.3 差速器的方案分析及确定 差速器的结构型式有多种，其主要的结构型式有：对称式圆锥行星齿轮差速器；强制锁止式防滑差速器；自锁式差速器；带有摩擦元件的圆锥齿轮防滑差速器；滑块凸轮式高摩擦差速器；涡轮式高摩擦差速器；带有常作用式摩擦元件的圆锥齿轮差速器；自由轮式差速器；变传动比式差速器。多数汽车都属于公路运输车，对于在公路上行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数几乎没有差别，且附着较好，因此，几乎都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、用与公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器。对于经常行驶在泥泞、松软土路或无路地区的越野汽车来说，为了防止因某一侧驱动车轮滑转而陷车，则可采用防滑差速器。由于本设计为 4 座微型客货两用车在良好路面上行驶，故采用对称式 圆锥行星齿轮差速器即可满足使用要求。2.4 半轴 驱动车轮的传动装置位于汽车传动系统的末端，其功用是将转矩有差速器半轴齿轮传给驱动车轮。在一般非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，这时半轴将差速器半轴齿轮与轮毂连接起来。普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端的支撑形式或受力状况的不同而分为半浮式、3/4 浮式和全浮式三种。4 全浮式半轴理论上只承受转矩而不承受弯矩，工作可靠，故广泛的应用于轻型以上的各类汽车上。本设计采用全浮式半轴的支撑型式。2.5 驱动桥壳结构方案分析 驱动桥壳大致可分为可分式、整体式和组合式三种形式。组合式桥壳是将主减速器壳和部分桥壳铸为一体，而后用无缝钢管分别压入壳体两端，两者间用塞焊或销钉固定。优点是从动齿轮轴承的支承刚度较好，主减速器的装配、调整比可分式桥壳方便，然而要求有较高的加工精度，常用于轿车、轻型货车中。由于本设计是 4 座微型客货两用车，整备质量小，故采用整体式桥壳。5 第三章第三章 驱动桥尺寸计算驱动桥尺寸计算 3.1 主减速器的基本参数选择与设计计算 3.1.1 主减速比0i的确定 对于有很大功率储备的轿车，i0的值应能满足汽车达到的最高车速时发动机正发出最大功率。所以 i0=0.377ivnrghaprmax （3-1）=0.377115005.14600268.0=5.137 式中，rr车轮的滚动半径；Migh变速器最高档传动比；np发动机最大功率时对应的转速；rr车轮滚动半径。考虑到主、从动主减速齿轮可能有的齿数，对i0值予以校正为14.50i。3.1.2 主减速器齿轮计算载荷的确定 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jeT。jeT=nKiTTTLe0max （3-2）=19.014.5502.372 =1167.74 Nm 式中，jeT为计算转矩（Nm）。按驱动桥打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩jT。jT=LBLBrirG2 （3-3）=11268.085.02.110045 =2745.98 Nm 式中，jT为计算转矩。在式（3-2）（3-3）的计算中：6 0K猛接离合器所产生的动载系数；maxeT发动机最大转矩，Nm；TLi由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间传动系最低档传动比；T传动系上述传动部分的传动效率，取T=0.9；n该汽车的驱动桥数目；2G汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N；轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取=0.85；rr车轮滚动半径。m;LB,LBi分别为由所计算的主减速器从动齿轮到车轮之间的传动效率和传动比。主减速器从动齿轮的平均计算转矩cFT为：)(2PHRLBLBrcFfffnirGT （3-4）=)008.0015.0(111268.08.91640=mN.19.409 3.1.3 主减速器齿轮基本参数的选择 减速器齿轮应满足以下条件：1)为了磨合均匀和得到理想的齿面重叠系数，并避免小齿轮根切和两齿轮齿数有公约数。2)为了得到理想的齿面重合度和高的齿轮弯矩强度，主从动齿轮齿数和应不小于 40。3)为了啮合平稳、噪音小和具有高的疲劳强度，对于轿车1Z不小于 9，对于货车1Z一般不小于 6。4)当主动比0i较大时，应尽量使1Z取得少些，以便得到满意的离地间隙。5)对于不同的主传动比，1Z和2Z应有适当的搭配。一、主从动齿轮齿数的选择 71Z，362Z 二、从动齿轮大端分度圆直径2d和齿轮端面模数 sm 根据经验公式 2d=kd23Tc （3-5）7 代入数据得：2d=15374.1167=157.957mm 式中，kd2为直径系数，一般取 13.015.3；Tc为从动齿轮的计算转矩，Tc=minjeTjT。根据 sm=km3Tc （3-6）=0.35374.1167=3.68 取 m=4 三、主、从动齿轮的齿面宽 F 和偏移距 E 齿面宽 F：F=0.1552d （3-7）=0.155157.957=24.48mm 双曲面齿轮的偏移距 E E0.22d （3-8）=31.59 四、双曲面齿轮的螺旋方向 从动齿轮左旋，主动齿轮右旋，主动齿轮轴线上偏移。这样可使主从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。五、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，小端的螺旋角最小。选择时，应考虑它对齿面重合度、轮齿强度和轴向力大小的影响。越大，重合度就大，同时啮合的齿数也越多，传动就平稳，噪声低。但是过大，齿轮上受的轴向力也会过大。根据“格里森”制推荐用公式近似地预选主动齿轮螺旋角的名义值：0000201200134.54957.15759.319073652590525dEzz 式中，1为主动齿轮的名义螺旋角的预选值；1Z和2Z为主、从动齿轮齿数；2d为从动齿轮的节圆直径；E为双曲面齿轮的偏移距。8 六、法向压力角 法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少不发生根切的最少齿数。一般为19或20，本设计取=19。3.1.4 主减速器准双曲面齿轮的几何尺寸计算 表 3-1 主减速器准双曲面齿轮几何尺寸计算用表 序号 算 例 注 释（1）1Z 7 小齿轮齿数（2）2Z 36 大齿轮齿数（3）)2()1(0.1944 （4）F 24.48 大齿轮齿面宽155.0F2d（5）E 31.59 小齿轮轴线偏距（6）2d 157.957 大齿轮分度圆直径按式2d=32JdTK预选（7）dr 63.5 刀盘名义直径按式2dr=2(22202mAAK预选（8）1 34.54 小齿轮螺旋角的预选值（9）tan1 1.3937 (10)coti2=1.2（3）0.2333 (11)sini2 0.9738 (12)2mR0.2)11)(4()6(67.0587 大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径（13）sini=)12()11)(5(0.4588 (14)cosi 0.8886 (15)(14)+(9)(13)1.5279 (16)(3)(12)13.0391 (17)1mR=(15)(16)19.9229 小齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径 9(18)RT=0.02（1）+1.06 或RT=1.30 1.2 (19)10()12(+(17)307.3173 齿轮收缩系数(20)Tan=)19()5(0.102793 0.113072 0.124379(21)2)20(0.1 1.005269 1.006372 1.007705(22)sin=)21()20(0.102254 0.112356 0.123428(23)5.869 6.451 7.09(24)sin2=)12()22)(17()5(0.440701 0.437699 0.434409(25)tan2 0.490947 0.486807 0.482294(26)tanu1=)25()22(0.208279 0.230801 0.2559189(27)cosu1 0.978991 0.974384 0.968778(28)sin2=)27()24(0.4501579 0.449206 0.448409(29)cos2 0.892949 0.893428 0.893828(30)tan1=)28()29()15(1.410577 1.412499 1.414115(31)（28）（9）-（30）-0.007597-0.008444-0.009154(32)（3）（31）-0.0014773-0.001642-0.00178(33)Sin1=(24)-(22)(23)0.440852 0.437884 0.434629(34)tan1 0.491156 0.487061 0.482595(35)tan1=)34()22(0.208191 0.230681 0.255759(36)1 760446.11 9898437.12 346401.14 10(37)cos1 0.979008 0.974409 0.968815(38)sin1=)37()33(0.450304 0.449383 0.448619(39)1 763203.26 26.704133 26.655143(40)cos1 0.892875 0.893339 0.893723(41)tan1=)38()40()31()15(1.39341 1.393348 1.393283(42)1 33437.54 333147.54 3318837.54(43)cos1 0.583053 0.583071 0.583089(44)2=(42)-（39）571167.27 629014.27 27.676741(45)cos2 0.886437 0.885969 0.885582(46)tan2 0522146 0.523423 0.524493(47)cot2=)33()22(0.231946 0.256589 0.283985(48)2 9414.76 6090.75 1463.74(49)sin2 0.974139 0.968622 0.961962(50)cos2 0.225948 0.248538 0.273183(51)37()32)(12()17(20.248978 20.333196 20.441061(52)50()12(296.787905 269.812965 245.471914(53)(51)+(52)317.036883 290.146161 265.912975(54)49()45)(12(61.021325 61.336508 61.734216(55)35()51)(43(56.708862 51.394255 46.602235(56)-tan01=)53()54)(46()55)(41(0.148742 0.136154 0.122412 11(57)-01 8.46 7.75 6.98(58)cos01 0.989118 0.990858 0.992591(59)51()56)(41(0.010235 0.00933 0.008344(60)52()56)(46(0.000262 0.000264 0.000261(61)(54)(55)3460.449954 3152.344175 2876.952499(62)61()55()54(0.001246 0.003153 0.005259(63)(59)+(60)+(62)0.0117434 0.012748 0.013865(64)63()46()41(74.191796 68.238748 62.660645(65)dr=)58()64(75.0080189 68.868346 63.128372(66)65()7(0.846576 0.922049 1.005887(67)(3)(50);1.0（3）0.0531189 0.805556 左栏用左公式；右栏用右公式(68);35)(17()34()5(35)(37)60.363151 0.247784 左栏用左公式；右栏用右公式（69）（37）+（40）右）（67 1.016289 （70）mZ=（49）（50）19.663527 （71）Z=（12）（47）（70）-0.619875 大齿轮节锥顶点到小齿轮轴线的距离，正(+)号表示该节锥顶点越过了小齿轮轴线，负(-)号表示该节锥点在大齿轮轮体与小齿轮轴线之间。（72）mA=)49()12(69.710313 在节平面内大齿轮齿面宽中点锥距 12（73）0A=)49()6(5.0 82.101462 大齿轮节锥距（74）（73）（72）12.391149 （75）gmh=)2()45)(12(k 5.938598 gmh：大齿轮在齿面宽中点处的齿高工作系数，(76)7()46)(12(0.553887 (77)45()49(（76）0.53236 （78）i 45 齿轮两侧压力角之和。（79）Sini 0.707106 (80)0.2)78(2i 5.22 (81)cos0.2i 0.923879 (82)tan0.2i 0.414214 (83)82()77(1.285232 (84)D=)2()83(10560 377.001311 双重收缩齿齿根角的总和（分）(85)k 0.13 大齿轮齿顶高系数(86)85(150.1bk 1.02 (87)85)(75(2mh 0.772018 大齿轮齿面宽中点处的齿顶高(88)05.0)86)(75(2mh 6.10737 大齿轮齿面宽中点处的齿根高(89)双重收缩齿：)85)(84(2 标准收缩齿：)72()87(34382 074667.382 20562.3012 2280287.339s 3,08882.0RT 4,RT为负值。故大齿轮齿顶角2（单位为分）：为了得到良好的收缩齿，应按下述计算来确定采用双重收缩齿，还是倾根锥母线收缩齿：1.用标准收缩齿的公式来计算 13 倾根锥母线收缩齿：大齿轮齿顶角 TRT)85(2)84(TR，即用双重收缩齿，5，按双重收缩齿计算)85)(84(2=49.01 22.算22s标准收缩齿齿顶角与齿根角之和；3 计算)18()84(sR 4.当RT为负数：TR=（84）即为双重收缩齿应按双重收缩齿计算公式；当RT为正数：TR=（18）s为倾根锥母线收缩齿。(90)sin2 0.014256 (91)双重收缩齿：)89()84(2 标准收缩齿：)72()88(34382 倾根锥母线齿：TTRT22 5.466519 大齿轮的齿根角（单位为分）(92)sin2 0.095264 (93)90)(74()87(2h 0.948665 大齿轮齿顶高(94)92)(74()88(2h 7.287801 大齿轮齿根高(95)C=0.150(75)+0.05 0.940789 颈向间隙 C 为大齿轮在齿面宽中点处的工作齿高的 15%再加上 0.05(96)94()93(h 8.236467 大齿轮齿全高(97)95()96(gh 7.295677 大齿轮齿工作高(98)89()48(02 9631.74 大齿轮面锥角(99)sin02 0.965759 (100)cos02 0.259441 (101)2R=(48)91(6797.68 大齿轮根锥角 14(102)sin2R 0.931563 (103)cos2R 0.363581 (104)cot2R 0.390291 (105)6(5.0)50)(93(02d 158.475318 大齿轮外圆直径(106)(70)+(74)(50)23.048575 (107)49)(93()106(02x 22.135994 大齿轮外援至小齿轮轴线的距离(108)99()87()90)(72(0.229635 (109)102()88()92)(72(0.572713 (110)108()71(0z-0.849509 大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线的距离正（+）号表示该面锥顶点越过小齿轮轴线；负（-）号表示该面锥顶点在大齿轮轮体与小齿轮轴线之间(111)109()71(Rz-0.047161 大齿轮根锥角顶点至小齿轮轴线的距离，正（+）号表示该跟锥顶点越过小齿轮，负（-）号表示该根锥顶点在大齿轮轮体与小齿轮轴线之间(112)(12)+(70)(104)74.733185 (113)sin)112()5(0.422704 (114)cos2)113(1 0.906268 (115)tan)114()113(0.466423 (116)sin)114)(103(01 0.329502 (117)01 19.238523 大齿轮面锥角 15(118)cos01 0.944155 (119)tan01 0.348991 (120)103()95()111)(102(2.466731 (121)114()120()113)(5(0G 12.012431 小齿轮面锥顶点至大齿轮轴线的距离，正（+）号表示该面锥顶点越过大齿轮轴线，负（-）表示该面锥顶点在小齿轮轮体与大齿轮轴线之间(122)tan）（）（左6967)38(0.023448 (123)cos;343237.1；0.999725 (124)左）（123)39(;cos 311906.25;0.90399 (125)11cos36117）；（）（892122.4;0.996357 (126)右右）（）（6867)113(0.092728:-0.5883 (127)右右）（）（124123 1.105898 (128)右左）（）（688768 60.554444 (129)右）（）（125118 0.947607 (130)(74)(127)13.703351 (131)左）（126)75()129)(130()128(0B 74.09051 小齿轮外圆至大齿轮轴线的距离(132)(4)(127)（130）13.36904 (133)右）（12675)129)(132()128(iB 44.392198 小齿轮轮齿前缘至大齿轮轴线的距离(134)(121)+(131)86.102942 16(135)5.0)134)(119(01d 60.09829 小齿轮外圆直径(136)12()99()100)(70(72.341088 (137)sin)136()5(0 0.436681 (138)0 892326.25 (139)cos0 0.899616 (140)100()95()100)(99(0.463951 (141)139()140()137)(5(RG 14.818329 小齿轮根锥顶点至大齿轮轴线的距离，正（+）号表示该根锥顶点越过大齿轮轴线，负（-）号表示该根锥顶点在小齿轮轮体与大齿轮轴线之间(142)sin)139)(100(1R 0.233398 (143)1R 497183.13 小齿轮根锥角(144)cos1R 0.972381 (145)tan1R 0.240027 (146)minB 0.2 (147)maxB 0.4 (148)(90)+(92)0.10952 (149)(96)（4）（148）555416.5 (150)4()73(iA 57.621462 在节平面内大齿轮内锥距 17 3.2 差速器的基本参数选择与设计计算 3.23.2.1 1 差速器齿轮的基本参数的选择 一、行星齿轮数目的选择 轿车常用 2 个行星齿轮，载货汽车和越野车多用 4 个行星齿轮，少数汽车采用 3 个行星齿轮。根据载荷计算本车采用 4 个行星齿轮。行星球面半径有公式：3JBBTKR mm （3-9）确定。式中：BK行星齿轮球面半径系数，BK=2.522.99，对于 4 个行星齿轮的轿车和公路载货汽车取最小值，对于 2 个行星齿轮的轿车以及所有越野车和矿车取最大值。jT计算转距，取Tc=minjeTjT。则：85.2674.116755.23BRmm 0A（0.980.99）BRmm=26.45mm 上式中,0A为节锥距。二、行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择 在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两个半轴齿轮齿数LZ2、RZ2之和，必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀的分布于半轴齿轮的轴线周围，否则差速器无法安装。即应满足的安装条件为：INZZRL22 （3-10）式中，RLZZ22,左、右半周齿轮的齿数，对于对称式圆锥行星齿轮差速器来说，RLZZ22；n行星齿轮数目；I任意整数。取 RLZZ22=14 则 行星齿轮齿数为：111Z，半轴齿轮齿数为142Z。三、差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 首先，初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角1、2；arctan121ZZ （3-11）18 122arctanZZ （3-12）则 16.381；84.512 式中，21,ZZ分别为行星齿轮与半轴齿轮齿数。再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数 m 220110sin2sin2ZAZAm （3-13）得：m=2.986 取 m=3 反推出0A26.74mm 节圆直径 d 即可根据齿数 Z 和模数 m 由下式求得：d=mz （3-14）则 mmd331,mmd422 四、压力角的确定 取5.22，齿高系数为 0.8，最少齿数可减至 10。五、行星齿轮安装孔直径及深度 L 的确定 nlTC1.11030 （3-15）=13.483 取mm14 l=1.1=15.4 3.23.2.2 2 差速器齿轮的几何尺寸设计计算 表 3-2 差速器齿轮的几何尺寸计算 序号 项目 计算公式（1）行星齿轮数 111Z（2）半轴齿轮 2Z=14（3）模数 M=3（4）齿面宽 F=7.975269（5）齿工作高 8.46.1mhg(6)齿全高 415.5051.0788.1mh 19（7）压力角 5.22（8）轴交角=90（9）节圆直径 331d,422d（10）节锥角 arctan121ZZ，16.381 122arctanZZ，84.512（11）周节 T=3.1416m=9.4248（12）节锥距 74.26)99.098.0(0bRA（13）齿顶高 824745.221hhhg 9752551.137.0430.02122mZZh(14)齿根高 539255.2788.11 1hmh 388745.3788.12 2hmh（15）径向间隙 C=615.0051.0188.0mhhg（16）齿根角 431308.5arctan0 11Ah 231459.7arctan0 22Ah（17）面锥角 388686.452101 274083.571202（18）根锥角 725918.32111R 611315.44222R（19）外圆直径 442297.37cos211101hdd 44071.44cos222202hdd（20）节锥顶点至外缘距离 254811.19sin211201hdx 20 94682.14sin222102hdx（21）理论弧齿厚 21sts=4.92027 504529.4tan2212mhhts（22）齿侧间隙 B=0.21（23）弦齿厚 79704.426213111Bdsssx 390894.426223222Bdsssx（24）弦齿高 968957.24cos112111dshhx 049875.24cos222222dshhx 21 sk尺寸系,6224.04.2544.25444sk；mK载荷分配系数，当两个齿轮均为骑马式支撑时，mK=1.001.10；当一个齿轮用骑马式支撑时，mK=1.101.25；vK质量系数；Z计算齿轮齿数；m端面模数；J计算弯曲应力综合系数。4 4.1.1.3 3 轮齿接触强度计算 22 小齿轮轮齿工作频率高，且小齿轮曲率半径较大齿轮的小，因此小齿轮的接触强度较弱，故只校核小齿轮的接触强度即可。按cT=csceTT,min计算 J=1DcpJvfmsZbJkKkkkT02 （4-6）=957.1576.232310228.048.2410.105.16224.0129.2522 =357.9aMP2800aMP 按cT=cFT计算=1DcpJvfmscFbJkKkkkT02 （4-7）=85.396.2323109.01429.5228.048.2410.105.16224.0119.4092 =839.8aMP1750aMP 式中pc材料的弹性系数，其它同上。由以上计算可知：主减速器齿轮满足使用要求。4.2 差速器齿轮的强度计算 差速器齿轮主要是进行弯曲强度计算，而对于疲劳寿命则不予考虑，这是由于行星齿轮在差速器的工作中经常只是起等臂推力杆的作用，仅在左右驱动车轮有转速差时行星齿轮和半轴齿轮才有相对滑动的缘故。由于半轴齿轮的齿数2z大于行星齿轮的齿数1z，故半轴齿轮的弯曲强度较低，因此只对半轴齿轮进行弯曲强度校核即可。按半轴齿轮承受的最大转矩计算：2w=JmFzkkkkTvmsje2203102 （4-8）=265.0314975.7105.16224.0116.175100022=859.75aMP980aMP 按半轴齿轮承受的工作转矩计算：23 2w=JmFzkkkkTvmsjm2203102 （4-9）=265.0314975.7105.16224.0138.61100022=192.82aMP210.9aMP。式中 jeT、jmT分别为主减速器从动齿轮承受最大转矩和工作转矩；其它意义同上。4.3 半轴强度计算 4.34.3.1 1 半轴扭转应力 331016dT （4-10）=3251415.3100087.139916 456Mpa=500Mpa 式中半轴的扭转应力，MPa；T半轴的计算转距，mN.d半轴杆部直径，mm；半轴扭转的许用应力。4.34.3.2 2 半轴的最大扭转角 310180GJTl （4-11）=3834985100018068087.1399=o64.138 式中 T半轴承受的最大转距，mN.；l半轴长度，mm G材料的剪切弹性模量，MPa；J半轴横截面的极惯性距，J=432d，4mm。24 第第五五章章 轴承寿命的计算轴承寿命的计算 5.1 主减速器主动锥齿轮支承轴承的计算 5.1.1 主减速器主动齿轮上的当量转矩dT1的计算 dT1=maxeT334443333322231111001001001001001TggTggTggTggfiffiffiffif 25（5-1）=333333)6.01(75)6.056.1(20)65.0483.2(4)7.0504.3(1100172=62.1Nm 式中，gf为变速器 1，2，3，4 档使用率；gi为变速器 1，2，3，4 档传动比；Tf为变速器处于 1，2，3，4 档时发动机转矩利用率；maxeT为发动机最大转矩。5.1.2 主从动圆锥齿轮齿面宽中点处的圆周力 p 的计算 1p=mddT112=8.3910001.622=3120.6N （5-2）2p=1p12coscos=3120.6oo3318.54cos6767.27cos=4739.486N （5-3）5.1.3 双曲面齿轮的轴向力与径向力的计算 一、双曲面锥齿轮的轴向力1A和径向力1R的计算 1A=11cosp1111cossinsintg （5-4）=)3464.14cos3319.52sin3464.14sin5.22(tan5831.06.31200000=4653.417N 1R=11cosp1111sinsincostg （5-5）=)3464.14sin3319.52sin3464.14cos5.22(tan5831.04.3120 =1097.89N 二、从动齿轮的轴向力2A和径向力2R的计算 2A=22cosp2222cossinsintg （5-6）=8856.0486.47392732.04645.096196.04142.0=1453.22N 26 2R=22cosp2222sinsincostg =8856.0486.473996196.04645.02732.04142.0=2996.9N 5.1.4 悬臂式支承主动锥齿轮的轴承径向载荷的确定 图 5-1 主动锥齿轮支承轴承 轴承 A 的径向载荷AR为：AR=a12111215.0mdAbRbp （5-7）=681228.39417.46535.02889.1097284.3120 =1574.3N BR=a12111215.0mdAcRcp =681228.39417.46535.09789.1097974.3120 =4455.8N 5.1.5 轴承寿命的计算 一、初选轴承型号 根据已知轴径和工作条件，初选轴承 A 为 30305，B 为 30306。查表得 rAC=44.8KN，roAC=30KN，Ae=0.31，AY=1.9 rBC=55.8KN，roAC=38.5KN，Be=0.31，BY=1.9 27 二、计算两轴承的内部轴向力AS、BS及轴向载荷aAF、aBF AS=AAYR2=9.123.1574=414.3N （5-10）BS=BBYR2=9.128.4455=1172.6N 因为 1A+AS=4653.417+414.3=5067.717NBS 所以 aAF=AS=414.3N aBF=1A+AS=5067.717N 三、计算两轴承的当量载荷AP、BP 轴承 A：AaARF=3.15743.414=0.263Ae 故查表得 AX=1，AY=0 轴承 A 在工作中受冲击比较严重，故取pf=1.8 AP=pfAR=1.81574.3=2833.74N 轴承 B：BaBRF=8.4455717.5067Be 故查表得BX=0.4，BY=1.9 工作中 B 没有 A 受冲击大，故取pf=1.2 BP=pfaBBBBFYRX （5-11）=1.2（0.44455.8+1.95067.717）=13693.2N 四、计算轴承使用寿命hL10 hAL10=166010n310ArAPC=55006010631074.283310008.44=30052h （5-12）hBL10=166010n310BrBPC=5500601063102.1369310008.55=3274h 式中 1n主减速器主动齿轮支承轴承的计算转速，minr；5.2 从动齿轮支承轴承校核 5.2.1 单级主减速器从动齿轮支承轴承径向载荷的确定 28 图 5-2 从动齿轮支承轴承 cR=a12m22222d5A.0bR)b(p =125122957.15722.14530.5349.9962)34(4739.486 =1293.25N DR=a12m22222d5A.0cR)c(p =125122957.57122.14530.5919.9962)91(4739.486 =3674.4N 5.2.2 轴承寿命计算 一、初选轴承型号 选 C、D 为 30207 型轴承,查表得rC=51.5,crC=37.2,e=0.4,Y=1.7 二、计算两轴承的内部轴向力CS,DS及轴向载荷aCF,aDF CS=YRC2=7.1225.1293=380.37N DS=YRD2=7.124.3674=1080.7N 因为 DS+2A=1080.7+1453.22=2533.92CS 所以 aDF=DS=1080.7N aCF=DS+2A=2533.92N 三、计算两轴承当量载荷CP,DP 29 轴承 C:CaCRF=25.129392.2533e,故查表得CX=0.4,CY=1.9.轴承 C 在工作中受到的冲击大故取pf=1.5 CPpfaCCCCFYRX=1.5(0.41293.25+1.92533.92)=7997.7N 轴承 D:DaDRF=6.36747.1080=0.294e,故查表得DX=1,DY=0;取pf=1.5 DP=pfDR=1.53674.6=5511.9N 四、计算轴承寿命hL10 hCL10=266010n310CrPC=4606010610351.5 10007997.7 =82792h hDL10=266010n310DrPC=4606010610351.5 10005511.9 =286331h 式中2n为主减速器从动齿轮支承轴承的计算转速。第第六六章章 后悬架结构分析后悬架结构分析 6.1 悬架概述 悬架的功用是把路面作用于车轮上的垂直反力、纵向反力和侧向反力及这些反力所造成的力矩传到车架上，以保证汽车到正常行驶。现代汽车的悬架尽管有各种不同的结构形式，但一般都由弹性元件、减震器和导向机构三部分组成。此外，为限制弹簧的最大变形并防止弹簧直接撞击车架，一般铺由缓冲块。30 悬架设计的基本要求为