汽车设计课设

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……………………………………………………………………21、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Tφ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…………………………………………………………………………151一、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=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17.5kg﹒mn：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=274kg2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Tce1TemodfceKTKiiin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×mag×Tem16时，fi=0.01（16-0.195×mag/Tem）；当0.195×mag×Tem≥16时，fi=0。式中，ma为汽车满载质量，ma＝1340＋2735＝4075kg，0.195×mag/Tem＝45.416，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——变速器一档传动比，i1＝7.00if——分动箱传动比，该减速器无分动箱，if＝1i0——主减速器传动比，i0＝5.833η——发动机到从动锥齿轮之间的传动效率，取η＝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Tcs22'rcsmmGmrTiTce=6450N﹒m3式中：G2——满载状态下一个驱动桥上的静载荷，G2＝27350Nm2’——汽车最大加速度时的候车轴负载转移系数，取m2’＝1.1φ——轮胎与路面间的附着系数，取φ＝0.85rr——车轮滚动半径，rr=0.0254[d/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——主减速器从动齿轮到车轮间传动比，im＝1ηm——主减速器从动齿轮到车轮间传动效率，ηm＝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trcfmmFrTin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=W﹒f，其中货车滚动阻力系数f为0.015~0.020，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0.80~1.00，取CD=0.9，迎风面积A=4m2，日常平均行驶车速ua＝50km/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，im＝1ηm——主减速器从动齿轮到车轮间传动效率，ηm＝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＝min[Tce，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﹒m，所以Tc＝Tcf＝375N﹒m。（5）主动锥齿轮的计算转矩cZoGTTi式中：ηG——主从动锥齿轮间传动效率，对于弧齿锥齿轮副ηG＝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=68Nm。Tcs＝8899NmTcf＝375N﹒m计算锥齿轮最大应力时，Tz=1164Nm；计算锥齿轮疲劳寿命时，Tz=68Nm。42、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=7×5.833=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=6457N﹒m，Tcs=8899Nm，Tcf＝375N﹒m。当计算锥齿轮最大应力时，Tc＝min[Tce，Tcs]=6457Nm；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=6457Nm。（2）从动锥齿轮分度圆直径D2和端面模数ms根据经验公式，322cDTKD式中：KD2——直径系数，KD2＝13~16，取15计算得D2=280mm则ms=D2/Z2=280/41=6.83mm同时，ms满足3smcmKT式中：Km为模数系数，Km=0.3~0.4，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ms=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b2≤10ms。主动齿轮齿面宽b1=1.1b2=1.1×43mm=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β双曲面锥齿轮由于存在E，所以βm1与βm2不相等取β=35°，ε=2°则βm1=36°，βm2=34°错误!未找到引用源。（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z1=7z2=41i0=5.857Tc=6457NmD1=49mmD2=280mmms=7mmb2=43mmb1=47mmβm1=36°，βm2=34°主动齿轮左旋，从动齿轮右旋。5定则，所以主动齿轮左旋，从动齿轮右旋。（7）法向压力角α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，3max112210eTipDb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]=1429N/mm，P[p]，满足设计要求。（2）齿轮弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为：30210csmwvswTKKKKmbDJ式中：Tc——齿轮的计算转矩。从动齿轮：按最大弯曲应力算时Tc＝6457NmNm，按疲劳弯曲应力算时Tc=375Nm；主动齿轮：按最大弯曲应力算时Tz=1164Nm，按疲劳弯曲应力算时Tz=68Nm。K0——过载系数，取K0＝1Ks——尺寸系数，ms1.6mm时，Ks错误!未找到引用源。=（ms/25.4）0.25=0.75Km——齿面载荷分配系数。跨置式支撑结构Km=1~1.1，取Km=1Kv——质量系数，Kv＝1ms——从动锥齿轮断面模数，ms=7mmb——齿面宽，主动齿轮b1=47mm，从动齿轮b2=43mmD——分度圆直径，主动齿轮D1=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对于从动齿轮：按最大弯曲应力计算σw2=396MPa，[σw]=700MPa，σw2≤[σw]，满足设计要求；错误!未α=22°30′单位齿长圆周力p=1163N/mm[p]，满足设计要求。从动齿轮：按最大弯曲应力计算σw2=396MPa[σw]；按疲劳弯曲应力计算σw2=23MPa[σw]满足设计要求。6找到引用源。按疲劳弯曲应力计算σw2=23MPa，[σw]=210MPa，σw2≤[σw]，满足设计要求。错误!未找到引用源。对于主动齿轮：按最大弯曲应力计算σw1=309MPa，[σw]=700MPa，σw2≤[σw]，满足设计要求；错误!未找到引用源。按疲劳弯曲应力计算σw1=18MPa，[σw]=210MPa，σw2≤[σw]，满足设计要求。错误!未找到引用源。错误!未找到引用源。（3）齿轮接触强度031210pzsmfJvJCTKKKKDKbJ式中：Cp——综合弹性系数，钢的齿轮Cp=231.6D1——主动锥齿轮大端分度圆直径，错误!未找到引用源。=49mmTz——主动齿轮计算转矩。按最大弯曲应力算时Tz=1164Nm，按疲劳弯曲应力算时Tz=68NmK0——过载系数，取K0＝1Ks——尺寸系数，Ks=1Km——齿面载荷分配系数。跨置式支撑结构Km=1~1.1，取Km=1Kf——表面品质系数，Kf=1Kv——质量系数，Kv＝1b——b1和b2中较小的齿面宽，b=b2=43mm错误!未找到引用源。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min[Tce，Tcs]计算的最大接触应力σJ错误!未找到引用源。=2459MPa，[σJ]=2800MPa，σ